MENDELOVA UNIVERZITA V BRNĚ AGRONOMICKÁ FAKULTA
BAKALÁŘSKÁ PRÁCE
BRNO 2016
PAVEL MOLTAŠ
Mendelova univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy
Projektování vyprošťovacího navijáku pro užitková vozidla Bakalářská práce
Vedoucí práce: Ing. et Ing. Petr Dostál, Ph.D.
Vypracoval: Pavel Moltaš
Brno 2016
Čestné prohlášení
Prohlašuji, že jsem práci: Projektování vyprošťovacího navijáku pro užitková vozidla vypracoval samostatně a veškeré použité prameny a informace uvádím v seznamu použité literatury. Souhlasím, aby moje práce byla zveřejněna v souladu s § 47b zákona č. 111/1998 Sb. o vysokých školách ve znění pozdějších předpisů a v souladu s platnou Směrnicí o zveřejňování vysokoškolských závěrečných prací. Jsem si vědom, že se na moji práci vztahuje zákon č. 121/2000 Sb., autorský zákon, a že Mendelova univerzita v Brně má právo na uzavření licenční smlouvy a užití této práce jako školního díla podle § 60 odst. 1 autorského zákona. Dále se zavazuji, že před sepsáním licenční smlouvy o využití díla jinou osobou (subjektem)si vyžádám písemné stanovisko univerzity, že předmětná licenční smlouva není v rozporus oprávněnými zájmy univerzity a zavazuji se uhradit případný příspěvek na úhradu nákladů spojených se vznikem díla, a to až do jejich skutečné výše.
V Brně dne:………………………..
…………………………………………………….. podpis
PODĚKOVÁNÍ Tímto bych chtěl poděkovat panu Ing. et Ing. Petru Dostálovi, Ph.D. a panu Ing.
Michalu Šustrovi za pomoc při psaní bakalářské práce, za poskytnutí odborné literatury, ochotu spolupracovat a za čas strávený na konzultačních hodinách.
ABSTRAKT Tato práce se zabývá návrhem konstrukce vyproštovacího navijáku pro užitková vozidla. V první části se zabývá různými druhy konstrukčního provedení. V druhé části se zabývá výběrem zvolené konstrukce. V třetí části byly zhotoveny konstrukční výpočty jednotlivých částí, volba materiálu, pohonu a uložení. Součástí práce je výkres sestavy.
KLÍČOVÁ SLOVA Vyproštovací naviják, elektromotor, buben.
ABSTRACT This thesis deals with the design of the construction of a rescue winch for commercial vehicles. The first part deals with various kinds of its construction. In the second one it is the choice of the elected construction. In the third part there were processed the design´s calculations, the selection of materials, the power and storage. The part of the thesis is a drawing of the set.
KEYWORDS Recovery winch, electric motor, drum.
OBSAH Úvod ........................................................................................................................................... 9 Cíl práce.................................................................................................................................... 10 1
2
3
4
Obecne použití .................................................................................................................. 11 1.1
Použití na vozidlech ................................................................................................... 11
1.2
Tažná síla ................................................................................................................... 11
Rozdělení .......................................................................................................................... 11 2.1
Podle pohonu ............................................................................................................. 11
2.2
Podle převodovky ...................................................................................................... 12
2.3
Porovnání parametrů běžných konvenčních vyprošťovacích navijáků ..................... 13
2.3.1
Naviják CBONE WINCH profesional 9500 12V............................................... 13
2.3.2
Naviják WARN CE M-8000 12V ...................................................................... 14
2.3.3
Naviják Superwinch in a bag plas –11 340N12V............................................... 15
2.3.4
Naviják WARN CE M8274-50, 12V ................................................................. 16
Volba vlastní koncepce navijáku ..................................................................................... 17 3.1
Rozdíly v uvedených konstrukcích el. navijáků ........................................................ 17
3.2
Zvolená koncepce ...................................................................................................... 17
Výpočet parametrů .......................................................................................................... 18 4.1
Zvolené vstupní parametry ........................................................................................ 18
4.2
Volba motoru a převodovky ...................................................................................... 18
4.2.1 4.3
6
Volba motoru a převodovky ...................................................................................... 18
4.3.1
Výstupní točivý moment .................................................................................... 19
4.3.2
Otáčky bubnu ...................................................................................................... 19
4.4
5
Točivý moment bubnu od lana ........................................................................... 18
Volba lana .................................................................................................................. 20
4.4.1
Bezpečnost v laně na tah .................................................................................... 20
4.4.2
Kontrola uchycení lana ....................................................................................... 21
Výpočet lanového bubnu .................................................................................................. 23 5.1
Průměr lanového bubnu ............................................................................................. 23
5.2
Délka lanového bubnu, počet závitů, délka lana........................................................ 23
Pevnostní kontrola lanového bubnu ................................................................................. 25 6.1
Namáhání ohybem ..................................................................................................... 25
6.1.1
Výpočet maximálních ohybových monentů ....................................................... 25
6.1.2
Průřezový modul v ohybu .................................................................................. 26
6.1.3
Ohybové napětí ................................................................................................... 26
6.2
Namáhání krutem ....................................................................................................... 26
7
6.2.1
Maximální točivý moment ................................................................................. 26
6.2.2
Modul průřezu v krutu ........................................................................................ 27
6.2.3
Napětí ve smyku ................................................................................................. 27
6.3
Namáhání na vnější přetlak........................................................................................ 27
6.4
Redukované napětí ..................................................................................................... 28
6.5
Bezpečnost k mezi kluzu ........................................................................................... 28
Návrh a výpočet čepů ....................................................................................................... 29 7.1
7.1.1
Výpočet maximální reakční sily v podpoře B .................................................... 29
7.1.2
