Konstrukce pracovního mechanismu štípačky na d evo

Konstrukce pracovního mechanismu štípačky na d evo

Bak alá ská práce

Studijní program: B2301 – Strojní inženýrství Studijní obor: 2301R000 – Strojní inženýrství Autor práce: Michal Horák

Vedoucí práce: prof. Ing. Lubomír Pešík, CSc.

Tento list nahr a te

orig inálem zadání.

Pr ohlášení

Byl jsem seznámen s tím, že na mou bakalá skou práci se pln vzta- huje zákon č. 121/2000 Sb., o právu autorském, zejména § 60 – školní dílo.

Beru na v domí, že Technická univerzita v Liberci ĚTULě nezasahuje do mých autorských práv užitím mé bakalá ské práce pro vnit ní po- t ebu TUL.

Užiji-li bakalá skou práci nebo poskytnu-li licenci k jejímu využití, jsem si v dom povinnosti informovat o této skutečnosti TUL; v tomto p ípad má TUL právo ode mne požadovat úhradu náklad , které vyna- ložila na vytvo ení díla, až do jejich skutečné výše.

Bakalá skou práci jsem vypracoval samostatn s použitím uvedené li- teratury a na základ konzultací s vedoucím mé bakalá ské práce a kon- zultantem.

Současn čestn prohlašuji, že tišt ná verze práce se shoduje s elek- tronickou verzí, vloženou do IS STůG.

Datum:

Podpis:

Pod kování

Cht l bych tímto pod kovat prof. Ing. Lubomíru Pešíkovi, CSc. za vedení mé ba- kalá ské práce, ochotu a cenné rady, které mi v pr b hu zpracování v noval.

Abstrakt

P edm tem této bakalá ské práce je návrh mechanismu štípačky na d evo. σa začátek textu je shrnut pohled na trh a vysv tleny d vody pro uplatn ní tohoto stroje. Dále je uveden pr zkum známého stavu techniky v dané oblasti, rozd lení štípaček do n kolika hlavních kategorií a podkategorií, do nichž spadá i rozd lení na štípačky mechanické a hydraulické a uvedení hlavních výhod a nevýhod jednotlivých ešení. Druhá kapitola se již zam uje pouze na samotný návrh a výpočet štípačky mechanické, jejíž parametry jsou zadány. Výpočet je orientován p edevším na prvky pohonu, včetn jednotlivých součástí mechanismu, které jsou st žejní z d vodu koncepce a funkčnosti stroje, jako nap íklad návrh t ecí spojky a setrvačníku. V poslední části je obsaženo finanční zhodnocení na výrobu za ízení. V rámci práce byl také vytvo en model sestavy a výkresy vybraných součástí.

Klíčová slova

Štípačky na d evo, ozubený h eben, emenový p evod, t ecí spojka, setrvačník

Abstract

The subject of this bachelor thesis is to design a log splitter mechanism. At the be- ginning of the work there is a summary of the current state on the economic market and explained the reasons for the use of this tool. Next there is the research of the known state of the technics in this area, separating the log splitters into main categories and subcate- gories, this also includes the separating of the log splitters into the mechanic and hydraulic categories and giving the main advantages and disadvantages of each solution. The se- cond chapter is only focused on the design itself and the calculations of the mechanical log splitter, shown in the parameters given. The calculation is oriented mainly on the elements of the drive, inclueding individual parts of the mechanics, which are important for the conceptual reason and the functionality of the tool, for example as the friction clutch and flywheel. In the last part the financial costs of production are shown. This study also includes 3D models and part drawings.

