VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY

VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY

FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV AUTOMOBILNÍHO A DOPRAVNÍHO INŽENÝRSTVÍ FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING NSTITUTE OF AUTOMOTIVE ENGINEERING

MODULÁRNÍ NÁVRH VÁLEČKOVÉHO DOPRAVNÍKU MODULAR CONCEPT OF ROLLER CONVEVEYOR SYSTEM

DIPLOMOVÁ PRÁCE MASTER'S THESIS

AUTOR PRÁCE

Bc. Lukáš Novotný

AUTHOR

VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR BRNO 2009

Ing. Přemysl Pokorný, Ph.D.

Abstrakt: Tato diplomová práce řeší modulární návrh válečkového dopravníku tratě pro přepravu europalet s nosností 1200 kg a její uplatnění v praxi. Jsou zde uvedena možná konstrukční řešení a vlastní konstrukční návrh. Následuje výpočet a modulární návrh přímého dopravníku. V další části se věnuji návrhu posuvné točny kabelových smyček a krytování. Na závěr řeším problematiku snímačů a možného řízení dopravníku.

Klíčová slova: Dopravník, válečková pohaněná trať, točna, modulární návrh, ozubený převod, kabelová smyčka, snímače, cyklování, lineární vedení, aktuátor, energetický řetěz

Abstract: This diploma thesis is dealing with the modular project of a roller conveyer track for transport of europallets with the loading limit of 1200 kg and its use in practise. There are also mentioned possible construction solutions and the actual construction project. It is followed by calculating and modular project of direkt conveyer. Further on, I am dealing with the project of a sliding turntable of cable loops and surfaře covering. In the conclusion, I think out the problems of sensors and a possible operating conveyer.

Keywords: Conveyer, roller driven track, turntable, modular project, gear drive, cable loop, sensors, cycling, linear line, actuator, energy drive

Citace: NOVOTNÝ, L. Modulární řešení válečkového dopravníku. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, 2009. XY s. Vedoucí diplomové práce Ing. Přemysl Pokorný, Ph.D.

Prohlášení: Prohlašuji, že jsem tuto diplomovou práci vypracoval sám bez cizí pomoci. Podkladem mi přitom byly odborné konzultace s vedoucím diplomové práce panem Ing. Přemyslem Pokorným, Ph.D. a literární prameny uvedené v seznamu literatury.

V Brně dne 20. května 2009

Lukáš Novotný …………………….

Poděkování: Tímto děkuji vedoucímu diplomové práce panu Ing. Přemyslu Pokornému, Ph.D. za cenné připomínky, rady a pomoc, které mi poskytoval při vypracovávání této práce. Dále bych chtěl poděkovat mým rodičům Petrovi a Blaženě Novotným za podporu během mého studia.

VUT v Brně Fakulta strojního inženýrství

List 6

Obsah 1 2 3

Zadání ............................................................................................................................................9 Úvod.............................................................................................................................................10 Výpočty válečkové poháněné tratě ..............................................................................................12 3.1 Parametry poháněného válečku...........................................................................................12 3.2 Parametry pro výpočet modulu ...........................................................................................13 3.2.1 Výpočet dopravního výkonu ...........................................................................................13 3.2.2 Výpočet dopravního výkonu v zapojení točny za válečkovou trať .................................13 3.2.3 Počet předmětů na trati....................................................................................................13 3.2.4 Počet předmětů na modulu ..............................................................................................14 3.2.5 Rozteč válečků ................................................................................................................14 3.2.6 Hmotnost předmětu na jeden váleček .............................................................................14 3.2.7 Celkový počet předmětů na trati na délce 100m .............................................................15 3.2.8 Počet válečků na sekci.....................................................................................................15 3.3 Na jednom válečku předpokládáme tyto odpory.................................................................15 3.3.1 Odpor vlastní tíhy předmětu............................................................................................15 3.3.2 Odpor vlivem valivého a čepového tření ........................................................................15 3.3.3 Odpor vlivem výrobních nepřesnosti ..............................................................................16 3.3.4 Celkový odpor .................................................................................................................16 3.4 Potřebný výkon ...................................................................................................................16 3.4.1 Počet poháněných válečku pod předmětem ....................................................................17 3.4.2 Síla vyvolaná 1 předmětem na zarážku ...........................................................................18 3.5 Potřebný dodatkový výkon..................................................................................................18 3.5.1 Celkový potřebný výkon .................................................................................................18 3.5.2 Celkový převodový poměr ..............................................................................................19 3.5.3 Čas smyku doba rozběhu motoru ....................................................................................19 3.6 Moment třecí .......................................................................................................................19 3.6.1 Moment zrychlujících se sil ............................................................................................20 3.6.2 Setrvačný moment jednoho válečku................................................................................20 3.6.3 Úhlové zrychlení válečku................................................................................................20 3.6.4 Moment od zrychlujících válečků ...................................................................................21 3.6.5 Moment od setrvačný sil .................................................................................................21 3.6.6 Moment na hřídeli při rozběhu motoru ...........................................................................21 3.6.7 Moment rozběhový redukovaný na hřídel motoru ..........................................................21 3.6.8 Výběr pohonu..................................................................................................................22 3.6.9 Podmínka vyhovění na rozběh ........................................................................................22 4 Výpočet řetězového převodu .......................................................................................................23 4.1 Převod z válečku na váleček ...............................................................................................23 4.2 Parametry řetězu..................................................................................................................23 4.3 Převodový poměr ................................................................................................................23 4.4 Převodový poměr řetězu......................................................................................................24 4.5 Výpočet rychlosti na válečku ..............................................................................................24 4.6 Otáčky na motoru s řetězem................................................................................................24 4.7 Rychlost řetězu....................................................................................................................24 4.8 Tahová síla ..........................................................................................................................25 4.8.1 Obvodová síla..................................................................................................................25 4.8.2 Tahová složka od odstředivé síly ....................................................................................25 4.8.3 Výsledný tah v řetězu ......................................................................................................25 4.9 Potřebná délka řetězu na jednu smyčku ..............................................................................26 4.9.1 Počet článku řetězu..........................................................................................................26 4.10 Kontrola statické bezpečnosti..............................................................................................26 4.10.1 Kontrola dynamické bezpečnosti ................................................................................27


List 7

4.10.2 Dovolené otlačení........................................................................................................27 Parametry ostatních modulů.........................................................................................................28 Kontrola zatíženého válečku........................................................................................................29 6.1 Zatížení ložisek ...................................................................................................................29 6.1.1 Maximální ohyb na hřídeli ..............................................................................................30 6.1.2 Výpočet reakcí v podporách............................................................................................30 6.1.3 Výpočet namáhaní hřídel ................................................................................................31 7 Cyklování.....................................................................................................................................33 7.1 Výpočet potřebného výkonu k pohonu válečků pro točnu..................................................34 7.1.1 Celkový převodový poměr ..............................................................................................34 7.1.2 Moment třecí ...................................................................................................................35 7.1.3 Moment zrychlujících se sil ............................................................................................35 7.1.4 Moment od zrychlujících válečků ...................................................................................35 7.1.5 Moment od setrvačných sil .............................................................................................36 7.1.6 Moment na hřídeli při rozběhu motoru ...........................................................................36 7.1.7 Podmínka vyhovění na rozběh ........................................................................................36 7.1.8 Výběr pohonu..................................................................................................................36 7.1.9 Parametry motoru............................................................................................................36 8 Výpočet ozubeného převodu........................................................................................................37 8.1 Základní vzorce pro odvození .............................................................................................37 8.1.1 Otáčky pastorku...............................................................................................................37 8.1.2 Obvodová rychlost na ložisku .........................................................................................37 8.1.3 Převodový poměr ............................................................................................................38 8.1.4 Rozteč..............................................................................................................................38 8.1.5 Průměr roztečné kružnice pastorku .................................................................................38 8.1.6 Průměr kružnice základní................................................................................................38 8.1.7 Průměr hlavové kružnice pastorku ..................................................................................39 8.1.8 Průměr patní kružnice pastorku.......................................................................................39 8.1.9 Výška hlavy.....................................................................................................................39 8.1.10 Výška paty...................................................................................................................39 8.1.11 Výška zubu..................................................................................................................39 8.1.12 Tloušťka zubu (bez boční vůle)...................................................................................40 8.1.13 Vzdálenost os ..............................................................................................................40 8.2 Silové poměry ozubení........................................................................................................40 8.2.1 Vzniká zde valivé tření....................................................................................................41 8.2.2 Kroutící moment na pastorku ..........................................................................................41 8.2.3 Kroutící moment na kola.................................................................................................41 8.2.4 Kroutící moment na kole s valivým třením.....................................................................41 8.2.5 Přepočítaný moment na pastorku ....................................................................................42 8.2.6 Obvodová síla..................................................................................................................42 8.2.7 Normálová síla ................................................................................................................42 8.2.8 Parametry převodovky ....................................................................................................42 8.2.9 Parametry motoru............................................................................................................42 8.3 Volba materiálu čelního soukolí..........................................................................................43 8.3.1 Kontrola ozubení .............................................................................................................43 8.3.2 Součinitel záběru ozubení ...............................................................................................43 8.3.3 Tlaky v ozubení...............................................................................................................43 8.3.4 Redukovaný modul pružnosti podle Hertze ....................................................................43 8.3.5 Součinitel mechanických vlastností materiálů ................................................................44 8.3.6 Součinitel efektivní délky dotykových čár......................................................................44 8.3.7 Součinitel tvaru spoluzabírajících kol .............................................................................44 8.3.8 Součinitel bezpečnosti dotyku.........................................................................................44 8.3.9 Pevnostní výpočet na ohyb..............................................................................................44 8.3.10 Součinitel bezpečnosti v ohybu...................................................................................45 5 6


List 8

8.3.11 Součinitel tvaru zubu...................................................................................................45 8.3.12 Součinitel přídavného zatížení na dotyk .....................................................................45 8.3.13 Součinitel přídavného zatížení pro ohyb .....................................................................45 8.3.14 Součinitel vnějších dynamických sil ...........................................................................45 8.3.15 Součinitel vnitřních dynamických sil ..........................................................................46 8.3.16 Součinitele nerovnoměrnosti zatížení zubu záběrovém poli KFα , KHα .......................46 8.3.17 Součinitele nerovnoměrnosti zatížení namáháni podél zubu KFβ , KHβ .......................46 9 Pevnostní výpočet na ohyb ..........................................................................................................47 9.1 Poháněná hřídel dopravníku................................................................................................47 9.2 Parametry ložiska ................................................................................................................49 9.3 Zatížení hřídele na ohyb......................................................................................................49 9.3.1 Řešení průřezu I ..............................................................................................................49 9.3.2 Řešení průřezu II .............................................................................................................50 9.3.3 Řešení průřezu III............................................................................................................52 9.3.4 Napětí v krutu průřezu IV ...............................................................................................53 10 Výpočet pera ...........................................................................................................................55 10.1 Potřebná délka náboje .........................................................................................................55 10.2 Kontrola pera na střih..........................................................................................................55 11 Kontrola únosnosti ložiska ......................................................................................................56 11.1 Výpočet zatížení ložiska......................................................................................................56 12 Profilové vedení ......................................................................................................................58 12.1 Výpočet valivého tření ........................................................................................................58 12.2 Výpočet smykového tření....................................................................................................59 12.3 Výpočet zatížení na jeden vozík..........................................................................................59 12.4 Volba profilového vedení....................................................................................................60 12.4.1 Označení lineárního vedení .........................................................................................60 13 Návrh přímého posuvu točny ..................................................................................................61 13.1 Aktuátory.............................................................................................................................61 14 Kabeláž....................................................................................................................................62 14.1 Energetický řetěz.................................................................................................................62 14.2 Frekvenční měniče ..............................................................................................................63 14.3 Snímače polohy na trati.......................................................................................................64 15 Spojení dopravníku .................................................................................................................65 16 Krytování.................................................................................................................................65 17 Skutečný pohyb Europalety se zapojením s točnou ................................................................66 17.1 Výpočet doby přestavení točny (cyklus točny) ...................................................................66 17.1.1 Čas vysunutí aktuátoru MAX11..................................................................................67 17.1.2 Čas vyjetí palety na další větev ...................................................................................67 17.1.3 Čas vysunutí aktuátoru CAP 43B................................................................................67 17.1.4 Výpočet požadovaného dopravního výkonu na dopravníku s točnou.........................67 18 Návrh výpočtové tabulky pro modulární válečkové tratě a točny...........................................68 18.1 Popis výpočtové tabulky se vstupními parametry ...............................................................69 18.2 Popis výpočtové tabulky s výstupními parametry...............................................................70 19 Závěr .......................................................................................................................................72 20 Seznam příloh..........................................................................................................................73 21 Použitá literatura .....................................................................................................................79 22 Seznam uvedených veličin ......................................................................................................81


List 9

1 Zadání Návrh modulárního řešení válečkového dopravníku. Modulární řešení je zaměřeno na přepravu europalet. Zadané technické parametry: - pojezdová rychlost dopravníku - europaleta (1200x800) nosnost - vlastní dopravník - provoz cyklovaný - spojení dopravníků - točna - krytování - kabelová smyčka

v = 0,1-0,3 m=1200

[m.s-1] [kg]