výpočet maximálních reakčních sil v podpoře A ............................................... 30
7.2
Ohybový moment na čepu .................................................................................. 31
7.2.2
Minimální průměr čepu B .................................................................................. 31
Průměr čepu A ........................................................................................................... 32
7.3.1
Výpočet průměru čepu A pod ložiskem v místě I .............................................. 32
7.3.2
Výpočet průměru čepu A u hřídele převodovky v místě II ................................ 33
Volba a kontrola ložisek ................................................................................................... 34 8.1
Ložisko na čepu A ..................................................................................................... 34
8.1.1
Radiální zatížení ložisek ..................................................................................... 34
8.1.2
Základní životnost .............................................................................................. 35
8.1.3
Statická únosnost ................................................................................................ 35
8.2
9
Průměr čepu B ........................................................................................................... 31
7.2.1 7.3
8
Výpočet reakčních sil v uložení ................................................................................. 29
Ložiskového těleso pro čep B .................................................................................... 35
8.2.1
Radiální zatížení ložisek ..................................................................................... 36
8.2.2
Základní životnost .............................................................................................. 36
8.2.3
Statická únosnost ................................................................................................ 36
Parametry navrhnuté koncepce......................................................................................... 37 9.1
Výstupní tažná síla ..................................................................................................... 37
9.2
Tažná rychlost v návinech ......................................................................................... 37
9.3
Životnost .................................................................................................................... 38
9.3.1
Životnost konstrukce .......................................................................................... 38
9.3.2
Životnost lana ..................................................................................................... 38
9.4
Ovládání ..................................................................................................................... 38
Závěr ......................................................................................................................................... 39 Použité informační zdroje......................................................................................................... 40 Seznam obrázků........................................................................................................................ 41 Seznam tabulek ......................................................................................................................... 42
Seznam použitých zkratek a symbolů ...................................................................................... 43 Seznam příloh ........................................................................................................................... 46
ÚVOD Vyprošťovací navijáky nejsou všední věcí na automobilech, nejčastěji se využívají pro vyproštění vozidla zapadlého v nezpevněném terénu, které nemá dostatečnou trakci na kolech, aby se mohlo samo vyprostit. Další využití je při vyprošťování jiného zapadlého vozidla, natahování vozidla na odtahový vůz, odtažení břemen nebo stromů. Hlavní využití vyprošťovacího navijáku je u záchranného sboru, armády, lesnictví, offroad, čtyřkolek nebo pro vytahování vozidel na odtahová auta. Vyprošťovací navijáky jsou používány v těžkých podmínkách, například v prašném ovzduší, vlhku, bahně a mrazu. Hlavním parametrem vyprošťovacího navijáku je jeho tažná síla, rozměry, konstrukční provedení a hmotnost. Tažná síla vyprošťovacího navijáku musí být vždy vyšší, než je hmotnost břemene. Navijáky bývají upevněny na stálo na vozidle nebo na montážní desku. Vyprošťovací navijáky bývají umístěné v přední části vozidla, kde bývají pevně spojeny s rámem vozidla. Ovládání navijáku je v dnešní době převážně na dálku, aby obsluha mohla mít dobry přehled o taženém břemeni, ale setkáme se i s ovládání přes kabel.
9
CÍL PRÁCE Cílem této práce je navrhnout odolný vyprošťovací naviják určený do podmínek s vyšší zátěží, a také zlepšení a zdokonalení konstrukce tak, aby byla odolnější v nepříznivých podmínkách a také aby byla prodloužena životnost. Dílčím cílem je navrhnout a vypočítat lanový buben, lano, pohon a převodové ústrojí. Práce se věnuje i problematice použitých dílů, řešení konstrukce jednotlivých částí s ohledem na funkčnost cele sestavy. Bezpečnost vyráběných vyprošťovacích navijáků je 11,1 a cílem je navrhnout odolnější a bezpečnější naviják. Součástí práce je výkres sestavy.
10
1
OBECNE POUŽITÍ 1.1 Použití na vozidlech
Vyprošťovací navijáky se nejčastěji používají na vozidlech záchranného sboru, armády, lesnictví, offroadech, na čtyřkolkách nebo pro vytahování vozidel na odtahová auta. V offroadech a čtyřkolkách budou vyprošťovací navijáky používaný zřídka, jen v případech, že vozidlo zapadne, ale nároky na tažnou sílu musí byt vyšší než u odtahových vozidel, protože musíme brát v potaz odpor prostředí.
1.2 Tažná síla Doporučená tažná síla navijáku musí být natolik vysoká, aby vyprostila reálnou váhu vozidla i přes překážky, které se mohou vyskytnout v nestandardních situacích. Z pravidla je doporučena alespoň o 25% vyšší tažná síla, než je reálná váha vozidla. Tedy pro náš případ maximální hmotnost vyprošťovaného vozidla by neměla přesáhnout 2,85 tuny. Pro zvýšení tažné síly lze použít jednoduchou kladku. Musíme brát na vědomí, že vozidlo, na kterém je naviják namontován může táhnout maximální silou, kterou váží a nesmí se pomáhat silou motoru vozidla.
2
ROZDĚLENÍ 2.1 Podle pohonu
a) Elektrické- napětí 12V nebo 24V.Snadná montáž, nižší pořizovací cena, možnost práce i při velkých náklonech v terénu, kdy hrozí odlití oleje z motoru vozidla a následné zadření. Např. vytažení na strom. Nevýhodou je vysoký odběr elektrické energie ze sítě vozidla, řádově 300-400A. b) Hydraulické- vyšší pořizovací cena, uvážíme-li cenu montáže včetně čerpadla, elektromagnetických ventilů, avšak velice účinné zařízení pro prakticky nepřetržitou práci, kde nejste limitováni zahříváním elektromotoru, což je naopak slabina elektrických navijáků. Nevýhodou je rozvod oleje a možnost jeho úniku a znečistění prostředí a také to, že nemůže pracovat ve větších náklonech.
11
2.2 Podle převodovky a) Planetové- většinou lacinější konstrukce, která navíc nevyžaduje příliš mnoho prostoru k montáži. Nevýhodou je nutnost brzdění převodovky, kde u některých značek může docházet k poměrně častým problémům, zvláště při průmyslovém používání.
Obr. 1 Schéma navijáku s planetovou převodovkou. [5]
b) Šnekové- nákladnější konstrukce s většími nároky na prostor pro montáž vyznačující se řádově několikanásobnou životností proti planetovým převodovkám. Odpadá zde nutnost brždění a tím i eventuální porucha brzd. Ideální el. naviják pro průmyslové použití.
