Návrh mechanismu pro navíjení lana na buben

VŠB Technická univerzita Ostrava Fakulta Strojní Výrobní stroje a zařízení Návrh mechanismu pro navíjení lana na buben Mechanism Design for Rope Wining on the Drum Stuent: Veoucí iplomové práce: Bc. Vlaimír Nepor Dr.Ing. Jaroslav Melecký

Místopřísežné prohlášení stuenta Prohlašuji, že jsem celou iplomovou práci včetně příloh vypracoval samostatně po veením veoucího iplomové práce a uvel jsem všechny použité poklay a literaturu. V Ostravě.... popis stuenta

Prohlašuji, že jsem byl seznámen s tím, že na moji iplomovou práci se plně vztahuje zákon č. 11/000 Sb., autorský zákon, zejména 5 užití íla v rámci občanských a náboženských obřaů, v rámci školních přestavení a užití íla školního a 60 -školní ílo. beru na věomí, že Vysoká škola báňská Technická univerzita Ostrava (ále jen VŠB- TUO ) má právo nevýělečné ke své vnitřní potřebě iplomovou práci užít ( 5 ost. ). souhlasím s tím, že iplomová práce bue v elektronické poobě uložena v Ústření knihovně VŠB-TUO k nahlénutí a jeen výtisk bue uložen u veoucího iplomové práce. Souhlasím s tím, že úaje o kvalifikační práci buou zveřejněny v informačním systému VŠB-TUO. bylo sjenáno, že s VŠB-TUO, v přípaě zájmu z její strany, uzavřu licenční smlouvu s oprávněním užít ílo v rozsahu 1 ost. 4 autorského zákona. bylo sjenáno, že užít své ílo iplomovou práci nebo poskytnout licenci k jejímu využití mohu jen se souhlasem VŠB-TUO, která je oprávněna v takovém přípaě oe mne požaovat přiměřený příspěvek na úhrau náklaů, které byly VŠB-TUO na vytvoření íla vynaloženy (až o jejich skutečné výše). beru na věomí, že oevzáním své práce souhlasím se zveřejněním své práce pole zákona č. 111/1998 Sb., o vysokých školách a o změně a oplnění alších zákonů (zákon o vysokých školách), ve znění pozějších přepisů, bez ohleu na výsleek její obhajoby. V Ostravě... popis Bc. Vlaimír Nepor Luká 145 78 4 Slavětín

Poěkování Touto formou bych chtěl poěkovat panu Dr.Ing. Jaroslavu Meleckému za cenné ray, které mi poskytl během vypracovávání této práce.

ANOTACE DIPLOMOVÉ PRÁCE NEPOR, V. Návrh mechanismu pro navíjení lana na buben. Ostrava: VŠB Technická univerzita Ostrava, Fakulta strojní, Katera výrobních strojů a zařízení, 018, 51 s. Veoucí práce Dr.Ing. Jaroslav Melecký. Mechanismus veení a vícevrstvého navíjení lana na buben se skláá ze částí. Tato iplomová práce se zabývá mechanismem přímého veení lana na buben, tj. částí pře bubnem. Problematika samotného namotávání a uchovávání lana na bubnu je řešena okrajově v rámci nezbytného minima pro správnou funkci zařízení. Úvo práce obsahuje náhle o problematiky a stručné porovnání používaných řešení. Na záklaě rešerše je poté navrhnut a zvolen optimální esign. Ten zahrnuje aplikaci Diamantového šroubu. Hlavní část práce se zabývá analytickými výpočty klíčových komponent. Závěr práce je věnován návrhu pohonu zařízení. Součástí iplomové práce je D moel celého zařízení včetně výkresové okumentace řešených komponent. ANNOTATION OF MASTER THESIS NEPOR, V. Mechanism Design for Rope Wining on the Drum. Ostrava: VŠB Technical University of Ostrava, Faculty of Mechanical Engineering, Department of Manufacturing Machines an Equipment, 018, 51 p. Thesis hea: Dr.Ing. Jaroslav Melecký. Mechanism of rope multi-layer wining on the rum is compose of parts. This iploma thesis is focuse for the mechanism of irect wining, i.e. the part in front of the rum. The problem of roping an storing of the rope on the rum is solve marginally within a necessary require minimum for proper operation of the evice. The introuction of the thesis provies a review of the solving problem an a brief comparision of existing solutions being in use. Base on the research, there is esign of few possible solutions. After consiering suitability of the esigns, there is one selecte using the Diamon screw mechanism for its function. The main part eals with analytical calculations of the key components. The conclusion of the thesis is evote to the esign of he evice rive. The iploma thesis further contain a D moel of the whole evice incluing rawing ocumentation of solve components.

Obsah 1. Úvo.... Přehle současných řešení... 4.1 Veení lana pomocí proměnného úhlu navíjení... 4. Mechanismus navíjení pomocí Diamantového (samovratného) šroubu... 6. Volba esignu vlastního zařízení... 8.1 Volba voícího mechanismu... 8. Volba bubnu... 10. Volba pohonu... 1 4. Návrh vlastního zařízení... 1 4.1 Volba rozměrů a otáček bubnu... 1 4.1.1 Volba rozměrů bubnu... 1 4.1. Volba otáček bubnu... 15 4. Volba voících válečků poavače lana... 16 4..1 Horizontální voící klaky... 17 4.. Vertikální voící válečky... 0 4. Ložiska voících válečků... 5 4..1 Ložiska horizontálních voících klaek... 5 4.. Ložiska vertikálních válečků... 6 4.4 Nosné tyče... 8 4.5 Diamantový šroub... 1 4.6 Kinematika voícího zařízení... 4 4.7 Volba pohonu... 4 5. Mazání a úržba... 46 6. Navržené zařízení... 47 7. Závěr... 48 8. Seznam použité literatury... 49 9. Seznam příloh... 51

Seznam použitých značek a symbolů Označení Popis veličiny Jenotka A,B,C,D Reakční síly [N] C Záklaní ynamická únosnost [N] C Záklaní statická únosnost [N] 0 D Průměr [mm] E Moul pružnosti v tahu [MPa] F K, F Silový účinek lana [N] v F Síla v laně [N] L F Osová síla [N] O F Raiální zatížení [N] R J kvaratický moment průřezu [mm 4 ] L Vzpěrná élka [mm] VZP L 10 Dynamický výpočet ložiska [ho] H M, M Ohybový moment [ N mm ] O M Kroutící moment [ N mm ] k P Raiální ekvivalentní ynamické zatížení [N] R poloměr [mm] R Mez kluzu v tahu materiálu [MPa] e R Mez pevnosti v tahu materiálu MPa m S Plocha [mm ] S Statický Koeficient bezpečnosti ložiska [-] 0 W Moul oporu průřezu v ohybu [mm ] O W Moul oporu průřezu v krutu [mm ] k a,b,c,e Délkové rozměry [mm] Průměr [mm] i Počet střižných ploch [-] i p Převoový poměr [-] j kvaratický poloměr průřezu jára šroub [mm 4 ] k Koeficient bezpečnosti [-] k s Statická bezpečnost [-] 1

k Dynamická bezpečnost [-] l Délka tyčového objektu [m] 1 n Otáčky bubnu [ min ] B n Číslo vrstvy lana, otáčky [-],[min -1 ] p Dovolené napětí v tlaku [MPa] p Napětí v tlaku [MPa] t,p Rozteč [mm] q Spojité působení síly [N/mm ] r Poloměr [mm] t Tloušťka [mm] v Navíjecí rychlost [ m min 1 ] z Počet zubů [-] Koeficient štíhlosti [-] Matematická konstanta [-] Osová vzálenost [mm] α Součinitel koncentrace napětí, úhel [-],[ ] β Vrubový součinitel, úhel [-],[ ] φ Úhel [ ] p součinitel kvality povrchu [-] součinitel velikosti součásti [-] Napětí v ohybu / tahu [MPa] Dovolené napětí [MPa] Reukované napětí [MPa] re Napětí v krutu [MPa] Dovolené napětí v krutu [MPa] horní napětí provozního cyklu [MPa] h * horní mez únavy materiálu skutečné součásti [MPa] hc záklaní mez únavy hlakého vzorku [MPa] hc

1. Úvo Navíjecí mechanismus je jenouchý mechanický mechanismus veení a navíjení navíjeného, zpravila pružného louhého tělesa kruhového průřezu o prostoru určeného k jeho uchování pro přípa práce, sklaování, nebo převozu. Navíjecí mechanismus je uplatňován v široké škále provozů a operací, o záklaních samonavíjecích mechanismů u navíjení elektrického kabelu vysavačů, přes ůmyslně řešené navíjení vlasce v přípaě navijáků rybářských prutů, různé typy navijáků používaných na palubách jachet a jevištích ivael, až po výkonné a strojově poháněné navijáky pro oly, stavby, jeřáby, vyprošťovací techniku a jiné. Záklaními prvky navijáku jsou buben, zařízení veení lana na buben a mechanismus vyvozující rotační pohyb bubnu nutný pro navíjení a ovíjení lana nebo kabelu. Pole velikosti zařízení, ruhu provozu a přeevším élky lana se volí mechanismus veení lana na buben obecný (průvlaky lana), korigující lano pouze v rámci vymezeného prostoru, nebo s přesným veením, který lano navíjí v přesně vymezených rahách a umožňuje plynulejší a rovnoměrnější navinutí lana na buben. V přípaech, ky je vyžaováno velmi přesné navíjení, přípaně vícevrstvé navíjení, mechanismus veení lana je přítomen i na samotném bubnu ve formě pře-vytvořených rážek pro lano. Obr.č.1.1 Ukázka aplikací s navíjecím mechanismem lana Tato iplomová práce se bue zabývat návrhem navíjecího mechanismu lana o průměru,5 mm pro provoz vyžaující přesné veení lana ve více vrstvách. Celková élka navinutého lana bue alespoň 400 metrů a lano bue zatěžováno maximální silou 700 000N v pracovním rozsahu vstupujícího lana 5% vertikálně a 0% horizontálně.

