Anotace Práce se zabývá konstrukcí lanového navijáku o nosnosti 800 kg, zdvihu 0 m a rychlosti zdvihu 10 m.min1. V práci je řešen návrh lana, lanového bubnu a jeho uložení v rámu, pevnostní výpočty bubnu a jeho čepů, kontrolní výpočty ložisek a per, výběr vhodného pohonu a jeho spojení s bubnem a připojení celku k základně. Součástí práce jsou výrobní výkresy jednotlivých dílů, seznam položek a výkresy sestav s hlavními a montážními rozměry. Annotation The work deals with construction of electrical cable reel with lifting capacity 800 kg, height of lift 0 m and lift speed 10 m/min. In the work is solved design of cable, cable drum and its placing in frame, strength calculations of the drum and its shafts, check calculations of bearings and keys, choice of suitable drive and its connection to the drum and fastening the whole to the base. Between parts of the work belong component drawings, parts list and assembly drawings with the main measurements and assembly diagram. 4
Klíčová slova, ocelové lano, lanový buben, hřídelová spojka, elektrický pohon Keywords Cable reel, steel cable, cable drum, shaft clutch, electric drive Bibliografická citace BUNDA, P.. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, 009. 54 s. Vedoucí bakalářské práce doc. Ing. Miroslav Škopán, CSc. 5
Prohlášení Prohlašuji, že jsem tuto bakalářskou práci vypracoval samostatně, pod vedením vedoucího bakalářské práce pana doc. Ing. Miroslava Škopána, CSc. a s použitím uvedené literatury. Poděkování Za účinnou podporu, cenné připomínky a rady při zpracování bakalářské práce tímto děkuji vedoucímu bakalářské práce panu doc. Ing. Miroslavu Škopánovi, CSc. 6
Obsah 1 Úvod Návrh lana 3 Návrh bubnu 3.1 Výpočet minimálního průměru bubnu 3. Určení geometrie drážky bubnu a volba polotovaru 3.3 Určení počtu závitů bubnu a celkové délky bubnu 3.4 Základní pevnostní výpočet bubnu 3.4.1 Výpočet ohybového napětí 3.4. Výpočet napětí v krutu 3.4.3 Výpočet napětí od vnějšího přetlaku 3.4.4 Kontrola výsledného redukovaného napětí 4 Konstrukční návrh a pevnostní výpočty 4.1 Návrh uložení čepů v bubnu 4. Návrh levého čepu bubnu 4..1 Statický výpočet reakcí v ložiskách 4.. Výpočet čepu 4..3 Návrh ložiska 4..4 Statická kontrola vrubu 4..5 Dynamická kontrola vrubu 4..6 Pevnostní kontrola svarů 4.3 Návrh pravého čepu bubnu 4.3.1 Statický výpočet reakcí v ložiskách 4.3. Výpočet čepu 4.3.3 Návrh ložiska 4.3.4 Statická kontrola drážky pro pero 4.3.5 Dynamická kontrola drážky pro pero 4.3.6 Kontrola pera na otlačení 4.3.7 Statická kontrola vrubu 4.3.8 Dynamická kontrola vrubu 4.3.9 Pevnostní kontrola svarů 4.4 Kontrolní výpočet a výpočet trvanlivosti ložisek 4.5 Návrh rámu 5 Volba vhodného pohonu 5.1 Volba elektromotoru a převodovky 5. Volba spojky 6 Další příslušenství 7 Závěr 8 Seznam použitých zdrojů 8.1 Literatura 8. Internetové zdroje 9 Seznam použitých zkratek a symbolů 10 Seznam příloh 11 Přílohy 7 8 9 10 10 11 13 14 14 15 16 16 17 17 18 18 19 0 0 1 5 5 6 7 7 8 9 30 3 35 39 41 4 4 43 44 45 46 46 46 47 49 50
1 Úvod Historie lanových navijáků, používaných ke zdvihu břemen, sahá až do 14. století viz Obr.1. Byly využívány zejména jako stavební jeřáby s manuálním pohonem, dřevěným rámem a pevným nebo otočným dřevěným ramenem. Dnes již takovéto stroje zdobí historické budovy coby repliky strojů původních. Obr.1. Vlevo: Stavba babylonské věže - kresba z bible Václava IV. z konce 14. století Vpravo: Návrh dřevěného jeřábu pro opravu krovu Královského paláce na hradě Točníku V průběhu vývoje se pohon navijáků a vrátků měnil. Moderní řešení lanových navijáků nevyužívá pohon manuální nebo parní, je pevně spjato s elektrickou energií a tudíž i s elektromotory. Nevýhodou elektromotorů jsou jejich vysoké otáčky. Z důvodu zatížení elektromotoru a využitelnosti jeho otáček je mezi motor a lanový buben vložena převodovka. Toto uspořádání je dnes již standardem, který se zdokonaluje použitím různých druhů převodovek, různým konstrukčním uspořádáním celků motor - převodovka nebo montáží dalších prvků jako např.: brzda, frekvenční měnič, kladkostroj, atd. V této práci je řešen konstrukční návrh takovéhoto elektrického lanového navijáku. 8
