2.2 VÁLEČKOVÝ DOPRAVNÍK

Katedra konstruování strojů Fakulta strojní

KϬ9ͲMANIPULAČNÍ ZAŘÍZENÍ PRO HUTNÍ PRŮMYSL

2.2 VÁLEČKOVÝ DOPRAVNÍK VÝPOČTOVÁ ZPRÁVA

doc. Ing. Martin Hynek, PhD. a kolektiv

verze - 1.0 Tento projekt je spolufinancován Evropským sociálním fondem a státním rozpočtem České republiky

Hledáte kvalitní studium? Nabízíme vám jej na Katedře konstruování strojů Katedra konstruování strojů je jednou ze šesti kateder Fakulty strojní na Západočeské univerzitě v Plzni a patří na fakultě k největším. Fakulta strojní je moderní otevřenou vzdělávací institucí uznávanou i v oblasti vědy a výzkumu uplatňovaného v praxi. Katedra konstruování strojů disponuje moderně vybavenými laboratořemi s počítačovou technikou, na které jsou např. studentům pro studijní účely neomezeně k dispozici nové verze předních CAD (Pro/Engineer, Catia, NX ) a CAE (MSC Marc, Ansys) systémů. Laboratoře katedry jsou ve všední dny studentům plně k dispozici např. pro práci na semestrálních, bakalářských či diplomových pracích, i na dalších projektech v rámci univerzity apod. Kvalita výuky na katedře je úzce propojena s celouniverzitním systémem hodnocení kvality výuky, na kterém se průběžně, zejména po absolvování jednotlivých semestrů, podílejí všichni studenti. V současné době probíhá na katedře konstruování strojů významná komplexní inovace výuky, v rámci které mj. vznikají i nové kvalitní učební materiály, které budou v nadcházejících letech využívány pro podporu výuky. Jeden z výsledků této snahy máte nyní ve svých rukou. V rámci výuky i mimo ni mají studenti možnost zapojit se na katedře také do spolupráce s předními strojírenskými podniky v plzeňském regionu i mimo něj. Řada studentů rovněž vyjíždí na studijní stáže a praxe do zahraničí. Nabídka studia na katedře konstruování strojů: Bakalářské studium (3roky, titul Bc.) Studijní program

B2301: strojní inženýrství („zaměřený univerzitně“)

B2341: strojírenství (zaměřený „profesně“)

Zaměření

Stavba výrobních strojů a zařízení Dopravní a manipulační technika

Design průmyslové techniky Diagnostika a servis silničních vozidel Servis zdravotnické techniky

Magisterské studium (2roky, titul Ing.) Studijní program Zaměření

N2301: Strojní inženýrství Stavba výrobních strojů a zařízení Dopravní a manipulační technika

Více informací naleznete na webech www.kks.zcu.cz a www.fst.zcu.cz

Západočeská univerzita v Plzni, 2014 ISBN © doc. Ing. Martin Hynek, Ph.D. Ing. Petr Votápek, Ph.D. Ing. Zdeněk Raab, Ph.D. Bc. Michal Švamberk