. Přehle současných řešení V aplikacích s požaavkem vícevrstvého navíjení lana na buben je nezbytné vynutit reversní pohyb lana namotávaného na buben. Toho je možné osáhnout vratným pohybem bubnu, nebo jenoušeji, nuceným veením lana na buben. V průmyslovém ovětví se k veení lana na buben využívá buď mechanismus pracující se stupněm navíjení (kapitola.1), nebo mechanismus tzv. samostatně vratného šroubu (kapitola.). Volba funkčního mechanismu navíjení a ukláání lana na buben je klíčová z hleiska životnosti, spolehlivosti, plynulosti a v neposlení řaě i bezpečnosti provozu aného zařízení. V přípaě navíjení lana o více vrstev je potřeba pamatovat i na minimální napětí v laně kolem 1-% maximálního přípustného napětí zajišťujícího neměnné uložení omotávek lana na bubnu. Násleující pokapitoly znázorňují možná řešení veení lana vhoná pro průmyslový provoz..1 Veení lana pomocí proměnného úhlu navíjení Přesného navíjení lana na buben lze ocílit pomocí zařízení usměrňujícím úhel přicházejícího lana na buben. Úhel, po kterým je v tomto přípaě lano na buben přiváěno je klíčový pro správné namotávání lana. Úhel navíjení je efinován jako úhel lana mezi hlavní klakou a přírubou bubnu. Velikost tohoto úhlu je ovislá o složení lana a oporučení na správný rozsah se lehce liší. Společnost Lebus uává na záklaě louhoobého sleování a zkušeností ieální úhel navíjení v rozmezí o 0,5 o 1,5. [1] V přípaě, ky je navíjecí úhel příliš velký, lano má sklon jenotlivé namotávky lana na bubnu zařazovat s větším rozestupem. Naopak v přípaě navíjecího úhlu příliš nízkého, lano nemá ostatečnou setrvačnost pro omotávání se o alších namotání a získává tenenci se vrstvit říve, než je žáoucí. V obou přípaech, při nesprávném namotání lana na bubnu ochází ke vzniku naměrného opotřebení lana společně s vznikem značného zatížení bubnu vlivem špatného rozložení sil vyvozených sílou v laně na buben. 4

Kompenzátor úhlu navíjení Kompenzátor úhlu navíjení je neílnou součástí mechanismu veení lana na buben po proměnným úhlem. Celý mechanismus je zjenoušeně znázorněn na obr. č..1. a) Sestava kompenzátoru s bubnem b) popis částí kompenzátoru Obr.č..1 Přesné veení lana na buben pomocí kompenzátoru [] Kompenzátor úhlu navíjení lana je poháněn pohybem lana při jeho průchou přechoovými úseky bubnu. FAC hříel se při namotávání a omotávání lana pomalu pohybuje a tím umožňuje klace a excentrům na něm umístěným v pohybu posouvajícím klaku o správného úhlu i prostoru. Klaka samotná se pohybuje po FAC hříeli horizontálně průběžně s jenotlivými omotávkami lana a navíc je pohybem excentrů natočena vžy tak, aby bylo osaženo namotávání lana na buben po správným úhlem. Výslená křivka pohybu klaky je oblouk. Výhoou aného řešení je, že není potřeba mechanické vazby mezi kompenzátorem a bubnem. Hybnost kompenzátoru při práci je znázorněna na obr.č... Obr.č.. Vyznačení pohybu klanice s klakou [] 5

. Mechanismus navíjení pomocí Diamantového (samo-vratného) šroubu Mechanismus Diamantového šroubu se skláá z tělesa šroubu, objímky šroubu a elementu převáějícího rotační pohyb šroubu na posuvný pohyb objímky. Diamantový šroub, běžně nazývaný self-reversing screw (samo-vratný šroub), je speciální nenormalizovaný šroub s nekonečnou élkou závitu o nenormalizovaného průřez. Je uložen v ložiscích a na jené straně zpravila zakončen válcovým koncem hříele. Objímka Diamantového šroubu je tuhým tělesem s vymezeným stupněm pohybu nosnými tyčemi a vzáleností mezi krajními závity Diamantového šroubu. Ve svém nitru obsahuje element pro přesnost rotačního pohybu šroubu na posuvný pohyb objímky. Přenos sil pomocí jezce: Těleso jezce je znázorněno na obr.č... Funkčnost jezce spočívá v jeho otočném upevnění pomocí ložiska v objímce. Při rotačním pohybu šroubu se ploutev jezce pohybuje v rážce šroubu a převáí tak rotační pohyb šroubu na posuvný pohyb objímky. Obr.č.. Mechanismus jezce a Diamantového šroubu [] Přenos sil pomocí kuliček: Princip přenosu rotačního pohybu šroubu na posuvný pohyb objímky spočívá v tvrzených kuličkách pohybujících se ve vyhrazeném prostoru v objímce. Mechanismus je znázorněn na obr.č..4. vpravo. Výhoou mechanismu je přenos prostřenictvím valivé vazby, íky čemuž je osaženo nižšího tření v závitu oproti mechanismu s kluzným uložením (přenos pomocí jezce). Díky nižšímu tření stoupá životnost zařízení a plynulost chou. 6

Obr.č..4 Převo rotačního pohybu na posuvný pomocí kuliček [18] Materiál mechanismu s Diamantovým šroubem se volí iniviuálně v závislosti na místě a ruhu užití. Používají se materiály kovové i nekovové. O měkkých ocelí až po slitiny titanu vhonými svými vlastnostmi pro aplikace v arktickém prostřeí, přípaně na moři. Mechanismus navíjení lana pomocí Diamantového šroubu je vhoný při navíjení extrémně těžkých kabelů, až tisíce metrů louhých. Mechanismy obsahující Diamantový šroub mohou být čistě mechanické, stejně jako sofistikované, využívající počítačové řízení. Mechanická varianta je znázorněna na obrázku č..5 Obr č..5. Mechanismus navíjení pomocí Diamantového šroubu [] Popis funkce Lano je na buben veeno skrz pouzro poavače lana zahrnující vertikální a horizontální voící válečky umožňující jkorekci a pohyb lana ve vymezeném poli horizontálně i vertikálně. Příčný posuv tělesa poavače lana je vymezen nosnými tyčemi a vyvozen prostřenictvím spojení objímky a Diamantového šroubu. Ve většině aplikací se používá mechanického spojení mezi bubnem a poavačem. Mechanická vazba je navržena s ohleem na potřebu ocílení synchronizovaného a přesného veení lana nezbytného pro správné a bezpečné navíjení. V aplikacích na moři fungují spolehlivě mechanismy s navíjením lana až v 46 vrstvách [5]. 7

. Volba esignu vlastního zařízení Sekce volby esignu se bue věnovat porovnání možných variant a řešení jenotlivých komponent navíjecího mechanismu. Výpočet vybraného řešení navíjecího mechanismu bue zpracováno v kapitole 4. Celý mechanismus navíjení bue navržen s čistě mechanickým řízením, t.j. s výhoou jenoušší úržby a mnohem nižšího rizika poruchy. Pohyb poavače lana bue zkonstruován a navržen tak, aby byl kompatibilní s rážkováním na bubnu. Tím vznikne perfektní řízené zařazování lana na buben umožňující navíjení ve více vrstvách pro všechna lana přibližující se referenčnímu průměru lana..1 Volba voícího mechanismu Vratné veení lana na buben bue řešeno pomocí Diamantového šroubu s jezcem. Jená se o nejpoužívanější způsob převou pohybu. Variantní řešení pouzra poavače lana: 1. Varianta 1 Poavač lana se pohybuje po nosných tyčích a je složen ze částí. Horní pevná část poavače opatřena klakou vee lano na buben, sponí část poavače, rozšířena otočnou konzolí s klakou, je vstupní částí lana o poavače. Mezi klakami lano prochází střeem utého čepu kloubového uložení otočné konzole. Obr. č..1 Variantní řešení poavače č. 1 [6] Výhoou tohoto řešení je nižší opotřebení lana vlivem možnosti použití klaek většího průměru a přesnější vertikální veení lana. 8