Návrh lana Pro zdvihací zařízení se používají výhradně lana ocelová šestipramenná. Jejich výpočet se provádí pouze na tah od osové síly dle normy ČSN 7 0100 Výpočet ocelových lan pro jeřáby a zdvihadla. F = mb g (1) F = 800 9,81 F = 7848 N Fj k F () F j 4,1 7848 F j 3176,8 N F j = 3, kn Součinitel bezpečnosti lan k = 4,1 pro lana kladkostrojů s motorickým pohonem. Z výše uvedeného výpočtu je zvoleno lano ocelové šestipramenné s propylenovou duší, o jmenovitém průměru 8mm, jmenovité únosnosti 39,61 kn, jmenovité pevnosti drátu 1770 MPa, z drátů pozinkovaných s vinutím protisměrným pravým, dle ČSN 0 43. Označení lana: LANO 8 ČSN 0 43.55 K ukončení lana je použita očnice DIN 65 457 o velikosti 80Z. viz. Obr.. přípojný rozměr C=18 mm Obr. Očnice Označení očnice: OČNICE 80Z DIN 65 457 9
3 Návrh bubnu 3.1 Výpočet minimálního průměru bubnu a volba polotovaru Minimální průměr lanového bubnu: Db min = α d (3) Db min = 8 Db min = 178 mm Součinitel α = pro střední provoz viz Tab. 1. Součinitel α Tab. 1 závislý na druhu provozu [4] Průměry bubnů jsou normalizovány řadou: 100, 15, 160, 00, 50, 315, atd. Nejbližší větší normalizovaný průměr bubnu je tedy ФDb=00 mm. 10
3. Určení geometrie drážky bubnu a volba polotovaru Geometrie drážky bubnu je na Obr.3. Rozměry drážky jsou normalizovány a voleny z Tab. dle průměru lana. Obr. 3 Geometrie drážky bubnu [4] Tab. Rozměry drážky [4] Dle průměru lana d = 8 mm jsou zvoleny následující rozměry drážky: Poloměr drážky Hloubka drážky Rozteč Poloměr zaoblení hřbetu R = 5 mm a = 3 mm t = 10,5 mm r = 1 mm 11
Ze zadaných parametrů, možností pohonu a dodávaných polotovarů je zvolen nenormalizovaný průměr bubnu Db = 65 mm. Z tohoto rozměru vycházejí parametry bubnu : Průměr bubnu Průměr dna drážky Síla stěny bubnu Průměr polotovaru Db = 65 mm D0 = 57 mm s = 9,5 mm D = 73 mm Z výše uvedených parametrů bubnu je zvolen polotovar. Jedná se o ocelovou trubku bezešvou, tvářenou za tepla, o vnějším průměru 73 mm a tloušťce stěny 17.5 mm, s povrchem matným až matně lesklým nebo mořeným, přesně rovnanou, z materiálu 11 53.1 dle ČSN 4 5715. Označení polotovaru: TR 73x17.5 ČSN 4 5715.1 11 53.1 1
3.3 Určení počtu závitů a celkové délky bubnu Počet závitů bubnu: z= L + π Db (4) 40 + π 65 z = 50 z= Délka závitové části bubnu: l = z t (5) l = 50 10,5 l = 55 mm Délky krajních částí bubnu jsou určeny v závislosti na rozměru lanové příložky a na konstrukci bubnu: l = 50 mm l3 = 5 mm Celková délka bubnu je dána součtem jeho jednotlivých částí: lb = l + l + l 3 (6) lb = 55 + 50 + 5 lb = 600 mm Obr. 4 Schéma délkových rozměrů bubnu 13
3.4 Základní pevnostní výpočet bubnu 3.4.1 Výpočet ohybového napětí Maximální ohybový moment: F lb 4 7848 600 Mo = 4 M o = 117700 Nmm Mo = (7) Průřezový modul pro ohyb: Wo = 0,8 (D0 s ) s (8) Wo = 0,8 (57 9,5 ) 9,5 Wo = 465547,5mm 3 Výsledné ohybové napětí: σo = Mo Wo (9) 117700 465547,5 σ o =,53MPa σo = Výsledné ohybové napětí by nemělo být větší než 15 MPa. Z výsledků vyplývá, že z hlediska namáhání ohybem buben vyhovuje. 14
3.4. Výpočet napětí v krutu Kroutící moment: Mk = F (10) Db 65 M k = 1039860 Nmm M k = 7848 Průřezový modul pro krut: Wk = Wo (11) Wk = 465547,5 Wk = 931095 mm 3 Výsledné napětí v krutu: τk = Mk Wk (1) 1039860 931095 τ k = 1,1MPa τk = Výsledné napětí v krutu by nemělo být větší než 5 MPa. Z výsledků vyplývá, že z hlediska namáhání krutem buben vyhovuje. 15