Obr. 2 Schéma navijáku s šnekovou převodovkou.[5]
12
2.3 Porovnání navijáků 2.3.1
pa parametrů
běžných
konvenčních čních
vyproš vyprošťovacích
Naviják k CBONE WINCH profesional 9500 12V
Naviják této to tažné sily pokryje široké spektrum terénních vozidel a pracovních strojů. stroj Je ideální pro odtahové služby. Nejoblíbenější Nejoblíben naviják ve svojí třídě. Tažná sila: 45 000 N (4,55 t) Výkon motoru: 3,72 kW – 12V Převodovka: trojstupňová ňová planetová Převod: 173:1 Obsah dodávky: naviják s ocelovým lanem s hákem, valčíkové val íkové vedení veden lana, ovládací skříň, kabelový ovládač, instalační ční ní materiál, návod k obsluze a návod na montáž Lano: 30 m x 8,7 mm Rozměry navijáku: 603mm mm x 160 16 mm x 194 mm Hmotnost: 35 kg [6] Tab. 1 Závislost tažné síly, odběru odb ru proudu a rychlosti navíjeni na návinech.[6] návinech. Náviny 6 5 4 3 2 1
Tažná síla [N N] 0 9070 18180 27250 36300 54500
Odběr [A] 50 140 190 260 340 410
M / min. 17,5 6,4 3,4 2,7 2,1 1,7
Obr. 3 Naviják CBONE WINCH profesional 9500.[[6]
Obr. 4 Rozměrové ěrové schéma sch navijáku CBONE WINCH profesional 9500.[6] 9500 13
2.3.2
Naviják WARN CE M-8000 12V
Tažná sila 36 000 N, ocelové lano 30 m, hmotnost 34 kg. Tradiční koncepce, výhodný poměr mezi tažnou silou a cenou. Tažná sila: 36 000 N (3,6 t) Výkon motoru: 3,5 kW (12V) Výbava: kabel dálkového ovládaní 3,6 m (varianta rádiového),valčíkové vedení lana, lano s hákem,kabeláž Převodovka: trojstupňová planetová Převod: 156:1 Rozměry bubnu: 226,5 x 63,5 mm Hmotnost: 34 kg Rozměry lana: 30 m x 8 mm
[5]
Obr.5 Naviják WARN CE M-8000 12V.[5]
14
2.3.3
Naviják Superwinch in a bag plas –11 340N12V
Winch-In-A-Bag – 11 340 N12V je naviják speciálně navržen tak, aby se dal použít bez nutnosti pevné montáže na vozidlo, což může být nákladná věc.Uplatnění najde i jako pomocník na zahradě.Sada obsahuje vše potřebné pro vytažení např. osobního auta ze škarpy a přitom nezabere více místa než školní taška.
Tažná síla :11 340 N(1.1t) Motor: 1,1Hp (0,8kw) Převodovka : planetová Lano: 6,48mm x 12,0m Rozměry bubnu: 74mm x 41 mm Hmotnost: 8,23kg
[5]
Obr. 6 Naviják Superwinch in a bag plas –11 340 N 12V.[5]
15
2.3.4
Naviják WARN CE M8274-50, 12V
Speciálně zkonstruovaný naviják pro offroudové závody známý jako ''rychloběh''. Tažná sila: 36 000 N(3,6 t) Výbava:kabeldálkovéhoovládaní,valečkovévedení lana, lano s hákem,kabeláž Převodovka: s čelním soukolím Převod: 134:1 Rozměry bubnu: 220 x 90 mm Hmotnost: 50 kg Rozměry lana: 45 m x 8 mm Tab. 2 Závislost tažné síly, odběru proudu a rychlosti navíjeni na návinech. [5] Náviny 5 4 3 2 1
Tažná síla v [N] 0 9000 18000 27000 36000
Rychlost navíjení [m/min] 22 7,3 3,9 3,2 2,2
Odebíraný proud [A] 55 198 275 350 450
Obr. 7 Naviják WARN CE M8274-50, 12V. [5]
Obr. 8 Rozměrové schéma WARN CE M8274-50, 12V.[5]
16
3
VOLBA VLASTNÍ
KONCEPCE NAVIJÁKU
3.1 Rozdíly v uvedených konstrukcích el. navijáků Uvedené koncepce navijáků se liší uspořádáním komponentů. Převážně se jedná o umístění planetové převodovky. Menší a jednodušší navijáky jí mají hned za motorem a následuje buben. Profesionální navijáky mají převodovku na opačné straně (za bubnem). Tato konstrukce je ale složitější na uspořádání všech komponentů. Uspořádání je následující: motor, buben, planetová převodovka.
3.2 Zvolená koncepce Zvolená koncepce bude podle navijáku Superwinch In A Bag11 340Nm, kde je konstrukce uspořádání: motor, převodovka, buben. Některé rozměry byly voleny z Tab. 3 Tab. 3 Přehled parametrů jednotlivých výrobců.[5,6] Název navijáku CBONE WINCH profesional 9500 12V WARN CE M-8000 12V Superwinch 2500LBS ComeUp DS9.5 12v Ramsey Patriot 9500R Superwinch EPi9.0 12v Warn CE-9.5ti Termometric Escape 10000LBS 12v evo Ew 9500
Výkon [Kw]
Převodový poměr
Průměr bubnu [mm]
Průměr lana [mm]
Tažná síla [N]
3,72
173:1
63,5
8,7
45000
3,5 0,8 3,6 5,5 4,6 4,6 8 3
156:1
63,5 74 63,7 63,5 64 64 64 63,5
8 6,48 8,7 8 8,3 8 8,3 8,3
36000 11340 43090 43090 40820 43090 45360 43000
159:1 138:1 156:1 156:1 148:1 265:1
Obr. 9 Zvolená konstrukce: 3D model
17
4
VÝPOČET
PARAMETRŮ
4.1 Zvolené vstupní parametry •
Tažná síla
35000N
•
Napětí el. motoru
12V
4.2 Volba motoru a převodovky Předběžný výpočet lanového bubnu slouží k zjištění potřebných momentů. Po zjištění točivého momentu bude zvolen elektromotor s planetovou převodovkou. Po výpočtu je volen největší průměr bubnu, aby nedocházelo k nadměrnému ohýbání lana. 4.2.1
Točivý moment bubnu od lana
Výpočet předběžného točivého momentu M kp = F ⋅
Dbp 2
0.07 2 M kp = 1225 Nm M kp = 35000 ⋅
(1)
Kde: F D bp
[ N ] požadovaná tažná síla lana [ m] předbežný průměr lanového bubnu z Tab.3 4.3 Volba motoru a převodovky
Motor: Sériový stejnosměrný motor od firmy Alpha AM 345512[7]. Tab. 4 Technické údaje motoru.[7] Napětí
Výkon
Otáčky
12V
4000W
2500 min
Jmenovitý točivý Hmotnost moment 15,3Nm 8,5Kg
Výstupní hřídel 19mm
Brzda: Od firmy PSP pohony brzda ELB 2,5 na vyžádání vyráběna na napětí 12V. Tab: 5 Technické údaje elektromagnetické lamelové brzdy. [11] Napětí 12 V
Vnější průměr 110 mm
Šířka 48 mm
Brzdný moment statický 35,5Nm
Brzdný moment dynamický 25Nm
18
Výkon el. magnetu 30 W
Hmotnost 2,3 Kg
Převodovka: 2 stupňová planetová převodovka od firmy Stöber P_722_SPZ_1000_ME[8]. Převodovka má silná ložiska a dle údajů výrobce Mmaxp=3·Mp za předpokladu životnosti 103 h. Tab. 6Technickéúdaje planetové převodovky.[8] Převod 1:100
4.3.1
Moment 500Nm
Max. moment 1500Nm
Vstupní hřídel 19mm
Výstupní hřídel 40mm
Účinnost 95%
Výstupní točivý moment
Vypočtený výstupní točivý moment na hřídeli převodovky. M v = M m ⋅ i ⋅η př M v = 15, 3 ⋅100 ⋅ 0.95 M v = 1453,5 Nm M v ≅ 1450 Nm
(2)
Kde : M m [ Nm ] točivý moment motoru dle Tab. 11
[ -] [ -]
i
ηpř
4.3.2 nb =
převodový poměr dle Tab. 12 učinnost převodovky Tab. 12
Otáčky bubnu
nm ⋅η př
i 2500 ⋅ 0,95 nb = 100 nb = 23, 75 min Kde : n i
ηpř
[ min ] [ -] [ -]
výstupní otáčky motoru dle Tab. 11 převodový poměr dle Tab. 12 učinnost převodovky Tab. 12
(3)
19
4.4 Volba lana Lano bylo zvoleno podle parametrů parametr z tab. 3 d1= 8 mm.Po Po zvážení nadměrného nadmě namáhání na ohyb byl zvolen typ lana se stejnosměrným pletením. Volíme tedy speciální s ocelové lano Diepa B55 (D 1315 CZ) [9]. Lano holé, pravé, mazané, faktor plnění v průřezu – 0,7145. DIEPA B 55 jsou sou rotace odolného lana s kompaktním vnějším ějším prvkem prvk a vysokou pevností při přetrhu.