List 10

2 Úvod Cílem této diplomové práce je zaměřit se na modulární návrh vodorovného válečkového dopravníku pro přepravu europalet (viz. Obr. 1) s nosností 1200kg a jeho využití v praxi. Dalším cílem je navrhnout točnu válečkového dopravníku. Toto modulární řešení musí být snadno smontovatelné a musí být maximálně 300mm vysoké. Vlivem nárůstu výroby ve zbrojním průmyslu v období předválečném a válečném byli výrobci nuceni k rozvoji výrobních linek a modernizaci k urychlení výroby. To zasáhlo především do rozvoje přepravy a manipulace s materiálem. Konkrétním příkladem je zavedení válečkové pohaněné tratě v sovětské zbrojovce v roce 1940. Dopravník zde sloužil k přepravě polotovarů střel z jedné operace na druhou. Válečkové pohaněné dopravníky mají podobný charakter jako válečkové gravitační tratě, také jsou předchůdcem těchto dopravníků. Výhodami oproti gravitačním tratím jsou neproměnná výška dopravníku a neurychlování přepravovaného předmětu v závislosti na hmotnosti a délce předmětu. Využívá se zde třecí síly dopravovaného předmětu, která je předávána kontaktem předmětu s válečkem k dosažení přímého pohybu. Vliv různé hmotnosti se projeví pouze na urychlení předmětu z klidu až po dopravní rychlost. Točny u válečkových dopravníků slouží ke změně směru pohybu přepravovaného předmětu. V praxi jsou používané dvě varianty točen. První typ je pouze otáčivý. Poloměr otáčení je dán opsanou kružnicí nejdelší rotující části. Vzniká mezera mezi točnou a přímým dopravníkem, která je vyplněna přídavnými válečky menší délky. Tyto válečky mohou být pohaněné, zaleží na délce válečku a předmětu, který se po trati dopravuje. Obdélníkový tvar točny potřebuje více válečků než tvar čtvercový. Z toho plyne, že u obdélníkových točen musí být pohon přídavných válečků, jinak by mohlo nastat uvíznutí kratšího předmětu na nepoháněných válečcích. Druhý typ točny není vybaven přídavnými válečky. Točna se otáčí ve středu rotace a vzniklá mezera je odstraněna přisunutím točny k dané větvi dopravníku. V tomto případě odpadá dodatečný pohon předních kratších válečků. Velkou nevýhodou je realizace odsuvu a přísuvu z místa rotace k větvi dopravníku.


Obr. 1.: Ukázka přímého válečkového dopravníku

Obr. 2.: Ukázka válečkové točny

List 11


List 12

3 Výpočty válečkové poháněné tratě V této práci je vypočítaná jen varianta jednoho modulu, jehož sekce je dlouhá 1,32 m. Další hodnoty budou uvedeny bez výpočtů a vzorců v tabulce. Dále jsou výpočty uvedeny pro pohánění 3 sekcí, které jsou spojeny v jeden modul tratě. Jednotlivé sekce mají délku 1,32 m, 2,64 m a 3,96 m. Poháněná bude vždy prostřední sekce, další dvě budou spojeny řetězovou smyčkou a sešroubovány. Pohon po modulech je využíván pro delší vzdálenosti tratě. Pro přepravu předmětů na delší vzdálenosti než je jeden modul se využívá seskládání modulů do řady. U seskládání může dojít k nedostatečné délce dopravníku. Řešením bude upravit modul na patřičnou délku tak, aby odpovídala délka požadavkům zadání, tyto hodnoty budou zadány v tabulce.

3.1 Parametry poháněného válečku Pro přepravu europalet je použit váleček od firmy Tranza Břeclav.

Obr. 3.: Výkres sestavy válečku firmy Tranza Břeclav Katalogové číslo poháněného válečku je 21-087/L-60F6-x4-0900. Průměr válečku……………. dv = 87 mm => poloměr Rv = 43,5 mm Průměr hřídele……………. dh = 20 mm-M12 Tloušťka stěny……... ……... sv = 6 mm Délka válečku ……... ……... Lv = 983 mm Nosnost jednoho válečku….. mv = 130 kg Řetěz ……………………….10B Roztečná kružnice…………. drr = 66,33 mm Počet zubů…………………. zv = 2x13 Dále má váleček pozinkovanou hřídel i plášť. Další neuvedené údaje jsou v příloze č.2.


List 13

3.2 Parametry pro výpočet modulu Délka trati..........................................L=100m Délka jedné sekce 1,32......................ls=1,32m Délka jednoho modulu 1,32............... l m = l s ⋅ 3 = 1,32 ⋅ 3 = 3,96m Parametry týkající se modulu a sekce budou značeny pomocí délky sekce. 3.2.1

Výpočet dopravního výkonu

N=

v ⋅ 3600 x p + xm

0,3 ⋅ 3600 1,2 + 0,1 N = 830,77 ≈ 831 ks/hod-1

N=

(1)

kde : xp=1,2m…………..délka předmětu xm=0,1m………….délka mezery mezi dopravovanými předměty Dopravní výkon je vypočítán z délky dopravovaného předmětu xp a mezery mezi předměty xm při dané rychlosti trati v. Jelikož na tuto trať navazuje další dopravní člen válečkových tratí, točna s otočným a posuvným pohybem, dojde k poklesu dopravovaného výkonu. Dopravní výkon ponechávám pro možné zapojení bez točny. 3.2.2

Výpočet dopravního výkonu v zapojení točny za válečkovou trať

N=

v ⋅ 3600 x p + xm

0,3 ⋅ 3600 1,2 + 0,1 N = 830,77 ≈ 831 ks/hod-1

N=

(2)

kde : xp=1,2m…………..délka předmětu xm=0,1m………….délka mezery mezi dopravovanými předměty v=03ms-1…… ……dopravní rychlost 3.2.3

Počet předmětů na trati

N ⋅ L100 3600 ⋅ v 831 ⋅ 100 = 3600 ⋅ 0,3 = 41,666 ≈ 42 palet

n100 = n100 n100

kde : L100=100m…………..celková délka tratě v=0,3ms-1………….. dopravní rychlost

(3)


3.2.4

List 14

Počet předmětů na modulu

N ⋅ lm 3600 ⋅ v 831 ⋅ 3,96 nm = 3600 ⋅ 0,3 nm = 3,05 ≈ 3 palety nm =

kde:

3.2.5

(4)

lm=3,96m…….délka jednoho modulu 1,32 v=0,3ms-1…... dopravní rychlost

Rozteč válečků t=

mp k1

1200 10 t = 120mm

t=

(5)

kde : mp=1200kg………… hmotnost přepravovaného předmětu k1=10………………. počet poháněných válečků

Obr. 4.: Znázornění válečků pod paletou předmětem 3.2.6

Hmotnost předmětu na jeden váleček q= q=

mp k1 1200 10

q = 120kg kde : mp=1200kg………… hmotnost přepravovaného předmětu k1=10………………. počet poháněných válečků Nosnost válečku je 130kg, při zatížení q=120kg je využita nosnost na 92%

(6)


3.2.7

List 15

Celkový počet předmětů na trati na délce 100m

L100 t 100 = 0,12

z 100 = z 100

z 100 = 833,333 ≈ 834

(7)

kde : L100=100m…………..celková délka tratě t=0,12m……………. rozteč válečků 3.2.8

Počet válečků na sekci

lm t 3,96 zs = 0,12 z s = 33 válečků

zs =

(8)

kde : lm=3,96…………….. délka modulu 1,32 t=0,12m……………. rozteč válečků

3.3 Na jednom válečku předpokládáme tyto odpory 3.3.1

Odpor vlastní tíhy předmětu

W1 = ±q ⋅ g ⋅ sinβ W1 = 120 ⋅ 9,81 ⋅ sin 0 = 0 N kde:

3.3.2

(9)

q=120kg……. hmotnost předmětu připadající na jeden váleček β=0°………... sklon tratě

Odpor vlivem valivého a čepového tření W2 = q ⋅ g ⋅ cosβ ⋅

e+ f ⋅r f ⋅r + mv ⋅ g ⋅ Rv Rv

W2 = 120 ⋅ 9,81 ⋅ cos 0 ⋅

0,006 + 0,06 ⋅ 0,02 0,06 ⋅ 0,02 + 16 ⋅ 120 ⋅ 0,0435 0,0435

W2 = 101,677 N kde:

q=120kg……. hmotnost předmětu připadající na jeden váleček β=0°………... sklon trati e=0,006……..součinitel valivého tření (viz literatura [7]) f=0,06……….součinitel čepového tření (viz literatura [2]) r=0,02……….průměr čepu válečku g=9,81ms-2… tíhové zrychlení

(10)


List 16

f=0,02……….součinitel čepového tření (viz literatura[2]) mv=16kg…… rotující hmotnost válečku (viz parametry valečku str. 9) Rv=0,0435…. poloměr válečku (viz parametry valečku str. 9) 3.3.3

Odpor vlivem výrobních nepřesnosti

W3 = 0,005 ⋅ q ⋅ g ⋅ cosβ W3 = 0,005 ⋅ 120 ⋅ 9,81 ⋅ cos 0 W3 = 5,886 N kde:

(11)

q=120kg……. hmotnost předmětu připadající na jeden váleček g=9,81ms-2… tíhové zrychlení β=0°………... sklon trati

Tento odpor se nedá přesně matematicky vyjádřit, proto se uvádí jako 0,5% normálového zatížení válečku (viz literatura [10]). 3.3.4

Celkový odpor

W = W1 + W2 + W3 W = 0 + 101,677 + 5,886 W = 107,563N

(12)

3.4 Potřebný výkon ⎧⎪ ⎡ ⎛ e + f ⋅r ⎞⎤ f ⋅ r ⎫⎪ v + 0,005 ⎟⎟⎥ + m v ⋅ g ⋅ ⋅ z⎬ ⋅ P = ⎨n m ⋅ m p ⋅ g ⎢sinβ ⋅ + cosβ ⎜⎜ 1000 ⋅η 1 R R ⎪⎩ ⎪⎭ v v ⎝ ⎠⎦⎥ ⎣⎢ ⎧⎪ ⎫⎪ ⎡ 0,06 ⋅ 0,02 ⎛ 0,0006 + 0,06 ⋅ 0,02 ⎞⎤ P = ⎨3 ⋅1200 ⋅ 9,81⎢sin 0 + cos 0⎜ + 0,005 ⎟⎥ + 16 ⋅ 9.81⋅ ⋅ 33⎬ 0,0435 0,0435 ⎪⎩ ⎪⎭ ⎠⎦ ⎝ ⎣ 0,3 ⋅ 1000 ⋅ 0,85

P = 0,83kW kde:

nm=3………... počet předmětů na modulu mp=1200kg…hmotnost přepravovaného předmětu g=9,81ms-2… tíhové zrychlení β=0°………... sklon trati e=0,006……..součinitel valivého tření (viz literatura[7]) f=0,06……….součinitel čepového tření (viz literatura[7]) r=0,02……….průměr čepu válečku Rv=0,0435…. Poloměr válečku (viz parametry valečku str.) mv=16kg…… rotující hmotnost válečku (viz parametry valečku str. 9) z=33………... počet poháněných válečků v=03ms-1…… dopravní rychlost η1=0,85…….. účinnost převodu q=120kg……. hmotnost předmětu připadající na jeden váleček

(13)


3.4.1

List 17

Počet poháněných válečku pod předmětem ⎛ e + f ⋅r ⎞ m f ⋅r sin β + cos β ⎜⎜ + 0,005 ⎟⎟ + v ⋅ ⎝ Rv ⎠ q Rv k p ≥ k1 ⋅ ⎛ ⎞ m f ⋅r e + f ⋅r cos β ⎜⎜ μ + + 0,005 ⎟⎟ + v ⋅ Rv ⎝ ⎠ q Rv

⎛ 0,0006 + 0,06 ⋅ 0,02 ⎞ 16 0,06 ⋅ 0,02 sin 0 + cos 0⎜ + 0,005 ⎟ + ⋅ 120 0,044 0,044 ⎝ ⎠ k p ≥ 10 ⋅ 0,0006 + 0,06 ⋅ 0,02 ⎛ ⎞ 16 0,06 ⋅ 0,02 cos 0⎜ 0,2 + + 0,005 ⎟ + ⋅ 0,044 0,044 ⎝ ⎠ 120 k p ≥= 1,53

(14)

k p = 2 je nutné zaokrouhlit a pohánět 2 válečky pod předmětem k p > 0 ⇒ je nutné energii válečku dodávat k p < 0 ⇒ je nutné válečky brzdit k p = 0 ⇒ gravitační trať kde:

k1=10………..počet poháněných válečků β=0°………... sklon trati e=0,006……..součinitel valivého tření (viz literatura[7]) f=0,06……….součinitel čepového tření (viz literatura[7]) r=0,02……….průměr čepu válečku Rv=0,0435…. poloměr válečku (viz parametry valečku str. 9) mv=16kg…… rotující hmotnost válečku (viz parametry valečku str. 9) q=120kg……. hmotnost předmětu připadající na jeden váleček g=9,81ms-2… tíhové zrychlení µ=0,02……….součinitel smykového tření mezi předmětem a válečkem