Obsah 1. Technická specifikace

4

2. Hnací rolna

5

2.1 Technická specifikace

5

2.2 Návrh pohonu rolen

6

2.3 Kontrola pera

8

2.4 Kontrola ložisek pro uložení rolny

10

2.5 Kontrola pružné spojky Periflex typ 125

12

3. Podávací kola

13


13

3.2 Návrh pohonu podávacích kol

14

3.3 Kontrola řetězového převodu

17

3.3.1 Kontrola měrného tlaku v kloubu řetězu

18

3.4 Kontrola pera spojení hřídele podávacího kola a řetězového kola

19

3.5 Kontrola pera spojení podávacího kola a hřídele

20

3.6 Kontrola korýtkové spojky GB70

21

3.6.1 Výpočet utahovacího momentu na osovou sílu

23

3.6.2 Kontrola svěrného spoje na otlačení

24

3.7 Kontrola ložisek uložení podávacích kol 4. Páky vykládání

25 28


28

4.2 Kontrola hydraulického válce vykládání

29

4.3 Kontrola korýtkové spojky GB70

31

4.3.1 Výpočet utahovacího momentu na osovou sílu

32

4.3.2 Kontrola svěrného spoje na otlačení

33

4.4 Kontrola ložisek uložení hřídele pák vykládání

34

2

Non-Commercial Use Only

Layout výstupního úseku rovnací tratě

3


1. Technická specifikace Válečkový dopravnik slouží pro přepravu trubek ve výstupním úseku rovnací trati. Z hlediska funkce je tvořen třemi částmi: - podávacími koly, která dopraví trubku z předřazeného řetězového dopravníku do prostoru válečkového dopravníku, kde je položena na rolny - sestavami rolen (9 hnacích + 1 opěrná), které tvoří vlastní válečkovou trať, po které je trubka dopravována ve směru její osy do/z technologické jednotky úpravy trubek - pákami vykládání, pomocí kterých je hotová trubka zvednuta z rolen válečkového dopravníku a odložena na svody, po kterých se svalí do zásobníku (muldy). Popis technického řešení Technické řešení válečkového dopravníku bude vysvětleno pomocí obrázku níže. Na základním rámu (1) je umístěno devět hnacích rolen (2) a jedna opěrná rolna (7). Konstrukčně se opěrná rolna (7) liší od hnací rolny (2) jen tím, že není poháněna. Na základním rámu (1) na straně zakládání je v ložiscích otočně uložena sestava hřídelů podávacích kol (3) poháněných přes řetěz převodovým motorem (8). Mezi podávacími koly (3) a rolnami (2,7) jsou přišroubovány k rámu (1) svody (5). Na straně vykládání je v ložiscích otočně uložena sestava hřídelů pák (4) ovládaných dvěma hydraulickými válci (9). Nad hřídeli pák (4) jsou k základnímu rámu (1) přišroubovány svody (6).

Obr. 1 Válečkový dopravník: 1-Základní rám, 2-Hnací rolna, 3-Podávací kola, 4-Páky, 5-Svody, 6-Svody, 7-Opěrná rolna, 8-Převodový motor, 9-Hydraulický válec

4


2. Hnací rolna 2.1 Technická specifikace Válečkový dopravník je tvořen devíti hnacími rolnami, pomocí nichž je trubka unášena do/z pracovního prostoru technologické jednotky úpravy trubek. Každá hnací rolna je poháněna vlastní elektropřevodovkou. Popis technického řešení Technické řešení hnací rolny bude vysvětleno pomocí obrázků níže. K základnímu rámu jsou přišroubovány dva ložiskové domky (10) v nichž je uložen hřídel s nalisovanou rolnou (11). K pohonu rolny slouží převodový motor SEW R17 DRS 71M4 (12), který je spojen s hřídelí přes pružnou spojku Periflex typu 125 (13).

Obr. 2 Hnací rolna: 10-Ložiskový domek, 11-Hřídel s nalisovanou rolnou, 12-Převodový motor, 13-Pružná spojka Periflex

5


2.2 Návrh pohonu rolen

Obr. 3 Detail rolny s trubkou Při návrhu pohonu rolny bude uvážován stav, kdy trubka leží v klidovém stavu jen na třech rolnách (předpokládaný mezní stav). Poté dojde roztočením těchto tří rolen k rozpohybování trubky na maximální přepravní rychlost v čase 0,5 s.

Vstupní hodnoty: D ≔ 89 mm

maximální vnější průměr trubky

ts ≔ 14 mm

maximální tloušťka stěny trubky

L ≔ 10 m

délka trubky

kg ρ ≔ 7850 ―― 3 m

hustota oceli trubky

m vpřep ≔ 65 ―― min

rychlost přepravy trubek

troz ≔ 0.5 s

čas rozběhu na max. rychlost

Dpřep ≔ 153 mm

průměr rolny, na kterém je unášena trubka

Jrol ≔ 96915 kg ⋅ mm

2

moment setrvačnosti rolny (odměřeno z modelu) koeficient bezpečnosti (zahrnuje zanedbané dynamické účinky při přepravě trubek, pasivní odpory atd.)

kdyn ≔ 2

6


Výstupní hodnoty vnitřní průměr největší dopravované trubky

d ≔ D − 2 ⋅ ts = 61 mm 2

2

2 π ⋅ ⎛⎝D − d ⎞⎠ ST ≔ ――――― = 0.003 m 4

V ≔ ST ⋅ L = 0.033 m

průřez největší dopravované trubky

3

objem největší dopravované trubky

mT ≔ V ⋅ ρ = 258.946 kg

hmotnost největší dopravované trubky

vpřep m aroz ≔ ―― = 2.167 ― 2 troz s

zrychlení trubky

mT ⋅ aroz = 187.016 N Froz ≔ ―― 3

potřebná pohybová síla pro rozběh

Dpřep Mroz ≔ kdyn ⋅ Froz ⋅ ――= 28.614 N ⋅ m 2

potřebný moment pro rozběh

vpřep 1 npřep ≔ ――― = 2.254 ― s π ⋅ Dpřep

výstupní otáčky pohonu

2 ⋅ π ⋅ npřep 1 α ≔ ―――― = 28.322 ― 2 troz s

úhlové zrychlení

Mroz_rol ≔ Jrol ⋅ α = 2.745 N ⋅ m

potřebný moment pro rozběh rolny

P ≔ ⎛⎝Mroz + Mroz_rol⎞⎠ ⋅ 2 ⋅ π ⋅ npřep = 0.444 kW

potřebný výkon pohonu

Na základě vypočtených hodnot byl zvolen motor SEW R17 DRS 71M4 [3].