Tab. 7 Technické parametry zvoleného lana Diepa B55[9] Průměr lana [mm]
Průřez lana [mm]
Hmotnost [kg/100m]
Maximální pevnost při tažné síle 2160N/mm [kN]
8
35,9
31
63,2
1
4.4.1
Celkový drátů [-]
223
poč počet
Počet drátů vnějších pramenech [-]
ve
90
Obr. 10 Schéma lana Diepa B55[9]
Bezpečnost v laně na tah
Fl F 63200 kl = 35000 kl = 1,806 kl =
(4)
Kde: F N maximální tažná síla síla v lanědle Tab.10
ž á í
20
4.4.2
Kontrola uchycení lana
Lano je přichyceno 2 příložkami na boční stěnu bubnu pomocí 4 šroubu M6x22-8.8[10]. Šrouby jsou pro vyšší bezpečnost proti povolení zajištěny závitovým lepidlem. Pro zvýšení jejich pevnosti je nutné ponechat na bubnu minimálně 3 navinuté závity lana. Tah v místě uchycení lana F Fu = f α e 35000 Fu = 0,13⋅2⋅π ⋅3 e Fu = 3019 N Kde : F [N] f
α
požadovaná tažná síla
[ -] součinitel tření 0,1 ÷ 0,13 [3] [ rad ] úhel opásání α =2π n
(5)
Potřebná síla ve šroubech Fu 2⋅ f 3019 Z= 2 ⋅ 0,13 Z = 11610 N Z=
Kde : Fu [ N ] síla v uchycení dle Rov. 5 f
[ -]
součinitel tření 0,1 ÷ 0,13
(6)
Ohybový moment šroubů M oz = Fu ⋅ tl M oz = 3019 ⋅ 0.008 M oz = 24 Nm
(7)
kde : Fu [ N ] síla v uchycení dle Rov.5 tl
[m]
průměr lana z Tab. 10
21
Celkové napětí šroubů
σ šr =
M oz Z + nš ⋅ S š nš ⋅ Woš
11610 24000 + 8 ⋅17.9 8 ⋅ 21.2 σ šr = 222, 6 MPa
σ šr =
σ šr < σ dovš 222,6 < 640 Mpa Kde : Z M oz Sš nš Woš
σ dovš
[ N] [ Nm ]
osová síla ve šroubech příložek dle Rov. 6 ohybový moment šroubu dle Rov. 7
mm 2 plocha jádra šroubu [1] počet šroubů [ -] mm3 modul průřezu jádra [1] [ MPa ] mez kluzu šroubu [1]
Obr. 11 Nákres uchycení lana na bok bubnu
22
(8)
5
VÝPOČET LANOVÉHO BUBNU
Při výpočtu lanového bubnu se bude vycházet z konstrukce jeřábových lanových bubnů.
5.1 Průměr lanového bubnu Průměr lanového bubnu je spočítán z výstupního momentu převodovky dle rovnice.(2)
Mv ⋅2 − tl F 1400 ⋅ 2 Db = − 0, 008 35000 Db = 0, 0748m ≅ 75mm Db =
Kde : Mv F tl
(9)
[ Nm ] výstupní točivý moment z převodovky z rovnice (2) [ N ] požadovaná tažná síla [ mm] průměr lana dle Tab. 10
Obr. 12 Zjišťování točivého momentu u bubnu Volenátrubka: silnostěná bezešvá TR ∅ 76,1x22,2 norma ISO 4200. Kde po obrobění bude stěna bubnu s=21,65mm. Materiál 1.0570 (11 523). Buben bude vyroben bez drážkování.
5.2 Délka lanového bubnu, počet závitů, délka lana Délka lanového bubnu je volena dle ostatních výrobců lb = 220mm . Lano je navíjeno ve více vrstvách. Délka lana v návinech viz. tab. 13. Lano bude navíjeno po celé délce bubnu. Je volena délka lana lr=35 m.
23
Počet závitů z=
lb tl
220 8 z = 27, 5 ≅ 27 [ -] z=
(10)
Kde : lb tl
[ mm ] délka lanového bubnu [ mm ] průměr lana dle Tab. 10
Průměr osové vzdálenosti lana na bubnu Ds = Db +t l Ds = 75 + 8 Ds = 83mm
(11)
kde : Db tl
[ mm] průměr lanového bubnu z Rov. 9 [ mm ] průměr lana z Tab. 10
Delka lana v návinu lln1 = Ds ⋅ π ⋅ z lln1 = 0, 083 ⋅ π ⋅ 27 lln1 = 7, 04m
(12)
Kde : Ds z
[ m ] průměr osy lana na bubnu z Rov. 11 [ -] počet závitů z Rov. 10
Tab. 8 Délka lana na jednotlivých návinech. Návin
1
2
3
4
celkem
Délka lana [m]
7,04
8,4
9,75
11,1
36,29
24
6
PEVNOSTNÍ KONTROLA LANOVÉHO BUBNU 6.1 Namáhání ohybem
Lanový buben bude kontrolován na namáhání ohybem. 6.1.1
Výpočet maximálních ohybových monentů
Maximální ohybový moment působí v polovině celého bubnu. To je zřejmé z obr. 13. Tento typ úlohy je symetricky zatížený prut. Řešení bude následovat jako prut vetknutý, který je zatížený poloviční silou. Síly působící v podporách
FAm + FBm = F F 2 35000 = 2 = 17500 N
FAm = FBm = FAm = FBm FAm = FBm Kde : F
[ N]
(13)
požadovaná tažná síla lana
Řez I. - zleva x1 ∈< 0; l / 2 > N =0 Tz = FAm M o = FAm ⋅ x M o = 17500 ⋅117, 5 M o = 2056250 Nmm = 2056, 25 Nm Kde : FAm l
[ N ] síla v podpoře z Rov. 13 [ mm ] délka bubnu
(14)
Obr. 13 Průběh ohybového momentu 25
6.1.2
Průřezový modul v ohybu
3 π ⋅ Db3 − ( Db − 2 ⋅ s )
Wo =
32 3 π ⋅ 753 − ( 75 − 2 ⋅ 21,5)
Wo =
32 Wo = 38200,5mm3
(15)
Kde : Db s
[ mm] [ mm]
6.1.3
průměr bubnu síla stěny bubnu
Ohybové napětí
Mo Wo
σo =
2056250 38200,5 σ o = 53,83MPa
σo =
(16)
Kde : Mo
[ Nmm ]