3.4.3 Výpočet napětí od vnějšího přetlaku Schéma ke vztahu je zobrazeno na Obr.5. F s t 7848 σ tl = 9,5 10,5 σ tl = 78,7 MPa σ tl = (13) Obr. 5 Schéma výpočtu tlakového napětí 3.4.4 Kontrola výsledného redukovaného napětí Výsledné redukované napětí by nemělo překročit hodnotu 110 MPa. σ RED = σ o + σ tl σ o σ tl + 3 τ σ RED =,53 + 78,7,53 78,7 + 3 1,1 σ RED = 77,5 MPa (14) Dle výsledného napětí buben vyhovuje pevnostní kontrole. 16
4 Konstrukční návrh a pevnostní výpočty 4.1 Návrh uložení čepů v bubnu Uložení čepů do bubnu je znázorněno na Obr.6 a spočívá v navaření čela do bubnu 1, čepu 3 do čela a vyztužení celého uložení výztuhami 4. Typ uložení je pro obě strany bubnu stejný. Obr. 6 Schéma uložení čepu 17
4. Návrh levého čepu bubnu 4..1 Statický výpočet reakcí v ložiskách Působení sil na buben je uvedeno na Obr. 7. Vzdálenost působiště síly a = 7 mm a celková délka l = 643 mm. Obr. 7 Působení sil na buben lano v levé krajní poloze Výpočet reakcí od ložisek: F a l 7848 7 FB = 643 FB = 879 N FB = (15) FA = F FB (16) FA = 7848 879 FA = 6969 N x 0,7 ) M o = FA x (17) M o max = FA.a M o max = 7848 7 10 3 M o max = 565 Nm Diagramy průběhu sil a momentu po střednici prutu jsou na Obr. 8. 18
Obr. 8 Diagram průběhu síly a ohybového momentu 4.. Výpočet čepu Nejmenší vhodný průměr levého čepu bubnu : M o = Fa x M o = 6969 9,5 M o = 6606 Nmm Obr.9 Působení reakce na čep d min = 3 K k 3 M o π Re (18) 3 6606 π 355 = 15,6mm d min = 3 d min Průměr čepu nevyhovuje z hlediska kontroly vrubu za ložiskem, proto byl zvolen průměr větší d = 30 mm. 19
4..3 Návrh ložiska Ložisko je voleno valivé kuličkové radiální oboustranně utěsněné se stálou náplní maziva. Důvodem toho je minimální nutná údržby navijáku. Kuličkových ložisek pro čep o průměru d = 30 mm je několik. Zvoleno je ložisko 6306-RS1 - ČSN 0 4640. 4..4 Statická kontrola vrubu Vrubem je myšlen přechod z průměru d = 30 mm na průměr D = 35 mm s poloměrem zaoblení R = 1, který je situován za ložiskem 6306. Z diagramu v příloze 1 a poměrů: R/d = 0,033 a D/d = 1,17 je určen tvarový součinitel α σ =,15. Průřezový modul Wo: Wo = π d3 (19) 3 π 30 3 Wo = 3 Wo = 650,7 mm 3 Ohybový moment v průřezu vrubu: M o = FA x (0) M o = 6969 9,5 M o = 6606 Nmm Napětí v ohybu: σo = Mo Wo (1) 6606 650,7 σ o = 5 MPa σo = Maximální napětí v ohybu: σ o max = σ o α σ σ o max = 5,15 σ o max = 53,8MPa () 0
Výsledná bezpečnost k mezi kluzu: kk = Re (3) σ o max 355 53,8 k k = 6,6 kk = Čep vyhovuje statické kontrole vrubu. 4..5 Dynamická kontrola vrubu Vzhledem ke střídavému ohybovému namáhání čepu je nutné provést pevnostní kontrolu i z hlediska dynamického namáhání. Součinitele ε P, ρ ' - viz přílohy a 3. Ostatní hodnoty jsou shodné s hodnotami statické kontroly vrubu. Vrubový součinitel: β = 1+ β = 1+ ασ 1 (4) 1/ ρ' 1 + R,15 1 0,1681 1+ 1 β = 1,816 1/ Výpočet součinitele kvality: ε P = e 6,9 10 5 Rm (5) 6, 9 10 5 490 εp = e ε P = 0,967 Součinitel vlivu velikosti součásti: ρ' νσ = 1+ d 1/ (6) 0,1681 30 ν σ = 1,106 1/ νσ = 1+ 1
Mez únavy pro skutečnou součást: * =σ oc σ oc νσ ε P β * σ oc = 40 (7) 1,106 0,967 1,816 * σ oc = 141,3MPa Výsledná bezpečnost k mezi únavy skutečné součásti: k c* = σ 0*C σ o max k c* = 141,3 53,8 (8) k c* =,6 Čep vyhovuje z hlediska dynamické kontroly. 4..6 Pevnostní kontrola svarů Pevnostní kontrola je provedena jen na obvodové svary z levé strany čela bubnu. Ostatní svary - viz Obr. 10 již jen vyztužují konstrukci. Obr. 10 Svary levé strany bubnu
Svar čepu a čela: Průřezový modul svaru: (d + t )4 d 4 (d + t ) 3 π (35 + 0,7 5 )4 35 4 = (35 + 0,7 5 ) 3 W osv = W osv π (9) W osv = 3765 mm 3 Ohybový moment v místě svaru: M o = FA x (30) M o = 6969 3 M o = 3008 Nmm Ohybové napětí ve svaru: τ osv = Mo Wosv (31) 3008 3765 = 59, MPa τ osv = τ osv Dovolené napětí ve svaru: Re k 355 = 0,75 = 133 MPa (3) τ Dsv = α sv τ Dsv τ Dsv τ osv τ Dsv Z výše uvedených výpočtů je zřejmé, že svar ze statického hlediska vyhovuje. Pro nedostatek materiálů (Smithovy diagramy pro základní a materiál a svarové spoje materiálu 11 53) je výpočet pevnosti svaru z hlediska dynamického namáhání proveden pouze násobením koeficientem 1,5. 3