Parametry motoru: Výkon motoru

Pmr ≔ 0.55 kW

Výstupní otáčky

1 nmr ≔ 136 ―― min

Maximální točivý moment

Mm ≔ 39 N ⋅ m

Převodový poměr

ir ≔ 10.15

7


Obr. 4 Převodový motor SEW R17 DRS 71M4 [3] 2.3 Kontrola pera

Obr. 5 Kontrolovaný spoj příruby pružné spojky s hřídelem rolny

8


Obr. 6 Spojení příruby spojky s hřídelem rolny perem těsným (ČSN 02 2562)

Vstupní hodnoty: b ≔ 8 mm

šířka pera

h ≔ 7 mm

výška pera

l ≔ 30.5 mm

funkční délka pera

d ≔ 25 mm

průměr hřidele

Materiál pera - ocel 11 600 Re ≔ 320 MPa

mez kluzu materiálu ČSN 11 600

ke ≔ 2

keoficient bezpečnosti (zvolená hodnota)

Re pd ≔ ― = 160 MPa ke

dovolený měrný tlak

Výstupní hodnoty: ⎛ 2 b⎞ h Sp ≔ ⎜l − ― ⋅ ―= 92.75 mm ⎟ ⎝ 2⎠ 2

styková plocha pera

2 ⋅ Mm F ≔ ――― = 3.12 kN d

přenášená síla

F p ≔ ―= 33.639 MPa Sp

měrný tlak ve styku pera s nábojem

9


Porovnání dovoleného měrného tlaku s vypočtenou hodnotou: | = “vyhovuje” if pd ≥ p ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖

2.4 Kontrola ložisek pro uložení rolny

Obr. 7 Parametry ložiska uložení rolny [7]

Obr. 8 Hřídel s nalisovanou rolnou na ložiscích

10


Při kontrole ložisek rolny bude uvážován stav, kdy trubka leží jen na třech rolnách (viz. kap. 2.2) Vstupní hodnoty: mT F1 ≔ ―― ⋅ g = 846.464 N 3

tíhová síla od hmotnosti trubky jednu rolnu

mr ≔ 16.81 kg

hmotnost rolny s hřídelem

C0 ≔ 6 kN

statická únosnost ložiska

C ≔ 19 kN

dynamická únosnost ložiska

X≔1

Radiální součinitel

V≔1

Rotační součinitel

l ≔ 125 mm

vzdálenost mezi ložiskem a zatěžující sílou

S1 ≔ 1

směrný součinitel statické bezpečnosti

m≔3

exponent rovnice trvanlivosti pro kuličkové ložisko

1 nmr = 136 ―― min

otáčky

Výstupní hodnoty: Frol ≔ mr ⋅ g = 164.85 N

tíhová síla od hmotnosti rolny

3 FG ≔ F1 + Frol = ⎛⎝1.011 ⋅ 10 ⎞⎠ N

celková tíhová síla

FR − FG + FR =0

podmínka rovnováhy sil ve svislém směru

FG ⋅ l − FR ⋅ 2 ⋅ l=0

momentová podmínka

FG ⋅ l FR ≔ ――= 505.657 N 2⋅l

reakce v ložiscích

Fe ≔ V ⋅ X ⋅ FR = 505.657 N

ekvivalentní dynamické zatížení

C0 S0 ≔ ― = 11.866 Fe

součinitel bezpečnosti ložiska při statickém namáhání

11


| = “vyhovuje” if S0 ≥ S1 ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” ‖ | m

⎛C⎞ 4 L10 ≔ ⎜―⎟ = 5.305 ⋅ 10 ⎝ Fe ⎠

trvanlivost ložiska při 90% spolehlivosti v milionech otáček

6

6 10 ⋅ L10 = ⎛⎝6.501 ⋅ 10 ⎞⎠ hr L10h ≔ ―― nmr

trvanlivost ložiska při 90% spolehlivosti v hodinách

Provozní trvanlivost ložiskového uložení závisí na mnoha dalších faktorech, jako je mazání, stupeň znečištění, nesouosost, správná montáž, okolní podmínky atd. Proto se předpokládaná trvanlivost ložisek může výrazně lišit od skutečné provozní trvanlivosti v dané oblasti použití. V tomto případě spočítaná trvanlivost spolehlivě dosáhne na teoretickou základní hodnotu 1 000 000 otáček i se zohledněním výše . zmíněných faktorů a proto lze konstatovat, že navržené uložení

2.5 Kontrola pružné spojky Periflex typ 125 - technické parametry zvolené spojky viz. katalogový list v příloze 1 Mt1 ≔ 63 N·m

jmenovitý točivý moment spojky (viz. příloha 1)

Mm = 39 N ⋅ m

maximální točivý moment motoru

| = “vyhovuje” if Mt1 ≥ Mm ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” ‖ |

12


3. Podávací kola 3.1 Technická specifikace Podávací kola slouží pro dopravu trubek z předřazeného řetězového dopravníku na rolny válečkového dopravníku. Podávací kola na hřídeli jsou otočně uložena v ložiskových domcích na základnímu rámu. Přepravovaná trubka je podebrána zubem podávacího kola a rotačním pohybem tohoto podávacího kola je přemístěna na svody (nakloněnou rovinu), po kterých se odvalí na rolny. Pohon podávacích kol je řešen přes řetězový převod jedním převodovým motorem. Popis technického zařízeni Technické řešení sestavy podávacích kol bude vysvětleno pomocí obrázku níže. Na základním rámu (1) jsou namontovány ložiskové domky (21). V ložiskových domcích (21) jsou otočně uloženy tři hřídele (22) propojené korýtkovými spojkami (23). Na každé hřídeli (22) jsou přes pera uložena podávací kola (3). Prostřední z hřídelí (22) je poháněna přes řetěz (24) převodovým motorem (8).