Obr. 5.: Způsob řešení pohánění válečků, řetězovou smyčkou (viz literatura [20])


List 18

V této diplomové práci jsou poháněny všechny válečky k p = k1 = 10 . Další výpočty jsou uvedeny jen pro poměr

kp k1

=

10 = 1 . Důvodem je lepší přenos sil a možnost využití 10

trati pro menší předměty. Takto provedený dopravník má i vetší spolehlivost. Tato varianta je dražší. Při pohánění minimálním počtem válečků by byly ostatní válečky nepoháněné. Váleček by byl požit jenom jako nosný prvek. 3.4.2

Síla vyvolaná 1 předmětem na zarážku ⎛ kp ⎞ Fz = m p ⋅ g ⋅ ⎜⎜ ⋅ μ ⋅ cos β + sin β ⎟⎟ = m p ⋅ g ⋅ (1 ⋅ μ ⋅ cos β + sin β ) ⎝ k1 ⎠ Fz = 1200 ⋅ 9,81 ⋅ (1 ⋅ 0,02 ⋅ cos 0° + sin 0°) Fz = 11772 N

kde:

(15)

mp=1200kg… hmotnost přepravovaného předmětu kp/ k1=1……..poměr válečku poháněných ku nepoháněných (viz výše ) µ=0,02………součinitel smykového tření mezi předmětem a válečkem β=0°………... sklon trati

3.5 Potřebný dodatkový výkon P1 = z 1 ⋅ m p ⋅

kp k1

⋅ g ⋅ μ ⋅ cos β ⋅

v 1000 ⋅ η 1

P1 = 1 ⋅ 1200 ⋅ 1 ⋅ 9,81 ⋅ 0,2 ⋅ cos 0 ⋅

0,3 1000 ⋅ 0,85

P1 = 0,83kW kde:

3.5.1

(16)

mp=1200kg… hmotnost přepravovaného předmětu kp/ k1=1……..poměr válečku poháněných ku nepoháněných (viz výše) g=9,81ms-2… tíhové zrychlení µ=0,02………součinitel smykového tření mezi předmětem a válečkem β=0°………... sklon trati v=03ms-1…… dopravní rychlost η1=0,85…….. účinnost převodu

Celkový potřebný výkon

Pc = P + P1 Pc = 0,64 + 0,83 Pc = 1,47kW Celkový výkon je potřebný k návrhu motoru.

(17)


3.5.2

List 19

Celkový převodový poměr

iv = 78,07

(18)

Celkový převodový poměr je dán zvolením bloku převodovky s motorem. Při použití jiného převodového poměru na bloku motor-převodovka je nutností tento parametr přepočítat na váleček. 3.5.3

Čas smyku doba rozběhu motoru ts =

v

⎡ ⎤ ⎛ 2 ⋅ e ⎞ k1 ⎟⎟ − ⋅ g ⋅ ⎢cos β ⎜⎜ μ − ⋅ sin β ⎥ k1 dv ⎠ k p ⎢⎣ ⎥⎦ ⎝ 0,3 ts = ⎡ ⎤ 2 ⋅ 0,0006 ⎞ ⎛ 1 ⋅ 9,81 ⋅ ⎢cos 0⎜ 0,2 − ⎟ − 1 ⋅ sin 0⎥ 0,087 ⎠ ⎝ ⎣ ⎦ kp

t s = 0,16s

(19)

kde: mp=1200kg… hmotnost přepravovaného předmětu kp/ k1=1……..poměr válečku poháněných ku nepoháněných vis výše g=9,81ms-2… tíhové zrychlení µ=0,02………součinitel smykového tření mezi předmětem a válečkem β=0°………... sklon trati v=03ms-1…… dopravní rychlost η1=0,85…….. účinnost převodu

3.6 Moment třecí M t = nm ⋅ k p ⋅ q ⋅ g ⋅ cos β ⋅ μ ⋅

Rv i v ⋅ η1

M t = 3 ⋅ 10 ⋅ 120 ⋅ 9,81 ⋅ cos 0 ⋅ 0,2 ⋅

0,0435 78,07 ⋅ 0,85

M t = 4,63 Nm kde:

nm=3,……….. počet předmětů na modulu 1,32 mp=1200kg… hmotnost přepravovaného předmětu kp=10………..počet poháněných válečků g=9,81ms-2… tíhové zrychlení µ=0,02………součinitel smykového tření mezi předmětem a válečkem β=0°………... sklon trati v=03ms-1…… dopravní rychlost η1=0,85…….. účinnost převodu iv=78,07……..celkový převodový poměr

(20)


3.6.1

Moment zrychlujících se sil M zp = n m ⋅ m p ⋅

v ⋅ Rv t s ⋅ i v ⋅ η1

M zp = 3 ⋅ 1200 ⋅

0,3 ⋅ 0,435 0,16 ⋅ 78,07 ⋅ 0,85

M zp = 0,88 Nm kde:

3.6.2

List 20

(21)

nm=3………... počet předmětů na modulu mp=1200kg….hmotnost přepravovaného předmětu v=03ms-1…… dopravní rychlost Rv=0,0435…. poloměr válečku (viz parametry valečku str. 9) ts=0,16s…….. čas smyku doba rozběhu motoru kp=10……….. počet poháněných válečků g=9,81ms-2…. tíhové zrychlení µ=0,02………součinitel smykového tření mezi předmětem a válečkem β=0°………... sklon trati iv=78,07……..celkový převodový poměr

Setrvačný moment jednoho válečku J = mv ⋅ R 2 J = 16 ⋅ 0,0435 2

J = 0,0303kgm kde:

3.6.3

2

(22)

mv=16kg……………hmotnost rotujících části válečku Rv=0,0435m…….......poloměr válečku (viz parametry valečku str. 9 )

Úhlové zrychlení válečku

ε= ε=

ωv ts 2⋅v ts ⋅ dv

2 ⋅ 0,3 0,16 ⋅ 0,087 ε = 43,1s −2

ε=

kde:

v=03ms-1…… dopravní rychlost Rv=0,0435…. poloměr válečku (viz parametry valečku str. 9)

(23)


3.6.4

List 21

Moment od zrychlujících válečků M zv = z p ⋅ J ⋅ ε ⋅

1 i c ⋅ η1

M zv = 33 ⋅ 0,0303 ⋅ 43,1 ⋅

1 78,07 ⋅ 0,85

M zv = 0,63Nm kde:

3.6.5

(24)

zp=33……….. ……... počet válečků na modulu J=0,0303 kgm2…….. setrvačný moment jednoho válečku ε=43 s-2…………….. zrychlení válečku η1=0,85 ……............. účinnost řetězových převodů iv=78,07……………. celkový převodový poměr

Moment od setrvačný sil

Mo =

Pc

ωm

=

60 ⋅ Pc 2 ⋅ π ⋅ n mo

60 ⋅ 1470 2 ⋅ π ⋅ 1410 M o = 9,96 Nm

Mo =

kde:

3.6.6

(25)

Pc=1,47kW………….celkový potřebný výkon nmo=1410 otmin-1…... otáčky motoru

Moment na hřídeli při rozběhu motoru M P M P ⋅ 60 Mm = h ⋅ m = h ⋅ m M n ω m M n 2 ⋅ π ⋅ nm

1500 ⋅ 60 2 ⋅ π ⋅ 920 M m = 35,81Nm

M m = 2,3 ⋅

kde:

3.6.7

(26)

Pm=1,5kW…………..moment na hřídeli nmo=920 ot min-1….. otáčky motoru

Moment rozběhový redukovaný na hřídel motoru M roz = M t + M zp + M zv + M o M roz = 4,7 + 0,88 + 0,63 + 15,24 M roz = 21,45 Nm

(27)

Pro pohon válečkové tratě se používá opásání řetězovou smyčkou. V tomto případě se motor umisťuje pod válečkovou trať. Toto řešení je určeno pro větší prostor pod tratí. Motor je tak schován pod ní.


List 22

V mém případě volím pohon přímo na válečku. Protože není dostatečné místo pod válečkovou tratí, je motor uložen vedle dopravníku. Spojení mezi motorem a válečkem je realizován pomocí motoru s dutou hřídelí.

Obr. 6.: Návrh válečku pro motor s dutou hřídelí, nebo použití spojky 3.6.8

Výběr pohonu Pohon je volen jako blok motor s převodovkou. Obojí od firmy SEW. Poloha je M1. Svorkovnice je umístěna v poloze 270(T). 3.6.8.1 Parametry převodovky

Pm [kw] 1,5

na [1/min] 12

Ma [Nm] 1220

i [-] 78,07

Fra [N] 17400

SEW fb 1,3

Označení K77DV100M6BM

Tab.1.: Parametry motoru

Obr. 7.: Motor a blok motor-převodovka od firmy SEW (viz literatura [14]) 3.6.8.2 Parametry motoru Motor je 3 fázový asynchronní s rotorem, na krátko, s krytím IIP. Není vybaven přídavným chlazením pro frekvenční měnič s frekvencí pod 20Hz.

Typ motoru DV100M6

Pn Mn [kw] [Nm] 1,5 15,6

nn [1/min] 920

In 380414V (400V) [A] 4,1 (4,05)

η75% cosφ

0,70

η100% [%] 80,2 79,0

Ia/In

4

Ma/Mn Mh/Mn 2,3 2,0

Tab.2.: Parametry motor-převodovka 3.6.9

Podmínka vyhovění na rozběh Podmínka pro vyhovění motoru Mm>Mroz M m = 35,81Nm > M roz = 32,95 Nm podmínka vyhovuje

(28)


List 23

4 Výpočet řetězového převodu 4.1 Převod z válečku na váleček Převod je realizován pomocí převodové smyčky. Pomocí vlastního pohaněného válečku.

4.2 Parametry řetězu Rozteč řetězu........................ p=15,875 • • •

Plocha kloubu ...................... S=67 mm2 Síla při přetržení řetězu......... Fpt=22 kN Hmotnost 1m řetězu ............. mr=0,95 kg

Obr. 8.: Ukázka řetězu (viz literatura [18])

Obr. 9.: Silový obrazec řetězového převodu (viz literatura [5])

4.3 Převodový poměr Pro toto řešení je převodový poměr roven 1, protože jsou použity stejné válečky zr1=zr2. V tabulce je tento výpočet pro možnou realizaci řetězové smyčky, nikoliv přímým pohonem válečku.


List 24

4.4 Převodový poměr řetězu ir =

zr2 z r1

13 13 ir = 1 ir =

kde:

(29) zr1=13……….počet zubů hnacího kola zr2=13………. počet zubů hnaného kola

4.5 Výpočet rychlosti na válečku nv =

v ⋅ 60 π ⋅ dv

0,3 ⋅ 60 π ⋅ 0,087 n v = 65,87 ot min −1

nv =

kde:

(30)

v=0,3ms-1…………... dopravní rychlost dv=87mm……………průměr válečku

4.6 Otáčky na motoru s řetězem n mr = iř ⋅ n2 nmr = 1 ⋅ 65,87 nmr = 65,87ot min −1 kde:

(31)

ir=1…………………. ……... převodový poměr řetězu n2=65,87 otmin-1……………otáčky válečku

4.7 Rychlost řetězu vr =

π ⋅ Dt ⋅ n mr

60 π ⋅ 0,06633 ⋅ 65,87 vr = 60 −1 v r = 0,23ms

kde:

D1= 66,33mm……… roztečná kružnice nmr=65,87 otmin-1….. otáčky na motoru pomočí řetězového převodu

(32)


List 25

4.8 Tahová síla Qq = k ⋅ m r ⋅ a ⋅ g Qq = 6 ⋅ 0,95 ⋅ 0,120 ⋅ 9,81

Qq = 6,71N kde:

4.8.1

(33)

k= 6,3,1……………..součinitel pro vodorovné šikmé a svislé tratě volím hodnotu k=6 (viz literatura [5]) mr=0,95 kg…………. hmotnost jednoho metru řetězu ar=120mm………….. osová vzdálenost g=9,81ms-2…. ……....tíhové zrychlení

Obvodová síla Fř =

2 ⋅ T1 D1

2 ⋅ 35,81 0,06633 Fř = 1079 N Fř =

kde:

4.8.2

(34)

T1=35,81Nm ………kroutící moment na hřídeli (Mm) (viz vzorec 26) D1= 66,33mm………roztečná kružnice

Tahová složka od odstředivé síly Q ods = m r ⋅ v r2 Q ods = 0,85 ⋅ 0,23 2 Q ods = 0,045 N

kde:

4.8.3

(35)

mr=0,95kgm-1 ………hmotnost jednoho metru řetězu vr= 1,25ms-1……….. rychlost řetězu

Výsledný tah v řetězu

Q1 = Ft + Qq + QC Q1 = 1079 + 6,71 + 0,045 Q1 = 1086 N kde:

Fř=1079N ………..... obvodová síla Qq=6,71 N ………… tahová síla Qods= 66,33mm…….. tahová složka od odstředivých sil

(36)


List 26

Obr. 10.: Silový obrazec řetězového převodu (viz literatura [5])