Dovolené napětí ve svaru z hlediska dynamického namáhání: τ Dsv * = τ Dsv * τ Dsv (33) 1,5 133 = 1,5 * τ Dsv = 88,7 MPa Z výsledku vyplývá, že svar vyhovuje i z hlediska dynamického namáhání. Svar čela a bubnu: Průřezový modul svaru čepu: d 4 (d t ) 3 d4 π 4 4 (4 0,7 3)4 = 3 4 4 = 94106 mm 3 W osv = W osv W osv π 4 (34) Ohybový moment v místě svaru: M o = FA x (35) M o = 6969 3 M o = 3008 Nmm Ohybové napětí ve svaru: τ osv = Mo Wosv (36) 3008 94106 =,4 MPa τ osv = τ osv Dovolené napětí ve svaru je shodné s dovoleným napětím svaru čepu a čela. Z výpočtů je zřejmé, že svar čela a bubnu je oproti svaru čepu a čela namáhán jen zanedbatelně. Z toho plyne závěr, že svar musí vyhovovat jak statické tak dynamické kontrole. 4
4.3 Návrh pravého čepu bubnu 4.3.1 Statický výpočet reakcí v ložiskách Působení sil na buben je uvedeno na Obr.11. Vzdálenost působiště síly a = 597 m a celková délka l = 643 mm. Obr. 11 Působení sil na buben lano v levé krajní poloze Výpočet reakcí od ložisek: F a l 7848 597 FB = 643 FB = 787 N FB = (37) F A = F FB (38) F A = 7848 787 F A = 561 N x 0,597 ) M o = FA x (39) M o max = F A.a M o max = 561 597 10 3 M o max = 335 Nm F Db 7848 65 10 3 Mk = M k = 1040 Nm Mk = (40) 5
Diagramy průběhu sil a momentů po střednici prutu jsou na Obr. 1. Obr. 1 Diagram průběhu síly a ohybového momentu 4.3. Výpočet čepu Nejmenší vhodný průměr pravého čepu : F Db 7848 65 10 3 Mk = M k = 1040 Nm (41) Mk = d min = 3 K τ 16 M k π 0,64 Re d min = 3 16 1040000 π 0,64 355 (4) d min = 35,9mm Průměr čepu nevyhovuje z hlediska kontroly vrubu za ložiskem, proto byl zvolen průměr větší d = 40 mm. Vzhledem k umístění drážky pro pero je z hlediska vrubu nutné zvolit průměr větší. Proto je volen průměr d = 55 mm. 6
4.3.3 Návrh ložiska Ložisko je voleno valivé kuličkové radiální oboustranně utěsněné se stálou náplní maziva. Důvodem toho je minimální nutná údržby navijáku. Kuličkových ložisek pro čep o průměru d = 55 mm je několik. Zvoleno je ložisko 601-RS1 - ČSN 0 4640. 4.3.4 Statická kontrola drážky pro pero Drážka pro pero pro hřídel průměru d = 55 mm má tyto rozměry: Šířka drážky Hloubka drážky Poloměr zaoblení Tvarový součinitel b = 16 mm t = 6, mm R = 0,6 mm αk =,76 - viz příloha 5. Průřezový modul pro drážku pro pero: b t (d t ) Wk = 16 d 3 π 55 16 6, (55 6, ) Wk = 16 55 3 Wk = 3050 mm πd 3 (43) Smykové napětí v krutu: τk = Mk Wk (44) 1040000 3050 τ k = 34 MPa τk = Maximální smykové napětí: τ k max = α k τ k τ k max =,76 34 τ k max = 94 MPa (45) 7
Bezpečnost ke smykovému napětí na mezi kluzu: kτ = 0,64 Re (46) τ k max 0,64 355 94 kτ =,4 kτ = Z hlediska statické kontroly drážka vyhovuje. 4.3.5 Dynamická kontrola drážky pro pero Vzhledem k míjivému cyklu zatěžování drážky je nutné provést kontrolu i z hlediska dynamického. Z diagramů v přílohách 1,,3 a 5, 6 jsou určeny tyto součinitele: β = 1,17 Rm = 490 MPa τ kc = 170 MPa ρ ' = 0,1681mm d = 55mm Součinitel kvality povrchu: ε P = e 6,9 10 5 Rm (47) 6, 9 10 5 490 εp = e ε P = 0,967 Součinitel vlivu velikosti součásti: ρ' ντ = 1+ d 1/ 0,1681 55 ν τ = 1,08 (48) 1/ ντ = 1+ Mez únavy pro skutečnou součást: * τ kc =τ kc ντ ε P β * τ kc = 170 (49) 1,08 0,967 1,17 * τ kc = 151,7 MPa 8
Výsledná bezpečnost k mezi únavy skutečné součásti: k c* = * τ kc τ k max (50) 151,7 94 * k c = 1,6 k c* = Čep vyhovuje z hlediska dynamické kontroly. 4.3.6 Kontrola pera na otlačení Návrh délky pera se provede na základě velikosti dovoleného tlaku, který má pro neposuvný ocelý náboj hodnotu PD = 10. Délka pera: l 4 Mk h pd d (51) 4 1040000 10 10 55 l 63mm l Z výsledku a z normalizovaných délek per dle ČSN 0 56 vyplývá, že nejbližší vyšší hodnota délky je 70 mm. Dle použité spojky - viz. níže - je zvolena délka pera l = 100 mm. Označení pera: PERO 16 e7 x 10 x 100 9
