VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO NIŽENÝRSTVÍ ÚSTAV AUTOMOBILNÍHO A DOPRAVNÍHO INŽENÝRSTVÍ FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF AUTOMOTIVE ENGINEERING ELEKTRICKÝ LANOVÝ KLADKOSTROJ ELECTRICAL CABEL HOIST DIPLOMOVÁ PRÁCE DIPLOMA THESIS AUTOR PRÁCE ALEŠ RADA AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR BRNO 2008 doc. Ing. BŘETISLAV MYNÁŘ, CSc
Prohlášení Prohlašuji, že jsem tuto diplomovou práci vypracoval samostatně, pod vedením vedoucího diplomové práce pana Doc. Ing. Břetislava Mynáře, CSc a s použitím uvedené literatury.
Poděkování Za účinnou podporu a obětavou pomoc, cenné připomínky a rady při zpracování diplomové práce tímto děkuji vedoucímu diplomové práce panu Doc. Ing. Břetislavu Mynáři, CSc a také konzultantovi ve firmě EGW Cranes panu Ing. Karlovi Beníčkovi. Dále chci poděkovat svým rodičům za podporu při studiu na vysoké škole.
Bibliografická citace mé práce RADA, A. Elektrický lanový kladkostroj. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, 2008. 68 s. Vedoucí diplomové práce doc. Ing. Břetislav Mynář, CSc.
Anotace Tématem diplomové práce je elektrický lanový kladkostroj 5t, který bude umístěn v hale. Cílem výpočtové a výkresové dokumentace je, abych navrhl a provedl kontrolu pohonů zdvihu a pojezdu kladkostroje, strojních komponent zdvihacího ústrojí včetně výpočtu a volby ocelového lana. Při návrzích materiálů jsem vycházel nejen z norem ČSN, a německých DIN ale i z literatury zabývající jeřáby. Annotation This diploma thesis deals with the electgrical cabel hoist 5t,which will be placed in the hall. The aim of the calculating and draving documentation is to design and make control of drivers and travel., machine components of travel height including the calculation and choice of steel rope. In material design I come out not only from CSN and german DIN standars, but also literature, which deals of cranes.
Obsah 1 1.1 1.2 1.3 1.3.1 1.3.1.1 1.3.1.2 1.3.1.3 1.3.2 1.3.2.1 1.3.2.2 2 2.1 2.2 2.3 2.4 2.5 2.6 3 Úvod Rozdělení zdvihacích zařízení Stručný přehled vývoje zdvihacích zařízení Elektrické lanové kladkostroje Typy zdvihacích ústrojí kladkostrojů Mechanismus s převodovým motorem v ose lanového bubnu Mechanismus s motorem v ose lanového bubnu s planetovou převodovkou. Mechanismus s motorem umístěným pod lanovým bubnem Typy pojezdových mechanismů elektrických lanových kladkostrojů Převodový elektromotor pojezdu v ose pojezdového kola Převodový elektromotor pojezdu v ose spojovacího hřídele s pastorkama Výpočet lana Lanování Součinitel výběru lana Účinnost lanového převodu Síla v laně Minimální průměr lana Maximální zatížení lana Lanový buben 3.1 Návrhový výpočet lanového bubnu 3.1.1 3.1.2 3.1.3 3.1.4 3.1.5 3.1.6 3.1.7 3.1.8 3.1.9 Výpočet průměru roztečné kružnice bubnu Tloušťka stěny lanového bubnu Tvar drážek bubnu a stoupání Navíjená délka lana Počet závitů lanové drážky na bubnu Délka závitové části Délka hladké části bubnu Délka celého bubnu Přichycení lana k bubnu 3.2 Pevnostní výpočet lanového bubnu 3.2.1 3.2.1.1 3.2.1.2 3.2.1.3 3.2.1.4 Pevnostní výpočet pláště bubnu Napětí pláště bubnu vyvolané vnějším přetlakem Ohybové napětí pláště bubnu Kombinované napětí pláště bubnu Určení max dovoleného napětí a kontrola kombinovaného napětí pláště 3.2.2 3.2.2.1 3.2.2.2 Pevnostní výpočet čela bubnu Kontrola tloušťky čela bubnu napětí na čele bubnu Určení max dovoleného napětí a kontrola kombinovaného napětí čela 3.3 Pevnostní kontrola hřídele bubnu 3.3.1 3.3.2 3.3.3 3.3.4 3.3.5 Výpočet ohybového napětí od síly v laně Výpočet smykového napětí Výpočet ohybového napětí od ozubeného kola Výpočet redukovaného napětí Dovolené napětí hřídele bubnu 1 1 1 1 2 2 3 3 4 5 5 7 7 7 7 8 8 8 9 9 9 9 9 10 10 10 10 10 11 11 12 12 12 12 12 13 13 13 13 14 15 15 16 16
3.4 3.5 4 4.1 4.1.1 4.2 4.2.1 4.2.2 4.3 4.3.1 4.3.2 4.4 4.5 4.5.1 4.5.2 4.5.3 4.5.4 4.5.5 4.5.6 4.5.7 4.5.8 4.5.9 4.6 4.6.1 4.6.2 4.6.3 4.6.4 4.6.5 4.7 Kontrola ložiska hřídele bubnu Kontrola ložiska náboje bubnu 18 Schéma mechanismu zdvihacího ústrojí 18 18 19 19 19 20 20 20 21 22 22 22 23 23 25 25 25 25 26 26 26 27 27 27 27 28 28 28 Celková účinnost mechanismu Volba elektromotoru zdvihu Výkon nutný pro zvedání břemene Volba elektromotoru Návrh převodů mezi motorem a lanovým bubnem Požadované otáčky bubnu Celkový požadovaný převodový poměr mezi motorem a bubnem Volba převodovky převodového motoru Výpočet přídavné převodovky Požadovaný převodový poměr přídavné převodovky Osová vzdálenost mezi elektromotorem a lanovým bubnem Uspořádání přídavné převodovky Výpočet ozubených kol Kontrola osové vzdálenosti mezi elektromotorem a lanovým bubnem Skutečný převodový poměr přídavné převodovky Skutečný převodový poměr mezi motorem a lanovým bubnem Skutečné otáčky bubnu Skutečná rychlost zdvihu břemena Kontrola elektromotoru zdvihu Statický moment břemena Zrychlující moment posouvajících se hmot Zrychlující moment rotujících hmot Potřebný rozběhový moment pro zdvih Kontrola rozběhového momentu elektromotoru Kontrola brzdícího momentu převodového motoru Brzdící moment potřebný k ubrzdění břemena Bezpečnost brzdy 4.8 Kontrola převodovky převodového motoru 4.8.1 4.8.1.1 4.8.1.2 Kontrola kroutícího momentu Kroutící moment na hřídeli vloženého kola přídavné převodovky Kroutící moment na hřídeli pastorku přídavné převodovky výstup z převodovky převodového motoru Kontrola radiální síly výstupního hřídele 4.9 4.9.1 4.9.2 4.9.3 4.9.4 5 16 27 Návrh mechanismu zdvihacího ústrojí 4.7.1 4.7.2 4.8.2 Kontrola přídavné převodovky Kontrola čelního soukolí pastorku vloženého kola Kontrola čelního soukolí vloženého kola a ozubeného kola Kontrola pera na výstupním hřídeli převodového motoru Kontrola drážkového spojení na hřídeli bubnu Návrh pojezdového ústrojí 28 28 28 29 30 30 31 31 32 33 34