4.9 Potřebná délka řetězu na jednu smyčku Lp = Lp =

π ⋅ (D1 + D2 ) 2

+ 2a p +

π ⋅ (66,33 + 66,33) 2

(D2 − D1 )2 4⋅ ap

+ 2 ⋅ 0,12 + 0

L p = 208,62mm D1=66,33 …………. roztečná kružnice hnaného kola D2=66,33 ………….. roztečná kružnice kola ap= 120mm………… osová vzdálenost kol je dána roztečí válečků

kde:

4.9.1

(37)

Počet článku řetězu L* p = L* p

L* p

Lp

t 208,62 = 15,875 = 13,14 => L* p = 14

kde:

(38)

D1=66,33 …………. roztečná kružnice hnaného kola D2=66,33 ………….. roztečná kružnice kola

4.10 Kontrola statické bezpečnosti kp =

F pt Q1

≥7

22000 ≥7 1086 k p = 20,25 ≥ 7 kp =

řetěz vyhovuje na statickou bezpečnost

(39)


List 27

kde:

Q1=1086N………… výsledný tah v řetězu Y= 2………………... součinitel rázů (viz literatura [5]) Fpt=22kN………….. síla pří přetržení řetězu 4.10.1 Kontrola dynamické bezpečnosti kd = kd =

F pt Y ⋅ Q1

≥5

22000 ≥5 2 ⋅ 1086

k d = 10,1 ≥ 5 kde:

řetěz vyhovuje na dynamickou bezpečnost

(40)

Q1=1086N………......výsledný tah v řetězu Y= 2………………... součinitel rázů Fpt=22kN…………... síla pří přetržení řetězu

4.10.2 Dovolené otlačení

Q1 ≤ pd = λ ⋅ p S 1086 pp = ≤ p d = 0,23 ⋅ 30,02 67 pp =

p p = 16,2 ≤ 20,71 kde:

vyhovuje na dovolené otlačení

S=67 mm2 …………..plocha kloubu Fpt= 22kN …………. síla při přetržení řetězu λ=0,69 ………………činitel tření p=67 Nm ……………směrný tlak v kloubu

(41)


List 28

5 Parametry ostatních modulů Výstupní parametry válečkové tratě

značení a jednotky

Modul 1,32

Modul 2,64

Modul 3,96

N [ks/hod-1]

830,77

-

-

Rozteč válečků

t [mm]

120,00

-

-

Hmotnost předmětu na 1 váleček

q [Kg]

120,00

-

-

Celkový počet válečků na trati

z [ks]

33,00

66,00

99,00

Počet předmětů na trati

n [ks]

3,00

7,00

10,00

Odpor vlivem valivého a čepového třeni

W1 [N]

0,00

-

-

Odpor vlivem valivého a čepového tření

W2 [N]

101,68

-

-

Odpor vlivem výrobních nepřesnosti

W3 [N] W [N]

5,89

-

-

107,56

-

-

kp/km [-]

1,00

-

-

F [N]

2354,40

-

-

0,64

1,45

1,91

0,83

-

-

Požadovaný dopravní výkon

Celkový odpory Počet poháněných válečků Síla přenášená na předmět smykovým třením

Potřebný dodatkový příkon

P [kW] P1 [kW]

Moment na hřídeli při rozběhu

Mm [Nm]

35,81

40,23

54,86

Moment rozběhový

Mroz [kW]

21,45

24,65

36,47

Celkový výkon

Pc [kW]

1,44

2,11

2,74

Potřebný výkon

Označení motor-převodovka (SEW)

-

K77DV100M6BM K97DV112M6BM S67DV132SBM

Tab. č.: 3 Parametry ostatních modulů pro přímou trať Tabulka modulů je zde uvedena bez dalších výpočtů. Obsahuje i návrh pohonu blok motor-převodovka. Navržené motory jsou dimenzovány pro přímou trať pro dopravní výkon N=831 ks/hod. Použití je jen pro přímý dopravník bez točny. Možnosti zapojení točny jsou popsány v kapitole 16.


List 29

6 Kontrola zatíženého válečku Ve vzdálenosti 500mm od ložiska uvažuji největší zatížení hmotností předmětu. Zatížení nahrazuji silou F.

Obr. 11.: Poháněný váleček

6.1 Zatížení ložisek F = m p ⋅ g = 120 ⋅ 9,81 = 1177,2 N kde:

(42)

g=9,81ms-2…. tíhové zrychlení mp=1200kg….hmotnost přepravovaného předmětu

Obr. 12.: Silový obrazec válečku FX = 0

ΣFX = 0 ΣFY = 0

=>

ΣM A = 0 F ⋅ 0,5 0,936 1177,2 ⋅ 0,5 RB = 0,936 RB = 628,85 N

RA + RB − F = 0 − F ⋅ 0,5 + RB ⋅ 0,936 = 0

RB =

(43)


List 30

R A = F − RB R A = 1177,2 − 628,85 RA = 548,35 N

(44)

Vypočítané síly RA a RB jsou reakce působící na ložisko. 6.1.1

Maximální ohyb na hřídeli

M o max = R A ⋅ 0,5 M o max = 548,35 ⋅ 0,5 M o max = 274,175 Nm 6.1.2

(45)

Výpočet reakcí v podporách

Podporou se myslí zatížení nosného rámu válečků. Hlavní nosný prvek je L-profil a U-profil. K těmto profilům jsou přišroubovány všechny válečky na sekci.

Obr. 13.: Silové zatížení hřídele ΣFX = 0

FX = 0

ΣFY = 0

RC − RA − RB + RD = 0

ΣM C = 0

− RA ⋅ 0,0225 − RB ⋅ (0,983 − 0,0228) + RD ⋅ 0,983 = 0

R A ⋅ 0,0225 + R B ⋅ (0,983 − 0,0228) 0,983 548,35 ⋅ 0,0225 + 628,85 ⋅ (0,983 − 0,0228) RD = 0,983 RD = 626,82 N RD =

(46)

RC = R A + RB − RD RC = 548,35 + 628,85 − 626,82 RC = 550,38 N

(47)


6.1.3

List 31

Výpočet namáhaní hřídel

Obr. 14.: Obrazec výsledných vnitřních účinků

M OI − RC ⋅ 0,0225 = 0 M OI = RC ⋅ 0,0225 M OI = 550,38 ⋅ 0,0225 M OI = 12,38 Nm

(48)

Obr. 15.: Schéma zatížení v průřezu I.

M OII + R A (0,0285 − 0,0225) − RC ⋅ 0,0285

M OII = RC ⋅ 0,0285 − R A (0,0285 − 0,0225)

M OII = 550,38 ⋅ 0,0285 − 548,35(0,0285 − 0,0225) M OII = 14,1N (49)

Obr. 16.: Schéma zatížení v průřezu II.


List 32

M OIII − RD ⋅ 0,0225 = 0

M OIII = RD ⋅ 0,0285 − RB (0,0285 − 0,0225)

M OIII = 626,82 ⋅ 0,0285 − 628,85(0,0285 − 0,0225) M OIII = 12,4 Nm

(50)

Obr. 17.: Schéma zatížení v průřezu III.

M OIV + RB (0,0285 − 0,0225) − RD ⋅ 0,0285

M OIV = RC ⋅ 0,0285 − R A (0,0285 − 0,0225)

M OIV = 550,38 ⋅ 0,0285 − 548,35(0,0285 − 0,0225) M OIV = 14,09 Nm

Obr. 18.: Schéma zatížení v průřezu IV.

(51)


List 33

7 Cyklování Cyklování zajistí přesun přepravovaného předmětu z jedné větve přímého dopravníku na druhou pomocí otočení točny. Úhel otočení je závislý na směru požadovaného pohybu.

Obr. 19.: Nákres pohybu dopravovaného předmětu Europaleta se nachází na výchozí větvi přímého dopravníku. Poté se točna přesune ze základního bodu otáčení k výchozí větvi dopravníku. Europaleta najede na točnu a výchozí větev dopravníku se zastaví. Točna se vrátí do základního bodu otáčení. Potom se otočí o 90° doprava nebo doleva, přisune se k větvi A, popř. C a europaleta najede na požadovanou větev dopravníku. Jestliže má europaleta pokračovat v přímém směru, točna se neotáčí, pouze se přisune k větvi B. Následně europaleta vyjede na dopravník v tomto směru. Točna se pak vrací do základního bodu otáčení. Při přepravování v těchto směrech se celý cyklus opakuje. Čas otočení se liší vzhledem k typu přepravovaných předmětu a zvláště poskládání předmětu položených na europaletě. Větší rychlost, a tím kratší čas otočení, bude pro těžké předměty, předměty zajištěné folií, svázáním, uložením do cihlové vazby, nízké předměty, předměty proložené proložkou atd. Takto zajištěné předměty se v praxi otáčí za čas t = 3s . Naopak předměty lehké, vysoké, neproložené proložkou, předměty složitých tvarů s malou plochou ležící na paletě, nesvázané předměty atd. se otáčejí rychlostí t ≥ 5s .


List 34

Předměty:

Čas 90°

těžké, svázané, s malým těžištěm…

3

středně těžké, svázané, středně vysoké…

3>5

těžké, nesvázané, vysoké …

5

[s]

Tab. 4:. Časy pro otáčení předmětů Pro výpočet ozubení uvažuji otáčky kola vypočítané pomocí času t = 5s potřebného

π

[rad ] . Otáčky vypočítané z tohoto času jsou vhodné 2 pro středně těžký předmět uložený na dopravníku.

o otočení točny o ϕ = 90° ⇒ ϕ =

Pro navržený čas otočení t = 5s bude použit frekvenční měnič pro případné upravení otáček. Tímto lze měnit rozsah otáček motoru podle potřeby a charakteru předmětu na válečkovém dopravníku. K přenosu otáčivého pohybu točny jsem zvolil velkoformátové ložisko pro otoče s vnějším ozubením od firmy FAG. Typové označení je VLA200544-N.

Obr. 20.: Nákres pohybu dopravovaného předmětu

7.1 Výpočet potřebného výkonu k pohonu válečků pro točnu 7.1.1

Celkový převodový poměr

iv1 = 10,23 Viz tabulka 4

(52)


7.1.2

List 35

Moment třecí M t1 = nm ⋅ k p ⋅ q ⋅ g ⋅ cos β ⋅ μ ⋅

Rv i v ⋅ η1

M t1 = 1 ⋅ 10 ⋅ 120 ⋅ 9,81 ⋅ cos 0 ⋅ 0,2 ⋅

0,0435 10,23 ⋅ 0,85

M t1 = 11,96 Nm kde:

7.1.3

(53)

nmt=1…….. počet předmětů na točně mp=1200kg… hmotnost přepravovaného předmětu kp=10………..počet poháněných válečků g=9,81ms-2… tíhové zrychlení µ=0,02………součinitel smykového tření mezi předmětem a válečkem β=0°………... sklon trati v=03ms-1…… dopravní rychlost η1=0,85…….. účinnost převodu

Moment zrychlujících se sil M zp1 = nmt ⋅ m p ⋅

v ⋅ Rv t s ⋅ i v ⋅ η1

0,3 ⋅ 0,435 0,82 ⋅ 10,23 ⋅ 0,85 = 11,14 Nm

M zp1 = 1 ⋅ 1200 ⋅

M zp1 kde:

7.1.4

(54)

nmt=1…….. počet předmětů na točně mp=1200kg….hmotnost přepravovaného předmětu v=03ms-1…… dopravní rychlost Rv=0,0435…. poloměr válečku (viz parametry valečku str. 9) ts=0,16s…….. čas smyku doba rozběhu motoru (viz vzorec 19) kp=10……….. počet poháněných válečků g=9,81ms-2…. tíhové zrychlení µ=0,02………součinitel smykového tření mezi předmětem a válečkem β=0°………... sklon trati

Moment od zrychlujících válečků M zv1 = z p ⋅ J ⋅ ε ⋅

1 i c ⋅ η1

M zv1 = 11 ⋅ 0,0303 ⋅ 43,1 ⋅

1 20,41 ⋅ 0,85

M zv1 = 2,31Nm kde:

zpt=11………..……... počet válečků točny J=0,0303 kgm2…….. setrvačný moment jednoho válečku ε=43 s-2…………….. zrychlení válečku η1=0,85 ……............. účinnost řetězových převodů

(55)


7.1.5

List 36

Moment od setrvačných sil P 60 ⋅ Pc Mo = c = ω m 2 ⋅ π ⋅ nmo

60 ⋅ 1030 2 ⋅ π ⋅ 2700 M o = 3,63Nm

Mo =

kde:

7.1.6

(56)

Pc=1,03 kW…………celkový potřebný výkon nmo=2700 min-1…..... otáčky motoru

Moment na hřídeli při rozběhu motoru M P M P ⋅ 60 Mm = h ⋅ m = h ⋅ m M n ω m M n 2 ⋅ π ⋅ nm

1100 ⋅ 60 2 ⋅ π ⋅ 2700 M m = 14,9 Nm

M m = 2,6 ⋅

kde: 7.1.7

(57)

Pm=1,1kW…………..moment na hřídeli nmo=2700 ot min-1….. otáčky motoru

Podmínka vyhovění na rozběh Podmínka pro vyhovění motoru Mm>Mroz M m = 35,81Nm > M roz = 32,95 Nm podmínka vyhovuje

(58)

7.1.8

Výběr pohonu Pohon je volen jako blok motor s převodovkou. Obojí od firmy SEW. Parametry převodovky:

Pm [kw] 1,1

na [1/min] 264

Ma [Nm] 36

i [-] 10,23

Fra [N] 1560

SEW fb 1,05

Označení WA37DT80N2BM

Tab.5.: Parametry motoru 7.1.9

Parametry motoru Motor je 3 fázový asynchronní s rotorem, na krátko. Není vybaven přídavným chlazením pro frekvenční měnič s frekvencí pod 20Hrz

Typ motoru DT80N2

Pn Mn [kw] [Nm] 1,1 3,9

nn [1/min] 1410

In 380414V (400V) [A] 2,7 (2,65)

η75% cosφ

0,84

η100% [%] 74,4 72,6

Tab.6.: Parametry motor-převodovka

Ia/In

4

Ma/Mn Mh/Mn 2 1,8


List 37

8 Výpočet ozubeného převodu Parametry velkoformátového ložiska s ozubením jsou uvedeny v příloze č.1 . Pomocí těchto údajů jsou provedeny výpočty hnaného malého ozubeného kola (pastorku), navržení otáček a kroutícího momentu motoru s převodovkou. Dalším možným řešením by bylo použití samotného ložiska bez ozubení a otočení realizovat pomocí řetězového převodu s použitím víceřadého řetězu. S tímto řešením se může motor umístit do libovolné polohy, a to upravením délky řetězu. Otáčky velkého ozubeného kola jsem vyjádřil pomocí tabulky č.1. Tento vztah vychází z výše popsaného cyklování.