Nevýhoou je vznik příavných momentů působícího na nosné tyče při průchou lana poavačem. Existence tohoto momentu zvyšuje potřebu zvýšené tuhosti celého zařízení, zveá cenu i celkové rozměry. Z toho ůvou je varianta 1 vhoná o aplikací s nižšími zatíženími v laně.. Varianta Poavač lana v přípaě varianty je poloviční a íky své konstrukci přenáší jen síly při navíjení lana v nepřímém směru. Přenášející síla je přitom efinována úhlem, po kterým je lano navíjeno. Záklaní vzhle poavače je znázorněn na obrázku č..5 - Mechanismus navíjení pomocí Diamantového šroubu. Poavač lana musí být umístěn vžy v pření části bubnu ve směru navíjeného lana, a to buď v poloze pevné, přípaně otočné v určitém rozsahu kolem bubnu. Poavač je složen z vojice vertikálních a horizontálních voících válečků. Vertikální válečky veou lano v horizontálním směru synchronně s rážkami bubnu. Jejich funkční výška je rovna výšce konečného počtu vrstev lana. Válečky horizontální vymezují prostor mezi minimální a maximální vrstvou navinutého lana. Vlivem nižšího zatížení válečků oproti variantě 1, a tey i potřebě méně tuhé konstrukce navíjecího mechanismu, buu v rámci této práci pokračovat a ále rozvíjet právě toto řešení. Design poavače lana lze řešit mnoha způsoby le aktuálních potřeb a možností. Na obrázku č.. je zobrazen poavač s voícími válečky v jené řaě, nesený 4 nosnými tyčemi. Výhoou tohoto řešení je menší prostor zástavby, nevýhoou složitější přístup k jenotlivým komponentám zařízení. Obr.č.. Variantní řešení poavače č. 9

Na obrázku č.. je zobrazen poavač s voícími válečky ve řaách, nesený na nosných tyčích. V přípaě této varianty není zajištěno zcela hlaké navíjení lana přicházejícího současně v limitním úhlu ve směru horizontálním i vertikálním. Obr č.. Variantní řešení poavače č. Finální návrh, efinovaný kapitolou 4, bue vycházet z kombinace řešení znázorněných výše. Návrh bue klást ůraz na maximální životnost lana, snanou úržbu a minimální rozměr.. Volba bubnu Buben je zásobník namotaného lana a zároveň součást, jejímž prostřenictvím je přenášen tah o lana při navíjení. Pro správné rozložení sil z lana na buben je vyžaováno přesné a rovnoměrné namotání lana na bubnu. Toho je ocíleno synchronizovaným pohybem poavače s rážkami pro lano vytvořenými na bubnu. Lano je na buben navíjeno ve více vrstvách, přičemž poloha omotávek lana první vrstvy je efinována vytvořenými rážkami na povrchu bubnu, a kažá alší vrstva lana je poté namotávána o veení vzniklým přeešlou vrstvou lana. Dochází k tzv. efektu pyramiového navíjení. Viz obr. č..4. Obr.č..4 Veení jenotlivých vrstev lana [7] 10

Buben je těleso skláající se z tělesa bubnu, přírub bubnu, a funkční části bubnu spojených ohromay buď šrouby, nebo svarem. Vrchní funkční část bubnu, v našem přípaě již s vytvořenými rážkami pro veení lana, může být trvalou součástí bubnu, přípaně řešena vyměnitelnými pláty umožňujícími efektivní a levnou změnu, přípaně obnovu rážek bubnu. Pláty jsou řešeny v ientické vojici, připevněny k tělesu bubnu šrouby, jak je tomu znázorněno na obr.č..5. Obr.č..5 Spojení tělesa bubnu s pláty obsahující rážky pro veením lana [7] Pro zvýšení životnosti lana a plynulosti jeho namotávání na buben společnost Lebus používá originální systém bubnových rážek. Tento systém je znázorněn na obrázku č..6. Obr.č..6 Systém namotáváni lana na buben Lebus [7] Z obrázku je patrné, že rážka veení lana je v bílých plochách souvislá s přírubami bubnu, kežto v červeně vyznačených částech se posouvá o velikost jené rážky bubnu. Tímto způsobem je opomáháno pozvolnému namotávání vrstev lana v jenotlivých vrstvách. 11

V přípaech, ky pro přecho lana v rámci jenotlivých navíjecích vrstev není vyvozen ostatečný hybný moment lanem veeným poavačem a zároveň rážkováním v bubnu nebo přeešlými vrstvami lana, je možné lanu v tomto pohybu opomoci tzv. vyhazovači přišroubovanými na přírubách bubnu. Je o velmi levné a efektivní řešení. Spočívá v připevnění esek, znázorněných na obr.č..7, na místa nutného přechou, tzv. usenutí lana. Polohu těchto míst je jenouché určit z pře-vytvořených rážek na běhounu bubnu. Obr.č..7 Vyhazovač přišroubovaný na přírubě bubnu [1]. Volba pohonu Naviják bue poháněn elektromotorem opatřeným převoovkou. Kroutící moment bue přenášen řetězovým převoem na hříel bubnu a potažmo i na Diamantový šroub. Všechny převoy buou obsahovat konstantní převoový poměr íky čemuž bue zajištěn přesný a synchronizovaný pohyb všech komponent. K pohonu celého zařízení bue použito jenoho elektromotoru. 1

4. Návrh vlastního zařízení Kapitola 4 se zaobírá skutečným návrhem zařízení le zvoleného esignu v kapitole. Je rozělena o posekcí řešících ílčí uzly zařízení. V úvoní kapitole je vyřešena kinematika a rozměry bubnu. Druhá kapitola pojenává o postupu volby čepů resistentních vůči napětí ve voících válečcích. Ložiska, v nichž jsou čepy uloženy, jsou kontrolovány v samostatné pokapitole z ůvou větší obsáhlosti efinice funkčního spektra zařízení. Čtvrtá pokapitola obsahuje výpočet nosných tyčí grafickou metoou, která je pro aný přípa nejvhonějším a nejjenoušším řešením. Výpočty v rámci kapitoly se buou říit osovým souřanicovým systémem vyobrazeným na obr.č.4.1. Obr.č. 4.1. Osový souřanicový systém Definice pojmů: Horizontální voící klaky: korigují procházející lano poavačem ve vertikálním směru (rovina XY) Vertikální voící válečky: korigují lano procházející poavačem v horizontálním směru (rovina XZ) 4.1 Volba rozměrů a otáček bubnu Buben je záklaní funkční komponenta a zároveň nejobjemnější komponenta navrhovaného zařízení. Rozměry a otáčky bubnu jsou z větší části efinovány zaáním práce. 4.1.1 Volba rozměrů bubnu Při volbě rozměrů se vychází z požaavků aných zaáním - průměr bubnu v rozmezí 700 až 800mm, průměr lana.5 mm a namotávání minimálně ve 4 vrstvách, přičemž kažá z vrstev obsahuje namotávek lana o roztečí 40 mm. 1

Volba rozměru lanových rážek bubnu Vychází se z oporučených honot pro bubny jeřábů, zvihael a výtahů. Tyto honoty jsou ostupné ve Strojírenských tabulkách [8] na straně 57. l, 5mm a 10, 5mm t 40mm r 19mm r1 5, 5mm Obr.č. 4. Průměr namotávacích vrstev bubnu 1) Volba navíjecích průměrů bubnu Průměr bubnu je funkční veličinou tvořící rameno, na němž působící síla v laně tvoří kroutící moment, který je nutné pro účely práce navijáku překonat pohonem mechanismu. Z toho ůvou je vhoné volit průměr bubnu nejmenší možný s ohleem na životnost lana. Průměr bubnu, jako takový, je ále efinován jako namotávací průměr první vrstvy lana. Při návrhu průměrů jenotlivých vrstev lana vycházíme z obrázku č. 4. Rozíl mezi jenotlivými vrstvami lana: V rámci pyramiového namotávání lana vzniká rozměrový pravoúhlý trojúhelník, z něhož lze ovoit osový rozíl mezi věma na sobě ležícími vrstvami lana. l t (4.1) t 40 l,5 6, 875 mm (4.) Volba počtu vrstev lana: n 5[-] Při výpočtu průměrů jenotlivých vrstev lana se vychází ze vzorce: D n D 1 ( n 1) (4.) 14

Průměry namotávacích vrstev jsou poté násleující: D Db 700mm (4.4) 1 D D 1 700 6,875 75, 75mm (4.5) 1 D D 700 46,875 807, 5mm (4.6) 1 D D 700 66,875 861, 5mm (4.7) 4 1 D D 4 700 8 6,875 915 mm (4.8) 5 1 Orientační výpočet maximální namotané élky lana na buben Lano je na bubnu namotáno ve šroubovici, přičemž vžy poslení závit šroubovice ané vrstvy přechází o vyšší vrstvy Archimeovou spirálou. Orientační sumu élky šroubovitě namotaného lana v jenotlivých namotávacích vrstvách bubnu lze vypočítat násleujícím způsobem: l L D p D p D 1 p D4 p D5 p 0,7 0,04 0,754 0,04 0,808 0,04 l L 406m 0,861 0,04 0,915 0,04 (4.9) (4.10) 4.1. Volba otáček bubnu Vlivem konstantních jmenovitých otáček elektromotoru a mechanického převou s konstantním převoovým poměrem mezi elektromotorem a bubnem jsou i otáčky bubnu konstantní. Rychlost navíjení je přitom funkcí namotávacího průměru aktuálně namotávané vrstvy lana. Pro naplnění pomínek zaání se uvažuje o navíjecí rychlosti 10m*min -1 jako o stření rychlosti navíjení. v D 1 n B 47, min (4.11) 10 0,807016 Navíjecí rychlost jenotlivých vrstev lana v1 B min 1 D1 n 0,7 47, 104,1 m (4.1) v B min 1 D n 0,755 47, 11 m (4.1) v B min 1 D n 0,807016 47, 10 m (4.14) v4 B min 1 D4 n 0,86054 47, 17,95m (4.15) v5 B min 1 D5 n 0,9140 47, 15,91m (4.16) Průměrná rychlost navíjení lana: vn v1 v v v4 v5 104,1 11 10 17,95 15,91 m va 10 (4.17) n 5 5 min 15