4..4 Statická kontrola vrubu Vrubem je myšlen přechod z průměru d = 55 mm na průměr D = 60 mm s poloměrem zaoblení R = 1,1, který je situován za ložiskem 601 - viz Obr.13. Z diagramů v přílohách 1, 5 a 6 a poměrů: R/d = 0,0 a D/d = 1,13 jsou určeny tyto součinitele: α σ =,5 α k = 1,17 Obr.13 Působení reakce na čep Výpočet napětí v ohybu: Průřezový modul Wo: Wo = π d3 (5) 3 π 55 3 Wo = 3 Wo = 16334 mm 3 Ohybový moment v průřezu vrubu: M o = FB x (53) M o = 787 9,5 M o = 696 Nmm 30
Napětí v ohybu: Mo Wo σo = (54) 696 16334 σ o = 4. MPa σo = Maximální napětí v ohybu: σ o max = σ o α σ σ o max = 4,,5 σ o max = 9,45 MPa (55) Výpočet napětí v krutu: Průřezový modul Wk: (56) π d3 Wk = 16 π 55 3 Wk = 16 Wk = 33667 mm 3 Ohybový moment v průřezu vrubu: F Db 7848 65 10 3 Mk = M k = 1040 Nm Mk = (57) Napětí v krutu: τk = Mk Wk (58) 1040000 33667 τ k = 30,9 MPa τk = 31
Maximální smykové napětí: τ k max = α k τ k τ k max = 1,7 30,9 τ k max = 5,5MPa (59) Výsledné redukované napětí: σ RED = σ omax + 3 τ k max σ RED = 9,45 + 3 5,5 σ RED = 91,4 MPa (60) Výsledná bezpečnost k mezi kluzu: kk = (61) Re σ RED 355 91, 4 k k = 3,9 kk = Čep vyhovuje statické kontrole vrubu. 4..5 Dynamická kontrola vrubu Vzhledem ke střídavému ohybovému namáhání čepu je nutné provést pevnostní kontrolu i z hlediska dynamického namáhání. Hodnoty součinitelů jsou shodné s hodnotami statické kontroly vrubu. Z přílohy je určen součinitel ρ '= 0,1681mm Vrubový součinitel pro ohyb: βσ = 1 + βσ = 1 + ασ 1 (6) 1/ ρ' 1 + R,5 1 0,1681 1+ 1,1 1/ β σ = 1,9 3
Součinitel kvality povrchu: ε P = e 6,9 10 5 Rm (63) 6, 9 10 5 490 εp = e ε P = 0,967 Součinitel vlivu velikosti součásti: ρ' d 1/ νσ = 1+ νσ νσ (64) 0,1681 = 1+ 55 = 1,08 1/ Mez únavy v ohybu pro skutečnou součást: * =σ oc σ oc νσ ε P β * σ oc = 40 (65) 1,08 0,967 1,9 * σ oc = 13 MPa Bezpečnost k mezi únavy v ohybu pro skutečnou součást: σ 0*C kσ = σ o max (66) 13 9,45 k σ = 14 kσ = Vrubový součinitel pro krut: βτ = 1 + βτ = 1 + ατ 1 (67) 1/ ρ 1 + R 1,7 1 ' 0,1681 1+ 1,1 1/ βτ = 1,5 33
Výpočet součinitele kvality povrchu: ε P = e 6,9 10 5 Rm (68) 6, 9 10 5 490 εp = e ε P = 0,967 Součinitel vlivu velikosti součásti: ρ' ντ = 1+ d 1/ (69) 0,1681 ντ = 1+ 55 ν τ = 1,08 1/ Mez únavy v ohybu pro skutečnou součást: * =τ kc τ kc ντ ε P βτ * τ kc = 170 (70) 1,08 0,967 1,5 * τ kc = 118,4 MPa Bezpečnost k mezi únavy v krutu pro skutečnou součást: kτ = * τ kc τ k max (71) 118, 4 5,5 kτ =, 6 kτ = Výsledná bezpečnost k mezi únavy skutečné součásti: k c* = k c* = (k k σ kτ σ (14 (7) ) 1/ + kτ 14, 6 +, 6 ) 1/ k c* =, Čep vyhovuje z hlediska dynamické kontroly. 34
4..6 Pevnostní kontrola svarů Pevnostní kontrola je provedena jen na obvodové svary z pravé strany čela bubnu. Ostatní svary - viz Obr. 14 již jen vyztužují konstrukci. Obr. 14 Svary levé strany bubnu Svar čepu a čela: Průřezový modul svaru pro ohyb: W osv W osv 4 ( d + t) d 4 = (d + t ) 3 π (65 + 0,7 5 )4 65 4 = (65 + 0,7 5) 3 π (73) W osv = 1303 mm 3 Ohybový moment v místě svaru: M o = FB x (74) M o = 787 3 M o = 33184 Nmm Ohybové napětí ve svaru: τ osv = Mo Wosv 33184 1303 = 19 MPa τ osv = τ osv 35
Průřezový modul svaru pro krut: (d + t )4 d 4 (d + t ) 16 π (65 + 0,7 5 )4 65 4 = (65 + 0,7 5) 16 W ksv = W ksv π (75) W ksv = 4607 mm 3 Kroutící moment v místě svaru: F Db 7848 65 10 3 Mk = M k = 1040 Nm Mk = (76) Smykové napětí ve svaru: τ ksv = Mk Wksv (77) 1040000 4607 = 4,3MPa τ ksv = τ ksv Výsledné napětí ve svaru: τ sv = τ ksv + τ osv (78) τ sv = 4,3 + 19 τ sv = 46,4 MPa Dovolené napětí ve svaru se vypočte: Re k 355 = 0,75 = 133 MPa (79) τ Dsv = α sv τ Dsv τ Dsv Z výše uvedených výpočtů je zřejmé, že vyhovuje. τ sv τ Dsv 36 a svar ze statického hlediska