8.1 Základní vzorce pro odvození ω= n2 =

ϕ t

⇒ 2 ⋅ π ⋅ n2 =

ϕ 2 ⋅π ⋅ t π

2 2 ⋅ π ⋅ 0,5 1 n2 = 4 ⋅ 0,5 n2 = 0,5ots −1

ϕ

(59)

t

n2 =

kde:

ϕ=

π 2

=>

n 2 = 30ot min −1

(60)

[rad ] ……………. úhlová dráha

t=5s………………………….. doba otáčení o ϕ = 90° 8.1.1

Otáčky pastorku iot =

z ⋅n z 2 n1 = => n1 = 2 2 z1 n 2 z1

105 ⋅ 0,5 20 n1 = 2,625ots −1 n1 =

kde:

8.1.2

=>

n1 = 157,5ot min −1

π

[rad ] ………... úhlová dráha 2 n2=0,5 ots-1…………otáčky kola z1=20……………….počet zubů pastorku ϕ=

Obvodová rychlost na ložisku v = ω 2 ⋅ Ro v = 2 ⋅ π ⋅ n 2 ⋅ Ro = π ⋅ n 2 ⋅ d o v = π ⋅ 0,12 ⋅ 0,828

(61)


v = 0,312ms −1

List 38

(62)

kde: do=630mm…………. poloměr roztečné kružnice kola n2=1,5 ots-1……….... otáčky kola Nejčastějším základním profilem zubu se používá úhel α=20°. Proto uvažuji i tuto hodnotu vy svých výpočtech. 8.1.3

Převodový poměr

u=

z2 z1

105 20 u = 5,25

u=

kde: 8.1.4

8.1.5

z1=20………………. počet zubů pastorku z2=105………………počet zubů kola

Rozteč t =π ⋅m t = π ⋅6 t = 18,8496mm

kde:

(63)

(64)

m=6mm………modul ozubení

Průměr roztečné kružnice pastorku

D1 = z1 ⋅ m D1 = 20 ⋅ 6 D1 = 120mm kde:

8.1.6

(65)

m=6mm……………. modul ozubení z1=20……………….počet zubů pastorku

Průměr kružnice základní

Db1 = z1 ⋅ m ⋅ cosα Db1 = 20 ⋅ 6 ⋅ cos 20° Db1 = 112,763mm kde:

m=6mm………modul ozubení z1=20…………počet zubů pastorku α=20………….úhel záběru profilu (66)


8.1.7

List 39

Průměr hlavové kružnice pastorku

Da1 = ( z1 + 2 ) ⋅ m Da1 = (20 + 2) ⋅ 5 Da1 = 110mm kde:

8.1.8

(67)

m=6mm………modul ozubení z1=20…………počet zubů pastorku

Průměr patní kružnice pastorku D f 1 = m ⋅ ( z1 − 2,5) D f 1 = 6 ⋅ (20 − 2,5)

D f 1 = 108mm

(68)

kde:

m=6mm………modul ozubení z1=20…………počet zubů pastorku 8.1.9 Výška hlavy ha = m = 6mm kde:

m=6………modul ozubení

8.1.10 Výška paty h f = 1,25 ⋅ m h f = 1,25 ⋅ 6

h f = 6,25mm kde:

(69)


8.1.11 Výška zubu h f = 2,25 ⋅ m h f = 2,25 ⋅ 6

h f = 13,5mm kde:


(70)


List 40

8.1.12 Tloušťka zubu (bez boční vůle) t π ⋅m = 2 2 π ⋅6 s= 2 s = 9,425mm s=

kde:

(71)


8.1.13 Vzdálenost os z 2 + z1 ⋅m 2 105 + 20 a= ⋅6 2 a = 375mm a=

kde:

(72)

m=6mm……………. modul ozubení z1=20……………….počet zubů pastorku z2=20……………….počet zubů ozubeného kola

8.2 Silové poměry ozubení Z výpočtů sil a ozubení je navržen motor pro pohánění ozubení. Tento motor musí být malý, aby se dostal pod točnu. Jelikož sem nejde dostat ložisko s vnitřním ozubením, volím výkon P = 120W. Motor je pro rychlejší zastavení vybaven brzdou. Dalším důvodem užití brzdy je neotočení horní rotující části v době přisouvání, aby nedošlo ke kolizi točny s přímým dopravníkem.

Obr. 21.: Silový obrazec ozubení [3]


8.2.1

List 41

Vzniká zde valivé tření Pří zatížení zde vzniká přídavný odpor valením.

Fc − FT = 0 FN − G = 0 Fc ⋅ a − G ⋅ ξ = 0

=>

G ⋅ξ a Fc ⋅ a = G ⋅ ξ = FN ⋅ ξ Fc =

Obr. 22.: Silový obrazec ozubení [1] M vo = G ⋅ ξ = (m p + mč ) ⋅ g ⋅ ξ M vo = (1200 + 413) ⋅ 9,81 ⋅ 0,003 M vo = 47,47 N kde:

8.2.2

(73)

mp=1200 kg……..… hmotnost přepravovaného předmětu mč=413 kg……….... hmotnost součásti točny zatěžující l vedení ξ=0,003……………. rameno valivého odporu

Kroutící moment na pastorku M k 2 = 9550 ⋅

P ⋅η n1

0,12 ⋅ 0,77 157,5 = 5,6 Nm

M k1 = 9550 ⋅

M k1 kde:

8.2.3

P=120W……..……... výkon motoru η=0,77 ……….......... celková účinnost převodu a převodovky n1=157,5 ot min-1……otáčky pastorku

Kroutící moment na kola

M k2 = M k2 8.2.4

(74)

M kp1 ⋅ z 2

z1 = 29,4 Nm

Kroutící moment na kole s valivým třením

M 2 = M k 2 + M vo M 2 = 29,4 + 47,47

(75)


List 42

M 2 = 76,88 Nm 8.2.5

(76)

Přepočítaný moment na pastorku

M 2 ⋅ z1 z2

M1 =

76,88 ⋅ 20 105 M 1 = 14,6 Nm

M1 =

8.2.6

(77)

Obvodová síla Fo =

2 ⋅ M k2 do

2 ⋅ 76,88 0,630 Fo = 244,06 N

Fo =

8.2.7

jindy se tato síla značí jako Ft

(78)

Normálová síla FON =

M1 R1 ⋅ cos α

14,6 0,06 ⋅ cos 20° = 259,74 N

FON =

FON 8.2.8

(79)

Parametry převodovky Od firmy SEW

Typ motoru DR63S4

Pn Mn [kw] [Nm] 0,12 0,83

nn [1/min] 1380

In 380414V (400V) [A] 2,4 (2,2)

η75% cosφ

0,69

η100% [%] 74,4 72,6

Ia/In

3,3

Ma/Mn Mh/Mn 2,4 2,2

Tab. 7.: Parametry motoru 8.2.9

Parametry motoru

Pm [kw] 0,12

na [1/min] 135

Ma [Nm] 15

i [-] 10,25

Fra [N] 2140

Tab. 8.: Parametry motoru

SEW fb 3,2

Označení W20DR63S4


List 43

8.3 Volba materiálu čelního soukolí Volím materiál 12020 cementován, kalený. S doporučenou tloušťkou cementační vrstvy u modulu m=6 je tato hodnoto rovna 0,8 az1,0.[6] -mez pevnosti ................................. Rm = 495 Mpa -smluvní mez kluzu.......................... Rp0,2 = 295Mpa -mez únavy v dotyku........................ σHclim = 1340Mpa -mez únavy v ohybu......................... σFlim = 195Mpa -minimální tvrdost na boku zubu..... 58 až 61HRC volím 58 8.3.1

Kontrola ozubení

8.3.2

Součinitel záběru ozubení

- vztah je určen pro rychlou orientaci, doporučené εα≥1,1 až 1,2 ⎛1 1 − ⎝ z1 z 2

εα = 1,88 − 3,2⎜⎜

⎞ ⎟⎟ ⎠

1 ⎞ ⎛ 1 − ⎟ ⎝ 20 105 ⎠

εα = 1,88 − 3,2⎜

εα = 1,75 8.3.3

(80)

Tlaky v ozubení

Výpočet je založen na Hertzově větě. Přenos momentu soukolím je provázen koncentrací tlaku v místě styku zabírajícího boku zubu.

σ H = Z E ⋅ Zε ⋅ Z H ⋅

Ft ⋅ (u + 1) bw1 ⋅ d 1 ⋅ u

σ H = 195 ⋅ 0,87 ⋅ 2,495 ⋅

244,06 ⋅ (5,25 + 1) 40 ⋅ 120 ⋅ 5,25

σ H = 104,2MPa kde:

8.3.4

ZE=195MPa0,5 ………součinitel mechanických vlastností materiálu Zε =0,87………......... součinitel efektivní délky dotykových čar ZE =0,003………….. součinitel tvaru spoluzabírajících kol KH= 4,8…………….. součinitel přídavného zatížení na dotyk

Redukovaný modul pružnosti podle Hertze

Pokud je E1 = E2 = EH , pak je u oceli tato hodnota E H = 2,15 ⋅ 10 5 μ1 = μ 2 = μ

(81)


8.3.5

List 44

Součinitel mechanických vlastností materiálů

ZE =

EH 2π 1 − μ 2

ZE =

2,15 ⋅ 10 5 2π 1 − 0,3 2

( (

) )

Z E = 195MPa 0,5

8.3.6

(82)

Součinitel efektivní délky dotykových čár Zε =

4 − εα 3

4 − 1,75 3 Z ε = 0,87 Zε =

8.3.7

(83)

Součinitel tvaru spoluzabírajících kol

Pří přímém ozubení β=0° a základním profilu zubu α=20° je Z H = 2,495 8.3.8

Součinitel bezpečnosti dotyku S H1 =

σ Hkrit1 ≥ S H 1 min σH

S H1 =

1340 = 12,86 ≥ S H 1 min 104,2

(84)

kde: S H 1min = 1,1 ÷ 1,2 pastorek vyhovuje na tlak 8.3.9

Pevnostní výpočet na ohyb

σF =

K F ⋅ Ft1 ⋅ YF 2 K F ⋅ M k1 ⋅ YF σ = ≤ σ FD = Fkrit1 2 bw ⋅ m S F1 b w ⋅ m ⋅ z1

1,584 ⋅ 244,06 ⋅ 1 40 ⋅ 6 2 ⋅ 20 σ F = 0,013MPa

σF =

kde:

YF=1……součinitel tvaru zubu Yε=…….součinitel záběru profilu Yε=…….součinitel sklonu zubu

(85)


List 45

8.3.10 Součinitel bezpečnosti v ohybu

S F1 =

σ Fkrit1 ≥ S F 1 min σF

S F1 =

195 ≥ 5735 0,013

(86)

kde S F 1 = 1,3 ÷ 1,5

8.3.11 Součinitel tvaru zubu

2⋅ z z + 20 2 ⋅ 20 YF = 20 + 20 YF = 1 YF =

(87)

8.3.12 Součinitel přídavného zatížení na dotyk

K H = K A ⋅ K V ⋅ K Hα ⋅ K Hβ K H = 1,1 ⋅ 1 ⋅ 1,2 ⋅ 1,4 K H = 1,848

(88)

8.3.13 Součinitel přídavného zatížení pro ohyb

K F = K A ⋅ K V ⋅ K Fα ⋅ K Fβ K F = 1,1 ⋅ 1 ⋅ 1,2 ⋅ 1,2 K F = 1,584 kde:

(89)

mp=1200 kg……..… hmotnost přepravovaného předmětu mč=413 kg……….... hmotnost součásti točny zatěžující vedení ξ=0,003……………. rameno valivého odporu

8.3.14 Součinitel vnějších dynamických sil K A = 1,1

Volím dle lit.[12].