4. Volba voících válečků poavače lana Poavač lana se skláá z vojice symetrických horizontálních a vertikálních válečků vymezujících prostor pro pohyb lana. Z hleiska maximalizace životnosti lana, průměr válečků by měl být celým násobkem průměru lana. Tvar, velikost a umístění voících válečků reflektuje obr.č.4.. Poavač lana je složen z válečků umístěných ve řaách, přičemž na vstupu lana směrem k bubnu jsou umístěny vertikální válečky korigující namotávané lano v rovině XZ (horizontální směr). Jejich výška je navržena tak, aby vertikální válečky korigovaly vstupující lano v rovině XZ v celém prostoru pracovní roviny XY ( ). Na vnitřní straně se nachází horizontální voící válečky ve formě v klaek korigujících příchozí lano v rovině XY (vertikálně). Klakovitý tvar voících válečků opomáhá přesnému veení lana na buben. Obr.č.4. Rozložení voících válečků v poavači lana Návrh rozměru a imenzace válečků bere v potaz násleující parametry: Dovolený rozptylu lana na vstupu o poavače: - 5m oklonu lana na kažých 100m vymotaného lana ve vertikálním směru - 0m oklonu lana na kažých vymotaných 100m lana v horizontálním směru - Minimální životnost ložisek: 4000 pracovních hoin Přepočet stoupavosti na pracovní úhly: Vertikální směr: 5 v cot g( ) 14, 04 (4.18) 100 Horizontální směr 0 h cot g( ) 11, 1 (4.19) 100 16

Zatížení voících válečků vyvozené sílou v laně Největší zatížení voících válečků nastává v okamžiku maximálního oklonu lana o přímého směru. Lano na váleček vstupuje vžy tečně, z čehož je snané ovoit, že síla přenášená z lana na váleček je ochýlena vzhleem k rovině y o honotu rovnu jené polovině aktuálního oklonu lana. Schéma přenosu zatížení na váleček je znázorněno na obr.č.4.4. Obr.č. 4.4 Schéma sil přenášených z lana na voící váleček 4..1 Horizontální voící klaky Horizontální klaky jsou umístěny v zaní části poavače lana. Výhoou volby válečků ve formě klaky je přesnější veení lana, které snižuje riziko možného vzniku poruchy při veení a namotávání lana na buben. Volba průměru horizontálních klaek: 9 9,5 01, mm (4.0) k l 5 17

Rozměry věnce pro lano o průměru, 5mm, efinované normou ČSN 7 180 [8], jsou pro klaku s označením 16 násleující: a 9mm c 14mm b 6mm e 1,5mm r 19mm r 0mm 1 r 6mm r 4,5mm Obr.č.4.5 Rozměry horizontální voící klaky Otáčky horizontálních klaek při práci navijáku: v 10 l 1 n V1 16,7 min (4.1) k 0,015 Suma momentů na klace Mk 0 FL R FL R vyhovuje (4.) Suma sil na klace v ose x: F X 0 (4.) F cos14,04 F F 1 0 (4.4) L L K X FK 1X FL cos14,04 FL 700cos14,04 700 0, 911kN Síla (4.5) F 1 působí v opačném směru, než je znázorněna na schématu K X Suma sil na klace v ose y F Y 0 (4.6) F sin 14,04 1 0 (4.7) L F V Y FK1 Y FL sin14,04 700 sin 14,04 169, 819kN (4.8) - Síla F K1Y působí opačným směrem, než je vyznačeno na schématu Výslená síla působící na svislý váleček: FK1 FK1X FK1 Y ( 0,911) ( 169,819) 171, 10 kn (4.9) 18

Volba průměru čepu klaky Síly ve voící klace vyvozené působením lana jsou zachytávány v čepu klaky. Zatěžující síla působí přesně ve střeu čepu klaky usazené ve vojici ložisek, jak je znázorněno na obr.č. 4.6. Tato síla působí na čep střižně ve jeho průřezech a navíc i vlivem usazení klaky v ložiscích ohybovým momentem. Jená se tey o kombinované zatížení ohybem a smykem. Z efinice napětí ohybem a smykem je patrné, že smyková složka napětí převažuje pouze u čepů o krátké élce. V rámci volby průměru čepu se tey vychází nejříve ze zatížení prostým ohybovým momentem. Násleným výpočtem kombinovaného zatížení le hypotézy HMH se ověří vhonost zvoleného průměru zvoleného na záklaě výpočtu prostého ohybu. S výsleným průměrem se pracuje jako s minimálním průměrem čepu. Pro účely této práce se nebere zřetel na existující vrub na čepu tvořen přechoem mezi jenotlivými průměry čepu. Obr.č.4.6 Zatížení čepu Volba materiálu a koeficientu bezpečnosti Z katalogu společnosti CZ FERRO - STEEL, spol. s r.o. se použije ocel 105, ke: R e 75MPa [9] Vzhleem k ruhu a určení zařízení se pro výpočet volí koeficient bezpečnosti k Výpočet ovoleného ohybového napětí: R e 75 45 MPa (4.0) k Maximální ohybové napětí: M OMAX FK 1 l 17110 0,17 AlA B lb 5860, 44 N m (4.1) 19

Výpočet průměru voorovného čepu z ohybu M O max WO (4.) M max O (4.) M Omax 586044 6, 46mm 45 Z ůvou uložení ložisek volím průměr po ložisky 65mm (4.4) Kontrola čepu na kombinované zatížení ohybem a smykem Napětí v ohybu: M O max M O max 586044 17, 6MPa W 65 (4.5) O Napětí ve střihu: F 4 F 417110 5,8MPa i S i 65 (4.6) Reukované napětí: O re ( HMH ) [10] (4.7) re O HMH 9 ( ) 17,6 ( 5,8) 1, MPa (4.8) 1,9MPa MPa vyhovuje (4.9) re 45 4.. Vertikální voící válečky Vertikální voící válečky jsou umístěny v pření části poavače lana a jejich funkcí je usměrnění příchozího lana v horizontálním směru. Na rozíl o horizontálních voících klaek je jejich funkční plocha větší, rovna vertikálnímu rozptylu vstupujícího lana při navíjení jakékoliv vrstvy lana na buben. Funkční pásmo vertikálních válečků je znázorněno na obr.č.4.. Vertikální válečky mohou být vlivem svého umístění zatíženy i axiální silou vzniklou třením přicházejícího lana po úhlem ve vertikálním směru. Průběh působících sil na vertikální voící válečky je znázorněn na obr.č.4.7. 0

Obr.č.4.7 Rozměry a zatížení vertikálního voícího válečku s čepem Průměr a otáčky voících válečků: k 8 l 8,5 68mm (4.40) v 10 1 n V 14,5 min (4.41) k 0,68 Zatížení jenotlivých vertikálních válečků o síly v laně je obobné jako v přípaě horizontálních klaek a při výpočtu se bue vycházet z obr.č.4.7. Suma momentů na klace musí být rovna 0 M k 0 FL R FL R (4.4) Suma sil v ose x musí být rovna 0 F X 0 (4.4) F cos11,1 F F 0 (4.44) L L K X FK X FL cos11,1 FL 700 cos11,1 700 1, 59kN (4.45) Síla F KX působí opačným směrem, než je vyznačeno na obrázku 1

Suma sil v ose z musí být rovna 0 F Y 0 (4.46) F sin 11,1 0 (4.47) L F V Y FK Y FL sin 11,1 700 sin 11,1 17, 8kN (4.48) Síla F KY působí opačným směrem, než je vyznačeno na obrázku Výslená síla působící na svislý váleček je poté rovna: FK FK X FK Y ( 1,59) ( 17,8) 17, 95 kn (4.49) Výslená zatěžující síla z lana působící na váleček nemá statickou polohu, její působiště je v mezi ovoleného rozptylu vstupujícího lana, jak je znázorněno na obr.č.4.7. Obrázek zachycuje sestavu voícího válečku, ložisek, čepu klaky, a uchycení samotné klaky v kostře poavače lana. Vstupující síla o válečků je ále přenášena prostřenictvím ložisek o čepu válečků otočně uloženého v rámu poavače. V rámci návrhu jenotlivých uzlů se přistupuje ke kažé komponentě iniviuálně. Kažá komponenta se počítá na moment nejvyššího možného zatížení. Volba minimální tloušťky stěny vertikálního voícího válečku Vertikální voící váleček je mezikruží zatěžované ohybovým momentem. K jeho maximální honotě ochází v momentě vstupující síly přesně ve střeu rozteče ložisek. Momentový účinek je znázorněn na obr.č.4.7 vpravo. Materiál horizontálního válečku je svařitelná ocel ČSN 11 4, ke R e 180 MPa [9] Minimální tloušťka stěny vertikální voící klaky: R e 180 45MPa (4.50) k 4 M M M Omax Omax 4 4 WO D tk D Ke D = zvolený vnější průměr voící klaky OMAX tk = vnitřní průměr mezikruží (4.51) FK l 1795 0,19 AlA B lb 11001, 75N m (4.5) M Omax D 4 11001750 68 4 tk 4 D 4 68 58, 9mm 45 (4.5)