Dovolené napětí z hlediska dynamického namáhání: τ Dsv * τ Dsv = * τ Dsv (80) 1,5 133 = 1,5 * τ Dsv = 88,7 MPa Z výsledku vyplývá, že svar vyhovuje i z hlediska dynamického namáhání. Svar čela a bubnu: Průřezový modul svaru čepu: d 4 (d t ) 3 d4 π 4 4 (4 0,7 3)4 = 3 4 4 = 94106 mm 3 W osv = W osv W osv π 4 (81) Ohybový moment v místě svaru: M o = FB x (8) M o = 787 3 M o = 33184 Nmm Ohybové napětí ve svaru: τ osv = Mo Wosv (83) 33184 94106 =,5 MPa τ osv = τ osv Průřezový modul svaru pro krut: d 4 (d t ) 16 d4 π 4 4 (4 0,7 3)4 W ksv = 16 4 4 W ksv = 1881 mm 3 W ksv π (84) 4 37
Kroutící moment v místě svaru: F Db 7848 65 10 3 Mk = M k = 1040 Nm Mk = (85) Smykové napětí ve svaru: τ ksv = Mk W ksv (86) 1040000 1881 = 5,5 MPa τ ksv = τ ksv Výsledné napětí ve svaru: τ sv = τ ksv + τ osv (87) τ sv = 5,5 +,5 τ sv = 6 MPa Dovolené napětí ve svaru: Re k 355 = 0,75 = 133 MPa (88) τ Dsv = α sv τ Dsv τ Dsv Z výše uvedených výpočtů je zřejmé, že vyhovuje. τ sv τ Dsv a svar ze statického hlediska Dovolené napětí z hlediska dynamického namáhání: * τ Dsv = * τ Dsv τ Dsv (89) 1,5 133 = 1,5 * τ Dsv = 88,7 MPa Z výsledku vyplývá, že svar vyhovuje i z hlediska dynamického namáhání. 38
4.4 Kontrolní výpočet a výpočet trvanlivosti ložisek Do výpočtu trvanlivosti ložisek je nutné zahrnout nejen hmotnost břemene, ale také lana, a bubnu včetně čepů výztuh a čel. Celková hmotnost včetně výše uvedených součástí: mc = m s + m B (90) mc = 69,7 + 800 mc = 869,7 kg Celková síla působící na ložiska: Fc = mc g (91) Fc = 869,7 9,81 Fc = 8531 N Z tohoto výpočtu vyplývá, že ložiska i čepy bubnu budou namáhány většími reakcemi. Proto je proveden ještě jeden kontrolní výpočet čepů a svarů dle rovnic 15 až 89. Výsledky výpočtu jsou uvedeny níže. Výsledné reakce v ložiskách a výpočet ložiska pro lano v levé krajní poloze: FB= 955 N FA= 7558 N Bezpečnost pro průřez vrubu za ložiskem: Kk=6,1 Smykové napětí svaru čepu a čela: τ sv = 64, MPa Smykové napětí svaru bubnu a čela: τ sv =,6 MPa Výpočet ložiska: Ložisko 6306-RS1 ČSN 0 4630: Základní dynamická únosnost Exponent pro výpočet trvanlivosti Provozní otáčky Zátěžná síla Požadovaná trvanlivost C=800 m=3 n=1 ot.min-1 F= 7558 N Lh=104 h 39
Trvanlivost ložiska: m 6 C 10 Lh = F 60 n (9) 3 6 800 C 10 Lh = 7558 60 1 Lh = 3818 h Ložisko splňuje požadavek na trvanlivost Lh=10000 h. Výsledné reakce v ložiskách a výpočet ložiska pro lano v pravé krajní poloze: FB=791 N FA=610 N Bezpečnost pro průřez vrubu za ložiskem: Kc=, Smykové napětí svaru čepu a čela: τ sv = 47 MPa Smykové napětí svaru bubnu a čela: τ sv = 6,1MPa Výpočet ložiska: Ložisko 6001-RS1 ČSN 0 4630: Základní dynamická únosnost Exponent pro výpočet trvanlivosti Provozní otáčky Zátěžná síla Požadovaná trvanlivost C=400 m=3 n=1 ot.min-1 F= 791 N Lh=104 h Trvanlivost ložiska: m 10 6 C Lh = F 60 n (93) 3 10 6 400 C Lh = 791 60 1 Lh = 3769 h Ložisko splňuje požadavek na trvanlivost Lh=10000 h. 40
Z výsledků je zřejmé, že ložiska i ostatní součásti pevnostně vyhovují pevnostní a trvanlivostní kontrole. 4.5 Návrh rámu Rám je z hlediska univerzálnosti lanového navijáku, jednoduchosti a sériovosti výroby volen ze dvou samostatných bočnic. Tyto bočnice jsou obrobeny z identického odlitku, což zlevňuje a zjednodušuje výrobu. Otvory pro uložení ložisek jsou předlity. Otvory pro připevnění jsou zvoleny shodné s otvory na patce pohonu. Shodná je i příčná rozteč a to z důvodu jednotnosti při montáži. Bočnice rámu je zobrazena na Obr. 15. Obr. 15 Bočnice 41
5 Volba vhodného pohonu 5.1 Volba elektromotoru a převodovky Převodovka a elektromotor jsou voleny jako konstrukční celek dodávaný jedním výrobcem. Dle zadaných a vypočtených parametrů je vybrán elektrický pohon od společnosti SEW-EURODRIVE. Jedná se o elektromotor s převodovkou s patkami pro přišroubování k vodorovné základně viz. Obr. 16. Obr. 16 Zvolený typ pohonu [8] Motor, převodovku i naviják je možné připevnit k rovinné podložce v jakékoli poloze. Což je důležité vzhledem k předpokládané univerzálnosti stroje. Označení celku pohonu: R97/RDRS90M4BE/C Z označení (viz [8]) vyplývá: R97/R jde o šroubovou převodovku o velikosti 97, s redukovaným mrtvým chodem a těmito parametry: výstupní otáčky na=1 ot.min-1 výstupní kroutící moment Ma=1190 Nm převodový poměr i=116.48 4