5.1 5.2 5.3 5.3.1 5.3.2 5.3.3 5.3.4 5.4 5.5 5.4.1 5.4.1.1 5.4.1.2 5.6 5.6.1 5.6.2 5.7 5.7.1 5.7.2 5.8 5.9 5.9.1 5.9.2 5.9.3 5.9.4 5.9.5 5.9.6 5.10 Schéma pojezdového ústrojí Výpočet hmotnosti a polohy protizávaží Maximální zatížení pojezdového kola Výpočet síly FP a FL působící na jednotlivé dvojice kol Rozložení síly FP mezi hnací a hnané kolo Rozložení síly FL mezi hnací a hnané kolo Vyhodnocení zatížení jednotlivých kol podle zatěžovacích stavů Maximální únosnost pojížděcího kola Ložiska pojezdových kol Kontrola ložisek pojezdových kol Maximální radiální síla působící na ložisko Kontrola trvanlivosti ložiska pojezdového kola Návrh elektromotoru pojezdu Odpor pojížděcích kol Výkon nutný k pojezdu kladkostroje Návrh převodů mezi motorem a pojezdovým kolem Požadované otáčky pojezdového kola Celkový požadovaný převodový poměr Volba převodovky převodového motoru Výpočet přídavného převodu Požadovaný převodový poměr přídavného převodu Uspořádání přídavného převodu Skutečný převodový poměr přídavného převodu Skutečný celkový převodový poměr mezi motorem a pojezdovým kolem Skutečné otáčky pojezdového kola Skutečná rychlost pojezdu klakdostroje Kontrola elektromotoru pojezdu 5.10.1 Potřebný rozběhový moment elektromotoru 5.10.1.1 Doba rozběhu 5.10.1.2 Zrychlující síla posouvajících se hmot 5.10.1 3 Potřebný rozběhový moment pro pojezd 5.10.2 Kontrola rozběhového momentu elektromotoru 5.10.3 Kontrola adhezní tíhy kladkostroje vzhledem k tažné síle elektromotoru 5.10.3.1 Tažná síla motoru 5.10.3.2 Třecí síla mezi hnacími koly a příčným nosníkem jeřábu při rozjezdu 6 7 8 9 10 Závěr Použitá literatura Použité normy Seznam použitých veličin Seznam výkresové dokumentace 34 34 36 36 36 38 41 41 41 42 42 43 44 44 44 45 45 46 46 47 47 47 47 47 47 48 48 48 48 48 49 49 50 50 50 52 53 54 55 59
1 Úvod Ve většině technických pracovních oborů je nutno přemisťovat ve větším nebo menším rozsahu jednak materiál, při jeho získávání (těžbě), úpravě a vlastním zpracováním (výrobě), jednak polotovary a výrobky. Dopravované hmoty mají nejrozmanitější charakter, značně rozdílnou hmotnost a vzdálenosti, na něž se přemisťují, kolísají od nejmenších až mnohdy do velmi značných rozměrů. (citace z [1] ) 1.1 Rozdělení zdvihacích zařízení Podle způsobu práce, dopravované vzdálenosti a konstrukčního provedení se zdvihací zařízení dělí na: - Zdvihadla - přemisťují břemena pouze ve svislém směru - Jeřáby - přemisťují břemena ve svislém i vodorovném směru - Výtahy Ačkoli se jednotlivé druhy od sebe mnohdy hodně liší, zejména pak po konstrukční stránce, protože jsou řešeny pro značné rozdílné hmotnosti i charakter břemen, odlišné způsoby dopravy a nejrozmanitější pracovní podmínky, mohou se u všech vyskytnout stejné pracovní prvky, které se obecně nazývají částmi zdvihacích zařízení. (citace z [1] ) 1.2 Stručný přehled vývoje zdvihacích zařízení Na začátku lidského vývoje se břemena přemisťovala pouze lidskou silou. Postupně vznikaly pomocné prostředky a zařízení, zejména pro přemisťování těžších břemen, kterými si člověk práci usnadňoval, někdy dokonce umožňoval. Těmto zařízením dodávali hnací sílu zprvu lidé, poté je vystřídala zvířata nebo se začalo využívat energie vody či větru. Mechanické energie se začalo pro zvedání břemen začalo používat nejprve v hornictví. Teprve parní pohon (první zmínka o parním jeřábu okolo roku 1820) umožňuje splnit hlavní požadavek, kladený na zdvihací zařízení, a to vyšší nosnosti. Elektrický pohon (první jeřáb z roku 1887) přináší další výhody, zejména po provozní a ekonomické stránce. Používání elektrických pohonů se vývoj zdvihacích zařízení značně urychlil. Byla zkonstruována nejrozmanitější zařízení, nosnost jeřábů dnes přesahuje 400t a v případě potřeby není problém zkonstruovat zařízení s ještě větší nosností. (citace z [1] ) 1.3 Elektrické lanové kladkostroje Kladkostroje se vyrábějí buď jako podvěsné obr. 1.1 nebo se zkrácenou stavební výškou obr. 1.3. Podvěsné mají lanový buben umístěn pod pojezdovými koly, tudíž i pod příčným nosníkem jeřábu. Kladkostroje se zkrácenou stavební výškou mají lanový buben na úrovni příčného nosníku jeřábu, přibližně v ose pojezdových kol. Nevýhodou poděsných je, že celý kladkostroj je umístěn pod příčným nosníkem, což při stejné výšce pojezdové dráhy jeřábu snižuje výšku zdvihu, jinak řečeno pro stejný zdvih je třeba umísti jeřábovou dráhu výš. Toto značně zvyšuje náklady na stavbu haly, která pak musí být vyšší než hala pro jeřáb s kladkostrojem se zkrácenou stavební výškou. Výhodou podvěsných kladkostrojů je menší hmotnost. Není totiž třeba použití protizávaží, jak je tomu u zkrácených kladkostrojů. Tady je protizávaží nutné, neboť těžiště pohonu zdvihacího ústrojí i lanového bubnu není v ose příčného nosníku, jak je tomu u poděsných, ale je vedle něj a bez protizávaží by se kladkostroj převažoval na jednu stranu. Výrobou obou typů kladkostrojů se zabývá spousta firem, např. GIGA, Stahl, ABUS, ELMOT. -1-
Obr. 1.1 Jednonosníkový elektrický kladkostroj firmy EL MOT s lanováním 4/1 1.3.1 Typy zdvihacích ústrojí kladkostrojů 1.3.1.1 Mechanismus s převodovým motorem v ose lanového bubnu Tento mechanismus obr. 1.2 je konstrukčně poměrně jednoduchý. Výstupní hřídel převodového motoru se spojí přímo s lanovým bubnem. Používá se čelních převodových motorů s brzdou, jejichž výstupní hřídele mají drážku pro pero. Spojení lanového bubnu a převodového motoru tedy nemůže být provedeno jinak než pomocí pera. Výhodou tohoto řešení je jednoduchá konstrukce. Naopak nevýhodou je nutnost použití poměrně velkého převodového motoru a hlavně malý dojezd kladkostroje do strany, což je zapříčiněno značnou délkou převodového motoru, o kterou se prodlouží celkový půdorys. Obr.1.2 1 Čelní převodový elektromotor s brzdou, 2 Lanový buben -2-
1.3.1.2 Mechanismus s motorem v ose lanového bubnu s planetovou převodovkou. Tento mechanismus je už konstrukčně složitější. Využívá ho například firma ELMOT. Obr.1.3 Hlavní nevýhodou je náročnost a cena výroby planetových převodů. Další nevýhodou je jejich montáž, jsou totiž umístěny uvnitř lanového bubnu. Pro pohon takového mechanismu je potřeba motoru s velkým kroutícím momentem a s malými otáčkami. Takový motor je hodně mohutný a těžký, což zvyšuje hmotnost celého mechanismu. Výhodou umístění převodů do lanového bubnu je snížení délky kladkostroje a tím jeho vyšší stranový dojezd, než u předchozího uspořádání. Aby se daly převody do bubnu umístit, je nutné zvýšit průměr bubnu, což sice zvyšuje jeho hmotnost, ale naopak snižuje namáhání lana na ohyb Obr. 1.3 - Kladkostroj se zkrácenou stavební výškou firmy ELMOT. Robustní elektromotor s planetovou převodovkou umístěnou uvnitř lanového bubnu. 1.3.1.3 Mechanismus s motorem umístěným pod lanovým bubnem Toto uspořádání u svých kladkostrojů používá například firma GIGA obr.1.4, Stahl obr. 1.5 nebo ABUS. Tento systém vyžaduje použití buď zalomeného převodového elektromotoru s brzdou, nebo elektromotoru a vlastní zalomené převodovky. Nejjednodušší je nákup zalomeného převodového motoru. Omezujícím faktorem tohoto uspořádání je nevyhovující nabídka takových motorů. Ne vždy lze vybrat z výrobních programů firem zabývajících se výrobou těchto převodových motorů vhodný výkon, příslušný převodový poměr a požadované rozměry elektromotoru. V případě, že tato kombinace není sériově vyráběná, je třeba použít elektromotor a samostatně vyrobenou převodovku. Velkou výhodou tohoto uspořádání je značný stranový dojezd kladkostroje. Motor nezabírá místo na straně, nýbrž pod lanovým bubnem, kde ničemu nevadí. Cena zalomeného převodového motoru je však vyšší než čelního převodového motoru, proto i celá varianta -3-