Obr. 9 Sestava zakladače: 1-Základní rám, 3- Podávací kolo, 8-Převodový motor, 21-Ložiskový domek, 22-Hřídel, 23-Korýtková spojka, 24-Řetěz

13


3.2 Návrh pohonu podávacích kol Při výpočtu pohonu je uvažován mezní stav, kdy trubka není podebrána "ideálně", ale koncovou částí zubu podávacího kola. Tento stav je schématicky zobrazen na obrázku níže.

Obr. 10 Návrh pohonu podávacích kol Vstupní hodnoty: mT = 258.946 kg

hmotnost trubky

r ≔ 238 mm

vzdálenost středu trubky od středu otáčení

α1 ≔ 12.5°

úhel mezi nositelkou tíhové síly (Fg) a nositelkou normálové síly (Fn)

J ≔ 10577658 kg ⋅ mm

2

moment setrvačnosti zakladače s trubkou (odměřeno z modelu)

tzr ≔ 0.1 s

čas zrychlení

m v ≔ 14 ―― min

rychlost přepravy trubek

14


Výstupní hodnoty: 3 FG ≔ mT ⋅ g = ⎛⎝2.539 ⋅ 10 ⎞⎠ N

síla od hmotnosti trubky

3 Fn ≔ FG ⋅ cos ⎛⎝α1⎞⎠ = ⎛⎝2.479 ⋅ 10 ⎞⎠ N

normálná síla působící na podávací kolo

Mn ≔ Fn ⋅ r = 590.049 N ⋅ m

moment od hmotnosti trubky

lp ≔ 2 ⋅ π ⋅ r = 1.495 m

dráha jedné otáčky trubky

v 1 n ≔ ―= 9.362 ―― lp min

otáčky podávacího kola

1 n ≔ 12 ―― min

otáčky podávacího kola (zaokrouhlené na celé číslo)

1 t ≔ ―= 5 s n

čas jedné otáčky ramene

rad ω ≔ 2 ⋅ π ⋅ n = 1.257 ―― s

úhlová rychlost podávacího kola

ω rad α ≔ ― = 12.566 ―― 2 tzr s

úhlové zrychlení podávacího kola po nabrání trubky

Mroz ≔ J ⋅ α = 132.923 N ⋅ m

rozběhový moment

M ≔ Mn + Mroz = 722.972 N ⋅ m

výsledný moment

P ≔ M ⋅ ω = 0.909 kW

potřebný výkon pohonu

Na základě vypočtených hodnot byl zvolen motor SEW R87 DRE 90L4 [3].

Parametry motoru: Výkon motoru

Pmz ≔ 1.5 kW

Výstupní otáčky

1 nmz ≔ 12 ―― min

Maximální točivý moment

Mmz ≔ 1180 N ⋅ m

Převodový poměr

iz ≔ 118.43

15


Obr. 11 Motor SEW R87 DRE 90L4 [3]

16


3.3 Kontrola řetězového převodu Při výpočtu je uvažován stav popsaný v kap. 3.2. Ve výpočtu jsou dále zanedbány dynamické účinky při nabírání trubek, odstředivé síly řetězu (z důvodu nízkých otáček řetězového kola) a vlastní hmotnost řetězu.

Obr. 12 Výpočet řetezu Vstupní hodnoty: Mř ≔ M = 722.972 N ⋅ m

výsledný moment na řetězovém kole (viz kapitola 3.2)

r = 238 mm

vzdálenost síly od středu řetězového kola

D2 ≔ 172.8 mm

roztečný průměr řetězového kola

Výstupní hodnoty: 2 ⋅ Mř 3 Fř ≔ ――= ⎛⎝8.368 ⋅ 10 ⎞⎠ N D2

síla v řetězu

17


3.3.1 Kontrola měrného tlaku v kloubu řetězu Řetěz byl navržen válečkový dvouřadý ISO 20B-2 Vstupní hodnoty: Směrný tlak v kloubu řetězu

ps ≔ 31.78 MPa [2]

Činitel tření řetězu

λi ≔ 0.83

[2]

Činitel rázů

Y≔2

[2]

Plocha kloubu

Sř ≔ 590 mm

Součinitel rázů

y ≔ 0.73

[2]

Dovolená síla v řetězu

Fdov ≔ 178 kN

[2]

2

[2]

Výstupní hodnoty: Fř př ≔ ― = 14.183 MPa Sř

tlak v kloubu řetězu

pd ≔ ps ⋅ λi ⋅ y = 19.256 MPa

dovolený tlak v kloubu řetězu

| = “vyhovuje” if pd > př ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖ Fdov ks ≔ ―― = 21.3 Fř

bezpečnost proti přetržení při statickém zatížení

| = “vyhovuje” if ks ≥ 7 ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖ Fdov kd ≔ ――= 10.6 Fř ⋅ Y

bezpečnost proti přetržení při dynamickém zatížení

| = “vyhovuje” if kd ≥ 5 ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖ 18