Keywords

Log splitters, gear rack, belt reduction, friction clutch, flywheel

Obsah

Seznam obrázk ... 9

Seznam tabulek ... 10

Seznam použitých zkratek a symbol ... 10

Úvod ... 11

1. Rozd lení štípaček ... 18

1.1. Dle principu d lení materiálu ... 18

1.2. Dle konstrukce ... 18

1.3. Dle druhu pohonu ... 19

1.4. Dle parametr ... 21

2. Konstrukční ešení ... 22

2.1. Pohon... 22

2.2. σávrh pastorku a ozubeného h ebene ... 22

2.2.1. σávrhový výpočet modulu pastorku ... 23

2.2.2. σávrhový výpočet pr m ru pastorku ... 24

2.2.3. Výpočet korekce pastorku ... 24

2.2.4. Kontrola pastorku z hlediska únavy v dotyku ... 26

2.2.5. Kontrola na dotyk p i jednorázovém p sobení nejv tšího zatížení ... 27

2.2.6. Kontrola z hlediska únavy v ohybu ... 27

2.2.7. Kontrola na ohyb p i jednorázovém p sobení nejv tšího zatížení ... 28

2.2.8. Kontrola h ebene na ohyb ... 29

2.3. σávrh emenového p evodu ... 30

2.3.1. Geometrie emenového p evodu ... 30

2.4. Uložení pastorku ... 34

2.4.1. Výpočet reakcí ... 34

2.4.2. σávrh h ídele ... 36

2.4.3. Kontrola ložisek ... 41

2.4.4. σávrh drážkování h ídele ... 43

2.4.5. σávrh t sných per ... 44

2.5. Výpočet setrvačníku ... 44

2.6. σávrh pružiny zp tného pohybu ... 48

σávrh pružiny zvedání h ebene ... 50

3. Cenové zhodnocení ... 55

Záv r ... 57

Seznam použité literatury ... 59

Seznam p íloh ... 61

Seznam obrázk

Obr. 1 HECHT 6061 – vertikální štípačka ... 18

Obr. 2 HECHT 6370 – Horizontální štípačka ... 19

τbr. 3 Mechanická štípačka DR RapidFire K34 Pro-XL Model ... 20

τbr. 4 Rozm rová skica ... 22

τbr. 5 Skica okrajových podmínek h ebene ... 29

τbr. 6 Maximální pr hyb h ebene ... 29

τbr. 7 Maximální redukované nap tí h ebene ... 29

τbr. Ř Geometrie p evodu ... 31

τbr. ř Pokles nap tí v emeni ... 33

τbr. 10 Skica uložení pastorku ... 34

τbr. 11 Skica h ídele ... 36

τbr. 12 Rozm ry ložiska σCF 300Ř CV ... 41

τbr. 13 Rozm ry ložiska 630Ř-2RZ ... 42

τbr. 14 Skica drážkování ... 43

τbr. 15 Momentová a otáčková charakteristika asynchronního stroje ... 45

τbr. 16 Pevnostní analýza setrvačníku ... 47

Obr. 17 Skica pracovního rozsahu vratné pružiny ... 48

τbr. 1Ř Skica zatížení pružiny zvedání h ebene ... 51

τbr. 1ř Skica t ecí spojky ... 53

Seznam tabulek

Tabulka 1 Parametry emene TC-35ER ... 30

Tabulka 2 Parametry ložiska σCF 300Ř CV ... 41

Tabulka 3 Parametry ložiska 630Ř-2RZ ... 42

Tabulka 4 Cenové zhodnocení ... 56

Seznam použitých zkratek a symbol

ak [m/s²] z

bwF [mm]

bwH [mm]

C [kN] z

c* -

C0 [kN] z

d1 [mm]

d2 [mm]

d3 [mm]

Dp, Dz, Dt [mm]

f [Hz]

� [N]

F1, 1, Ft1 [N]

F8, Fz8, Ft8 [N]

fF -

fH -

FN [N/mm]

�^p [N] p

ft -

Ft [N]

Ft1 [N]

nici,

Fv1 [N]

Gh [N]

h1 [mm]

h2 [mm]

ha [mm]

ha* -

hf [mm]

[mm]

i -

k1% [N/mm]

KA -

KAS -

dem na trvalou deformaci, vznik trhliny nebo lomu z

KF -

KFv -

ohyb)

K_� -

na ohyb)

K� -

KH -

KHv -

K_H -

K_H -

ktp -

l1, 1, 18, 1 [mm] F

l7 [mm] F

l8, h8, 8 [mm] F

L [mm]

Ls [mm]

m [mm]

M [Nm]