řešení je podstatně dražší. Toto uspořádání používá u svých kladkostrojů např. firma GIGA, nebo Abus. Obr. 1.3 - Kladkostroj firmy GIGA. Zdvihací ústrojí se zalomeným převodovým motorem s brzdou. Obr. 1.5 - Ústrojí zdvihu kladkostroje firmy Stahl. Elektromotor pod lanovým bubnem a vlastní převodovka. 1.3.2 Typy pojezdových mechanismů elektrických lanových kladkostrojů Po příčníku jeřábu tvaru I kladkostroj jezdí na čtyřech ocelových kolech s nákolky, valivě uložených s trvalým mazáním. Jeden pár tvoří hnací kola, druhý pár hnaná kola. Hnací kola jsou poháněna elektromotorem s převodovkou. Vždy je nutné, aby motor hnal obě hnací kola současně. To je zabezpečeno pomocí hřídele s dvěma pastorky umístěnými pod každým z hnacích kol, které zabírají s ozubeným věncem na jejich nákolcích. Jsou dvě možnosti uspořádání pohonu pojezdových kol. -4-
1.3.2.1 Převodový elektromotor pojezdu v ose pojezdového kola Převodový elektromotor je umístěn v ose hnacího kola. Kroutící moment je přes ozubený věnec na nákolku přenášen na pastorek uložený na hřídeli pod kolem, který tento moment přenáší dále na druhé hnací kolo. Tento systém by byl konstrukčně jednoduchý, kdyby bylo možné nasadit pojezdové kolo přímo na výstupní hřídel z převodového motoru. Při tomto konstrukčním řešení by však docházelo k velkému zatížení výstupní hřídele převodového elektromotoru silou, kterou působí kladkostroj na kolo. Proto je nutné vkládat mezi výstupní hřídel z převodového motoru a hřídel pojezdového kola hřídelovou spojku, což prodražuje celý mechanismus. 1.3.2.2 Převodový elektromotor pojezdu v ose spojovací hřídele s pastorky Výstupní hřídel převodového motoru je spojena s hřídelí, na níž jsou uloženy pastorky. Oba pastorky zabírají s ozubením na nákolku pojezdového kola a tím je kolo poháněno. Výhodou je, že pojezdová kola jsou poháněna současně a výstupní hřídel převodového motoru není tak namáhána silou, kterou kladkostroj zatěžuje pojezdové kolo. Obr. 1.X Varianta pojezdového ústrojí podle firmy EL MOT 1.3.2.3 Varianta pojezdu se dvěma pojezdovými motory na jedné straně kladkostroje Závěr: Prioritou při konstrukci jeřábu je dosažení maximální obslužné plochy. Proto je důležité, aby kladkostroj mohl zajet co nejblíže ke konci příčného nosníku jeřábu. Tuto podmínku splňují jedině kladkostroje s motorem umístěným pod lanovým bubnem. Jelikož zadavatel mé práce, firma EGW Cranes, vyžaduje použití výhradně převodových motorů firmy SEW EURODRIVES, nelze použít zalomeného převodového motoru, protože ve výrobním programu této firmy není žádný takový, který by vyhovoval rozměrovým požadavkům a zároveň nebyl zbytečně výkonově předimenzovaný, což by jej zbytečně prodražovalo. Z tohoto důvodu jsem nucen použít uspořádání, kdy čelní převodový motor je umístěn pod lanovým bubnem a je s ním spojen pomocí přídavné převodovky. Toto uspořádání rozdělí převodový poměr mezi dvě převodovky. Převodový motor nemusí být tak rozměrný, neboť přenáší pouze poloviční převodový poměr, zbytek převodu přenese přídavná převodovka. Tato převodovka bude namáhána méně, než kdyby celý převod -5-
přenášela sama. Tudíž i nároky na její výrobu nebudou tak vysoké a pro výrobní podmínky firmy EGW Cranes budou dostupné. Použití pouze elektromotoru a ploché převodovky vyráběné v zadavatelské firmě EGW je při stávajících výrobních podmínkách nemožné. Tato převodovka totiž musí mít velký převodový poměr cca 100 při malých rozměrech, což vyžaduje použití velmi kvalitních materiálů ozubených kol a velmi kvalitní technologii výroby ozubení, kterou však tato firma nemá jako např. firma Stahl, která docílila potřebného převodového poměru mezi motorem a lanovým bubnem použitím velmi malého pastorku na straně motoru vyrobeného s absolutní přesností z kvalitního materiálu, neboť musí vydržet dlouhodobé namáhání obrovskými silami.viz obr. 1.5 Pojezdové ústrojí jsem zvolil s převodovým motorem s brzdou, který je uložený v ose spojovací hřídele. Přes pastorky uložené právě na této hřídeli se kroutící moment dostane na ozubení na nákolcích hnacích kol a tím budou kola poháněna. Tento systém je jednoduchý a pro výrobu v podmínkách firmy EGW CRANES přijatelný. -6-
2 Výpočet lana Výpočet je prováděn podle normy ČSN ISO 4308-1 a ČSN 27 0100 2.1 Lanování Lanování bude použito 4/1 viz obr. 2.1 Lanový buben bude navíjet jen jeden konec lana, druhý konec bude pevně uchycen na rámu kladkostroje. Z bubnu půjde lano na první kladku kladnice, z ní se vrátí přes vyrovnávací kladku uchycenou na rámu kladkostroje zpět na druhou kladku kladnice a z ní bude lano navíjeno na lanový buben. Obr. 2.1 Lanování 2.2 Součinitel výběru lana Podle klasifikace mechanismu M4 z tabulky 1 této normy volíme Zp = 4, dále z normy ČSN EN 12385-4 TAB. 2 zvolím Ro = 1570N/mm2 Zp = 4, K = 0,356, Ro = 1570N/mm2 Zp (2.1) C= K í.ro 4 C= = 0,0845 0,356.1570 C = 0,085 Zp min. součinitel bezpečnosti lana K - empirický součinitel pro min. únosnost lana dané konstrukce Ro min. hodnota pevnosti v tahu drátu použitého v laně ČSN EN 12385-4 TAB. 2 2.3 Účinnost lanového převodu Účinnost lanového se určí podle obr. 2 a Tab. II z ČSN 27 0100. Pro kladky uložené na valivém ložisku je účinnost celého lanového převodu: ηl = 0,97-7-
2.4 Síla v laně ηl = 0,97, Q = 5000Kg, G = 35Kg, z = 1, n = 4 Q+G g ηl z.n 5000 + 35 9,81 Fs = = 12692,3235 N 1.4 0,97 Fs = 12692,3 N Fs = (2.2) z - počet větví lanového převodu n počet nosných průřezů v jedné větvi lanového převodu Q maximální hmotnost břemene G vlastní hmotnost částí zvedaných spolu s břemenem 2.5 Minimální průměr lana C = 0,085, Fs = 12692,3N d min = C. Fs (2.3) d min = 0,085. 12692,3 = 9,5761mm d min = 9,58mm -Volím lano průměru 11mm -Typové označení lana podle normy ČSN EN 12385-4 : 6x19 S - FC -Minimální síla při přetržení Fsmin = 70,7KN Obr. 2.2 Průřez lana 6x19 S - FC 2.6 Maximální zatížení lana Zp = 4, Fs = 12692,3N Fmin = Fs Zp Fmin = 12692,3 4 = 50769,2N Fmin = 50,77KN Fmin < Fsmin 50,77KN < 70,7KN (2.4) Závěr : Maximální zatížení lana je menší než Minimální síla při přetržení, lano vyhovuje. -8-