List 46

8.3.15 Součinitel vnitřních dynamických sil

⎛ ⎞ ⎜ ⎟ z ⋅v K1 u2 ⎜ + K2 ⎟ ⋅ 1 ⋅ KV = 1 + ⎜ K A ⋅ Ft ⎟ 1000 1 + u 2 ⎜ ⎟ ⎝ bw ⎠ ⎛ ⎞ ⎜ ⎟ 20 ⋅ 0,312 5,25 2 39,1 ⎜ ⎟ + 0,0192 ⋅ KV = 1 + ⋅ ⎜ 1,1 ⋅ 620,5 ⎟ 1000 1 + 5,25 2 ⎜ 0,04 ⎟ ⎝ ⎠ K V = 1,000000361 ≈ 1 kde:

(90)

K1=39,1……..… pomocný součinitel K2=0,0192……….... pomocný součinitel dw=0,04m………… šířka ozubení

8.3.16 Součinitele nerovnoměrnosti zatížení zubu záběrovém poli KFα , KHα KFα=1,2 KHα=1,2

Koeficienty lze získat výpočtem pro při podrobné znalosti výrobních úchylek, proto je volím z literatury [12]. 8.3.17 Součinitele nerovnoměrnosti zatížení namáháni podél zubu KFβ , KHβ

KFβ =1,2 KHβ=1,4 Koeficienty volím z grafu podle literatury[12]. Ozubení vyhovuje, je předimenzováno, ale jelikož nevím materiálové vlastnosti spoluzabírajícího kola, nechávám volbu materiálu pastorku na materiálu 12020. Pastorek se volí z lepšího materiálu než je kolo kvůli většímu záběru zubu.


List 47

9 Pevnostní výpočet na ohyb 9.1 Poháněná hřídel dopravníku Pro konstrukci samostatné poháněné hřídeli jsem se rozhodl z důvodu malého místa pod dopravníkem . Pro kontrolu uvažuji největší zatíženi momentem při použití modulu 3,96 Mk = 54,86 Nm. Kontrolu hřídele na točně neprovádím, je zde použit obdobný způsob pohánění, ale je zde poháněno pouze 11 válečků.

Obr. 23.: Silový obrazec zatížení pohaněné sekce

Obr. 24.: Silový obrazec zatížení pohaněné hřídele točny


List 48

l1 = 192 l 2 = 480,5 l 3 = 507,5 l = l 2 + l 3 = 988

Obr. 25.: Silový obrazec zatížení pohaněné hřídele točny Vypočítané síly RB1 a RD1 jsou reakce působící na ložisko a z těchto hodnot volím ložiska od firmy SKF. Typ ložisek FYTL 25 TR/VE 495. ΣFX = 0

FX = 0

ΣFY = 0

RBI − F + R AI = 0

ΣM A = 0

− F ⋅ l 2 + RDI ⋅ l = 0 F ⋅ l2 l 1177,2 ⋅ 0,4805 = 0,988 = 572,5 N

R D1 = R DI R DI

(91)

R B1 = F − R D1 R B1 = 1177,2 − 486,73 RBI = 604,7 N

(92)

Síla RDI je větší namáhání na ložisko v bodě d, proto počítám v dimenzaci ložiska s touto sílou.


List 49

Obr. 26.: Ukázka ložiska FYT 25 TR/VE 495

9.2 Parametry ložiska Viz příloha č. 5

9.3 Zatížení hřídele na ohyb Největší ohybový moment je v bodě C, kde posouvající síly překročí nulovou čáru a vznikne extrém. Proto řeším tento úsek. Dalším úsekem bude přechod hřídele z průřezu 25mm na průřez 30mm, díky vrubu zde vzniká kritické místo. Toto nastává i na druhém konci hřídele. V maximu je přenášen ohybový moment nejen hřídelí ale i trubkou, která je přivařena na hřídel. Proto sčítám modul v ohybu a krutu od hřídele i trubky. 9.3.1

Řešení průřezu I

M OI = 0 M k = 54,86 N

(93)

Obr. 27.: Silový obrazec zatížení pohaněné hřídele točny v bodě I 9.3.1.1 Modul pružnosti v krutu průřezu I

WkI =

π ⋅ d I3

16 π ⋅ 0,0209 3 WkI = 16 WkI = 1,79254 ⋅10 −6 mm kde:

dI=20,9mm……..….. průměr v bodě I

(94)


List 50

9.3.1.2 Napětí v krutu průřezu I

τ kI =

M kI WkI

54,86 1,79254 ⋅ 10 −6 τ kI = 39,1MPa

τ kI =

kde:

(95)

MkI=1200 kg……..… ……... kroutící moment v bodě I WkI=1,79254 10-6………...... průřezový modul v krutu

9.3.1.3 Výpočet tvarového činitele v průřezu I

b platí pro R1 α = 2 + 0,05 ⋅ 20 α =3

α = 2 + 0,05

⎞ ⎛b 8 b ⎜⎜ < 100 ⎟⎟ ⇒ = = 20 (viz literatura [2]) R1 0,4 ⎠ ⎝ R1

kde: b=8mm……...šířka drážky R1=0,4mm…..zaoblení drážky 9.3.1.4 Redukované napětí v ohybu průřezu I

σ red =

(σ o ⋅ α o1 )2 + 3(τ k1 ⋅ α k1 )2

σ red = (0 ) + 3(54,86 ⋅ 3)2 σ red = 285,06 MPa

(96)

9.3.1.5 Výpočet bezpečnosti v průřezu I

9.3.2

kI =

σ dov σ max

kI =

350 = 1,22 285,06

(97)

Řešení průřezu II

M O1I − RB1 ⋅ 0,0198 = 0 M O1I = RB1 0,0198 M O1I = 604,7 ⋅ 0,0198 M O1 I = 11,97 N

Obr. 28.: Silový obrazec zatížení pohaněné hřídele točny v bodě II M k = 54,86 N

(98)


List 51

9.3.2.1 Modul pružnosti v krutu průřezu II

WkII =

π ⋅ d13

16 π ⋅ 0,025 3 = 16 = 1,22718 ⋅ 10 −4 mm 3

WkII WkII

kde:

(99)

dII=20,9mm……..… průměr v bodě II

9.3.2.2 Stanovení tvarových součinitelů pro průřez II

D 30 = = 1,2 d 25 r 0,5 = = 0,02 d 20

=> α 0 II = 1,9 a α kII = 1,5

(viz literatura [3] )

(100)

9.3.2.3 Modul pružnosti v krutu průřezu I

WOII = WOII WOII

π ⋅ d II3

32 π ⋅ 0,025 3 = 32 = 1,53398 ⋅ 10 −6 mm 3

(101)

9.3.2.4 Maximální napětí v průřezu II M σ OII = OII WOII

11,97 1,53398 ⋅ 10 −6 = 7,80MPa

σ OII = σ OII kde:

(102)

MOII=11,97Nm ……..………...ohybový kroutící moment v bodě III WOII=1,79254 .10-6mm3……….průřezový modul v ohybu v bodě II

9.3.2.5 Napětí v krutu průřezu II M τ kII = kII WkII

54,86 1,2272 ⋅ 10 − 4 = 0,447 MPa

τ kII = .

τ k1

kde:

MkII=1200 kg……..………... kroutící moment v bodě II WkII=1,79254 10-6………..... průřezový modul v krutu v bodě II

(103)


List 52

9.3.2.6 Redukované napětí v ohybu průřezu II

σ redII =

(σ o ⋅ α oII )2 + 3(τ kII ⋅ α kII )2

σ redII = (7,8 ⋅ 1,9 )2 + 3(0,447 ⋅ 1,5)2 σ redII = 14,87 MPa

(104)

9.3.2.7 Výpočet bezpečnosti

9.3.3

k II =

σ dov σ redII

k II =

350 = 23,54 14,87

(105)

Řešení průřezu III.

M OIII − RB1 ⋅ l2 = 0

.

M OÍII = RB1l2 M OIII = 604,7 ⋅ 0,4805 M OIII = 290,56 N

(106)

M k = 54,86 N Obr. 29.: Silový obrazec zatížení pohaněné hřídele točny v bodě III 9.3.3.1 Modul pružnosti v ohybu průřezu III WOIII = WOIII

WOIII

π ⋅d3

+

π ⋅ (D13 − d13 )

32 32 D 3 π ⋅ 0,030 π ⋅ 0,087 3 − 0,075 3 = + 32 32 ⋅ 0,087 −5 3 = 3,1595 ⋅ 10 mm

(

) (107)

9.3.3.2 Maximální napětí v průřezu III

σ OII =

M OII WOII

σ OII =

290,56 3,1595 ⋅ 10 −5

σ OI = 9,2MPa

(108)


List 53

9.3.3.3 Maximální napětí v průřezu III

WkIII =

+

π (DIII4 − d 24III )

16 16 ⋅ D 3 π ⋅ 0,030 π 0,087 4 − 0,078 4 = + 16 16 ⋅ 0,087 −5 = 5,10592 ⋅ 10 mm

(

WkIII

WkIII 9.3.4

π ⋅ d III3

) (109)

Napětí v krutu průřezu IV

τ kIII =

M kIII WkIII

54,86 5,10592 ⋅ 10 −5 = 1,07 MPa

τ kIII = τ kIII

(110)

9.3.4.1 Redukované napětí v ohybu průřezu IV

σ redIII =

(σ oIII ⋅ α oIII )2 + 3(τ kIII ⋅ α kIII )2

σ redIII = (9,2)2 + 3(1,07 )2 σ redIII = 9,38MPa

(111)

9.3.4.2 Výpočet bezpečnosti v průřezu IV k=

σ dov σ redIII

k=

350 = 37,31 9,38

(112)

9.3.4.3 Řešení průřezu IV

M OIV − RD1 ⋅ 0,0143 = 0 M OIV = RD1 ⋅ 0,0143 M OIV = 572,5 ⋅ 0,0143 M OIV = 8,2 Nm M k = 54,86 N Obr. 30.: Silový obrazec zatížení pohaněné hřídele točny v bodě IV

(113)


List 54

9.3.4.4 Zatížení krutem je stejné jako v bodě II. Má i stejný průřez

τ kII = 0,447 MPa 9.3.4.5 Stanovení tvarových součinitelů pro průřez IV

D 30 = = 1,2 d 25 r 0,5 = = 0,02 d 20

=> α 0 II = 1,9 a α kII = 1,5

(viz literatura [3])

(114)

9.3.4.6 Maximální napětí v průřezu IV

σ OIV =

M OIV WOIV

9,37 1,53398 ⋅ 10 −6 = 6,1MPa

σ OIV = σ O1II

(115)

9.3.4.7 Redukované napětí v ohybu průřezu IV

σ redIV =

(σ o ⋅ α o1 )2 + 3(τ k1 ⋅ α k1 )2

σ redIV = (6,1 ⋅ 1,9 ) + 3(0,447 ⋅ 3)2 σ redIV = 11,64MPa

(116)

9.3.4.8 Výpočet bezpečnosti v průřezu IV k IV =

σ dov σ redIV

k IV =

350 = 30,07 11,64

(117)


List 55

10 Výpočet pera Výpočet pera vychází ze zatížení kroutícím momentem Mk = 54,86 Nm (viz obr. 31). Tato oblast je nejvíce namáhaná. Je zde nejmenší průměr.

Obr. 31.: Silový obrazec řetězového převodu

10.1 Potřebná délka náboje la =

4⋅Mk d h ⋅ h ⋅ pd

4 ⋅ 54860 25 ⋅ 7 ⋅ 80 l a = 15,6mm

la =

(118)

kde:

Mk= 54,86 Nm…….. kroutící moment na hřídeli dh=25mm…………... volený průměr hřídele dle potřeby ložiska h=7mm……………..výška pera Délku pera nechávám zvolenou při prvotním návrhu l=la+b=50 mm pro lepší přenos momentu z motoru na hřídel.

10.2 Kontrola pera na střih τ=

2⋅Mk d h ⋅ b ⋅ la

2 ⋅ 54860 25 ⋅ 8 ⋅ 45 τ = 12,19MPa < τd=25Mpa

τ=

kde:

Navržený spoje vyhovuje.