D tk 68 58,9 t 4, 55mm (4.54) Výpočet maximálního zatížení čepu Přenos síly z válečku na čep je vyvozen v místě uložení ložisek. Přenášená síla je závislá na aktuální pozici lana na válečku. Lze přepověět, že maximální síla nastává v okamžiku působení v krajní poloze úvrati lana v rovině XY. Působení síly lana na váleček v aném místě je znázorněno na obr.č.4.7 vlevo. Maximální zatížení ložiska v momentě působení lana v maximálním rozptylu a nejhorší pozici Vycházíme z obrázku č.4.7. Pří výpočtu maximálního zatížení ložisek se vychází ze síly F K přenášené z lana na klaku a její reakce v ložiskách A a B. B M 0 (4.55) 8 FK 8 1795 19 A 7,7 FK 0 A 146170 N 19 19 (4.56) 19 FK 19 1795 19 B 19 FK 0 B 817 N 19 19 (4.57) Kontrola: X F 0 (4.58) F K B A 0 (4.59) 1795 817 146170 0 Vyhovuje (4.60) Síly působící na čep Vychází se opět z obr.č.4.7, tentokrát z reakčních sil A a B působících v ložiscích, které reflektují zatížení čepu o síly v laně F K a nově se silami C a D působícími v uchycení čepu v kostře poavače lana. O M 0 (4.61) 58 A B (58 19) 58 A B (58 19) D (58 19) D 58 19 (4.6) 58 B A(58 19) 58 B A(58 19) C (58 19) C 58 19 (4.6) 58 A B (58 19) 58 146170 817 (58 19) D 168 N 58 19 58 19 (4.64) 58 B A(58 19) 58 817 146170 (58 19) C 15585 N 58 19 58 19 (4.65)

Kontrola: X F 0 (4.66) C A B D 0 (4.67) 15585 146170 817 168 0 Vyhovuje (4.68) Maximální ohybový moment: MOMAX MOA 58 C 5815585 7890N mm (4.69) Výpočet průměru čepu z ohybu Z katalogu společnosti CZ FERRO - STEEL, spol. s r.o. volím ocel 11700, ke: mez kluzu R e 55MPa [9] Vzhleem k ruhu a určení zařízení se volí koeficient bezpečnosti k R e 55 118, MPa (4.70) k M O max WO (4.71) M max O (4.7) M O max 7890 118, Z ůvou uložení ložisek se volí 85,6mm 90mm (4.7) Výpočet minimální plochy uchycení v kostře poavače z hleiska otlačení Opět se vychází z obr.č.4.7. Dovolené otlačení pro ocel nehybný čep p 110MPa [11] F C p p (4.74) S b OTL C 15585 b 1,7mm (4.75) p 90 110 4

4. Ložiska voících válečků Všechna ložiska zařízení by měla mít z ůvou efektivnější úržby poobnou životnost ložisek buď absolutně, nebo v násobcích. Toho lze snano ocílit v přípaě aplikací se stálým a rovnoměrným zatížením ložisek. V přípaě voících klaek poavače lana toto neplatí. Jená se o zařízení zatěžované obecnou silou vyvozenou aktuální situací, přeevším sílou v laně a úhlem vychýlení vstupujícího lana o poavače. Při teoreticky přímém a přesném navíjení horizontální voící klaky nemusí být zatěžovány vůbec. Zatížení vertikálních válečků je vžy existující alespoň o honotě síly v laně, kterou je třeba překonat pro horizontální veení jenotlivých omotávek lana na běhoun bubnu. Výpočet ložisek se tey provee pro účel zjištění vhonosti ložiska pro anou aplikaci, ne pro přepis pravielné frekvence výměny ložisek. Z hleiska zatížení ložisek nelze přepokláat zatížení 100% silou po 100% času provozu zařízení. Řešením pro racionálnější oha životnosti jenotlivých ložisek je vytvoření pracovního ohau působících sil v laně, na jehož záklaě se provee volba ložisek. Vzhleem k teoretickému výpočtu životnosti ložisek se nezahrnují vlivy čistoty prostřeí a mazání. Ložiska buou počítána na životnost 90%. Cílem výpočtu je ojít k ložiskám s ostatečnou obou životnosti o honotě alespoň 4000 hoin. 4..1 Ložiska horizontálních voících klaek Pracovní oha zatížení ložisek K maximálnímu zatížení ložiska ochází v momentě maximálního ovoleného vychýlení lana v rovině XY. Otáčky ložiska zůstávají konstantní. čas působení [%] Zatížení [%] 0 100 55 50 15 5 Raiální zatížení ložiska: FK 1 171,10 FR 100% 85, 551kN (4.76) Raiální ekvivalentní ynamické zatížení ložiska pro jenotlivá zatížení: P X FR Y FA 1 FR 0 FA FR 85, 551kN (4.75) 100% P,5P 0,5 85,551 4, 8kN 50% 0 100% P,5 P 0,5 85,551 1, 4kN 5% 0 100% 5

Dle katalogu společnosti ZKL Group volím jenořaé válečkové ložisko NU1E, ke: [10] C 181kN C0 178kN Dynamický výpočet ložiska 10 6 6 C 10 181000 10 L ho H P 60 n 85551 60 16,7 1599 10 100% (4.76) 10 V 10 6 6 C 10 181000 10 L ho H P 60 n 4800 60 16,7 16089 10 50% (4.77) 10 V 10 6 6 C 10 181000 10 L ho H P 60 n 1400 60 16,7 16194 10 5% (4.78) V 10 Moifikovaná rovnice trvanlivosti ložiska zohleňující proměnlivé zatížení 1 1 L10nm 455 ho (4.79) 0, 0,55 0,15 0, 0,55 0,15 L L L 1599 16089 16194 10H100% 10H 50% 10H 5% L10 nm 455ho L10min 4000 ho Vyhovuje Statický výpočet ložiska C0 178000 S 0,08 (4.80) P 85551 0 S,08 S 0,4 Vyhovuje (4.81) 0 0min 4.. Ložiska vertikálních válečků Pracovní oha zatížení ložisek K tomuto zatížení ochází u ložisek vertikálních voících válečků pouze v okamžiku maximálního ovoleného vychýlení lana současně v horizontálním i vertikálním směru. Maximální zatížení ložiska: FK 17,95 FR 100% 68, 98kN (4.8) F FL sin 14,04 700 sin 14,04 84, kn (4.8) A100% 9 6

Čas [%] Zatížení [%] F R F A 5 100 F R 100% 68, 98kN F A 100% 84, 9kN 0 80 FR 80% 0,8 FR 100% 55, 184kN FA 80% 0,8 FA 100% 67, 9kN 50 50 FR 50% 0,5 FR 100% 4, 49kN FA 50% 0,5 FA 100% 4, 45kN 15 0 FR 0% 0, FR 100% 0, 7kN FA 0% 0, FA 100% 5, 47kN Dle katalogu společnosti ZKL Group volím jenořaé kuželíkové ložisko 018, ke: [1] C kn C0 40kN Výslená síla P působící na ložisko le kalkulačky pro kuželíková ložiska ZKL [1] P 175, 18kN 100% P,8 P 0,8 175,18 140, 54kN (4.84) 80% 0 100% P,5P 0,5 175,18 87, 569 kn (4.85) 50% 0 100% P,P 0, 146,45 5, 595 kn (4.86) 0% 0 100% L L L L 6 6 C 10 000 10 ho H P 60 n 99 100% (4.87) 100% V 17518 60 14,5 10 6 6 C 10 000 10 ho H P 60 n 088 80% (4.88) 80% V 14054 60 14,5 10 6 6 C 10 000 10 ho H P 60 n 1000 50% (4.89) 50% V 87569 60 14,5 10 6 6 C 10 000 10 ho H P 60 n 5490 50% (4.90) 50% V 5595 60 14,5 10 Moifikovaná rovnice trvanlivosti ložiska zohleňující proměnlivé zatížení L 1 (4.91) L L L L 10nm 0,05 0, 0,5 0, 15 10H100% 10H80% 10H 50% 10H 0% 1 L10 nm 405 ho (4.9) 0,05 0, 0,5 0,15 99 088 1000 5490 7