DRS90M4 jde o třífázový čtyřpólový elektromotor se standardní účinností, s parametry: jmenovitý výkon PN=1,5 kw jmenovitý kroutící moment MN=10,3 Nm jmenovité otáčky nn=1395 ot.min-1 účiník cos φ=0,8 hmotnost m=18,4 kg BR/C jde o brzdu s předepjatými pružinami s krytem ventilátoru a těmito parametry: brzdný moment MB=0 Nm hmotnost m=0 kg 5. Volba spojky Z hlediska nepřípustného namáhání hřídele lanového bubnu ohybovým momentem od motoru je nutné mezi výstupní hřídel převodovky a vstupní hřídel bubnu vložit pružnou spojku. Spojka je vhodná též ze servisního hlediska, protože při výměně ložiska nemusí být demontován i elektromotor s převodovkou (zvláště pokud váží 100 a více kilogramů). Po zvážení těchto hledisek je zvolena spojka typu BKN, které má dostačující únosnost a do jisté míry dokáže vyrovnat určité nesouososti hřídelů. Označení spojky: BKN 00 Parametry spojky: jmenovitý přenášený kroutící moment MN=1800 Nm maximální provozní otáčky nmax=3600 ot.min-1 průměry hřídelů dmin=30 mm dmax=75 mm hmotnost m=0,4 kg 43
6 Další možná příslušenství Zakrytování Naviják je navrhován jako univerzální, proto nejsou lanový buben a hřídelová spojka nijak zakrytovány. To neznamená, že není možné stroj dodatečně opatřit krytem. Na každé ze dvou bočnic navijáku jsou připraveny otvory s metrickým závitem M8 pro dodatečné zakrytování. Kladkostroj Zadána byla výška zdvihu H=0 m. Pro univerzálnost použití navijáku je celý výpočet proveden pro navíjenou délku lana L=40 m. Je to proto, aby se předešlo úmyslnému přetěžování stroje v provozu. Je-li nutné zdvihat břemeno těžší než 800 kg vloží se mezi naviják a břemeno kladkostroj. Pevná kladka nebo volný konec lana však nesmějí být připevněny k navijáku, ale k pevnému rámu k tomu určenému. Rychlost navíjení však klesá s počtem kladek. Klesá také maximální výška zdvihu. Frekvenční měnič Další možnou nadstavbou lanového navijáku je frekvenční nebo pohonový měnič. Těmito měniči lze regulovat otáčky asynchronního motoru až do té míry, že je možné pohon s měničem použít jako dynamickou brzdu a brzdou mechanickou jen udržovat břemeno v klidu. Firma SEW-EURODRIVE dodává ke svým výrobkům frekvenční měniče MOVITRACK B a pohonové měniče MOVIDRIVE B. Pojezdová drážka Vzhledem k možnosti připevnit lanový naviják k rovinné podložce v jakékoli poloze, nabízí se i možnost použití jako jeřábu na pojezdové drážce. 44
7 Závěr Návrh konstrukce kladkostroje splňuje všechny výše zadané parametry. Základem konstrukce je bezúdržbovost v provozu. Tato podmínka je splněna použitím pohonu se samostatnou a uzavřenou zásobou maziva a také použitím oboustranně utěsněných ložisek se stálou náplní maziva. Konstrukce je volena též s ohledem na hospodárnost plánované sériové výroby použitím malého počtu jednoduchých obráběných dílů s velkou podobností polotovarů a největšího možného počtu dílů normovaných. Tato práce zpracovává pouze návrh konstrukce. Je tudíž nutné navrženou koncepci před možnou výrobou odzkoušet na výrobních prototypech. 45