3.4 Kontrola pera spojení hřídele podávacího kola a řetězového kola

Obr.13 Spojení řetězového kola s hřídelem podávacího kola perem těsným Vstupní hodnoty: b ≔ 20 mm

šířka pera

h ≔ 12 mm

výška pera

l ≔ 90.5 mm


d ≔ 70 mm

průměr hřidele



ke ≔ 2

bezpečnost (zvolená hodnota)



Výstupní hodnoty: ⎛ 2 b⎞ h Sp ≔ ⎜l − ― ⋅ ―= 483 mm ⎟ ⎝ 2⎠ 2


2 ⋅ Mmz F ≔ ――― = 33.714 kN d

přenášená síla

F p ≔ ―= 69.802 MPa Sp


19


Porovnání dovoleného měrného tlaku s vypočtenou hodnotou: | = “vyhovuje” if pd ≥ p ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖

3.5 Kontrola pera spojení podávacího kola a hřídele

Obr. 14 Spojení nosiče s hřídelem zakladače perem těsným Vstupní hodnoty: b ≔ 20 mm

šířka pera

h ≔ 12 mm

výška pera

l ≔ 80.5 mm


d ≔ 70 mm

průměr hřidele



ke ≔ 2

bezpečnost (zvolená hodnota)



20


Výstupní hodnoty: ⎛ 2 b⎞ h Sp ≔ ⎜l − ― ⋅ ―= 423 mm ⎟ ⎝ 2⎠ 2


2 ⋅ Mmz F ≔ ――― = 33.714 kN d

přenášená síla

F p ≔ ―= 79.703 MPa Sp


Porovnání dovoleného měrného tlaku s vypočtenou hodnotou: | = “vyhovuje” if pd ≥ p ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” ‖ |

3.6 Kontrola korýtkové spojky GB70 Kroutící moment převodového motoru je přenášen pouze svěrným spojem, pera slouží pouze pro synchronizaci pohybu mezi jednotlivými hřídeli.

Obr. 15 Výpočtové schéma svěrného spoje Vstupní hodnoty: 3 Mmz = ⎛⎝1.18 ⋅ 10 ⎞⎠ N·m

maximální točivý moment

d ≔ 70 mm

průměr spojovaných hřídelí

Ls ≔ 260 mm

délka korýtkové spojky

21


Lm ≔ 5 mm

mezera mezi spojovaními hřídeli

i≔6

počet šroubů ve spoji

ks ≔ 1.5

bezpečnost proti skluzu

ft ≔ 0.14

součinitel tření ocel - litina

- materiál spojky: šedá litina EN-GJL-250 Rm ≔ 250 MPa

mez pevnosti materiálu spojky

k≔4

součinitel bezpečnosti (zvolená hodnota)

Foš ≔ 71.5 kN

dovolená osová síla pro šroub M14, ISO 10.9

Rm = 62.5 MPa pd ≔ ―― k

dovolený měrný tlak spojky

Výstupní hodnoty: 3 Msv ≔ ks ⋅ Mmz = ⎛⎝1.77 ⋅ 10 ⎞⎠ N·m

svěrný moment

2 ⋅ Msv Fsv ≔ ――― = 50.571 kN d

svěrná síla (přenášená obvodová síla)

Fsv Lmin ≔ ―――― = 26.281 mm π ⋅ d ⋅ p d ⋅ ft

minimální délka spojky

if ⎛⎝Ls − Lm⎞⎠ ≥ Lmin| = “vyhovuje” | ‖ “vyhovuje” ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” ‖ |

2 ⋅ Mmz ⋅ ks Fo ≔ ―――― = 19.164 kN π ⋅ i ⋅ d ⋅ ft

potřebná osová síla na jeden šroub

| = “vyhovuje” if Foš ≥ Fo ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” ‖ |

22


3.6.1 Výpočet utahovacího momentu na osovou sílu Vstupní hodnoty: Fo = 19.164 kN

osová síla v jednom šroubu

P ≔ 1.5 mm

stoupání závitu

dš2 ≔ 13.026 mm

střední průměr závitu šroubu

s ≔ 21 mm

průměr hlavy šroubu

dd ≔ 14.5 mm

průměr vrtané díry pro šroub

β ≔ 60 deg

vrcholový úhel závitu

f2 ≔ 0.15

součinitel tření v závitu šroubu

f3 ≔ 0.12

součinitel tření mezi hlavou šroubu a spojovanou částí

MU_dop ≔ 135 N·m

doporučený utahovací moment

Výstupní hodnoty: s + dd Dr ≔ ――= 17.75 mm 2

roztečný průměr třecí plochy hlavy šroubu

⎛ P ⎞ α ≔ atan ⎜――⎟ = 2.099 deg ⎝ π ⋅ dš2 ⎠

úhel stoupání závitu

f2 fe ≔ ――― = 0.173 ⎛β⎞ cos ⎜― ⎝ 2 ⎟⎠

efektivní součinitel tření

Dr Mu1 ≔ Fo ⋅ f3 ⋅ ― = 20.409 N ⋅ m 2

třecí moment mezi hlavou šroubu a spojkou

dš2 = 21.618 N ⋅ m Mu2 ≔ Fo ⋅ fe ⋅ ―― 2

třecí moment v závitu

dš2 Mu3 ≔ Fo ⋅ tan (α) ⋅ ―― = 4.575 N ⋅ m 2

moment převedený na osovou sílu

Muc ≔ Mu1 + Mu2 + Mu3 = 46.602 N ⋅ m

potřebný utahovací moment

23


if MU_dop ≥ Muc | = “vyhovuje” ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” ‖ | Aby bylo zajištěno, že šrouby budou plnit svou funkci a nedojde k jejich uvolnění nebo selhání, je dobré se při montáži řídit doporučenými utahovacími momenty.