3 Lanový buben 3.1 Návrhový výpočet lanového bubnu Lanový buben bude vyráběn svařováním, povrch bude drážkovaný. Střední průměr bubnu, profil drážek a jejich stoupání jsou normalizovány podle ČSN 27 1820. 3.1.1 Výpočet průměru roztečné kružnice bubnu Tento výpočet je normován podle normy ČSN ISO 4308-1.Minimální průměr roztečné kružnice bubnu s vypočítá při použití minimálního průměru lana, výběrového součinitele h1 (tab. 2 této normy) a součinitele typu lana tl (tab. 3 této normy) podle danou klasifikaci mechanismu dle ČSN 4301-5, pro náš případ M4. h1 = 16, tl = 1, dmin = 10,48mm Dbmin > h1 tl dmin Dbmin > 16 1 10,48 = 167,68mm (3.1) tl - součinitele typu lana h1 - výběrového součinitele dmin min. průměr lana Dle ČSN 27 1820 volím průměr bubnu Db = 200mm 3.1.2 Tloušťka stěny lanového bubnu d = 11mm sb = 0,8 d sb = 0,8 11 = 8,8mm (3.2) d zvolený průměr lana 3.1.3 Tvar drážek bubnu a stoupání Dle ČSN 27 1820 si spočítám poloměr drážky a ostatní rozměry odečtu z tab.v této normy. Obr. 3.1 Profil drážky lanového bubnu Poloměr drážky: a = 3,5mm t = 12,5mm r1 = 1 mm r = (0,53 až 0,56) d = 0,545 11 = 6mm -9-
D1 = Db d = 200 11 = 189mm 3.1.4 Navíjená délka lana n = 4, H = 6m L=n H L = 4 6 = 24m (3.3) H - výška zdvihu kladkostroje n - Počet nosných průřezů lanového převodu 3.1.5 Počet závitů lanové drážky na bubnu Počet závitů se zvyšuje o 2 3 závěrné závity zbz. Volím tedy zbz = 2 L = 24m, Db = 0,2m L + zbz π Db 24 zb = + 2 = 40,2 π 0,2 Počet závitů bubnu tedy volím zb = 41 zb = (3.4) 3.1.6 Délka závitové části t = 12,5mm, zb = 41 lz = zb t lz =41 12,5 = 512,5mm (3.5) t rozteč drážek na lanovém bubnu zb - počet závitů bubnu 3.1.7 Délka hladké části bubnu Tato délka závisí na rozměru lanových příložek, pomocí nichž je lano na buben připevněno. Tuto délku volím jako 4 násobek rozteče lanových drážek na bubnu t = 12,5 lh = 4 t lh = 4 12,5 = 50mm Z konstrukčních důvodů volím lh = 100mm (3.6) t - rozteč lanových drážek 3.1.8 Délka celého bubnu lz = 512,5mm, lh = 100mm lb = lh + lz + lh lh = 100 + 512,5 + 100 = 712,5mm -10- (3.7)
Obr. 3.2 Celková délka lanového bubnu 3.1.9 Přichycení lana k bubnu Se provede pomocí tzv. lanových příložek podle [1] str. 84 Obr. 3.3 Uchycení lana k bubnu pomocí lanových příložek 3.2 Pevnostní výpočet bubnu Navinuté lano na bubnu způsobí tlaková, ohybová a krutová napětí na plášti bubnu, tzn.,že vyvolané napětí se zjišťují složitě. Největší namáhání pláště je v místě náběhu lana na buben.výpočet se provádí pouze přibližným zjištěním tloušťky stěn a čel bubnu dle [1] str. 107-11-
3.2.1 Pevnostní výpočet pláště bubnu 3.2.1.1 Napětí pláště bubnu vyvolané vnějším přetlakem Fs = 12692,3N, sb = 8,8mm, t = 12,5mm Fs sb t 12692,3 = 0,5 = 57,6867 8,8 12,5 = 57,69MPa σ bd = 0,5 σ bd σ bd (3.8) t rozteč lanové drážky sb tloušťka stěny bubnu Fs Zatížení v laně Db průměr bubnu 3.2.1.2 Ohybové napětí pláště bubnu Db = 200mm, sb = 8,8mm, Fs = 12692,3N σ bo = 0,96 Fs 4 1 Db t 6 (3.9) 2 σ bo = 0,96 12692,3 4 1 = 19,4924 200 12,5 6 2 σ bo = 19,50MPa 3.2.1.3 Kombinované napětí pláště bubnu σbd = 57,69MPa, σbo = 19,50MPa σb = σbd + σbo σb = 57,69 + 19,50 = 77,19MPa σb = 77,2MPa (3.10) 3.2.1.4 Určení max. dovoleného napětí a kontrola kombinovaného napětí pláště bubnu Buben bude vyroben z bezešvé trubky válcované za tepla dle ČSN 42 5715 z materiálu St.37.0 dle DIN 1629, který podle převodní tabulky, svými vlastnostmi, odpovídá materiálu 11 353. Mez kluzu tohoto materiálu je Remin = 235MPa, bezpečnost na mezi kluzu je podle [1] str. 108 k = 2 k = 2, Remin = 235MPa σdov = Remin / k σdov = 235 / 2 = 117,5Mpa (3.11) σ < σdov 77,2MPa < 117,5Mpa VYHOVUJE -12-
3.2.2 Pevnostní výpočet čela bubnu 3.2.2.1 Kontrola tloušťky čela bubnu napětí na čele bubnu sv = 6mm, dn = 46mm, Db = 200mm, 2 d n 1,1 Fs ) 2 3 Db sv σ čb = 1,44 (1 (3.12) 2 46 1,1 12692,3 = 118,197 62 3 200 = 118,20 MPa σ čb = 1,44 1 σ čb dn průměr náboje bubnu Fs Zatížení v laně Db průměr bubnu sv tloušťka stěny bubnu 3.2.2.2 Určení max. dovoleného napětí a kontrola kombinovaného napětí čela bubnu Čelo bubnu bude vyrobeno z plechu dle ČSN 42 5302 z materiálu St.52.0 dle DIN 1629, který podle převodní tabulky, svými vlastnostmi, odpovídá materiálu 11 523. Mez kluzu tohoto materiálu je Remin = 355MPa, bezpečnost na mezi kluzu je podle [1] k = 2 σdov = Remin / k σdov = 355 / 2 = 177,5Mpa (3.13) σčb < σdov 118,20MPa < 177,5Mpa Závěr: Buben z pevnostního hlediska vyhovuje. 3.3 Pevnostní kontrola hřídele bubnu Hřídel bubnu je v rámu kladkostroje uložen v soudečkovém ložisku SKF EXPLORER 22215E. Je namáhán kurtem a ohybem. Ohybový moment od síly F12, která je vyvolána záběrem ozubeného a vloženého kola přídavné převodovky a v ohybový moment od síly v laně obr 3.4. Kroutící moment na hřídeli bubnu Fs = 12692,3N, Db = 0,2m ηb = 0,95, ηp = 0,96, ηpp = 0,96 Fs Db 2 ηb 12692,3 0,2 = 1336.03Nm M kb = 2 0,95 M kb = 1336 Nm ηb - Účinnost bubnu ηp - Účinnost převodovky převodového motoru ηpp - Účinnost přídavné převodovky Fs síly v laně M kb = -13- (3.14)
Obr. 3.4 Síla F12 Mkb = 1336Nm. D3 = 0,235m 2 M kb D3 2 1336 F12 = = 11370,21N 0,235 F12 = 11370 N F12 = (3.15) D3 průměr roztečné kružnice ozubeného kola 3.3.1 Výpočet ohybového napětí od síly v laně -14-
Fs = 12692,3N, ls = 62mm, dd1 = 75mm Mo 32 Fs ls = Wo π d b13 32 12692,3 62 σo = = 18,9999 MPa π 75 3 σ o = 19 MPa σo = (3.16) 3.3.2 Výpočet smykového napětí Mkb = 1336Nm, db1 = 75mm = 0,075m Mk 16 M kb = Wk π d b13 16 1336 τ1 = = 16128455Pa π 0,075 3 τ 1 = 16,1MPa τ1 = 3.3.3 Výpočet ohybového napětí od ozubeného kola -15- (3.18)