8 Seznam použitých zdrojů 8.1 Literatura 1. ONDRÁČEK E., VRBKA J., JANÍČEK P. : Mechanika těles - pružnost a pevnost II VUT Brno, 1988. JANÍČEK P., ONDRÁČEK E., VRBKA J.: Pružnost a pevnost, VUT Brno, 199 3. GAJDŮŠEK J., ŠKOPÁN M.: Teorie dopravních a manipulačních zařízení, skripta VUT Brno 1988 4. MYNÁŘ B., KAŠPÁREK J.: Dopravní a manipulační zařízení, skripta VUT Brno, 1998 5. LEINWEBER J., VÁVRA P.: Strojnické tabulky. 1.vyd. Úvaly: ALBRA, 003. 865s. ISBN 80-86490-74-6. KŘÍŽ R., TRČKA J.: Tabulky materiálů pro strojírenství: I. část kovové materiály železné kovy. 1.vyd. Ostrava: MONTANEX, 1999. 349s. ISBN 80-85780-9-5 7. KOLÁŘ D., kol.: Části a mechanismy strojů: Konstrukční cvičení 1 Návody, podklady..vyd. Brno: VUT FSI, 000.36s. ISBN 80-14-1791-9 8. Katalog firmy SEW-EURODRIVE GmbH & Co KG, 008. 8. Internetové zdroje Oficiální stránky firmy Monteco s.r.o http://www.monteco.cz Oficiální stránky firmy Pavlínek s.r.o. http://www.vazaky-online.cz Oficiální stránky Elprim - tech s.r.o http://www.elprim.cz Oficiální stránky firmy SEW-EURODRIVE CZ s.r.o. http://www.sew-eurodrive.cz Stránky hradu Točníku http://www.tocnik.com 46
9 Seznam použitých zkratek a zdrojů jednotka [mm] Označení veličiny Název a hloubka drážky, vzdálenost C základní dynamická únosnost ložiska D d průměr [mm] průměr, průněr lana [mm] Db průměr bubnu [mm] Dbmin minimální průměr bubnu [mm] dmin minimální průměr čepu [mm] F,FA, FB síla,reakce v ložiskách [N] Fc celková síla [N] Fj jmenovitá únosnost lana [N] g gravitační zrychlení k [-] k*c součinitel bezpečnosti lana součinitel bezpečnosti na mezi únavy pro reálnou součást kk součinitel bezpečnosti na mezi kluzu [-] kσ součinitel bezpečnosti v ohybu [-] kτ l součinitel bezpečnosti ve smyku [-] délka pera, délka závitové části bubnu [mm] l, l3 délka krajních částí bubnu [mm] lb délka bubnu [mm] Lh trvanlivost ložisek [h] m součinitel pro výpočet trvanlivosti [-] m, ms, mb, mc hmotnost, hmotnost součástí, břemene, celková [kg] Mo, Mk, Momax moment ohybový, kroutící, maximální ohybový [Nm] n počet otáček [min-1] R r poloměr zaoblení [mm] poloměr zaoblení [mm] Re, Rm mez kluzu, mez pevnosti [MPa] s t síla stěny [mm] rozteč drážek, šířka svaru [mm] Wo, Wk, Wosv, Wksv x z průřezový modul ohybu, krutu, svaru [mm3] délka [MPa] α počet závitů součinitel závislý na druhu kladky a provozu, tvarový součinitel αk tvarový součinitel pro krut 47 [N] [m.s-] [-] [] [-] [-]
αsv převodní součinitel svarového spoje [-] ασ [-] β, βσ, βτ tvarový součinitel pro ohyb vrubový součinitel, vrubový součinitel pro ohyb, pro krut εp součinitel kvality povrchu [-] νσ, ντ [-] σo, σtl, σred, σomax součinitel vlivu velikosti pro ohyb, pro krut normálové napětí ohybové, tlakové, redukované, ohybové maximální σoc, σoc* mez únavy v ohybu, v ohybu skutečné součásti [MPa] τk,τkmax, τosv, τdsv, τdsv*, τkmax, τksv, τsv smykové napětí v krutu, v krutu maximální, svaru v ohybu, svaru dovolené, svaru dovolené pro dynamické namáhání, svaru v krutu, svaru celkové [MPa] τkc, τkc* mez únavy v krutu, v krutu skutečné součásti [MPa] 48 [-] [MPa]
10 Seznam příloh Příloha 1 Tvarový součinitel pro hřídel ohyb [7] Příloha Závislost ρ ' na pevnosti Rm [7] Příloha 3 Součinitel kvality povrchu (drsnost) εp [7] Příloha 4 Převodní součinitel α svarového spoje [7] Příloha 5 Tvarový součinitel αk pro hřídel s drážkou pro pero, krut; Vrubový součinitel pro hřídel s drážkou pro pero a hřídel s příčným otvorem [7] Příloha 6 Tvarový součinitel pro hřídel krut [7] Příloha 7 Výkres součásti č. A-LN-800/10-S1 Příloha 8 Výkres součásti č. B-LN-800/10-1.1 Příloha 9 Výkres součásti č. D-LN-800/10-1. Příloha 10 Výkres součásti č. D-LN-800/10-1.3 Příloha 11 Výkres součásti č. E-LN-800/10-1.4 Příloha 1 Výkres součásti č. E-LN-800/10-1.5 Příloha 13 Výkres součásti č. E-LN-800/10-1.6 Příloha 14 Výkres součásti č. D-LN-800/10-1.7 Příloha 15 Výkres součásti č. A-LN-800/10- Příloha 16 Výkres součásti č. A-LN-800/10-3 Příloha 17 Výkres součásti č. E-LN-800/10-4 Příloha 18 Výkres součásti č. E-LN-800/10-5 Příloha 19 Výkres sestavy č. A-LN-800/10-S Příloha 0 Výkres sestavy č. B-LN-800/10-S Příloha 1 Výkres seznamu položek č. E-LN-800/10-S Pozn.: Přílohy 7 až 1 jsou vloženy do samostatných desek. 49
11 Přílohy Příloha 1: Příloha : 50
Příloha 3: 51
Příloha 4 - Převodní součinitel α svarového spoje 5
Příloha 5: 53
Příloha 6 - Tvarový součinitel pro hřídel krut 54