3.6.2 Kontrola svěrného spoje na otlačení pd = 62.5 MPa


i ⋅ Fo = 6.442 MPa pp ≔ ―――― d ⋅ ⎛⎝Ls − Lm⎞⎠

tlak ve svěrném spoji

| = “vyhovuje” if pp ≤ pd ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” ‖ |

24


3.7 Kontrola ložisek pro uložení podávacích kol

Obr. 16 Parametry zvoleného ložiska 22216 EK [7]

Obr. 17 Zatížení ložisek uložení podávacích kol Vstupní hodnoty: mT = 258.946 kg

hmotnost trubky

mn1 ≔ 152.04 kg

hmotnost pod. kol s hřídelem

C0 ≔ 270 kN


C ≔ 236 kN


25


X≔1

radiální součinitel

V≔1

rotační součinitel

l1 ≔ 152 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a prvním pod. kolem

l2 ≔ 1068.5 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a těžištěm sestavy

l3 ≔ 1098 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a druhým pod. kolem

l4 ≔ 1250 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a ložiskem B

l5 ≔ 2348 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a třetím pod. kolem

l6 ≔ 2500 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a ložiskem C

S1 ≔ 1

směrný součinitel statické bezpečnosti

10 m ≔ ― = 3.333 3

exponent rovnice trvanlivosti pro soudečkové ložisko

1 nmz = 12 ―― min

otáčky

Výstupní hodnoty: mT F1 ≔ ―― ⋅ g = 846.464 N 3

tíhová síla od hmotnosti trubky jeden nosič

3 F2 ≔ mn1 ⋅ g = ⎛⎝1.491 ⋅ 10 ⎞⎠ N

tíhová síla od hmotnosti sestavy

Síly působící na ložiska, byly vypočítány pomocí programu Mitcalc (viz. příloha 3) FRA ≔ 1221.76 N

síla působící na ložisko A

FRB ≔ 2340.03 N

síla působící na ložisko B

FRC ≔ 671.76 N

síla působící na ložisko C

3 Fe ≔ V ⋅ X ⋅ FRB = ⎛⎝2.34 ⋅ 10 ⎞⎠ N


C0 S0 ≔ ― = 115.383 Fe


26


| = “vyhovuje” if S0 ≥ S1 ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” ‖ | m

⎛C⎞ 6 L10 ≔ ⎜―⎟ = 4.775 ⋅ 10 ⎝ Fe ⎠

trvanlivost ložiska při 90% spolehlivosti v milionech otáček

6

9 10 L10h ≔ ―― ⋅ L10 = ⎛⎝6.632 ⋅ 10 ⎞⎠ hr nmz

trvanlivost ložiska při 90% spolehlivosti v hodinách

27


4. Páky vykládání 4.1 Technická specifikace Hotová trubka položená na rolnách ve žlabu je zvednuta z rolen dopravníku pákami vykládání, které jsou ovládány hydraulickým válcem. Před úplným vysunutím hydraulického válce jsou páky nakloněny v takovém úhlu, že se trubka po nich svalí na svody (nakloněné roviny), po kterých pokračuje v pohybu až do zásobníku (muldy). Popis technického řešení Technické řešení pák vykládání bude vysvětleno pomocí obrázku níže. Sestava vykládání je tvořena ze tří částí. Na základním rámu (1) jsou namontovány stojaté ložiskové jednotky (31). V ložiskových jednotkách (31) jsou otočně uloženy tři hřídele (32) propojené korýtkovými spojkami (33). Na každé hřídeli (32) jsou přes pera uloženy páky (4). Na dvou hřídelích (32) jsou přes pera připojeny páky (34) řízené dvěma hydraulickými válci (9).

Obr. 18 Sestava vykládání: 1-Základní rám, 4- Páka, 9-Hydromotor, 31-Stojatá ložisková jednotka, 32-Hřídel, 33-Korýtková spojka, 34-Páka

28


4.2 Kontrola hydraulického válce vykládání Vykládání trubek z válečkového dopravníku je realizováno pákami ovládanými dvěma hydraulickými válci firmy Rexroth typ CDH1MP5-40-28-200A3X-B22CLDMW. Při kontrolním výpočtu těchto hydraulických válců je uvažován stav, kdy začne zvedání trubky. Byly zanedbány pasivní odpory, setrvačné účinky pohybujících se hmot atd., což bylo zohledněno při návrhu hydromotoru zahrnutím koeficientu bezpečnosti k.