L10 nm 405 ho L10min 4000 ho Vyhovuje Statický výpočet ložiska C0 40000 S 0, (4.9) P 17518 0 S, S 0,4 Vyhovuje (4.94) 0 0min 4.4 Nosné tyče Nosné tyče jsou tuhé tyče napevno uchycené v kostře navijáku, po kterých se kluzně sune poavač lana, jehož síly jsou právě v nosných tyčích zachytávány, čímž je zabráněno namáhání Diamantového šroubu ohybovým momentem. Volba počtu nosných tyčí Počet nosných tyčí je ovislý o jejich uspořáání, velikosti zástavného prostoru a zatížení v poavači lana. S vyšším počtem tyčí se snižuje jejich průměr. Pro přípa této práce volím vojici symetricky uložených nosných tyčí. Volba průměru nosných tyčí Průměr nosných tyčí se určuje v místě nejvyššího zatížení. Nosné tyče jsou zatěžovány pouze ohybovým momentem. K jeho maximálnímu účinku ochází při maximálním namáhání čepu horizontální voící klaky a zároveň v momentě, ky je poavač lana přesně v polovině élky nosných tyčí. V aném okamžiku je nosná tyč blíže zatěžované klace zatížena maximálním silovým účinkem, tyč na ovrácené straně minimálním. Uložení tyčí je symetrické, v přípaě namotávání lana v opačném limitním rozptylu příchozího lana bue působení sil na tyče opačné. Z toho ůvou stačí počítat pouze zatížení v aný moment více namáhané tyče. Při výpočtu zatížení se pohlíží na poavač lana jako na tuhý element přenášející sílu z čepu zatěžované klaky přímočaře na nosné tyče. Silové schéma znázornění na grafickém řešení silových účinků (obr.č. 4.8) ukazuje působení trojice obecných sil se společným průsečíkem v ose čepu zatěžované klaky. Přitom je známa síla a vektor výslenice F V = 17110N působící po úhlem 7,0 a vektory působení vojice zbylých obecných sil rozkláající výslenici na síly působící na jenotlivé nosné tyče. Nejjenoušším způsobem zjištění velikosti vojice neznámých sil je grafické řešení nazývané jako skláání obecných různoběžných sil. Grafický výpočet spočívá v přesunu působících sil o místa čepu klaky, získání průsečíků s výslenicí F V, oečtení výslené honoty a jejím převou na výslené číslo le vhoně zvoleného měřítka. Výpočet je znázorněn na obr.č.4.8. 8

Z grafického řešení vyplývá: F T 1 114, 851kN F T 10, 881kN Obr.č.4.8 Grafický výpočet zatížení nosných tyčí Kontrola správnosti grafického řešení analytickým výpočtem K1 T1 T T1 T F F F F F cos(180 ) (4.95) Ke je úhel mezi silami F T1 a F T 171,1 114,851 10,881 114,851 10,881 cos(180 87) (4.96) 171,1 171,04 Vyhovuje 9

Výpočet potřebného průměru nosné tyče K maximálnímu ohybovému silovému účinku ochází v momentě, ky stře poavače lana je v polovině vzálenosti nosných tyčí. Síla z poavače lana na nosné tyče je přenášena objímkou nosných tyčí o élce 151 mm, ky na této ploše ochází ke spojitému působení síly q. Potřebná élka tyče: lt lab lnm 19 70 1, 8 m (4.97) Spojité působení síly F T F 10881 T q 800, 54 N mm l 151 O 1 (4.98) Maximální ohybový moment M M M O O max O max lt lo lo A q (4.99) 4 lt lo FT q (4.100) 4 8 18 151 max 10881 800,54 5578608 N mm (4.101) 4 8 Z katalogu společnosti CZ FERRO - STEEL, spol. s r.o. volím ocel 105, ke: [9] mez kluzu R e 75MPa Vzhleem k ruhu a určení se volí koeficient bezpečnosti k, 75 Výpočet ovoleného ohybového napětí: R e 75 67, MPa (4.10) k,75 Výpočet a volba průměru voorovného čepu M O max WO (4.10) M max O (4.104) M Omax 5578608 18, mm 10 mm 67, (4.105) 0

4.5 Diamantový šroub Diamantový šroub slouží pro přesné veení voícího mechanismu lana. Šroub je zakončen válcovým koncem hříele, na jehož konec je přiváěn kroutící moment. Funkční část iamantového šroubu je tvořena takzvaným samostatně-vratným závitem. Jená se o speciální přípa nekonečného vinutí závitu, které umožňuje neomezený (samostatně-vratný) pohyb objímky po šroubu. K převou rotačního pohybu šroubu na posuvný pohyb objímky ochází pomocí speciálního, otočně uloženého, jezce. Určení velikosti iamantového šroubu Při veení lana na buben jsou vertikální válečky zatěžovány silou vznikající usměrněním úhlu vstupujícího lana o poavače, z něhož lano ále vychází kolmo na osu bubnu. Velikost takto vzniklé axiální síly známe z výpočtu 4.48. Její působiště není v ose Diamantového šroubu, čímž vzniká ohybový moment v rovině YZ a zároveň vlivem působení síly v šroubovici i kroutící moment. Ohybový účinek síly je zachycen v nosných tyčích a nepůsobí na Diamantový šroub. Rozměry Diamantového šroubu se určí nejprve kvalifikovaným ohaem. Kvalifikovaný oha se skláá z určení minimálního rozměru šroubu z hleiska jeho pevnosti a zároveň nutnosti nabínout ostatek prostoru a opěrné plochy pro jezec přenášející silové účinky. Jezec se pohybuje v šroubovité vazbě Diamantového šroubu, přičemž její stoupání rovněž raikálně ovlivňuje hlakost a plynulost chou, stejně jako požaavky na velikost šroubu. V praxi se hleá optimální poměr rozměrů všech komponent mechanismu Diamantového šroubu, jezce, i objímky. Oha prvotních rozměrů se provel na záklaě přeběžných výpočtů a náslené optimalizace jenotlivých rozměrů pomocí výpočtů v programu Microsoft Excel. Násleující tabulka již zahrnuje výslené rozměry, které se porobí pevnostní kontrole. Rozměry i materiál se zvolily s přihlénutím k oporučením společností Dalian Dehua Science & Technology Development Co, Lt. [1] Závit iamantového šroubu Malý průměr závitu 90 mm Velký průměr závitu 118 mm Rozteč p 80 mm 1

Materiál šroubu: Z katalogu společnosti CZ FERRO - STEEL, spol. s r.o. volím ocel 105, ke: [9] mez kluzu R e 75MPa a mez pevnosti R m 100 MPa Bezpečnostní koeficient mechanismu Diamantového šroubu počítaného igitálně pomocí metoy konečných prvků, zkráceně MKP, se volí v rozmezí 1,1 až,0 na záklaě relevance bezpečnosti. [14] V této práci bue šroub počítán pouze zběžným analytickým způsobem. Možná nepřesnost výpočtu se zohlení vyšším koeficientem bezpečnosti k. Kontrola Diamantového šroubu na vzpěr Osová síla působící na šroub FO FA FK Y 17, 8 kn Štíhlostní poměr šroubu: L 1500 VZP S 66,6 [-] (4.106) j,5 MIN Ke L VZP je maximální rameno působící síly j MIN J S MIN 4 64 4 4 90 4,5 j min = minimální kvaratický poloměr průřezu jára šroubu Jmin = minimální kvaratický moment průřezu šroubu (4.107) 5 E,1 10 n 1 5,1 [-] (4.108) M Re 75 n = koeficient uložení kloub - kloub 66,6 5,1 oblast pružného vzpěru, výpočet le Eulera S M 5 4 E J min E,1 10 90 FKR n 966719 N L L 64 1500 64 VZP VZP 4 (4.109) Bezpečnost le Eulera: F 966719 KR k EU 1,6 [-] (4.110) F 178 O

Zatížení jezce Jazýček jezce je kritickým uzlem soustavy. Jeho prostřenictvím je přenášen silový moment mezi Diamantovým šroubem a tělesem poavače lana. Axiální síla vstupující z poavače lana na jezec je na jazýčku jezce rozkláána o tečného a raiálního směru napětí. Samotný jazýček jezce je zatěžován ohybem, střihem i otěrem. Jazýček jezce vyžauje pro správnou funkci vhoný otěruvzorný materiál s nízkými třecími vlastnostmi, tepelnou stabilitou a vysokou pevností. Často se využívá povrchových úprav zlepšující tribologické charakteristiky. Nejčastěji používaným materiálem pro jazýčky jezců je slitina s označením le americké normy ASTM C95500. Dle ISO je o materiál ISO 1640. Tento materiál má Mez kluzu 90MPa, což pro silové momenty na počítaném zařízení není ostatečné. Materiál jezce volím shoný s materiálem šroubu, a to ocel 105. Tato ocel je vhoná k zušlechťování. R e 75 67, MPa (4.111) k,75 Rozměry jezce Šířka ložiska B 0 mm Průměr ložiska l 90 mm Výška hřbetu jezce b 5 mm Průměr hřbetu jezce h 97 mm Hloubka ploutve H 9 mm Šířka ploutve K mm Poloměr přechou ploutve r mm Vůle v 0,75 mm

4 Výpočet působiště působící axiální síly Síla působí v těžišti opěrné plochy zvýrazněné šrafovitě. Otlačná plocha se skláá z plochy mezikruží a vojice trojúhelníkových ploch po stranách. Viz obr.č.4.9. Obr.č. 4.9 Styk Diamantového šroubu s jezcem Těžiště a plocha mezikruhové výseče: cos cos MK MK S y (4.11) 4 sin sin sin 4 sin S y MK MK (4.11) mm S S y y MK MK MK TM 64 44, 8 90 118 180 91 4 90 118 110 sin 8 ˆ 4 sin 0 (4.114) mm y v y TM TM 11 15, 44,64 0,75 118 0 (4.115) 8 S MK (4.116) 197,66 8 90 118 180 110 mm S MK (4.117)