M [Nm]

mk [kg]

mr [kg/m²]

n [ot/min]

n0 [ot/min]

nn -

np [ot/min]

P [kW]

p -

Pu [kN] m

q -

R [mm]

r [mm]

ra

[mm]

Re [MPa] mez kluzu

rf [mm]

Rm [MPa] mez pevnosti

rv [mm]

s [%] skluz motoru

s0 -

SFmin -

SHmin -

sp -

t [s]

T1 [Nm]

T1v [Nm]

U [V]

u -

v [m/s] rychlost posuvu kovadliny

VHV [HV] tvrdost povrchu (boku) zubu

x -

x [mm]

xmin -

xp [mm]

xT [mm]

xz [mm]

YFs -

Y -

Y -

z1 -

ZH -

ZR -

s [rad/s²]

[s]

0 [%]

F [MPa]

Flimb [MPa]

Fmax [MPa]

F

FP [MPa]

FPmax [MPa] F

FSt [MPa]

Hlim [MPa]

Hmax [MPa] F

HO [MPa]

HP [MPa] H

HPmax [MPa] F

OFlimb [MPa] ohybu

OHlim [MPa]

[mm]

[N]

0 [N]

7 [N]

o [N]

[N]

y [N] v ose Y

[N]

[N] ose Z

[N]

[N]

1 [N] s

2 [N] S

[N]

[kgm²]

, , -

[mm]

10 [10⁶ ot]

10 [h]

O [Nm]

Oy [Nm] ose y

Oz [Nm] ose z

[kN]

0 [kN] e

[N] A

[N] Z RA

[N] Y RA

[N] B

[N] ) RB

[N] Y RB

[mm]

[m/s²] [mm]

[mm]

, [mm]

[mm]

[mm]

, , -

-

, , [N/mm]

[mm]

[mm]

0, 0 [mm]

1 [ot/min]

20 [ot/min]

, , -

[ot/min]

[MPa]

[mm]

[mm]

1, 1 [mm] F

8, 8 [mm] F

[rad]

1 [rad]

- - - -

[MPa] ohybu

[MPa] ohybu

[MPa] HMH

[MPa] t

[MPa]

[MPa]

20 [rad/s]

2 [rad/s]

Úvod

S ohledem na ekonomickou náročnost bydlení, je vytáp ní bytových prostor pod- statnou položkou v rozpočtu domácnosti. σelze se tedy divit, že i p es dostupnost nových technologií a trend v energetice stále p etrvává obliba vytáp ní dom d evem. D vodem je také fakt, že kotle na tuhá paliva jsou levným topidlem a počáteční investice do tako- véto topné soustavy je n kolikanásobn nižší, než nap íklad po izovací náklady na tepelné čerpadlo. Další výhodu lze najít p i porovnání ceny za kilowatthodinu energie, kde výdaje za vytáp ním domu či bytu d evem jsou stále nižší, než p i použití jiných zdroj . Otázku komfortu a časové náročnosti na obsluhu a údržbu takovéhoto za ízení potom eší nap í- klad možnost automatizace, pop ípad lze kotle p ipojit na akumulační nádrže, čímž se jejich provoz zjednodušuje, celkov roste jejich efektivita a šetrnost k životnímu pro- st edí. Vytáp ní d evem nemusí být také realizováno jako primární zdroj tepla a lze kom- binovat s jinými zdroji, čímž lze celkové náklady podstatn snížit. Lidé, kte í se potom rozhodnou pro tento druh vytáp ní mohou dále ovlivnit náklady na nákup palivového d eva jeho svépomocnou p ípravou, kde m že být hodnota metru krychlového nezpraco- vaného materiálu tém o polovinu levn jší než cena za d evo již naštípané. Z tohoto d vodu potom vzniká poptávka po štípačkách d eva určené pro domácí použití.