F12 = 11370N, db1 = 75mm, l12 = 96mm σ o2 = Mo 32 F12 l12 = Wo π d b13 (3.19) 32 11370 96 = 26,354 MPa π 75 3 = 26,4 MPa σ o2 = σ o2 Jelikož σo od síly ozubeného kola je větší než σo od síly v laně,smykové napětí bude stejné jako v předchozím odstavci, použijeme pro výpočet redukovaného napětí σo = 26,4MPa 3.3.4 Výpočet redukovaného napětí Jelikož ohybový moment od síly v laně je menší než ohybový moment od ozubeného kola, pro výpočet beru ohybový moment ozubeného kol σo2 = 26,4MPa, τ1 = 16,1MPa σ red = σ o 2 2 + 4 τ 12 (3.20) σ red = 26,4 2 + 4 16,12 = 41,6389MPa σ red = 41,6MPa 3.3.5 Dovolené napětí hřídele bubnu Hřídel bubnu bude vyroben z materiálu St. 37.0 dle DIN 1629 který odpovídá materiálu 11 353, s minimální mezí kluzu Re = 235MPa. Při jakémkoli poškození tohoto hřídele hrozí pád zvedaného břemena, proto volím součinitel bezpečnosti k = 4 Re k 235 = = 58,57 MPa 4 σ dov = σ dov (3.21) σred < σdov 41,6MPa < 58,57MPa Závěr: Hřídel bubnu z materiálu St. 37.0 z hlediska pevnosti plně vyhovuje. 3.4 Kontrola ložiska hřídele bubnu Kontrola byla provedena a programu MechSoft PROFI 2002. Podle normy ČSN 02 4705 volím ložisko SKF EXPLORER 22215E. Jako radiální sílu působící na ložisko budeme brát sílu v laně. Součinitel přídavných sil volím podle [1] str. 141 tab. III-29 fd = 1,2 FRI = 12692,3N, nb = 32,2ot/min, fd = 1,2, Lh = 12000hod, mazání - olejem FRI Maximální radiální síla -16-
Lh - Požadovaná trvanlivost Fd - Souč. přídavných sil np - Frekvence otáčení VYPOČÍTANÉ VELIČINY Dyn.ekvivalentní zatížení P = 23 005.2 N Stat.ekvivalentní zatížení P0 = 12692,3N Souč.stat.bezpečnosti s0 = 12.52 Ztrátový výkon třením Pz = 5.24 W Nutné minimální zatížení Fmin = 3680 N Vypočítaná trvanlivost Lh = 529 621.1 hod Označení ložiska 22215 E Vnitřní průměr ložiska d = 75 mm Vnější průměr ložiska D = 130 mm Šířka ložiska B = 31 mm Poloměr zaoblení ložiska r = 1.5 mm Min. průměr osazení hřídele damin = 84 mm Max. průměr osazení náboje Damax = 121 mm Max. poloměr zaoblení osazení ramax = 1.5 mm Hmotnost ložiska m = 1.7 kg Závěr: Vypočítaná trvanlivost 529 621,1hod mnohokrát převyšuje požadovanou trvanlivost 12 000hod. Ložisko vyhovuje. 3.5 Kontrola ložiska náboje bubnu Kontrola byla provedena a programu MechSoft PROFI 2002. Podle normy ČSN 02 4705 volím ložisko SKF EXPLORER 22208EK. Radiální síla působící na ložisko je maximálně rovna síle v laně. Součinitel přídavných sil volím podle [1] str. 141 tab. III-29 fd = 1,2 FRI = Fs = 12692,3N, nb = 32,2ot/min, fd = 1,2, Lh = 12000hod, mazání - tukem FRI Maximální radiální síla Lh - Požadovaná trvanlivost Fd - Souč. přídavných sil np - Frekvence otáčení VYPOČÍTANÉ VELIČINY Dyn.ekvivalentní zatížení P = 15 230.76 N Stat.ekvivalentní zatížení P0 = 12 692.3 N Souč.stat.bezpečnosti s0 = 6.42 Ztrátový výkon třením Pz = 1.85 W Nutné minimální zatížení Fmin = 1472 N Vypočítaná trvanlivost Lh = 98 744.62 hod Označení ložiska 22208 EK -17-
Vnitřní průměr ložiska d = 40 mm Vnější průměr ložiska D = 80 mm Šířka ložiska B = 23 mm Poloměr zaoblení ložiska r = 1.1 mm Min. průměr osazení hřídele damin = 47 mm Max. průměr osazení náboje Damax = 73 mm Max. poloměr zaoblení osazení ramax = 1 mm Hmotnost ložiska m = 0.52 kg Závěr: Vypočítaná trvanlivost 98 744hod mnohokrát převyšuje požadovanou trvanlivost 12000hod. Ložisko vyhovuje. 4 Návrh pohonu mechanismu zdvihacího ústrojí Po důkladném uvážení všech možných variant při řešení uspořádání zdvihacího ústrojí jsem se rozhodl pro použití převodového motoru firmy SEW obr, 4.11, umístěného pod lanovým bubnem a přídavné převodovky vlastní výroby. viz obr. 4.1 4.1 Schéma mechanismu zdvihacího ústrojí Obr. 4.1 1 - Lanový buben 2 - Přídavná převodovka 3 - Převodový motor s brzdou 4.1.1 Celková účinnost mechanismu Skládá se z účinnosti lanového převodu ηl, z účinnost lanového bubnu ηb, z účinnosti přídavné převodovky ηpp (viz [1] str. 168 tab. III-38) a z účinnosti převodovky převodového motoru ηp (katalog výrobce) ηl = 0,97, ηb = 0,95, ηpp = 0,96, ηp = 0,96 ηc = ηl ηb ηpp ηp ηc = 0,97 0,95 0,96 0,96 = 0,849 ηc = 0,85-18- (4.1)
4.2 Volba elektromotoru zdvihu 4.2.1 Výkon nutný pro zvedání břemene Podle [1] str. 252 se potřebný výkon poháněcího motoru zdvihu určí podle rovnice vz = 5m/min, Q = 5000Kg, G = 35Kg, ηc = 0,85 v z (Q + G ) η c 102 60 5 (5000 + 35) P= = 4,839 KW 0,85 102 60 P = 4,84 KW P= (4.2) vz rychlost zdvihu Q nosnost G hmotnost součástí zvedaných s břemenem ηc celková účinnost 4.2.2 Volba elektromotoru Vzhledem k požadovanému výkonu P = 4,68KW a rychlostem zdvihu (vzmin=0,8m.s-1, vmax=5 m.s-1) musím použít motor s polováním 12/2. V katalogu firmy SEW jsem proto vybral elektromotor DFV132ML12/2 obr.4.2, který se k převodovce převodového motoru připevní pomocí příruby 300mm. Průměr rozteče děr je 265mm viz obr. 4.2 Elektromotor DFV132ML12/2 Tab. IV.1 Katalogové hodnoty elektromotoru MN PN nn [Nm] [KW] [1/min] 0,85 460 DFV132ML12/2 16,58 5,0 2880 PN výkon motoru nn otáčky motoru cos φ účiník ξ součinitel momentové přetížitelnosti mm hmotnost motoru GD2 moment setrvačnosti cos φ 0,50 0,93 Obr. 4.11- Převodový motor SEW -19- mm [kg] 96kg ξ 1,8 2,3 GD2 [10 Kg.m2] -4 380
Obr. 4.2 - Elektromotor SEW DFV132ML12/2 a jeho příruba pro připojení k převodovce SEW RF 97 4.3 Návrh převodů mezi motorem a lanovým bubnem Nejprve je nutné vybrat převodovku k převodovému motoru a podle jejího převodového poměru dopočítáme parametry přídavné převodovky. 4.3.1 Požadované otáčky bubnu Požadovaná rychlost zdvihu je 5m/s, ale vzhledem k uspořádání lanování 4/1 musí být rychlost navíjení bubnu 4x větší, tedy na 20m/s. vz = 5m/s, Db = 200mm = 0,2m nb ' = 4 vz 4 5 = = 31,83ot / min π Db π 0,2 Db průměr lanového bubnu 4.3.2 Celkový požadovaný převodový poměr mezi motorem a bubnem nn = 2880 1/min, nb = 31,83 ot/min -20- (4.3)
nn nb ' 2880 ic ' = = 90,48 31,83 ic ' = (4.4) 4.4 Volba převodovky převodového motoru Z katalogu firmy SEW volím převodovku RF 97 Obr 4.4 s převodovým poměrem ip = 47,58 a hmotností 95Kg. Je vyráběna i s přírubou o průměru 350mm Obr 4.3, pomocí které se tato převodovka i s motorem namontuje, v našem případě, na přídavnou převodovku. Tento celek bude poté přišroubován k rámu kladkostroje. Obr 4.3 - Příruba 350mm Obr 4.4 Převodovka SEW RF97 připojená k elektromotoru SEW DFV132ML12/2, v detailu výstupní hřídel z celého převodového motoru LS = 1014mm L = 902mm LB = 462mm LBS = 574mm AC = 275mm AD = 230mm ADS = 230mm -21-