Obsah otlačné plochy: S 7,85 11,6 STR SMK 197,66 1484, mm (4.117) OTL 7 Těžiště otlačné plochy - působiště síly: x y T T 0 S y S i OTL i S TR 1 H 7,85 S S OTL MK y TM (4.118) 11,6 7,85 1 4 7,85 197,66 15,11 y T 16, 149mm (4.119) 1484,7 Rozkla axiální síly působící na jazýček jezce Jezec je pootočen vůči ose závitu Diamantového šroubu o honotu stoupání závitu Diamantového šroubu. Vlivem tohoto pootočení ochází k rozklau axiální síly F A na hraně jazýčku o tečné složky F AT a raiální složky F AR. Situace je znázorněna na obr.č. 4.10. Obr.č.4.10 Veení jazýčku jezce po Diamantovém šroubu + působení sil 5

Výpočet sklonu působící síly 1 118 tg tg 71,7 (4.10) t 80 90 90 71,7 18, 7 (4.11) Výpočet velikosti ílčích sil síly F A FAR FA cos 178 cos18,7 1001N (4.1) FAT FA sin 178 sin 18,7 4408N (4.1) FAY FAT cos 4408 cos18,7 14155N (4.14) Ke Díamantový šroub. F AY je maximální síla vyvozená lanem působící kroutícím momentem na Kontrola navrženého jazýčku M O max FAR yt 1001 16,149 O 45, 5MPa (4.15) WO l K 97 6 6 F F 1001 58,8MPa (4.16) S K 97 h Výpočet reukovaného napětí bue vycházet z hypotézy maximálních smykových napětí. reguest O 94 ( ) 45,5 458,8 71,8 MPa MPa (4.17) 71,8 MPa MPa Vyhovuje reguest 94 Kontrola jazýčku na otlačení Kontrola na otlačení je počítána pro sílu působící na celý otlačný průřez. F p p (4.18) S Far 1001 p 87, 56MPa (4.19) S 1484,7 OTL P pro ocel p 110MPa [15] p p Vyhovuje 6

Volba ložiska ploutve Ploutev nevykonává celistvé otáčky, ložisko se tey počítá pouze na statickou bezpečnost. Zatížením ložiska je raiálně působící síla F a o velikosti 1001N. Raiální ekvivalentní zatížení ložiska P X FR Y FA 1 FR 0 FA FR 178N (4.10) Dle katalogu společnosti ZKL Group volím kuličkové ložisko 618, ke: C0 9600 N [1] Statická bezpečnost je poté rovna: C0 9600 S 0 0,7 (4.11) P 178 0 S,7 S 0,4 vyhovuje 0 0 0min Návrh zbylých rozměrů Diamantového šroubu Válcový konec Diamantového šroubu Maximální jmenovitý kroutící moment, který je potřeba přenést M kfa 118 FAY a FAY v yt 0 14155 0,75 16,149 61717, N mm (4.1) Kontrola šroubu na krut volba válcového konce 180MPa [15] M k M kfa Wk (4.1) M KFA, 7 61717, 14155 61717, 180 mm (4.14) Kroutící moment na válcový konec Diamantového šroubu je přenášen pomocí rovnobokého rážkování. Volba řay a potřebná élka rážkování se vyvoí z maximálního ovoleného otlačení na bocích rážek. Volím průměr rážkovaného hříele p F S M KFA DS p l h K i 46mm (4.15) 7

Ke: l : osová élka otyku mezi noky rážek hříele a náboje za provozu [mm] h : skutečná opěrná výška rážky [mm] D S : stření průměr rážkového profilu [mm] K : Korekční součinitel. K 0, 75 pro rovnoboké rážkování. i : počet rážek p : ovolený tlak na bocích rážek Dovolené otlačení pro ocel zatíženou stříavě, s velkými rázy platí p 50MPa [15] Povrch rážek je zušlechtěn povrchovým kalením. l F S M KFA DS p h K i p M D D s KFA h K i 61717, 50 46 1 57,7mm 60mm 50 46 1 50 0,75 8 Volím ROVNOBOKÉ DRÁŽKOVÁNÍ 8x46g7 x 50a11 x 9f7 o funkční élce l=60mm Kontrola kritického místa přechou rážkovaného místa hříele Nejrizikovějším místem z hleiska selhání je místo s nejvyšší koncentrací napětí. Takové místo se porobuje statické a ynamické kontrole. Z efinice napětí v krutu, tj. poměru kroutícího momentu vůči průřezu, na němž působí, určujeme kritické místo Diamantového šroubu v místě přechou z válcového konce hříele o průměru hříele po ložiskem. Jená se o jenouchý přecho mezi průměry hříele. Parametry přechou znázorňuje násleující tabulka: Průměr Průměr D Ráius přechou R 50 mm 70 mm 6 mm Reukované napětí v místě přechou se získá z rovnice: re o k, [16] (4.16) ke koeficienty jsou součinitele koeficientu ohybu a krutu. Ohybové napětí na hříeli je nulové, proto se ze vzorce vypustí. Konstanta přiává vyšší váhu krutu v přípaě složeného namáhání. Získáváme rovnici 4.17. 8

re, (4.17) k R Ke je tvarový součinitel pro krut, který se určí le poměrového koeficientu R 6 0,1 50 1,5 (4.18) re M KFA M KFA k (4.19) WK 61717, re 1,5 67, 9MPa (4.140) 50 Statická bezpečnost průřezu 1 se stanoví z poměru ovolené meze kluzu materiálu 105 a výsleného reukovaného napětí v průřezu. k S R e re4 75 67,9 10,8 [-] (4.141) Výslená honota statického bezpečnosti ks 10,8 [-] je poměrně vysoká, avšak navolené rozměry i materiály jsou nezbytné pro osažení alespoň minimální vyhovující honoty ynamické bezpečnosti. Honota ynamické bezpečnosti se zjistí ze Smithova iagramu, a to poměru meze únavy součásti s vrubem ku maximálnímu namáhání v počítaném průřezu. Obr.č.4.11 Smithův iagram [17] V přípaě prostého krutu se vychází z násleujícího vztahu: k * hc (4.14) h Ke: h je horní napětí provozního cyklu, rovnající se napětí získanému ve výpočtu statické bezpečnosti. V tomto přípaě 140MPa. * hc je horní mez únavy materiálu skutečné součásti, zjištěná na záklaě: 9

* hc p hc (4.14) p - součinitel kvality povrchu [-] - součinitel velikosti součásti [-] 1 - ynamický součinitel vrubu průřezu [-] a hc je záklaní mez únavy hlakého vzorku, kterou je možné určit na záklaě pevnosti v tahu R m a zatěžujícího napětí zvoleného materiálu a je rovna: hc 0,5 R m 0,5 100 57, 5 MPa Součinitele p, a β se určí le tabulek [8] na straně 51-5. Vlivy teploty, frekvenčního zatížení a jiné nespecifikované vnější faktory snižující životnost součásti nebuou brány v potaz. Pro materiál s součinitele jakosti povrchu platí: 0,9 [] p Rm 100 MPa a povrchem zhotoveným hrubým leštěním z grafu Při zatížení krutem ochází ke zmírnění silových účinků. Toto zmírnění je efinované formulí: ε p = 0,5 (1 + ε p ) = 0,5 (1 + 0,9) = 0,965 [ ] [] Pro průměr = 50 mm z grafu součinitele velikosti platí: 0,77 [] R Pro poměr 0, 1 součinitele pro krut platí: β τ = 1,5 [] a mez pevnosti materiálu Rm 1000 MPa le grafu vrubového k τ = τ hc τ h = τ εp υτ hc βτ τ h = 57,5 0,965 0,77 1,5 67,9 =,5 [ ] Vyhovuje (4.144) Zjištěná statická i ynamická bezpečnost je vyhovující. Výslenou bezpečnost pro prosté namáhání smykem se počítat nebue. Vzhleem k zjištěným honotám statické a ynamické bezpečnosti je zřejmé, že i honota výslené bezpečnosti je vyhovující. 40

Volba ložisek Diamantového šroubu V aplikacích Diamantového šroubu se nepoužívají kuličková ložiska. [] Ložiska iamantového šroubu jsou zatěžována axiální silou. Z katalogu ZKL [1] volím jenořaá válečková ložiska NJ14. Vnější kroužek ložisek v proveení NJ má vě voící příruby, zatímco vnitřní kroužek je opatřen jenou voící přírubou. Toto proveení tey tvoří axiální veení v jenom směru. Ložiska buou osazena proti sobě. 70mm C 147000 N C0 144000 N Síla F a je plně zachycována vlivem ložisek v proveení NJ v aktuálně zatěžovaném ložisku. Z ůvou principu funkce a pohybu poavače lana kažé ložisko tuto sílu přenáší v polovičním čase celkového času práce stroje. V průměru tey za jenotku času přenese kažé ložisko jenu polovinu zatěžující síly: Fa 178 FA 1 68641 N (4.145) Dynamický výpočet P X FR Y FA X 0 168641 68641N (4.146) Otáčky ložisek: Otáčky Diamantového šroubu jsou ovozeny o kinematických pomínek v boě 4.6, rovnici 4.150. n Š,665 min 1 Životnost ložiska: 10 6 6 C 10 181000 10 L ho H P 60 n 68641 60,665 8916 10 (4.147) š 10 Výslená životnost je násobkem životnosti zbylých ložisek stroje a vyhovuje tey v rámci požaavků na úržbu. Statický výpočet Statický výpočet bezpečnosti se provee pro plné zatížení ložiska. C0 C0 144000 S 0 1,05 (4.148) P 178 0 F a S,05 S 0,4 vyhovuje (4.149) 0 1 0min 41