V práci je kladeno za cíl navrhnout mechanismus mobilní štípačky na d evo, která vyvine maximální sílu na štípací klín 30 kN a do níž bude možné vložit poleno o délce do 60 cm. Takováto štípačka je potom dle parametru za aditelná do kategorie štípaček pro domácí „hobby“ použití, které je více mén sezónní s čímž se také počítá p i volb život- nosti ložisek a celé konstrukce. D ležitým a rozhodujícím faktorem pro eventuálního uži- vatele m že být vedle síly také doba cyklu, za tímto účelem je potom snaha tento čas zkrátit na minimum, kde se však limitou stává pot ebný výkon stroje. Z tohoto d vodu je volen pohon kovadliny ozubeným h ebenem, kde je hlavním zdrojem energie naakumu- lovaná v setrvačníku. Hlavní nevýhodou tohoto pohonu je ráz, vznikající z d vodu rozdílu rychlostí p i záb ru pastorku a ozubeného h ebenu. Tento nedostatek je odstran n za po- moci t ecí spojky, která p ed záb rem srovná obvodovou rychlosti pastorku s rychlostí posuvu h ebene. Dle dostupných zdroj je potom uvažováno s rychlostí posuvu 35 cm/s.

Z pohledu ergonomie je rám koncipován horizontáln . Pro snadnou manipulaci je štípač na stran t žišt u motoru opat en kolečky a na stran druhé madlem.

Rozd lení štípaček

V dnešní dob se na trhu vyskytují štípače, které m žeme rozd lit do kategorií podle n kolika hlavních kritérií:

1.1. Dle principu d lení materiálu

Štípače s klínem – d lení v tomto p ípad zajiš uje klín, který je vtlačován do mate- riálu.

Štípače s kuželem – u tohoto zp sobu dochází k d lení materiálu pomocí kuželového trnu se šroubovicí, který se díky svému rotačnímu pohybu zavrtává do kulatiny.

1.2. Dle konstrukce

Vertikální štípače – Základní části vertikální štípače sestávají z tuhého základního rámu, na kterém je ve svislém sm ru uložen sloup štípacího klínu, vym nitelného štípa- cího klínu Ěnožeě, který koná hlavní pohyb, dále ze základové desky, která slouží k ulo- žení kulatiny, držák polen, které aretují poleno v dané poloze a zabra ují tak jeho vypadnutí, ovládací páky, která je opat ena kryty, pohonu, podstavce zajiš ujícího stabi- litu a pojezdových kol, které slouží k manipulaci. Rozsah pohybu klínu lze u v tšiny ští- pač pro zvýšení produktivity a šet ení energie nastavit v závislosti na délce štípaného materiálu. K nastavení rozsahu slouží bu to možnost nastavení horního dorazu pístu, kde by se výška klínu m la pohybovat zhruba 5 cm nad

polenem. Další variantou je možnost posuvu pra- covního stolu, kde je doporučené zastavení klínu nad stolem zhruba 10 cm. [2]

Hlavními výhodami vertikálních štípač jsou:

- Možnost navalení t žších polen - Vysoká produktivnost

- Pro zpracování v tších objem d eva - Velký rozsah délek zpracovávaných polen - Kompaktn jší tvar pro skladování

- V tší štípací síly [4]

Obr. 1 HECHT 6061 [1]

Mezi nevýhody m žeme za adit nap íklad:

- τbtížn jší manipulaci - T žší konstrukci - Vyšší cenu

Horizontální štípače – koncepčn se od vertikálních štípač liší p edevším v uložení pracovní plochy, která je u tohoto typu situována ve vodorovné poloze. Hlavní pohyb v tomto p ípad vykonává kovadlina, která natlačuje kulatinu na klín. Díky své kon- strukci je vhodn jší pro d lení menších kus d eva, které se musí vyzdvihnout na pracovní plochu. Stejn jako u štípač vertikálních lze u horizontálních štípač p izp sobit délku chodu kovadliny.

Jakožto výhody horizontálních štípač m žeme uvést:

- Cenovou dostupnost - Lehkou konstrukci - Snadnou manipulaci

- Pohodlnou obsluhu p i práci s mén rozm rnými poleny

Na úkor nevýhodám, mezi které pat í^: - Menší produktivita

- Menší pracovní síla

Kombinované štípače – spojují klady horizontálních a vertikálních štípač , díky čemuž se stávají velice všestrannými. Pracovní pozice je u tohoto druhu nastavitelná v n - kolika polohách, což je výhodné zejména p i zpracovávání r zn rozm rných polen.