4.5 Výpočet přídavné převodovky 4.5.1 Požadovaný převodový poměr přídavné převodovky ip = 47,58, ic = 90,48 ic ' ip 90,48 i pp ' = = 1,90169 47,58 i pp ' = 1,90 i pp ' = (4.5) ip převodový poměr převodového motoru ic - Celkový požadovaný převodový poměr mezi motorem a bubnem 4.5.2 Osová vzdálenost mezi elektromotorem a lanovým bubnem Z důvodu přesného navíjení lana musí být lanový buben vybaven maticí, která zaručí, aby lano bylo navíjeno postupně na každou následující drážku bubnu a nepřeskakovalo přes více lanových drážek. Jestliže motor a lanový buben s maticí mají pevně dané rozměry, je třeba připočíst nějakou vůli ( volím 30mm), z obr. 4.5 plyne že Os = 100 + 50 + 30 + 150 = 330mm Obr 4.5 Schéma uspořádání částí zdvihacího ústrojí s naznačením jejich skutečných rozměrů 4.5.3 Uspořádání přídavné převodovky Tato převodovka se bude skládat z pastorku a dvou ozubených kol - vloženého a ozubeného kola obr 4.6. Modul m = 5. Zvolený počet zubů Otáčky Průměr roztečné kružnice 60,53 ot/min D1 = m z1 = 5 25 = 125mm z1 = 25 50,45 ot/min D2 = m z2 = 5 30 = 150mm z2 = 30 32.2 ot/min D3 = m z3 = 5 47 = 235mm z3 = 47-22-
Obr. 4.6 Uspořádání přídavné převodovky 4.5.4 Výpočet ozubených kol Základní rozměry pro čelní soukolí s přímými zuby dle ČSN 01 4602 Pastorek Známe: m = 5, z1 = 25, α = 20 - - - - - Průměr roztečné kružnice: D1 = z1 m = 25 5 = 125mm (4.6) Průměr hlavové kružnice: Da1 = D1 + 2m = 125 + 2 5 = 135mm (4.7) Průměr patní kružnice: Df1 = D1 2(m+ca1) = 125-2 (5 + 1,25) = 112,5mm (4.8) Průměr základní kružnice: Db1 = D1 cos α = 125 cos 20 = 117,46mm (4.9) Hlavová vůle zubů: ca1 = 0,25m ca1 = 0,25 5 = 1,25mm - Výška hlavy zubu ha = m = 5mm - Výška paty zubu hf = m + ca1 (4.10) (4.11) -23-
hf = 5 + 1,25 = 6,25mm Vložené kolo Známe: m = 5, z2 = 30, α = 20 - Průměr roztečné kružnice: D2 = z2 m = 30 5 = 150mm - Průměr hlavové kružnice: Da2 = D2 + 2m = 150 + 2 5 = 160mm - Průměr patní kružnice: Df2 = D2 2 (m +ca2) = 150-2 ( 5 + 1,25) = 137,5mm - Průměr základní kružnice: Db2 = D2 cos α = 150 cos 20 = 140,95mm - Hlavová vůle zubů: ca2 = 0,25m ca2 = 0,25 5 = 1,25mm - Výška hlavy zubu ha = m = 5mm - Výška paty zubu hf = m + ca1 hf = 5 + 1,25 = 6,25mm Ozubené kolo Známe: m = 5, z3 = 47, α = 20 - Průměr roztečné kružnice: D3 = z3 m = 47 5 = 235mm - Průměr hlavové kružnice: Da3 = D3 + 2m = 235 + 2 5 = 245mm - Průměr patní kružnice: Df3 = D3 2 (m +ca2) = 235-2 ( 5 + 1,25) = 222,5mm - Průměr základní kružnice: Db3 = D3 cos α = 235 cos 20 = 220,83mm -24-
- Hlavová vůle zubů: ca2 = 0,25m ca2 = 0,25 5 = 1,25mm - Výška hlavy zubu ha = m = 5mm - Výška paty zubu hf = m + ca1 hf = 5 + 1,25 = 6,25mm 4.5.5 Kontrola osové vzdálenosti mezi elektromotorem a lanovým bubnem Z obr. 4.5 plyne že: D D (4.12) Os = 1 + D2 + 3 2 2 125 235 Os = + 150 + = 330mm 2 2 Závěr: Osová vzdálenost odpovídá požadovaným 330mm. 4.5.6 Skutečný převodový poměr přídavné převodovky z1 = 25, z2 = 30, z3 = 47 z3 z 2 z2 z1 47 30 = = 1,88 30 25 i pp = i pp (4.13) 4.5.7 Skutečný převodový poměr mezi motorem a lanovým bubnem ipp = 1,88, ip = 47,58 ic = ipp ip ic = 1,88 47,58 = 89,4504 ic = 89,45 (4.14) ip převodový poměr převodového motoru ipp převodový poměr přídavné převodovky 4.5.8 Skutečné otáčky bubnu nn = 2880ot/min, ic = 89,45 nn ic 2880 nb = = 32,1967ot / min 89,45 nb = 32,20 / min nb = (4.15) -25-
4.5.9 Skutečná rychlost zdvihu břemena Vlivem lanování 4/1 bude skutečná rychlost 4x menší než rychlost navíjení bubnu. nb = 32,20/min, Db = 0,2m nb π Db 4 32,20 π 0,2 vz = = 5,0576m / s 4 v z = 5,06m / s vz = (4.16) Závěr: Skutečná rychlost zdvihu vz = 5,06m/min se od požadované rychlosti vz =5m/min liší o pouhých 0,012%, přičemž norma dovoluje odchylku 10%. Pro zjednodušení lze do dalších výpočtů tuto drobnou odchylku zanedbávat, tudíž skutečnou rychlost zdvihu zaokrouhlíme na vz = 5m/min 4.6 Kontrola elektromotoru zdvihu Spočívá v kontrole momentové přetížitelnosti. Motor musí překonat statický moment břemena MQ, zrychlující moment posouvajících se hmot Mzp, a zrychlující moment rotujících hmot Mzr, včetně pasivních odporů, jejichž vliv vyjádříme účinností. Rozběhový moment motoru je tedy podle [1] str. 252 Mroz = MQ + Mzp + Mzr 4.6.1 Statický moment břemena Q = 5000Kg, G = 35Kg, Db = 0,2m, ik = 4, ic = 89,45, ηc = 0,88 (Q + G ).g.db 2.ik.ic.η c (5000 + 35).9,81.0,2 MQ = = 15,6872 Nm 2.4.89,45.0,88 M Q = 15,69 Nm MQ = (4.17) ic skutečný celkový převod mezi lanovým bubnem a elektromotrem ik převod kladkostroje Doba rozběhu Zrychlení budeme považovat za konstantní. Volím a = 0,25m/s a = 0,2m/ s-2, vz = 5m/min vz 60.a 5 ta = = 0,4166s 60.0,2 t a = 0,42s ta = (4.18) -26-
4.6.2 Zrychlující moment posouvajících se hmot MQ = 15,68Nm, vz = 5m/min, ta = 0,42s M zp = M Q. vz 60.g.t a (4.19) 5 = 0,3173Nm 60.9,81.0,42 = 0,32 Nm M zp = 15,69. M zp 4.6.3 Zrychlující moment rotujících hmot GD2=380. 10-4 Kg.m2, nn = 2880/min, ta = 0,42s, β = 1,2 GD 2.nN M zr = β 375.t a (4.20) 380.10 4.2880 = 0,8326 Nm 375.0,42 = 0,83Nm M zr = 1,2 M zr β = 1,1 až 1,2 (není-li na ose motoru brzdový kotouč, [1] str. 253 ) β = 1,2 až 1,5 (je-li na ose motoru brzdový kotouč, [1] str. 253) MŮJ PŘÍPAD GD2 moment setrvačnosti motoru nn jmenovité otáčky motoru ta - doba rozběhu 4.6.4 Potřebný rozběhový moment pro zdvih MQ = 15,68Nm, Mzp = 0,32Nm, Mzr = 0,83Nm Mroz = MQ + Mzp + Mzr Mroz = 15,68 + 0,32 + 0,83 = 16,86Nm (4.21) 4.6.5 Kontrola rozběhového momentu elektromotoru Celkový rozběhový moment vypočítaný z předešlé rovnice musí být menší než je rozběhový moment motoru, který je dán součinem jmenovitého momentu s momentovou přetížitelností elektromotoru, která je podle katalogu SEW γ = 1,8. γ = 1,8, Mroz = 16,86Nm, MN = 16,58Nm M N γ M ROZ (4.22) 16,58 Nm 1,8 16,86 29,84 Nm > 16,86Nm Vyhovuje γ Momentová přetížitelnost - poměr mezi rozběhovým a jmenovitým momentem motoru Závěr: Elektromotor z hlediska momentové přetížitelnosti vyhovuje. -27-
4.7 Kontrola brzdícího momentu převodového motoru Výpočet je proveden podle [1] str. 267 kdy brzdící moment Mb musí být vždy větší než ubrzditelný moment brzdy motoru Mbmax ( katalogová hodnota). Poměr skutečně ubrzditelného momentu Mu ku statickému momentu MQ se nazývá bezpečnost brzdy kb měla by být alespoň 1,75 (podle použité literatury) 4.7.1 Brzdící moment potřebný k ubrzdění břemena Podle katalogu firmy SEW je pro motor DFV132ML12/2 Mbmax = 75Nm MQ = 15,68Nm, Mzp = 0,32Nm, Mzr = 0,83Nm Mbmax = 75Nm Mb = MQ + Mzp + Mzr Mb = 15,68 + 0,32 + 0,83 = 16,86Nm (4.23) Mb < Mbmax 16,86Nm < 75Nm 4.7.2 Bezpečnost brzdy Podle [1] str. 268 tab.iv-8 je pro jeřáby středního provozu kb = 1,75 kb = 1,75, Mbmax = 75Nm, MQ = 15,68 kb = M b max MQ kb = 75 = 4,78 15,68 (4.24) 4,78 > 1,75 ZÁVĚR: Brzda převodového motoru zdvihu vyhovuje s bezpečností 4,78, což je víc než dvojnásobek toho co vyžaduje norma. 4.8 Kontrola převodovky převodového motoru Podle katalogu firmy SEW lze převodovku RF 97 zatížit maximálně Mmax = 1750Nm při fb=1,7. Faktor fb = 1,7 vyjadřuje, že převodovka vydrží 1,7x větší zatížení než elektromotor. Maximální radiální síla působící na výstupní hřídel převodovky může být FRA=23000N. 4.8.1 Kontrola kroutícího momentu 4.8.1.1 Kroutící moment na hřídeli vloženého kola přídavné převodovky F12 = 11370N (viz ), D2 = 150mm ηs = 0,98 D2 1 2 ηs 150 1 = 11370 = 870,153Nm 2 0,98 = 870 Nm M kv = F12 M kv M kv -28- (4.25)