Mk= 54,86 Nm…….. kroutící moment na hřídeli dh=25mm…………... volený průměr hřídele dle potřeby ložiska b=8mm…………….. šířka pera h=7mm…………….. výška pera

(119)


List 56

11 Kontrola únosnosti ložiska Ložisko kontroluji na únosnost tíhy předmětu. Síla Fmp je zatížení přepravovaným předmětem 1200 kg. Díky výrobním nepřesnostem uvažuji celou tíhu předmětu na prvním válečku. Síla Fmč je vyvolaná tíhou součástí nad ložiskem. Vypočítanou hodnotu porovnám s katalogovými parametry ložiska. Fmp = m p ⋅ g Fmp = 1200 ⋅ 9,81

Fmp = 11772 N

(120)

Fmč = mč ⋅ g Fmč = 413 ⋅ 9,81 Fmč = 4051,5 N

(121)

Obr. 32.: Silový obrazec zatížení ložiska

11.1 Výpočet zatížení ložiska ΣF X = 0

FX = 0

ΣFY = 0

Fmp + Fmč − RC − RD = 0

ΣM B = 0

− Fmp ⋅ l pv + RC ⋅

da d − RD ⋅ a = 0 2 2

⇒ RC = Fmp + Fmč − RD ⇒ − Fmp ⋅ l pv + ( Fmp + Fmč − RD ) ⋅

da d − RD ⋅ a = 0 2 2

Po dosazení jedné rovnice do druhé dostanu


RD =

RD =

(F

mp

List 57

+ Fmč ) ⋅ d a − Fmp ⋅ l pv da

(11772 + 4051,5) 0,5425 − 11772 ⋅ 0,6 2 0,5425

RD = − 7157,9 N

(122)

RC = 14715 + 2943 − (−12574,6) RC = 30232,6 N

(123)

Dovolené zatížení ložiska je Frper=57800N. Toto zatížení vyhovuje téměř dvojnásobně. Byl jsem nucen zvolit větší ložisko s větší únosností, protože ve spodní části točny nebylo dostatečné místo na řetězovou smyčku vytvořenou s energetického řetězu.

kl =

kl =

Frper Rc 57800 = 1,9 30232,6

(124)


List 58

12 Profilové vedení Vedení je zde pro snížení tření a přesného vedení rámu. Pro mojí aplikaci volím 4 vozíky pro lepší stabilitu nosného rámu vozíku, který nese veškeré zatíženi točny. Mezi vozíky bude prachová ochrana vlnovce, dále mezi koncem vedení a krajním vozíkem. Dorazy jsou umístěny v posledním otvoru pro šroub v přední i zadní části vozíku.

Obr. 33.: Silový obrazec zatížení ložiska [21]

Obr. 34.: Lineární vedení s vlnovcem [21]

12.1 Výpočet valivého tření

Fc − FT = 0 FN − G = 0 Fc ⋅ a − G ⋅ ξ = 0

=>

G ⋅ξ a Fc ⋅ a = G ⋅ ξ = FN ⋅ ξ Fc =

Obr. 35.: Smykové tření v místě dotyku (literatura [1])


G ⋅ ξ ( m p + mč ) ⋅ g ⋅ ξ = a a (1200 + 413) ⋅ 9,81 ⋅ 0,000004 Fc = 0,004 Fc = 15,82 N

List 59

Fc =

kde:

(125)

mp=1200 kg……..… hmotnost přepravovaného předmětu mč=413 kg……….... hmotnost součásti točny zatěžující lvedení ξ=0,004mm…………rameno valivého odporu a=0,004m…………... hlavní rozměř valivého tělesa změřeno v CAD

Síla FC je značně malá, působí zde další odpory, které způsobí pomalejší chod lineárního vedení. Obecně je koeficient tření u kulatého vedení cca. ξ=0,004mm. Ale k tomu ještě přistupují případné odpory v těsněních, vliv prašnosti, nepřesností montáže (neparalelita) atd. Takže přesně určit sílu potřebnou k tahu není úplně jednoduché. Bylo mně doporučeno firmou, zabývající se lineárním vedením HIWIN s.r.o, použít sílu cca 500 N. Dalším krokem bude zjištění smykového tření mezi ocelí a ocelí s mazivem. Toto smýkání ukáže kritickou hodnotu, ke které by nemělo dojít.

12.2 Výpočet smykového tření FT = FN f = (m p + mč ) ⋅ g ⋅ f FT = (1200 + 413) ⋅ 9,81 ⋅ 0,1 FT = 2373,5 N kde:

(126)

mp=1200 kg……..… hmotnost přepravovaného předmětu mč=413 kg……….... hmotnost součásti točny zatěžující vedení f=0,1mm…………… smykové tření ocel-ocel mazaná

12.3 Výpočet zatížení na jeden vozík Flv =

(m p + mč ) ⋅ g

4 (1200 + 413) ⋅ 9,81 Flv = 4 Flv = 3955,89 N kde:

mp=1200 kg……..… hmotnost přepravovaného předmětu mč=413 kg……….... hmotnost součásti točny zatěžující vedení

(127)


List 60

12.4 Volba profilového vedení Vedení volím s přihlédnutím na dostatečný prostor pro motor, který by se při menších rozměrech dostal pod úroveň spodní části točny. Tím by bylo znemožněno ustavení točny do požadované výšky seřizovacími šrouby. 12.4.1 Označení lineárního vedení

mw [kg] 1,2

ms [kg/m] 4,2

C [N] 22 500

CO [N] 22 970

M0x [Nm 437

M0y [Nm] 335

M0z [Nm] 335

Tab. 9.: Parametry lineárního vedení kde:

mw ……..…... hmotnost vozíku ms ………...... hmotnost profilu na jeden metr C ………....... statické namáhání CO ………......dynamické namáhání M0x………..... statický moment v ose x M0y………..... statický moment v ose y M0z………..... statický moment v ose z

Označení KUE30


List 61

13 Návrh přímého posuvu točny Pro přímý posuv existují různé varianty řešení: hydraulicky, pneumatický a elektrický. Hydraulický systém se používá pro velké zatížení překonání velkých sil. Konstantní řízení síly vytahováním pístnice. Toto řešení má velkou zástavbovou plochu, je za potřebí motor, který pohání hydrogenerátor (čerpadlo). Ten stlačí kapalinu na pracovní tlak, je dopravován tlakovými hadicemi k pracovnímu přímočarému hydromotoru. Dalším vlivem omezení pro použití hydraulického systémů je v potravinářském průmyslu, zde jde o znečistění provozu možným únikem hydraulické kapaliny. Pneumatické řešení používá tlakový vzduch. Tento vzduch musí být přiveden z kompresorové stanice k pneumatickému prvku. To je ale nevhodné pro provozy bez kompresorové stanice, ale na druhou stranu zde neohrozí únik kapaliny a možná kontaminace prostředí. Poslední typem je elektrický způsob. Dá se použít do všech prostředí pro střední a lehkou manipulaci s předmětem, má přesné a rychlé přestavení a tichý chod. V tomto případě jsem váhal mezi možným řešením posuvu. Jedním z nich byl lineární elektromotor.

Obr. 36.: Lineární elektromotor (literatura [14])

13.1 Aktuátory

Obr. 37.: Lineární elektromotor a aktuátor Pro moji aplikaci jsem si vybral aktuátor elektrický. Aktuátor volím se sílou F=1500N a délky vytažení L=600mm. Potřebná délka vysunutí je Lp=580mm. Hlavním kriteriem pro výběr byla délka vytažení.


List 62

14 Kabeláž Pro vedení kabelů je použit systém kabelových lávek. Takto uložené kabely ve žlabu lávky jsou snadno dostupné pro montáž a obsluhu. Kabelové lávky jsou vyrobeny z ocelových prutů bodově svařených. Povrchovou úpravu kabelové lávky tvoří vrstva zinku. Pro agresivnější prostředí a potravinářský průmysl je lávka vyrobena z nerezové oceli. Kabelová lávka pro tuto práci je volena SF54100 od firmy CABLOFIL.

Obr. 38.: Kabelový žlab

14.1 Energetický řetěz Plastové energetické řetězy mají široké uplatnění u aplikací kabelového uložení s pohybem součástí jak přímých tak rotačních. Takto používané kabelové smyčky mají velkou výhodu v uložení živých kabelů společně s kabely datovými. Další výhoda této součásti spočívá v oddělení kabelů datových od kabelů silových. Kabely jsou také chráněny před mechanickým poškozením a dalšími vlivy vnějšího prostředí. Ve strojním průmyslu jsou využívané různé varianty a modifikace energetických řetězů. Volba konkrétní varianty nebo modifikace je závislá na specifických požadavcích konkrétní aplikace. Nejdůležitější kriteria pro volbu konkrétního typu energetického řetězu jsou: určení délky dráhy, po které se řetěz pohybuje průměry kabelů umístěných uvnitř řetězu a poloměr ohybu řetězu samonosnost energetického řetězu

určují

vnitřní

rozměr

článku

Pro výrobu řetězu je používán nylon. Při zvláštních požadavcích je možné zvolit i materiály, jako jsou hliník, uhlíková ocel, korozivzdorná ocel nebo plasty, které jsou odolné proti výbuchu nebo tepelnému poškození plamenem. Jednoznačnou výhodou použití energetických řetězů je potřeba přibližně poloviční délky kabelů či hadic vzhledem k celkové délce pojezdu pohyblivého konce (za předpokladu umístění pevného konce řetězu uprostřed pojezdové dráhy).


List 63

Obr. 39.: Použití energetických řetězů a) pro translační pohyb b) pro rotační pohyb (viz literatura [19])

Obr. 40.: Energetický řetězů pro úhel otočení 180° (viz literatura [19])

Obr. 41.: Použití energetických řetězů pro rotační pohyb (viz literatura [19]) Pro přímý pohyb volím řetězovou smyčku viz obr. 40. SR300AO75O4O Pro použití energetické smyčky bude za potřebí energetického řetězu o délce 835 mm pro otočení o 180° a délky 1438 mm pro otočení o 270°. V tomto řetězu budou dva kabely silové vedoucí k motoru a brzdě, dále 8 datové kabelů vedoucích k čidlům.

14.2 Frekvenční měniče Frekvenční měniče regulují rychlost trojfázových motorů. Provádí se to pomocí změny síťové frekvence 50Hz na požadovanou frekvenci, se kterou následně pracuje asynchronní motor. Měnič teoreticky zvládne rozsah frekvence od 0 do 400Hz. Při hranici 0 až 25 Hz je potřeba použít přídavné chlazení motoru, protože vlivem velkých proudů a malých otáček chladící vrtule dochází k zahřívání motoru a došlo by k přehřátí. Používaná horní hranice pro běžné řízení otáček je 90Hz (120Hz), nad tuto hodnotu musí být motor


List 64

dimenzován pro vysoké otáčky, aby nedošlo k mechanickému poškození chladící vrtule, vinutí atd. Při použití frekvenčního měniče je při nulových otáčkách až po frekvenci 50Hz konstantní moment. Jsou různé způsoby jak zapojit měniče. Může se navrhnout měnič přímo na motor. Další varianta je umístit měniče do rozvodové skříně, odtud jsou taženy měniče. Pro jednoduší zapojení se zapojí 3 až 5 motorů na jeden měnič. Musí se sečíst proud všech motorů a podle toho navrhnout odpovídající měnič. Před měničem je zapojen odrušovač.

Obr. 42.: Ukázka frekvenčního měniče[14] Volím měnič MOVIDRIVE® MDX61B 0110-5A3-4-0. Uvažuji zapojení tří měničů a jejich sečtený proud je I=12,5A. Parametry měniče viz příloha č.4. U otoče volím pro pohon válečků měnič MOVIDRIVE® MDX60B 008-5A3-4-0. Pro rotační pohyb na točně MOVIDRIVE® MDX60B 005-5A3-4-0.

14.3 Snímače polohy na trati Pro kontrolu polohy palety volím indukční snímač BES M18MI-PSC80B-S04G a odrazku BOS R12. Snímače budou umístěny na třech sekcích před točnou u přijíždějící trati, pak na větvích. Pro snímání polohy bude použitá optická reflexní závora BOS 21M21M-PA-PR10-S4, závory budou umístěny v protilehlých rozích a odrazky budou na přímé trati. Umístění snímačů viz obr.č. 43.


List 65

Obr. 43.: Systém uchycení snímačů

15 Spojení dopravníku K nejjednodušším spojům patří šroubové rozebiratelné spojení. V mém případě řeším spojování jednotlivých sekcí k sobě pomocí přivařeného profilu na jedné straně a sešroubováním na straně druhé.

Obr. 44.: Použití energetických řetězů pro rotační pohyb

16 Krytování Krytování umožňuje ochranu rotačních částí před vniknutím nežádoucích předmětů.

Obr. 45.: Kryty bočnic


List 66

17 Skutečný pohyb Europalety se zapojením s točnou Při dopravování předmětu po trati se zapojením členu, který zpomalí tok materiálu, dojde k poklesu dopravního výkonu. Pro pokles dopravního výkonu uvažuji přejetí Europalety v přímém směru přejetí na větev B (viz obr. 46). Točna se musí přisunout k hlavní dopravní větvi a pak se přisouvá k vedlejší dopravní větvi. Toto záleží na rychlosti zasunutí aktuátoru a délce zasunutí, v mém případě je délka zasunutí 580 mm (viz příloha č. 3).

Obr. 46.: Schématické znázornění polohy točny a větví přímého dopravníku Na obr. 47 je znázorněno bližší uložení točny a dopravníku. Kóta označená Ko je průměr kružnice o velikosti 580 mm a úhlopříčka (viz obr. 46). Lp je posun točny ve spodním rámu točny lineárním vedení.