Tento technický kompromis se však odráží p edevším v cen a robustnosti rámu.

1.3. Dle druhu pohonu

Hydraulické štípačky – jsou nejv tším zástupcem štípaček na trhu. Jejich p edností je p edevším tichý a plynulý chod. K pohonu štípacího klínu, nebo kovadliny, slouží p í- močarý hydromotor, který m že dosáhnout síly v rozsahu od 5 do 30 t. Tlak pot ebný pro provoz je tvo en hydrogenerátorem. σevýhodou t chto štípaček je preciznost výroby, která musí zajistit t snost celého hydraulického obvodu, pot eba vým ny oleje v obvodu

Obr. 2 HECHT 6370 H [1]

po cca 150 pracovních hodinách [3] a ekologické znečišt ní prost edí v d sledku úniku hydraulického oleje.

Pohon hydrogenerátoru je možné realizovat pomocí:

- Elektromotoru 230 / 400 V - Kardanu

- Benzínového motoru - Dieselového motoru - Hydro p ípoje

- Kombinací výše uvedených

Mechanické štípačky – jejich hlavní p edností je rychlost štípání, která je n kolikaná- sobn vyšší ve srovnání se štípačkami hydraulickými, čehož je docíleno za pomoci setr- vačníku. Setrvačník je umíst n na společném h ídeli společn s ozubeným pastorkem a

emenicí, která je pohán na elektromotorem, či benzinovým motorem. Kovadlina se uvádí do pohybu p itlačením ozubeného h ebene na pastorek. σevýhodou jsou velké rázy a síly p sobící na mechanismus zejména p i počátečním záb ru pastorku s h ebenem, což má hlavní vliv na životnost zub kola. M že takto docházet k pittingu, trvalým deforma- cím anebo k otlačení povrchu zub . Mechanické štípačky také nedisponují možností na- stavování dráhy dojezdu^, tento nedostatek je však p i daných rychlostech posuvu zanedbatelný. [5]

Obr. 3 M DR RapidFire K34 Pro-XL Model [5]

1.4. Dle parametr

Hobby štípačky hydraulické - Síly do 5 t

- Rychlost štípání do 5 cm/s

- Maximální délka štípaného materiálu do 50 cm - Pr m r štípaného materiálu do 25 cm

- P íkon do 1,5 kW

Poloprofesionální štípačky hydraulické - Síla do 15 t

- Rychlost štípání do 11 cm/s

- Maximální délka štípaného materiálu do 100 cm - Pr m r štípaného materiálu do 40 cm

- P íkon okolo 4 kW

Profesionální štípačky hydraulické - Síla 30 t i více

- Rychlost štípání do 11 cm/s

- Max. délka štípaného materiálu 135 cm Mechanické štípačky

- Síla rázu 10 t - 34 t - Rychlost 20-30 cm/s

- Délka štípaného materiálu 40-60 cm - Pr m r štípaného materiálu do 40 cm - P íkon do 1,5 kW

2. Konstrukční ešení

Konstrukce vychází z p edb žné rozm rové skici, kterou m žeme vid t na obr. 4, společn s vyznačenými pozicemi jednotlivých dílc . Mechanismus sestává z elektro- motoru (2) s hnací emenicí Ě3ě, která pohání plochým emenem Ě5ě emenici hnanou (7). emenice Ě7ě je spojena h ídelem Ě6ě se setrvačníkem (10) a pastorkem (4). Kovad- lina Ě11ě se uvádí do chodu pákovým mechanismem ĚŘě, který zapne t ecí spojku Ěřě.

Sepnutím spojky Ěřě dojde k urychlení ozubeného h ebene Ě1ě a vtlačení polena na ští- pací klín Ě13ě. Celá konstrukce je uložena na rámu Ě12ě.