ηs účinnost jednoho ozubeného soukolí, bráno z [1] str.168 Obr. 4.7 Schéma ozubených kol v přídavné převodovce 4.8.1.2 Kroutící moment na hřídeli pastorku přídavné převodovky výstup převodovky převodového motoru F12 = 11370N (viz ), D1 = 125mm D1 1 2 ηp 125 1 = 11370 = 740,234 Nm 2 0,96 = 740 Nm M kp = F12 M kp M kp (4.26) 740Nm < 1750Nm 4.8.2 Kontrola radiální síly výstupního hřídeli Radiální síla působící na výstupní hřídel F12 = 12332N musí být menší než dovolená radiální síla FRA = 23000N. V našem případě je nutno ještě přepočítat dovolenou radiální sílu FRA na působiště síly F12,dle obr. 4.8 to znamená na sílu Fx. -29-
Obr. 4.8 Schéma sil zatěžujících výstupní hřídel převodového motoru. Tabulková hodnota je uváděna pro sílu FRA FRA = 23000N, l = 120mm, x = 89mm Fx = 120 l 23000 2 = 2 = 15505 N x 89 FRA (4.27) F12 < Fx 11 370N < 15 505N Závěr: Převodovka vyhovuje jak maximální radiální síle na výstupní hřídel, tak maximálnímu kroutícímu momentu. 4.9 Kontrola přídavné převodovky Spočívá v kontrole čelních ozubení, kontrole per a kontrole drážkového spojení a kontroly ložiska vloženého kola. Obr. 4.9-30-
4.9.1 Kontrola čelního soukolí pastorku vloženého kola Kontrola bude provedena v softwaru AutCad MechSoft - PROFI 2000. Materiál pastorku i vloženého kola je 14 120 konstrukční ocel uhlíková /cem. Kalená ks dovoleným napětím v ohybu σdo = 245MPa a dovoleným napětím v dotyku σdp = 88MPa. Zadané parametry: (index 1 = pastorek, index 2 = vložené kolo) Otáčky n1 = 60.53 /min Úhel sklonu zubů β = 0 Otáčky n2 = 50.4417 /min Účinnost η = 0.98 Normálný modul m = 5 mm Moment t1 = 708.7903 Nm Moment t2 = 833.5374 Nm Šířka pastorku b1 = 40 mm Šířka kola b2 = 40 mm Počet zubů z1 = 25 Trvanlivost h = 10000 hod Počet zubů z2 = 30 Příkon - pastorek pw1 = 4.4928 kw Součinitel výšky hlavy ha* = 1 Součinitel radiální vůle c* = 0.25 Výkon - kolo pw2 = 4.4029 kw Teoretická osová vzdálenost a = 137.5 Úhel profilu nástroje α= 20 mm Vypočítané hodnoty. Obvodová síla Ft = 12340.6454 N Axiální sila Fa = 0 N Radiální sila Fr = 4127.6574 N Dovolené zatížení Fd = 13094.9282 N Závěr: Dovolené zatížení soukolí Fd = 13094.9282 N je větší než obvodová síla Ft = 12340.6454 N. Soukolí z hlediska pevnosti vyhovuje. 4.9.2 Kontrola čelního soukolí vloženého kola a ozubeného kola Kontrola bude provedena v softwaru AutCad MechSoft - PROFI 2000. Materiál vloženého kola i ozubeného kola je 14 120 konstrukční ocel uhlíková /cem. kalená s dovoleným napětím v ohybu σdo = 245MPa a dovoleným napětím v dotyku σdp = 88MPa Zadané parametry: (index 1 = vložené kolo, index 2 = ozubené kolo) Otáčky n1 = 50.456 /min Úhel sklonu zubů β = 0 Otáčky n2 = 32.206 /min Účinnost η = 0.98 Normálný modul m = 5 mm Moment t1 = 833.3006 Nm Boční vůle Gama = 0 mm Moment t2 = 1279.3943 Nm Počet zubů z1 = 30 Šířka pastorku b1 = 40 mm Šířka kola b2 = 40 mm Počet zubů z2 = 47 Trvanlivost h = 10000 hod Příkon - pastorek pw1 = 4.4029 kw Výkon - kolo pw2 = 4.3149 kw Součinitel výšky hlavy ha* = 1 Součinitel radiální vůle c* = 0.25 Úhel profilu nástroje α = 20 Vypočítané hodnoty Obvodová síla Ft = 11110.6753 N Axiální sila Fa = 0 N Radiální sila Fr = 4043.9552 N -31-
Dovolené zatižení Fd = 15345.8525 N Závěr: Dovolené zatížení soukolí Fd = 13094.9282 N je větší než obvodová síla Ft = 12340.6454 N. Soukolí z hlediska pevnosti vyhovuje. 4.9.3 Kontrola pera na výstupním hřídeli převodového motoru Kontrola otlačení hřídele převodového motoru není nutná. Jestliže přenášený kroutící moment vyhovuje, musí vyhovovat i otlačení drážky pro pero na výstupním hřídeli. Je použito PERO 18e7 x 11 x 110 ČSN 02 2562, materiál pera je z oceli 11 600 podle ČSN 41 1600 s dovoleným napětím v dotyku σdp = 120MPa. Parametry pera: l = 110mm, b = 18mm, h = 11mm, D = 60mm b l lst D h l Obr.4.10 Styková délka pera: lst = l b = 110 18 = 92mm Plocha pera namáhaná na otlačení lst = 92mm, h = 11mm h lst Sp = 2 11 92 Sp = 2 S p = 506mm 2 (4.28) Tangenciální síla působící na jedno pero D = 0,060mm, Mkp = 740Nm (viz) FT = 2 M kp (4.29) D 2 740 FT = = 24666,6667 N 0,06 FT = 24666,7 N -32-
Napětí v dotyku FT = 24 666,7N, Sp = 506mm2 F σp = T Sp 24666,7 σp = = 48,748MPa 506 σ p = 48,7 MPa (4.30) Závěr: Pero vyhovuje 48,7MPa < 120MPa 4.9.4 Kontrola drážkového spojení na hřídeli bubnu Plocha jedné drážky namáhaná na otlačení ld = 43mm, 72 62 ld 2 72 62 Sd = 43 = 215mm 2 2 Sd = (4.31) Tangenciální síla D = 0,072mm, Mkb = 1 336 Nm (viz) 2 M kb D 2 1336 FT = = 37111,111N 0,072 FT = 37111,1N FT = (4.32) Napětí v dotyku FT = 37111,1N, Sp = 215mm2 FT 8 S p 37111,1 σp = = 21,576MPa 8 215 σ p = 21,6MPa σp = (4.33) Závěr: Drážkové spojení pevnostně vyhovuje 21,6MPa < 88MPa -33-
5 Návrh pojezdového ústrojí Kladkostroj bude jezdi na čtyřech kolech, z nichž jeden pár bude hnací a druhý pár hnaný. Pojezdové ústrojí bude tvořeno převodovým elektromotorem s brzdou, jehož výstupní hřídel bude spojen s hřídelí s dvěma pastorky. Oba pastorky budou v záběru s ozubeními na nákolcích obou hnacích kol. Tímto bude docíleno stejnoměrného náhonu obou kol. 5.1 Schéma pojezdového ústrojí Obr.5.1 1. Převodový elektromotor s brzdou, 2. Hřídel, 3. Pastorek, 4. Hnací pojezdové kolo Celá hmotnost břemena i kladkostroje bude rozložena mezi 4 pojezdová kola (2 hnaná a 2 hnací). Je zde více možných zatěžovacích stavů. Předpokládáme, že těžiště břemene se nachází v ose příčného nosníku jeřábu, tedy přesně uprostřed mezi pojezdovými koly. Celá hmotnost kladkostroje se skládá z hmotnosti rámu, lanového bubnu, přídavné převodovky, převodového motoru zdvihu, převodového motoru pojezdu a protizávaží. Jeho použití je nutné kvůli vyvážení kladkostroje, protože zdvihací ústrojí je vzhledem k velkým potřebným výkonům daleko větší a těžší než pojezdové ústrojí a bez protizávaží by kladkostroj převažovalo na jednu stranu. Jako rám bereme i pojezdové kola a jejich uložení, stejně tak i vodící kladku. 5.2 Výpočet hmotnosti a polohy protizávaží Výpočet provedeme pomocí momentové věty. Pro zjednodušení budeme uvažovat, že tíha rámu a kladnice s břemenem působí v ose nosníku jeřábu, tzn. zatěžují obě strany pojezdových kol stejně. Proto ve výpočtu protizávaží nefigurují. Viz obr.5.2 Vysvětlivky k obr.xx Přídavná převodovka Lanový buben Převodový motor zdvihu Protizávaží Převodový motor pojezdu T Těžiště přídavné převodovky T Těžiště lanového bubnu T Těžiště převodového motoru zdvihu T Těžiště protizávaží T Těžiště převodového motoru pojezdu -34-