Obr. 47.: Detail schématického znázornění uložení točny a dopravníku

17.1 Výpočet doby přestavení točny (cyklus točny)


List 67

17.1.1 Čas vysunutí aktuátoru MAX11

ta =

sa 0,520 = = 40s va 0,013

Výstupní parametry válečkové tratě

(128) značení a jednotky N

Modul 1,32

Modul 2,64

Modul 3,96

[ks/hod-1] P [kW]

143

-

-

0,15

1,45

1,91

Potřebný dodatkový příkon

P1 [kW]

0,83

-

-

Moment na hřídeli při rozběhu

Mm [Nm]

19,37

40,23

54,86

Moment rozběhový

Mroz [kW]

12,87

24,65

36,47

0,98

2,11

2,74

Požadovaný dopravní výkon Potřebný výkon

Celkový výkon Označení motor-převodovka (SEW)

Pc [kW] -

K57DT90S4BM K37DT90L4BM K67DT90L4BM

17.1.2 Čas vyjetí palety na další větev sp

1,32 = 4,4 s (129) 0,3 v Z těchto výpočtu vyplývá, že aktuátor MAX 11 má celkem dlouhou dobu přestavby od jedné větve k druhé (viz obr. 46). Jelikož neznám přesný charakter nákladu na dopravníku, nechávám tuto volbu na bližší specifikaci spotřebitele. Rychlejším typem je aktuátor CAP 43B s rychlostí 50mm/s.

tp =

=

Tab. 10.: Pohon dopravníku se zapojením točny 17.1.3 Čas vysunutí aktuátoru CAP 43B

ta =

s a 0,520 = = 10,4 s 0,05 va

Návrh pohonu je poměrně komplikovaná záležitost. S ohledem na nejpomalejší člen dojde k poklesu dopravního výkonu, a to až po rychlost aktuátoru točny. V předchozích variantách byl navržen motor bez zapojení točny do obvodu. 17.1.4 Výpočet požadovaného dopravního výkonu na dopravníku s točnou

1 cyklus trvá 25,2 s. Je to čas, za který se přepraví jedna paleta.


List 68

1 cyklus……………25,2s x cyklů……………..3600s (jedna hodina) x= kde

3600 = 142,85 ≈ 143ks / hod 25,2 x=Nt……….. dopravní výkon s točnou

V této diplomové práci budou užity tyto návrhy motorů.

18 Návrh výpočtové tabulky pro modulární válečkové tratě a točny Tabulka je navržena s ohledem na možnou úpravu uživatelem a její doplnění, proto je řešená jen vzorci volně přepisovatelnými. Obsahuje výpočet válečkové trati, jejich hlavních parametrů, návrhu motoru po sekcích a celé délky, využití pro malé vzdálenosti a návrh točny pro válečkovou trať. Tabulka obsahuje několik listů, které jsou vytvořeny párově. Tabulka neřeší rámy, řeší pouze návrh motoru a strojních součástí použitých k realizaci válečkového dopravníku a točny. První list obsahuje v levé části vstupní parametry válečkové trati. Na pravé straně jsou uvedeny výstupní hodnoty. Druhý list obsahuje výpočty se vzorci. K zjednodušení je zde list nazvaný „Katalog použitých součástí“. V listu jsou parametry použitých součástí motorů, ložisek, aktuátoru atd. K výpočtům je zapotřebí použít tabulkových hodnot koeficientu, které jsou v listu s názvem „Pomocné tabulky".


List 69

18.1 Popis výpočtové tabulky se vstupními parametry ????

Zde se zadávají vstupní veličiny Buňka s červeným trojúhelníkem v pravém horním rohu je opatřena komentářem nutným pro správné zadávání veličiny, nebo popis výstupního parametru

Buňka označena zeleně je výstupní výpočtová veličina , která je důležitá pro navrhnutí tratě * Buňka s popisem je odkazována na list „Pomocné tabulky“ Veličina, ve které je nutné zadávat vstupní výpočtovou veličinu

Název vstupní veličiny

* při jiném parametru je možný přepis, poté tabulku neukládat, aby nedošlo k porušení ostatních navazujících výpočtů. Obr. 48: Popis výpočtové tabulky se zadávanými údaji


List 70

18.2 Popis výpočtové tabulky s výstupními parametry Výstupní parametr Jednotka parametru

Název parametru

* tyto výstupní parametry nepřepisovat Obr. 49: Popis výpočtové tabulky s výstupními hodnotami Tabulky jsou vždy párové, levé strana (žlutě označená) je vstupní a levá (modře označená) je výstupní.

Obr. 50: Vstupní a výstupní výpočtové tabulky


Zde se zadávají vstupní veličiny

Hodnota parametru

List 71

Zde se zadávají vstupní veličiny

Značka parametru zadávaného, z předchozího výpočtu a jednotka parametru

Obr. 51: Výpočtová tabulka se značkami a vzorci

Vzorec v matematické podobě. Pod ním je v excelovském zápisu


List 72

19 Závěr V této diplomové práci byl proveden návrh a výpočet modulárního řešení válečkové pohaněné trati pro přepravu europalet. Prvotním cílem byl výpočet modulu o délce jedné sekce1,32 m. Jednotlivé součásti byly navrhovány od různých výrobců s ohledem na funkční potřeby a konstrukčních parametrů. Volil variantu pohánění všemi válečky, ve výpočtové tabulce je zahrnuta i možnost návrhu s menším počtem poháněných válečků. Zabýval jsem se i dalšími konstrukčními prvky. Řešil jsem problematiku řetězů, následně pohonů motoru. Pokračoval jsem návrhem točny, která umožňuje změnu směru pohybu přepravovaného předmětu z hlavní větve dopravníku na větve vedlejší. Součástí návrhu bylo i řešení příslušenství točny. Konkrétně se jednalo o navržení vedení elektrických kabelů, snímačů a aktuátoru. Pro změnu rychlosti pohybu přepravovaného předmětu jsem použil frekvenčních měničů, které umožňují velké rozmezí nastavení.


20 Seznam příloh Příloha 1.

Katalog válečku

Příloha 2.

Katalog ložiska otoče

Příloha 3.

Katalog aktuátoru

Příloha 4.

Katalog měniče

Příloha 5.

Katalog ložiska

Příloha 6.

Výkresová dokumentace

List 73


Příloha č. 1

List 74


Příloha č. 2

List 75


Příloha č. 3

List 76


Příloha č. 4

List 77


Příloha č. 5

List 78


List 79

21 Použitá literatura [1]

Boháček, F. . Části a mechanismy strojů II – Hřídele, tribologie, ložiska. 2. vyd. Brno: VUT, 1987, 215 s.

[2]

Bohaček F., Části a mechanismy strojů III Převody,VUT Brno,1982

[3]

Černoch S., Strojně technická příručka. 12 vyd. Praha: SNTL,1968, 1183 s.

[4]

Gajdůšek, J., Škopán, M. Teorie dopravních a manipulační zařízení. 1 vyd. Brno: VUT, 1988, 277 s.

[5]

Kaláb, K. Návrh a výpočet řetězového převodu. 1 vyd. Ostrava : Technická univerzita, 2008, 16 s.

[6]

Klimeš, P. . Části a mechanismy strojů - Konstrukční návrh převodovky. 1. vyd. Brno: VUT, 2003, 58 s. ISBN 80-214-2420-6.

[7]

Leinveber, J. Řasa, J., Váňa, P. Strojnické tabulky. 3. vyd. Praha: Sticentia, 1999, 985 s.

[8]

Malík, V. Válečkové tratě v teorii a praxi.. 1. vyd. Praha: Státní nakladatelství technické literatury, 1963, 275 s.

[9]

Mynář, B., Kašpárek, J. Dopravní a manipulační zařízení . 1. vyd. Brno: VUT, 126 s.

[10]

Mynář, B., Pokorný, P. Dopravní a manipulační zařízení – Řešené příklady. 1. vyd. Brno: VUT, 21 s.

[11]

Svoboda, P., Brandejs, J.,Prokeš, F. Základy konstruování. 2. vyd. Brno: Akademické nakladatelství CERM, 2001, 200 s. ISBN 80-7204-306-4.

[12]

Švec, V. Části a mechanismy strojů. 1. vyd. Praha: ČVUT, 1999, 174 s. ISBN 80-0101934-9.

[13]

Švec, V. . Části a mechanismy strojů – Příklady. 1. vyd. Praha: ČVUT, 1991, 105 s. ISBN 80-01-00624-7.

[14]

SEW EURODRIVE [online]. 2009 [cit. 2009-05-24]. Dostupný z WWW: .

[15]

SKF Grup [online]. [2008] [cit. 2009-05-27]. Dostupný z WWW: .


List 80

[16]

Balluff CZ s.r.o., Sensors Worldwide [online]. 2009 [cit. 2009-05-26]. Dostupný z WWW:. Http://www.balluff.cz/download/katalogy.asp?Katalog=haupt09&ShowIMG0.

[17]

INA FAG [online]. 2009 [cit. 2009-05-27]. .

[18]

Řetězy Vamberk [online]. 2006 [cit. 2009-05-27]. Dostupný z WWW: . Brevetti Stendalto [online]. 2009 [cit. 2009-05-27]. Dostupný z WWW: Tranza, a.s [online]. 2008 [cit. 2009-05-27]. Dostupný z WWW: .

[19] [20]

Dostupný

z

[21]

HIWIN s.r.o. [online]. 2005 [cit. 2009-05-27]. Dostupný .

z

[22]

Cablofil [online]. 2009 [cit. 2009-05-27]. Dostupný z WWW: .

WWW:

WWW:


List 81

22 Seznam uvedených veličin Označení a ap ar C CO cosφ e dh do dv drr D1 D2 f Fra Fpt Fř g Qods Qq Q1 In ir iv J k KH k1 K1 K2 kp L lm ls Lv L100 m Ma Ma/Mn mč Mn M0x M0y M0z mp ms mr

Název Hlavní rozměř valivého tělesa Osová vzdálenost kol je dána roztečí válečků Osová vzdálenost Statické namáhání Dynamické namáhání Účiník Součinitel valivého tření Průměr hřídele Poloměr Průměr válečku Roztečná kružnice Roztečná kružnice Roztečná kružnice kola Součinitel čepového tření Radiální síla převodovky Síla pří přetržení řetězu Obvodová síla Tíhové zrychlení Tahová složka od odstředivých sil Tahová síla Výsledný tah v řetězu Proud motoru Převodový poměr řetězu Celkový převodový poměr Setrvačný moment jednoho válečku Součinitel pro vodorovné šikmé a svislé tratě Součinitel přídavného zatížení na dotyk Počet poháněných válečků Pomocný součinitel Hmotnost součásti točny zatěžující vedení Počet poháněných válečků Délka trati Délka jednoho modulu 1,32 Délka jedné sekce Délka válečku Celková délka tratě Modul ozubení Moment převodovky Poměrný záběrný moment Hmotnost součásti točny zatěžující l vedení Moment motoru Statický moment v ose x Statický moment v ose y Statický moment v ose z Hmotnost přepravovaného předmětu Hmotnost profilu na jeden metr Hmotnost 1m řetězu

Základní jednotka [mm] [mm] [mm] [N] [N] [-] [m] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [m] [N] [kN] [N] [m·s-2] [mm] [N] [N] [A] [-] [-] [kg·m2] [-] [-] [-] [-] [kg] [-] [mm] [m] [m] [m] [m] [mm] [Nm] [-] [kg] [Nm] [Nm] [Nm] [Nm] [kg] [kg] [kg]


List 82

mv mw na nm nmo nmr nmt nn n2 p Pc Pm Pn q S r Rm Rp0,2 Rv sv t ts T1 v vr xm xp Y YF Yε z ZE zp zp Zε zr1 zr2 zv

Nosnost jednoho válečku Hmotnost vozíku Otáčky převodovky Počet předmětů na modulu Otáčky motoru Otáčky na motoru pomočí řetězového převodu Počet předmětů na točně Otáčky motoru Otáčky válečku Rozteč řetězu Celkový potřebný výkon Moment na hřídeli Hmotnost předmětu připadající na jeden váleček Výkon motoru Plocha kloubu Průměr čepu válečku Mez pevnosti Smluvní mez kluzu Poloměr válečku Tloušťka stěny Rozteč válečků Čas smyku doba rozběhu motoru Kroutící moment na hřídeli Dopravní rychlost Rychlost řetězu Délka mezery mezi dopravovanými předměty Délka předmětu Součinitel rázů Součinitel tvaru zubu Součinitel záběru profilu Počet poháněných válečků Součinitel mechanických vlastností materiálu Počet válečků na modulu Počet válečků točny Součinitel efektivní délky dotykových čar Počet zubů hnacího kola Počet zubu hnaného kola Počet zubů

α β λ ε η1 µ

[°] Úhel záběru profilu [°] Sklon tratě [m] Činitel tření [s-2] Zrychlení válečku [-] Účinnost převodu Součinitel smykového tření mezi předmětem a [-] válečkem Rameno valivého odporu [m] Mez únavy v dotyku [MPa] Mez únavy v ohybu [MPa]

ξ σHclim σFlim

[kg] [kg] [min-1] [-] [min-1] [min-1] [-] [min-1] [min-1] [mm] [kW] [kg] [kW] [kw] [mm2] [m] [MPa] [MPa] [mm] [mm] [m] [s] [Nm] [m·s-1] [m·s-1] [m] [m] [-] [-] [-] [-] [-] [-] [-] [-] [-] [-] [-]

VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY

Recommend Documents