4.6 Kinematika voícího zařízení Pro řáné veení lana je potřeba synchronizovaného pohybu poavače lana se stoupáním voících rážek lanového bubnu. Stoupání závitových rážek bubnu je efinováno zaáním práce, vycházejícím z oporučených rozměrů rážek lanových bubnů. Otáčky bubnu byly určeny v boě 4.1. Volba otáček bubnu. Stoupání Diamantového šroubu je určeno v boě 4.5 Diamantový šroub. Buben Diamantový šroub Stoupání p mm 40 80 1 Otáčky n min 47,? Určení otáček iamantového šroubu n p 47, 40 B b 1 n,665 min (4.150) Š p 80 Š Potřebný převoový poměr mezi bubnem a Diamantovým šroubem Otáčky Diamantového šroubu jsou poloviční oproti otáčkám bubnu. Převoový poměr mezi hříelí bubnu a Diamantového šroubu je tey roven. nb 47, i bšn [-] (4.151) n,665 š Volba převou mezi bubnem a Diamantovým šroubem Přenos kroutícího momentu z hříele bubnu na hříel Diamantového šroubu je řešen prostřenictvím řetězového převou uloženého po úhlem cca 14. Napínání řetězu nelze z ůvou proměnlivé tažné větve řešit pomocí napínacího voítka. Napínání je řešeno změnou vzálenosti mezi bubnem a poavačem lana. Potřebný kroutící moment na Diamantovém šroubu pro překonání sil v laně U výpočtu minimálního kroutícího momentu potřebného pro překonání síly vyvozeného lanem vycházíme z klíčové síly F AY znázorněné na obr.č.4.10. Síla je vypočítána v boě 4.5, rovnici 4.14. Třecí opory při výpočtu se neuvažují. M KFA 118 FAY v yt 14155 0,75 16,149 61717 N mm 617, N m (4.151) Potřebný kroutící moment na bubnu pro překonání síly v laně M KB D5 0,915 FL 700000 050 N m (4.15) 4

4.7 Volba pohonu Z ůvou potřeby překonání vysokého kroutícího momentu na hříeli bubnu je třeba volit elektromotor s převoovkou. Vybírat lze z široké kombinace elektromotorů a převoovek. Požaovaný výstupní moment na převoovce je přitom funkcí výkonu a otáček výstupní hříele elektromotoru a finálního převoového poměru převoovky. S nižším výkonem elektromotoru je potřeba volit převoovku s vyšším převoovým poměrem a naopak. Limitujícím faktorem pro maximální použitelný převoový poměr jsou potřebné otáčky na výstupní hříeli převoovky, které by měly být minimálně shoné s požaovanými otáčkami bubnu o honotě 47,min -1. Vlivem vysokých momentů na lanovém bubnu je nutné volit vysoce-výkonný elektromotor s průmyslovou převoovkou. Volba průmyslové převoovky: Přibližný nominální převoový poměr převoovky Přepokláané otáčky elektromotoru: 1500 ot min 1 Přepokláané výstupní otáčky na hříeli převoovky: 50 ot min 1 n 1500 evs i 0 [-] (4.15) n 50 pvy Z katalogu společnosti Nor [18] volím průmyslovou převoovku s označením SK 1507/8 Převoový poměr i [-] Vstupní otáčky [ ot min 1 ] Výstupní otáčky [ ot min 1 ] Nominální moment [ N m] točivý Nominální výkon [kw] 5 1500 60 7000 168 Volba elektromotoru: Z katalogu společnosti ABB [19] volím vysokonapěťový inukční elektromotor IEC NXR 450MP4. Jeho parametry jsou: P 1600 kw M 104 N m n 149 min i pr T 5 1 4

Přepočet výstupních parametrů průmyslové převoovky M KV M i 104 5 56075 N m (4.154) T pr Potřebný kroutící moment na hříeli bubnu M KB min M KFA M KB 617, 050 0867, N m (4.155) při n b 47, min 1 Kontrola přiveeného kroutícího momentu na hříel bubnu M KBsk M i (4.156) KV ps L P Teoretický převoový poměr, jehož je potřeba osáhnout Z výpočtů 4.154 a 4.155 je patrné, že pro překonání oporových sil na bubnu a poavači lana je potřeba přenášet výkon z převoovky elektromotoru na hříel bubnu mechanickým převoem s převoovým poměrem o pomala, nebo-li o síly (reuktor). Toho se osáhne při volbě parametrů řetězového převou. Teoretický převoový poměr řetězového převou M KTE min 0867, i pt 1,5 [-] (4.157) M 56075 KV Obvoová rychlost řetězu: DR D 0,4 60 1 R1 nep m v 1,6 z1 17 60 60 s [-] (4.158) Počet zubů řetězového kola na hříeli bubnu z ipt z z1 ip 17 1,5 1,01 z [-] (4.159) z 1 z i ps 1,94 [-] (4.160) z 17 1 M KBsk 56075 1,94 0,99 0,98 1486, 5N m (4.161) M KBsk 1486 N m M min 0867 N m Vyhovuje (4.16) KB 44

Výsleek 4.16 potvrzuje schopnost zvoleného elektromotoru překonat všechny opory při konstantním navíjení lana. Dynamický rozběh elektromotoru po zatížením je možný íky jeho charakteristice zvýšeného točivého momentu při jeho rozběhu. Momentová charakteristika inukčního elektromotoru je znázorněna na obr.č.4.1. Obr.č.4.1 Momentová charakteristika vysokonapěťového inukčního elektromotoru [0] Kontrola přiveeného kroutícího momentu na hříel Diamantového šroubu M KSsk M KSsk M i 1486,5 0,98 0,99 681, 4N m (4.16) KBsk p L 681,4N m 617, N m Vyhovuje (4.164) 45

5. Mazání a úržba Klíčovým místem ohleně mazání je kontakt Diamantového šroubu s jazýčkem jezce, v němž ochází k přenosu silových účinků mezi Diamantovým šroubem a poavačem lana. Z ůvou vysokých zatěžujících momentů nebylo možné použít kombinaci materiálů se vzájemně nízkým smykovým třením. Diamantový šroub i jazýček jsou vyrobeny z oceli. Požaavky na mazání jsou ány z valné části provozními pomínkami. Ty nejsou součástí zaání. Z toho ůvou návrh mazání zahrnuje to nejjenoušší řešení, a to za použití mazacích past. Mazací pasta je tuk s obsaženými pevnými látkami ve vyšším množství, než je tomu u konvenčních grafitových tuků. Na záklaě výslených vlastností tuků se používají pevné příměsi ve formě MoS, grafitu, PTFE a měi. Pro aplikace pohybových šroubů se používá mazání převážně tuhými pastami, jelikož oproti mazání oleji a tuky nabývají výrazných přeností, a to: Lepší teplotní stálostí Neocházejícímu vykrvácením, tj. ztrátou mazací kapaliny Lepší antikorozní ochranou Lepším utěsněním Volba vhoného paliva je velkou měrou závislá na provozní teplotě šroubového mechanismu. Pro aplikaci Diamantového šroubu s přepokláanými provozními teplotami o 0 C o 00 C volím pastu MOLYDUVAL Quick Paste [1]. Jená se o vysoce výkonnou montážní pastu pro čepy a šroubová spojení s vysokým poílem vysoce jemné a čisté složky MoS, která se vyznačuje velmi nízkými součiniteli tření, které s rostoucími tlaky ále klesají. Tato pasta je stálá pro teplotní rozsahy -5 C až 450 C. Výhoou této pasty je i ostupnost ve formě spreje, jehož použití usnaňuje pravielné manuální omazávání závitů Diamantového šroubu. V přípaě požaavku na aktivní mazání by bylo možné aplikovat pře místo styku Diamantového šroubu a jazýčku jezce výpusť mazací složky tlačené zubovým čerpalem poháněným elektromotorem osazeným na navijáku. Snížení tření mezi tělesem jezce a nosnými tyčemi je řešeno nalisovanou vložkou z otěruvzorného materiálu s ostačující oolností v tlaku. V rámci úržby je vyžaováno pravielné čištění a omazávání Diamantového šroubu pomocí spreje, kontrola stavu řetězových převoů mezi hříeli elektromotoru, lanového bubnu a Diamantového šroubu a kontrola ložisek, jejichž životnost je navržena v násobcích 4000 pracovních hoin. Rovněž je nezbytná kontrola stavu lana, brzy bubnu a alších komponent, které nejsou součástí této práce. 46

6. Navržené zařízení Navržené zařízení je navrženo s ohleem na maximální životnost lana, jenouchost konstrukce, minimalizaci rozměrů a snaný přístup k jenotlivým komponentám zařízení za účelem snané úržby. Zařízení je navrženo moulárně, což umožňuje zaměnitelnost a vyměnitelnost jenotlivých ílů a moulů. Mouly jsou navzájem spojeny šroubovou vazbu. Legena k obrázkům kapitoly 6 Červená: voící válečky Žlutá: Rám voících válečků Zelená: Rám pro umístění moulů Oranžová: Kryty Černá: Kluzné vložky Detail moulárního řešení poavače lana Obr.č.6.1 Mouly poavače lana v rozloženém (vlevo) a složeném (vpravo) stavu Obr.č.6. Pohle na výslený vstupní prostor lana 47 Obr.č.6. Pohle na poavač z řezu