Obr. 19 Zatížení vykládacích ramen Vstupní hodnoty: mT = 258.946 kg

hmotnost trubky

mrv ≔ 103 kg

hmotnost ramen vykládání

l1 ≔ 107 mm

vzdálenost těžiště ramen vykládání od osy rotace

l2 ≔ 404 mm

vzdálenost těžiště trubky od osy rotace

l3 ≔ 370 mm

vzdálenost osy hydromotoru od osy rotace 29


y počet hydromotorů

i≔2 S3 ≔ 1256 mm

2

plocha pístu

p ≔ 100 bar

provozní tlak válce

k ≔ 1.5

koeficient bezpečnosti (zvolená hodnota)

Výstupní hodnoty: 3 FGt ≔ mT ⋅ g = ⎛⎝2.539 ⋅ 10 ⎞⎠ N

tíhová síla od hmotnosti trubky

3 FGr ≔ mrv ⋅ g = ⎛⎝1.01 ⋅ 10 ⎞⎠ N

tíhová síla od ramen vykládání

⎛ FGt ⋅ l2 + FGr ⋅ l1 ⎞ 3 Fv1 ≔ ⎜―――――⎟ ⋅ k = ⎛⎝4.597 ⋅ 10 ⎞⎠ N l3 ⎝ ⎠

síla potřebná pro vyložení trubky

Fv1 ⎛ 3 Fv ≔ ―― = ⎝2.299 ⋅ 10 ⎞⎠ N i

potřebná síla v hydraulickém válci

4 Fvmax ≔ p ⋅ S3 = ⎛⎝1.256 ⋅ 10 ⎞⎠ N

síla v hydraulickém válci při tlaku 100 bar

| = “vyhovuje” if Fvmax ≥ Fv ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖ 3 Mk ≔ FGt ⋅ l2 + FGr ⋅ l1 = ⎛⎝1.134 ⋅ 10 ⎞⎠ N·m

potřebný točivý moment

30


4.3 Kontrola korýtkové spojky GB70 Kroutící moment převodového motoru je přenášen pouze svěrným spojem, pera slouží pouze pro synchronizaci pohybu mezi jednotlivými hřídeli.

Obr. 20 Výpočtové schéma svěrného spoje Vstupní hodnoty: 3 Mk = ⎛⎝1.134 ⋅ 10 ⎞⎠ N·m

maximální točivý moment

d ≔ 70 mm

průměr spojovaných hřídelí

Ls ≔ 260 mm

délka korýtkové spojky

Lm ≔ 5 mm

mezera mezi spojovaními hřídeli

i≔6

počet šroubů ve spoji

ks ≔ 1.5

bezpečnost proti skluzu

ft ≔ 0.14

součinitel tření ocel - litina

- materiál spojky: šedá litina EN-GJL-250 Rm ≔ 250 MPa

mez pevnosti materiálu spojky

k≔4

součinitel bezpečnosti (zvolená hodnota)

Foš ≔ 71.5 kN

dovolená osová síla pro šroub M14, ISO 10.9

Rm pd ≔ ―― = 62.5 MPa k


31


Výstupní hodnoty: 3 Msv ≔ ks ⋅ Mk = ⎛⎝1.701 ⋅ 10 ⎞⎠ N·m

svěrný moment

2 ⋅ Msv Fsv ≔ ――― = 48.6 kN d

svěrná síla (přenášená obvodová síla)

Fsv Lmin ≔ ―――― = 25.257 mm π ⋅ d ⋅ p d ⋅ ft

minimální délka spojky

if ⎛⎝Ls − Lm⎞⎠ ≥ Lmin| = “vyhovuje” | ‖ “vyhovuje” ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖

2 ⋅ M k ⋅ ks Fo ≔ ―――― = 18.416 kN π ⋅ i ⋅ d ⋅ ft

potřebná osová síla na jeden šroub

| = “vyhovuje” if Foš ≥ Fo ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖ 4.3.1 Výpočet utahovacího momentu na osovou sílu Vstupní hodnoty: Fo = 18.416 kN