Wo
mm 3 průřezový modul v ohybu z Rov. 14
ohybový moment z Rov. 13
6.2 Namáhání krutem Lanový buben bude kontrolován na namáhání krutem.
6.2.1
Maximální točivý moment
M k max = F ⋅
Ds 2
0.083 2 = 1452,5Mm
M k max = 35000 ⋅ M k max
(17)
Kde : F Ds
[ N ] požadovaná tažná síla lana [ m] půměr osy lana na bubnu z Rov. 11
26
6.2.2
Modul průřezu v krutu
3 π ⋅ Ds3 − ( Ds − 2 ⋅ s )
Wk =
16 3 π ⋅ 753 − ( 75 − 2 ⋅ 21, 5 )
Wk =
16 Wk = 76400, 9mm3
(18)
Kde : Db s
[ mm ] [ mm ]
6.2.3
průměr bubnu z Rov. 9 síla stěny bubnu
Napětí ve smyku
M k max Wk
τk =
1452500 76400, 9 τ k = 19 MPa
τk =
(20)
Kde : M k max [ Nmm ] maximální točivý moment z Rov. 17 mm3 průřezový modul v ohybu z Rov. 18
Wk
6.3 Namáhání na vnější přetlak Namáhání je způsobeno tažnou sílou lana na obvod bubnu. Tento výpočet je pomocí přetlaku u tenkostěnných nádob, proto ve skutečnosti namáhání na tento buben bude menší než vypočtené, z důvodu použití silnostěnné trubky.
σ tl =
F s ⋅ tl
35000 21, 5 ⋅ 8 σ tl = 203,5MPa < R e = 355Mpa
σ tl =
Kde :
[ N] s [ mm ] t l [ mm ] R e [ MPa ] F
(21) požadovaná tažná síla lana síla stěny bubnu průměr lana mez kluzu materiálu [1]
27
6.4 Redukované napětí σ red = σ o2 + σ tl2 + σ o ⋅ σ tl + 3 ⋅τ k2 σ red = 53,832 + 203,52 + 53,83 ⋅ 203,5 + 3 ⋅192 σ red = 239,65MPa Kde :
σo σ tl τk
[ Mpa ] [ Mpa ] [ Mpa ]
(22)
napětí v ohybu z Rov. 16 napětí ve vnějším přetlaku z Rov. 21 napětí v krutu z Rov. 20
6.5 Bezpečnost k mezi kluzu Bezpečnost je počítána k meznímu stavu kluzu materiálu. kb =
Re
σ red
355 239, 65 kb = 1, 48 kb =
(23)
Kde :
σ red Re
[ MPa ] [ MPa ]
redukované napětí z Rov. 22 mez kluzu materiálu
28
7
NÁVRH A VÝPOČET ČEPŮ
Čepy jsou namáhány na ohyb a na ohyb s krutem. Návrh průměru bude vypočítán zvlášť pro každý čep.
7.1 Výpočet reakčních sil v uložení Výpočet sil působící ohyb na čepech. 7.1.1
Výpočet maximální reakční sily v podpoře B
Hodnota je vypočtena pro krajní hodnotu navinutí lana co nejblíže k podpoře B.
∑F = 0 i
FčA − F + FčB = 0 FčA = F − FčB FčA = 35000 − 25635,3 FčA = 9364, 7 N
∑M
i
=0
FčB ⋅ 334, 5 − F ⋅ 245 = 0 F ⋅ 245 334, 5 35000 ⋅ 245 FčB = 334,5 FčB = 25635,3 N ⇒ FBmax = 25635,3 N FčB =
(24)
Kde : F
[ N]
požadovaná tažná síla lana
Obr. 14 Reakce sil pro lano u čepu B.
29
7.1.2
výpočet maximálních reakčních sil v podpoře A
Hodnota je vypočtena pro krajní hodnotu navinutí lana co nejblíže k podpoře A
∑F = 0 i
FčA − F + FčB = 0 FčA = F − FčB FčA = 35000 − 3830,85 FčA = 31169, 2 N ⇒ FAmax = 31169, 2 N
∑M
i
=0
FčB ⋅ 301,5 − F ⋅ 33 = 0 F ⋅ 33 301, 5 35000 ⋅ 33 FčB = 301,5 FčB = 3830,85 N FčB =
(25)
Kde : F
[ N]
požadovaná tažná síla lana
Obr. 15 Výsledná reakce sil pro lano u čepů A.
30
7.2 Průměr čepu B Čep podpory B je zatížen jen ohybovou silou. Průměr čepu B volíme dčB= 45 mm. Materiál 1.0570 (11 523). Ohybový moment na čepu
7.2.1
M oB = FB max ⋅ xB M oB = 25635, 3 ⋅ 75, 5 M oB = 1935465, 2 Nmm = 1935, 5 Nm Kde :
[ N ] maximální síla na čep B z Rov. 24 [ N ] vzdálenost od čela bubnu po střed ložiska
FB max xB
Minimální průměr čepu B
7.2.2
Re =
M oB ⋅ α B WoB
d čB min =
3
⇒ dčB min
α B ⋅ M oB ⋅ 32 π ⋅ Re
1,3 ⋅1935465, 2 ⋅ 32 π ⋅ 355 = 41, 64mm
d čB min = d čB min
3
(27)
Kde : M oB Re
αB
(26)
[ Nmm ] ohybový moment na čepu B z Rov. 26 [ MPa ] mez kluzu materiálu [1] součinitel koncentrace vrubu [ 4] [ -]
Průměr čepu je zvolen větší, než je minimální průměr. Čep dle návrhu vyhovuje.
31
7.3 Průměr čepu A Čep podpory A je namáhán jak ohybovou silou, tak točivým momentem od převodovky. Do čepu bude připojen hřídel z planetové převodovky. Průměr čepu A je volen d čA = 60mm .