XPP XLB příčný nosník jeřábu FL FP pojezdová kola rám T GPMP T GLB GPP Y T T XPK XPK T XPMP XZ GZ GR X XPMZ GMPZ GB Obr. 5.2 Rozložení tíhy kladkostroje mpmp = 16Kg, mmpz = 191Kg, mlb = 86Kg, mr = 90Kg, mb = 5035Kg, mpp = 30Kg XMPZ = 0,456m, XPP = 0,422m, XLB = 0,399m, XPMP = 0,475m G PMZ. X MPZ + G PP. X PP + G LB. X LB G PMP. X PMP G Z. X Z = 0 G Z. X Z = G MPZ. X PMZ + G PP. X PP + G LB. X LB G PMP. X PMP (5.1),(5.2) -Vzdálenost protizávaží od osy nosníku jeřábu volím XZ = 0,800m GPMZ. X PMZ + GPP. X PP + GLB. X LB GPMP. X PMP g. X Z 191.0,456 + 30.0,422 + 86.0,399 16.0,475 mz = = 158,0875Kg 0,8 m z = 158Kg mz = - Celková hmotnost kladkostroje mk = mpmp + mmpz + mlb + mpp + mr + mz mk = 16 +191 + 86 + 30 + 90 + 158 mk = 571Kg GLB / mlb tíha / hmotnost lanového bubnu GPP / mpp tíha / hmotnost přídavné převodovky GMPZ / mpmz tíha / hmotnost převodového motoru zdvihu GPMP / mpmp tíha / hmotnost převodového motoru pojezdu GZ / mz tíha / hmotnost protizávaží -35- (5.3) (5.4)
GB / mb tíha / hmotnost břemena s kladnicí GR / mr tíha / hmotnost rámu kladkostroje ZÁVĚR: Protizávaží bude mít hmotnost 158 Kg a bude umístěno 800mm od osy nosníku jeřábu. Celý kladkostroj bude mít hmotnost 571Kg 5.3 Maximální zatížení pojezdového kola 5.3.1 Výpočet síly FP a FL působící na jednotlivé dvojice kol Aby byl kladkostroj vyvážen musí být obě dvojice kol ( jak na straně pojezdového tak na straně zdvihacího ústrojí) zatíženy stejnými silami. mpmp = 16Kg, mpmz = 191Kg, mlb = 86Kg, mr = 90Kg, mb = 5035Kg, mpp = 30Kg, mz = 158Kg FX = 0 FY = 0 FL + FP G MPZ G PP G LB G B G R G PMP G Z = 0 FP = FL = FP = FL = GMPZ + GPP + GB + GR + GPMP + GZ 2 mmpz.g + m PP.g + mb.g + mr.g + m pmp.g + m z.g (5.5) (5.6) 2 191.9,81 + 30.9,81 + 5035.9,81 + 90.9,81 + 16.9,81 + 158.9,81 + 86.9,81 FP = FL = 2 FP = FL = 27497 N FP síla působící na dvojici kol na straně zdvihacího ústrojí FL. síla působící na dvojici kol na straně pojezdového ústrojí ZÁVĚR: Každá strana pojezdových kol dohromady ponese sílu 27 497N 5.3.2 Rozložení síly FP mezi hnací a hnané kolo Lanový buben zatěžuje obě kola rovnoměrně. Toto ovšem neplatí o přídavné převodovce, která je až za hnacím kolem, o převodovém motoru zdvihu, jehož těžiště neleží uprostřed mezi oběma koly a ani o břemenu, které kola zatěžuje pokaždé jinak, podle toho, zda je hák v horní či v dolní poloze břemeno zvednuté nebo spuštěné. Proto je nutné určit zatížení hnacího i hnaného kola při zvednutém i spuštěném břemenu.pro zjednodušení přesné polohy háku podél osy z při maximálním zvednutí a maximálním spuštění budeme uvažovat, že hák je vždy přesně uprostřed mezi pevným závěsem a drážkou lanového bubnu, ze které se lano právě odvíjí či navíjí. Pevný závěs lana je umístěn přesně uprostřed mezi pojezdovými koly, na stejné souřadnici z jako těžiště lanového bubnu. a) Hák v horní poloze maximální zdvih mpmz = 191Kg, mlb = 86Kg, mr = 90Kg, mb = 5035Kg, mpp = 30Kg Z = 0,740m, ZLB = 0,370, ZMPZ = 0,426m, ZPP = 0,112m, ZB = 0,252m -36-
Z ZPMZ ZLB pojezdová kola rám ZPP T s2 s1 T GPP GLB T Y GR/2 FP1 FP2 GMPZ ZB GB Z Obr. 5.3 Rozložení tíhy na straně zdvihu při háku v horní poloze FP1 + FP2 = 27497N Ms1 = 0 FP 2.Z + G PP.Z PP (G B / 2).Z B [(G R / 2) + G BL ].Z BL G MPZ.Z MPZ = 0 (G / 2).Z B + [(G R / 2) + G BL ].Z BL + G MPZ.Z MPZ G PP.Z PP FP 2 = B Z g.[(m B / 2).Z B + [(m R / 2) + m LB ].Z BL + m MPZ.Z MPZ m PP.Z PP ] FP 2 = Z 9,81.[(5035 / 2).0,252 + (90 / 2 + 86).0,370 + 191.0,426 30.0,112] FP 2 = = 10086,606 0,740 FP 2 = 10088 N FP1 = 27497 - FP2 FP1 = 27497 10088 = 17409N Fp1 síla působící na hnací pojezdové kolo na straně zdvihacího ústrojí Fp2 síla působící na hnané pojezdové kolo na straně zdvihacího ústrojí b) Hák v dolní poloze - maximální spuštění břemena mpmz = 191Kg, mlb = 86Kg, mr = 90Kg, mb = 5035Kg, mpp = 30Kg Z = 0,740m, ZLB = 0,370, ZMPZ = 0,426m, ZPP = 0,112m, ZB = 0,487m -37- (5.7) (5.8)
Z ZPMZ ZLB pojezdová kola rám T s2 ZPP s1 T GPP GLB T Y GR/2 FP1 FP2 GMPZ ZB GB/2 Z Obr. 5.4 Rozložení tíhy na straně zdvihu při háku v dolní poloze FP1 + FP2 = 27497N (5.9) Ms1 = 0 FP 2.Z + G PP.Z PP (G B / 2).Z B [(G R / 2) + G BL ].Z BL G MPZ.Z MPZ = 0 (G / 2).Z B + [(G R / 2) + G BL ].Z BL + G MPZ.Z MPZ G PP.Z PP FP 2 = B Z g.[(m B / 2).Z B + [(m R / 2) + m LB ].Z BL + m MPZ.Z MPZ m PP.Z PP ] FP 2 = Z 9,81.[(5035 / 2).0,487 + (90 / 2 + 86).0,370 + 191.0,426 30.0,112] FP 2 = = 17929,126 0,740 FP 2 = 17929 N (5.10) FP1 = 27497 - FP2 FP1 = 27497 17929 = 9568N Fp1 síla působící na hnací pojezdové kolo na straně zdvihacího ústrojí Fp2 síla působící na hnané pojezdové kolo na straně zdvihacího ústrojí 5.3.3 Rozložení síly FL mezi hnací a hnané kolo Protizávaží zatěžuje obě kola rovnoměrně. Toto ovšem neplatí o převodovém motoru pojezdu, který je uložen v ose hnacího kola, a ani o břemenu, které kola zatěžuje pokaždé jinak, podle toho zda je hák v horní či v dolní poloze břemeno zvednuté nebo spuštěné. -38-
Proto je opět nutné určit zatížení hnacího i hnaného kola při zvednutém i spuštěném háku. a) Hák v horní poloze maximální zdvih FL1 FL2 pojezdová kola rám Z převodový motor pojezdu s1 s2 GR/2 T ZZ GPMP Y protizávaží T ZB GZ Z GB/2 Obr. 5.5 Rozložení tíhy na straně pojezdu při háku v horní poloze mpmp = 16Kg,mb = 5035Kg, mz = 158Kg, Z = 0,740m, ZZ = 0,370m, ZB = 0,252m FL1 + FL2 = 27497N (5.11) Ms1 = 0 FP 2.Z (G B / 2).Z B [G R / 2]Z Z G Z.Z Z = 0 (G / 2).Z B + [G R / 2].Z Z + G Z.Z Z FL 2 = B Z g.[(m B / 2).Z B + [(m R / 2)].Z Z + m Z.Z Z ] FL 2 = Z 9,81.[(5035 / 2).0,252 + (90 / 2).0,370 + 158.0,370] FL 2 = = 9405,934 N 0,740 FL 2 = 9406 N (5.12) FL1 = 27 497 FL2 FL1 = 27 497 9 406 = 18091N FL1 síla působící na hnací pojezdové kolo na straně pojezdového ústrojí FL2 síla působící na hnané pojezdové kolo na straně pojezdového ústrojí -39-