osová síla v jednom šroubu

P ≔ 1.5 mm

stoupání závitu

dš2 ≔ 13.026 mm

střední průměr závitu šroubu

s ≔ 21 mm

průměr hlavy šroubu

dd ≔ 14.5 mm

průměr vrtané díry pro šroub

β ≔ 60 deg

vrcholový úhel závitu

f2 ≔ 0.15

součinitel tření v závitu šroubu

f3 ≔ 0.12

součinitel tření mezi hlavou šroubu a spojovanou částí

32


doporučený utahovací moment

MU_dop ≔ 135 N·m Výstupní hodnoty: s + dd Dr ≔ ――= 17.75 mm 2

roztečný průměr třecí plochy hlavy šroubu

⎛ P ⎞ α ≔ atan ⎜――⎟ = 2.099 deg ⎝ π ⋅ dš2 ⎠

úhel stoupání závitu

f2 = 0.173 fe ≔ ――― ⎛β⎞ cos ⎜― ⎝ 2 ⎟⎠

efektivní součinitel tření

Dr = 19.613 N ⋅ m Mu1 ≔ Fo ⋅ f3 ⋅ ― 2

třecí moment mezi hlavou šroubu a spojkou

dš2 Mu2 ≔ Fo ⋅ fe ⋅ ―― = 20.775 N ⋅ m 2

třecí moment v závitu

dš2 = 4.397 N ⋅ m Mu3 ≔ Fo ⋅ tan (α) ⋅ ―― 2

moment převedený na osovou sílu

Muc ≔ Mu1 + Mu2 + Mu3 = 44.785 N ⋅ m

potřebný utahovací moment

if MU_dop ≥ Muc | = “vyhovuje” ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖ Aby bylo zajištěno, že šrouby budou plnit svou funkci a nedojde k jejich uvolnění nebo selhání, je dobré se při montáži řídit doporučenými utahovacími momenty. 4.3.2 Kontrola svěrného spoje na otlačení pd = 62.5 MPa


i ⋅ Fo pp ≔ ――――= 6.19 MPa d ⋅ ⎛⎝Ls − Lm⎞⎠

tlak ve svěrném spoji

| = “vyhovuje” if pp ≤ pd ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖

33


4.4 Kontrola ložisek pro uložení hřídelí pák vykládání

Obr. 21 Parametry zvolené ložiskové jednotky [7]

Obr. 22 Zatížení ložisek uložení vykládacích ramen Vstupní hodnoty: mT = 258.946 kg

hmotnost trubky

mr1 ≔ 114 kg

hmotnost ramen s hřídelem

C0 ≔ 45 kN


34


C ≔ 62.4 kN


X≔1

radiální součinitel

V≔1

rotační součinitel

l1 ≔ 94 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a prvním nosičem

l2 ≔ 1103 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a těžištěm sestavy

l3 ≔ 1156 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a druhým nosičem

l4 ≔ 1250 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a ložiskem B

l5 ≔ 2406 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a třetím nosičem

l6 ≔ 2500 mm

vzdálenost mezi ložiskem A a ložiskem C směrný součinitel statické bezpečnosti

S1 ≔ 1 Výstupní hodnoty: mT F1 ≔ ―― ⋅ g = 846.464 N 3

tíhová síla od hmotnosti trubky jedno rameno

3 F2 ≔ mr1 ⋅ g = ⎛⎝1.118 ⋅ 10 ⎞⎠ N

tíhová síla od hmotnosti sestavy

Síly působící na ložiska, byly vypočítány pomocí programu Mitcalc (viz. příloha 4) FRA ≔ 1098.07 N

síla působící na ložisko A

FRB ≔ 2002.14 N

síla působící na ložisko B

FRC ≔ 760.3 N

síla působící na ložisko C

3 Fe ≔ V ⋅ X ⋅ FRB = ⎛⎝2.002 ⋅ 10 ⎞⎠ N


C0 S0 ≔ ― = 22.476 Fe


| = “vyhovuje” if S0 ≥ S1 ‖ “vyhovuje” | ‖ | else | ‖ “nevyhovuje” | ‖

35


Použitá literatura [1] LEINVEBER, J., RASA, J., VÁVRA, P. Strojnické tabulky. Praha: Scienta, spol. s.r.o. 1998 [2] KRÁTKÝ, J., HOSNEDL, S. Obecné strojní části 1, Brno: Computer Press, 1999 [3] Katalog převodových motorů od firmy SEW EURODRIVE webová stránka firmy: http://www.sew-eurodrive.cz vybrané stránky katalogu jsou příloze této zprávy [4] Katalog obručových spojek Periflex od firmy RUBENA webová stránka firmy: http://www.rubena.cz vybrané stránky katalogu jsou v příloze této zprávy [5] Katalog korýtkových spojek od firmy HABERKORN ULMER webová stránka firmy: http://www.haberkorn.cz vybrané stránky katalogu jsou v příloze této zprávy [6] Katalog válečkových řetězů od firmy MAEDLER webová stránka firmy: https://www.maedler.de webová stránka katalogu: http://smarthost.maedler.de/datenblaetter/K40_43_EN.pdf [7] Katalog ložisek od firmy SKF webová stránka firmy: http://www.skf.com vybrané stránky katalogu jsou součástí této zprávy [8] Katalog hydraulických válců od firmy REXROTH webová stránka firmy: http://www.boschrexroth.cz vybrané stránky katalogu jsou příloze této zprávy

36


Příloha č. 1 Katalogový list pružné spojky Periflex typ 125 od společnosti RUBENA

37


38


Příloha č. 2 Výpočet sil působících na ložiska zakládání v programu Mitcalc

39


40


Příloha č. 3 Výpočet sil působících na ložiska vykládání v programu Mitcalc

41


42


doc. Ing. Martin Hynek, Ph.D., Ing. Zdeněk Raab, Ph.D.,

Ing. Petr Votápek, Ph.D., Bc. Michal Švamberk

Tento projekt je spolufinancován Evropským sociálním fondem a státním rozpočtem České republiky v rámci projektu č. CZ.1.07/2.2.00/28.0056 „Ukázkové vývojové projekty z praxe pro posílení praktických znalostí budoucích strojních inženýrů“.

2.2 VÁLEČKOVÝ DOPRAVNÍK

Recommend Documents