Obr. 16 Momentové zatížení čepu A 7.3.1
σ redA =
Výpočet průměru čepu A pod ložiskem v místě I Re kč ⋅ α A
355 2,5 ⋅1,1 = 129,1Mpa
σ redA = σ redA Kde : Re kč
αA
[ MPa ] [ -] [ -]
(28)
mez kluzu materiálu [1] koeficient bezpečnosti součinitel koncentrace vrubu [ 4]
Ohybový moment čepu A M oA = FA max ⋅ xA M oA = 31169, 2 ⋅ 21 M oA = 654553, 2 Nmm = 654,55 Nm (29)
Kde : FA max xA
[ N ] maximální síla na čep A z Rov. 25 [ N ] vzdálenost od čela bubnu po střed ložiska
32
Výpočet minimálního průměru čepu A podle kritéria HMH v místě I
σ red = σ o2 + 3τ k2
( M oA ⋅ 32 ) + 3 ⋅ ( M v ⋅16 ) 2 (π ⋅ σ redA ) 2
d čA min1 =
6
2
( 654553, 2 ⋅ 32 ) + 3 ⋅ (1450 ⋅103 ⋅16 ) 6 d čA min1 = 2 (π ⋅129,1) 2
2
d čA min1 = 48,16mm
(30)
Kde :
[ Nmm ] ohybový moment na čepu A z Rov. 29 [ Nm ] výstupní moment z převodovky z Rov. 2 [ MPa ] redukovane napětí z Rov. 28
M oA Mv
σ redA
7.3.2
Výpočet průměru čepu A u hřídele převodovky v místě II
Hřídel bude namáhán jen na krut. Průměr hřídele je počítán od konce drážky po pero.
d čA1 = d vpř + t1 d čA1 = 40 + 2 ⋅ 3,1 d čA1 = 46, 2mm (31)
Kde : d vpř t1
Re =
[ mm] [ mm] kč ⋅ M v Wk
d čA min 2 =
hloubka drážky pera v náboji [ 2]
⇒ dčA min 2
kč ⋅ M v ⋅16 3 + d čA 1 π ⋅ Re
1,5 ⋅1450 ⋅103 ⋅16 + 46, 23 π ⋅ 355 = 50, 6mm
d čA min 2 = d čA min
3
průměr výstupního hřídele převodovky z Tab: 6
3
Kde : d čA1 Mv Re kč
[ mm] [ Nmm] [ MPa ] [ -]
(32)
průměr čepu nad perem z Rov. 31 výstupní točivý moment z převodovky z Rov. 2 mez kluzu materiálu [1] koeficient bezpečnosti
Čep A po kontrole vyhovuje.
33
8
VOLBA A KONTROLA LOŽISEK
Všechna ložiska budou počítána na základní spolehlivost 90%.
8.1 Ložisko na čepu A Ložisko je voleno kuličkové6212 2RSH od firmy SKF. Předpokládaná trvanlivost 1000 hodin. Tab. 9 Parametry ložiska[12]. Hlavní rozměry Základní nosnost dynamický staticky d D B C C0 mm kN 60 110 22 55,3 36
Rychlostní hodnocení referenční rychlost mezní rychlost r/min 13 000
8 000
Obr. 17 Jednořadé válečkové ložisko[12]. 8.1.1
Radiální zatížení ložisek
FrA = ( FA max + mn ⋅ g )
FrA = ( 31169 + 60 ⋅ 9,81) FrA = 31758 N Kde :
(33)
FA max [ N ]
maximální síla v podpoře A z Rov. 25
mn
[ kg ]
hmotnost navijáku
g
ms-1 gravitační zrychlení
34
8.1.2
Základní životnost 10
L10 A
C 3 106 −b ± b 2 − 4ac = 10 A ⋅ 2a FrA 60 ⋅ nb 10
L10 A L10 A
10 55300 3 = ⋅ 31758 60 ⋅ 23, 75 = 4457,5h 6
Kde :
[ N] [ N] [ min ]
FrA C10A nb
8.1.3
(34)
zatěžovací radiální síla z Rov. 33 dynamická únosnost ložiska z Tab. 9 otáčky bubnu z Rov. 3
Statická únosnost
CoA ≥ FrA 36 ≥ 31,8 Kde : FrA CoA
[ N] [ N]
(35)
zatěžovací radiální síla z Rov. 33 statická únosnost ložiska z Tab. 9
Axiální síly a zatížení by bylo velmi malé vzhledem k radiální síle, tak je můžeme zanedbat. Ložisko po kontrole vyhovuje.
8.2 Ložiskového těleso pro čep B Ložiskové těleso je voleno od firmy SKF s válečkovým ložiskem. Označení ložiskového tělesa je TSNL 209 G s koncovým víkem ASNH 511-609pro utěsnění výstupního otvoru. Ložisko NU 2209 ECP[12].
Obr. 18 Ložiskové těleso od firmy SKF[12].
35
Tab. 10 Rozměry ložiskového tělesa [12] Parametry
da
db
H
Ca
L
G
J
H1
H
A
[mm]
45
55
109
30
205
12
170
60
109
85
Parametry zatížení ložiska v ložiskovém tělese [12]. CoB = 81, 5 kN CB = 85 kN 8.2.1
Radiální zatížení ložisek
FrB = ( FB max + mn ⋅ g )
FrB = ( 25635 + 60 ⋅ 9,81) FrB = 26223, 6 N Kde :
(36)
FB max [ N ]
maximální síla v podpoře A z Rov. 24
mn
[ kg ]
hmotnost navijáku
g
ms -1 gravitační zrychlení
8.2.2
Základní životnost 10
L10 B
C 3 10 6 = 10 B ⋅ 60 ⋅ nb FrB 10
L10 B L10 B
10 6 85000 3 = ⋅ 60 ⋅ 23, 75 26223, 6 = 35358 h
(37)
Kde : FrB C 10B nb
[N ] [N ] [ min ]
8.2.3
zatěžovací radiální síla z Rov. 36 dynamická únosnost ložiska [12 ] otáčky bubnu z Rov. 3
Statická únosnost
CoB ≥ FrB 81,5 ≥ 26, 2 Kde : FrB CoB
[ N] [ N]
(38)
zatěžovací radiální síla z Rov. 36 statická únosnost ložiska z [12]
Axiální síly a zatížení by bylo velmi malé vzhledem k radiální síle, tak je můžeme zanedbat.
Ložisko po kontrole vyhovuje.
36
9
PARAMETRY NAVRHNUTÉ KONCEPCE 9.1 Výstupní tažná síla
Výstupní tažná síla je počítána z výstupního momentu převodovky a průměru lanového bubnu. Tato tažná síla je vyvinuta na spodním návinu bubnu. Na dalších návinech bude tažná síla klesat. Tažná síla na ostatních návinech je uvedena v Tab. 11. Doporučená tažná síla k hmotnosti vyprošťovacího vozidla je F=0,75×mv. Kde mv je hmotnost vozidla a zbytek síly je na překonání odporů při vyprošťování. Pro zvýšení tažné síly lze použít kladku, ale vyprošťovací vozidlo muže táhnout maximální silou, kterou váží.
Fv =
Mv ⋅2 Ds
1453,5 ⋅ 2 0, 083 Fv = 35024 N Fv =
(39)
Kde :
[ Nm] [ N]
Mv Ds
výstupní kroutící moment z převodovky z Rov. 2 průměr lanového bubnu v ose lana z Rov. 11
Tab. 11 Závislost tažné síly na návinech lana. Návin 1 2 Tažná síla[kN]
35
29,4
3
4
25,3
22,2
Tažná síla v prvním návinu je stejná jako u konkurenčních vyprošťovacích navijáků, ale v dalších návinech se zvyšuje.
9.2 Tažná rychlost v návinech v1 = π ⋅ Db ⋅ nb v1 = π ⋅ 0, 075 ⋅ 23, 75 v1 = 5,6m ⋅ min −1 = 0,093m ⋅ s −1 (40)
Kde : nb Db
[ min ] [ m]
výstupní otáčky lanového bubnu z Rov. 3 průměr lanového bubnu z Rov. 9
37
Tab. 12 Rychlost navíjení v jednotlivých návinech. Návin 1 2 3 Rychlost navíjení[m.min]
5,6
6,8
8
4 9,2
Celkový čas navíjení na prázdno t = 5min Rychlost navíjení oproti konkurenčním vyprošťovacím navijákům je o přibližně 30% rychlejší. To je důsledkem většího průměru bubnu a nižšího převodového poměru.
9.3 Životnost 9.3.1
Životnost konstrukce
Životnost zařízení pro 10 celých cyklů navíjení za den a pro požadovanou životnost 1000h. Na základě literatury [1] a[12] potom životnost vyjde přibližně na 2,5 roku při provozu na plné zatížení, to je prodloužení životnosti oproti konkurenci přibližně o 25%. 9.3.2
Životnost lana
DIEPA B 55 jsou rotace odolného lana s kompaktním vnějším prvkem a vysokou pevností při přetrhu. Byl zvolen malý průměr lana 8mm, aby nedocházelo k jeho lámání přes malý průměr bubnu. Pevnost lana[9] je 63,2kN tím by měla byt prodloužena jeho životnost o 80%.
9.4 Ovládání Ovládání bude navrženo tak, aby maximální proud přiveden do motoru nepřesáhl 330A a tím nebyl přetěžován motor. Proud bude ovládán pomocí elektrického omezovače. Na přívod el. motoru se připojí ovládání elektromagnetické spojky, tím bude zajištěno, že ovládání spojky bude stejné s elektromotorem. Systém ovládání bude navržen samostatně.
38
ZÁVĚR Výsledkem této práce je návrh odolného vyprošťovacího navijáku pro užitková vozidla s vyprošťovací silou 35kN a délkou lana 35m. Jeho zdokonalení a zvýšení odolnosti. Volba komponentů motoru, převodovky a brzdy, byla vybrána z koncepce vyráběných vyprošťovacích navijáků. První a druhá kapitola se zabývá konstrukcí již zhotovených navijáku a jednotlivou konstrukcí. Koncepce byla zvolena pro jednodušší uspořádání komponentu za sebe. Po předběžném výpočtu byl zvolen stejnosměrný elektromotor, planetová převodovka a brzda. Lano bylo voleno co nejtenčí, aby se zamezilo nadměrnému namáhání pro ohýbání na úzký buben. V dalších kapitolách byly provedeny výpočty navrhovaných součástí, jako jsou čepy, plášť bubnu, uchycení lana, únosnost a trvanlivost ložisek. Čepy bubnu byly kontrolovány na ohyb a na krut. Plášť bubnu byl kontrolován na redukované napětí. Uchycení lana bylo navrženo na vnější bok bubnu tak, aby nedocházelo k opotřebení lana při vyšších návinech. Ložiska byla volena podle statického zatížení ložiska, aby nedocházelo k otlačení. Byly spočteny výstupní parametry koncepce: tažná síla a rychlost navíjení. Dále byly spočítány bezpečnosti konstrukce (1,48), která je vyšší o 34% oproti konkurenčním výrobkům a bezpečnost v tahu lana (1,8), která je o 50% vyšší než u konkurence. Výpočet životnosti konstrukce je přibližně na 2,5 roku při provozu na plné zatížení, to je prodloužení životnosti oproti konkurenci přibližně o 25% a životnost lana o 80%. Toto řešení zvýšilo životnost a bezpečnost celé konstrukce vyprošťovacího navijáku. Aby mohl být vyprošťovací naviják zkonstruován a mohl pracovat v provozu, měly by být provedeny ještě kontroly svaru, uchycení zařízení a ovládání mechanizmu.
39
POUŽITÉ INFORMAČNÍ ZDROJE [1] SHIGLEY, Joseph Edward, Charles R MISCHKE a Richard G BUDYNAS. Konstruování strojních součástí. 1. vyd. Editor Martin Hartl, Miloš Vlk. Brno: VUTIUM, 2010, 1159 s. ISBN 978-80-214-2629-0. [2] LEINVEBER, Jan a Pavel VÁVRA. Strojnické tabulky: pomocná učebnice pro školy technického zaměření. 4., dopl. vyd. Úvaly: Albra, 2008, xiv, 914 s. ISBN 978-80-7361051-7. [3] DRAŽAN, František a Kupka LADISLAV. Jeřáby. 1. vyd. Praha: SNTL, 1968, 661 s. [4] Mechanika těles: pružnost a pevnost. 3. přeprac. vyd. Brno: CERM, 2004, 287 s. Učební texty vysokých škol (Vysoké učení technické v Brně). ISBN 80-214-2592-X. [5] Navijáky[online]. 2007 [cit. 2016-03-04]. Dostupné z: http://www.navijaky.cz/ [6] Cbone [online]. [cit. 2013-03-04]. Dostupné z: www.cbone.sk [7] Alphamotors. Elektromotory [online]. http://www.alphamotors.nl/
2008
[cit.
2016-03-04].
[8] Störber. Planetové převodovky [online]. 2012 [cit. 2016-03-04]. http://www.stoeber.de/PRODUCTS/SERVOFIT/442258P-02.pdf
Dostupné Dostupné
z: z:
[9] Diepa. Lana [online]. [cit. 2016-03-04]. Dostupné z: http://www.diepa.de/v2012/ [10]
Ferona. Ferona [online]. [cit. 2016-03-14]. Dostupné z: http://ferona.cz/cze/index.php
[11] PSP Pohony. Lamelové brzdy [online]. [cit. http://www.pohony.cz/cze/product_detail.php?id=123
2016-3-26].
[12] SKF. Ložiska [online]. [cit. 2016-04-02]. http://www.skf.com/portal/skf_cz/home?lang=cs
40
Dostupné
Dostupné
z: z:
SEZNAM OBRÁZKŮ Obr. 1 Schéma navijáku s planetovou převodovkou
12
Obr. 2 Schéma navijáku s šnekovou převodovkou
12
Obr. 3 Naviják CBONE WINCH profesional 9500
13
Obr. 4 Rozměrové schéma navijáku CBONE WINCH profesional 9500
13
Obr.5 Naviják WARN CE M-8000 12V
14
Obr. 6 Naviják Superwinch in a bag plas – 2,500 lbs 12V
15
Obr. 7 Naviják WARN CE M8274-50, 12V]
16
Obr. 8 Rozměrové scéema WARN CE M8274-50, 12V
16
Obr. 9 Zvolená konstrukce 3D model
17
Obr. 10 Schéma lana Diepa B55
20
Obr. 11 Nákres uchycení lana na bok bubnu
22
Obr. 12 Zjišťování točivého momentu u bubnu
23
Obr. 13 Průběh ohybového momentu
25
Obr. 14 Reakce sil pro lano u čepu B
29
Obr. 15 Výsledná reakce sil pro lano u čepů A
30
Obr. 16 Momentové zatížení čepu A
32
Obr. 17 Jednořadé válečkové ložisko
34
Obr. 18 Ložiskové těleso od firmy SKF
35
41
SEZNAM TABULEK Tab. 1 Závislost tažné síly, odběru proudu a rychlosti navíjeni na návinech.
13
Tab. 2 Závislost tažné síly, odběru proudu a rychlosti navíjeni na návinech.
16
Tab. 3 Přehled parametrů jednotlivých výrobců.
17
Tab. 4 Technické údaje motoru
18
Tab. 5 Technické údaje elektromagnetické lamelové brzdy.
18
Tab. 6 Technické údaje planetové převodovky
19
Tab. 7 Technické parametry zvoleného lana Diepa B55
20
Tab. 8 Délka lana na jednotlivých návinech
24
Tab. 9 Parametry ložiska
34
Tab. 10 Rozměry ložiskového tělesa
36
Tab. 11 Závislost tažné síly na návinech lana
37
Tab. 12 Rychlost navíjení v jednotlivých návinech
38
42
SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK A SYMBOLŮ C10 A
[N]
dynamická únosnost ložiska A
C10 B
[N]
dynamická únosnost ložiska B
CoA
[N]
statická únosnost ložiska A
CoB
[N]
statická únosnost ložiska B
dčA1
[mm]
průměr čepů A nad perem
dčAmin1
[mm]
minimální průměr čepů A v místě 1
dčAmin2
[mm]
minimální průměr čepů A v místě 2
dčB
[mm]
průměr čepů B
dčBmin2
[mm]
minimální průměr čepů B
dvpř
[mm]
průměr výstupní hřídele převodovky
Db
[mm]
průměr lanového bubnu
Dbp
[mm]
předběžný průměr lanového bubnu
Ds
[mm]
průměr osy lana na bubnu
F
[N]
požadovaná tažná síla lana
F1
[N]
maximální zatížení lana
FAm
[N]
síla v podpoře A
FBm
[N]
síla v podpoře B
FAmax
[N]
maximální síla v podpoře A
FBmax
[N]
maximální síla v podpoře B
FčA
[N]
zatížení čepu A
FčB
[N]
zatížení čepu B
FrA
[N]
zatěžovací radiální síla v podpoře A
FrB
[N]
zatěžovací radiální síla v podpoře B
Fu
[N]
síla v uchycení lana
Fv
[N]
výsledná tahová síla -1
g
[ms ]
gravitační zrychlení
i
[-]
převodový poměr
k1
[-]
bezpečnost v laně
kb
[-]
bezpečnost bubnu
kč
[-]
koeficient bezpečnosti čepu
lb
[mm]
délka lanového bubnu
ll
[m]
délka lana
43
lln1
[m]
délka lana v prvním návinu
L10 A
[h]
základní životnost ložiska A
L10 B
[h]
základní životnost ložiska B
Mkmax
[Nm]
maximální točivý moment
Mkp
[Nm]
předběžný výstupní točivý moment převodovky
Mm
[Nm]
točivý moment motoru
Mmaxp
[Nm]
maximální výstupní moment převodovky
mn
[kg]
hmotnost navijáku
Mo
[Nm]
ohybový moment
MoA
[Nm]
ohybový moment na čepu A
MoB
[Nm]
ohybový moment na čepu B
Moz
[Nm]
ohybový moment šroubu
Mp
[Nm]
jmenovitý moment převodovky
MV
[Nm]
výstupní točivý moment z převodovky
n
-1
vstupní otáčky motoru
-1
[min ]
nb
[min ]
otáčky bubnu
ηpř
[-]
účinnost převodovky
nŠ
[-]
počet šroubů
Re
[MPa]
mez kluzu materiálu
s
[mm]
síla stěny bubnu
2
SŠ
[mm ]
plocha jádra šroubu
t1
[mm]
hloubka drážky pro pero v náboji
tl
[mm]
průměr lana
Wk
3
průřezový modul v krutu
3
[mm ]
Wo
[mm ]
průřezový modul v ohybu
WOŠ
[mm3]
modul průřezu jádra šroubu
xA
[mm]
vzdálenost od čela bubnu po střed ložiska A
xB
[mm]
vzdálenost od čela bubnu po střed ložiska B
z
[-]
počet závitů
Z
[N]
osová síla ve šroubech
44
σšr
[MPa]
napětí ve šroubech
σdovž
[MPa]
mez kluzu šroubu
σo
[MPa]
napětí v ohybu
σti
[MPa]
napětí ve vnějším přetlaku
σred
[MPa]
redukované napětí
σredA
[MPa]
redukované napětí na čepu A
Ƒ
[-]
součinitel tření
τk
[MPa]
napětí v krutu
α
[rad]
úhel opásání
αB
[-]
součinitel koncentrátu vrubu
45
SEZNAM PŘÍLOH Příloha I dokument: výkres Vyproštovací navyják
č.d. 1-P21-03/00
Příloha II dokument: kusovník Vyproštovací navyják
č.d. 1-P21-03/00 1/2
Příloha III dokument: kusovník Vyproštovací navyják
č.d. 1-P21-03/00 2/2
46