Obr. 4 R

2.1. Pohon

Pro pohon je zvolen trojfázový nízkonap ový asynchronní motor firmy Sie- mens s označením 1LE1001-1AD52-2AA4 zapojeným do trojúhelníka s nominálními pa- rametry dle katalogového listu Ěp íloha 1ě: U = 230 V, f = 50 Hz, n = 695 ot/min, P = 1,1 kW.

2.2. Návrh pastorku a ozubeného h ebene

Výpočet vychází ze vztah dle normy ČSσ τ1 46Ř6, pro zjednodušený kontrolní výpočet. Výpočet sestává z návrhu modulu a ší ky ozubení a poté z ov ení únavy v do- tyku, kontrole na dotyk p i jednorázovém p sobení nejv tšího zatížení, kontrole z hle- diska únavy v ohybu a kontroly na ohyb p i jednorázovém p sobení nejv tšího zatížení.

O437,6

O₅₀

342,5

O 167 79

690

620

2120

924

2 3 5

1 4 6 7 8 9 10 11 12 13

O₅₀₀

Výpočet je proveden pouze pro pastorek, jelikož zuby h ebene jsou mohutn jší a nehrozí tedy jejich poškození. Pro volbu jednotlivých součinitel jsou využity tabulky a grafy z výukového textu [6].

2.2.1. Návrhový výpočet modulu pastorku

Za materiál pastorku je zvolena konstrukční slitinová ocel ČSσ 16 343. Povrchy zub jsou broušeny a povlakovány vrstvou Tribobond™ 40 DLC, pro zvýšení tvrdosti a životnosti povrchu zub [7].

Mechanické vlastnosti oceli:

VHV = 1600 HV Rm = 965 MPa Re = 750 MPa

OHlim = 1180 MPa

OFlimb = 730 MPa

Pro výpočet momentu je zvolena obvodová síla, která p sobí na pastorek, rovna maximální štípací síle Ft = 30 kN a p edb žný pr m r pastorku d1 = 72 mm.

Výpočet momentu:

1

Součinitelé pot ebné pro výpočet:

f^F = 18 KA=1,75 KH =1,2

KF = KA.KH = 2,1 bwF/m = 16

z1 = 12

Flimb ^oFlimb

FP = 0,6 Flimb = 0,6 730 =438 MPa

= 5,4 mm ²

Zvolený modul m = 6 mm

2.2.2. Návrhový výpočet pr m ru pastorku

Součinitelé pot ebné pro výpočet:

fH = 770 bwH/d1 =1,1

KH = KA.KH = 2,1

Hlim ^oHlim

HP = 0,8 Hlim = 0,8 1180 = 944 MPa u = 1

Návrhový výpočet pr m ru:

³

Zvolen pr m r d¹ = 72mm

Pr m r pastorku čili počet zub je volen co nejmenší. Docílí se tím pot eby vyšších otáček, které jsou nutné pro dosažení požadované rychlosti kovadliny, což má za výsledek zvýšení naakumulované energie setrvačníku a pot ebu menšího p evodu emenového p e- vodu, kterým je pastorek pohán n.

2.2.3. Výpočet korekce pastorku

τzubení pastorku je navrženo kladn korigované, za účelem docílení zv tšeného nosného pr ezu a zabrán ní pod ezání v pat zubu. Zubu se tímto zvýší ohybová odol- nost, je mén náchylný na zlomení v oblasti paty p i p sobení rázu a celkov se zv tší jeho dynamická únosnost. [8]

Počet zub :

4

Výpočet minimální korekce:

5

Zvolená jednotková korekce x = 0,5

V d sledku korekce je nutné p epočítat n které parametry ozubení, aby byla zaručena smontovatelnost, jelikož polom r valivé kružnice je rozdílný od polom ru kružnice roz- tečné. Pro výpočet je voleno ha* = 1, c^* = 0,25. Zv tšení polom ru valivé kružnice s sebou nese i p epočet pot ebného p enášeného momentu.

Výška hlavy zubu:

6

Výška paty zubu:

7

Polom r valivé kružnice:

8

Polom r patní kružnice:

9

Polom r hlavové kružnice:

10

P epočet momentu:

11

2.2.4. Kontrola pastorku z hlediska únavy v dotyku

Výpočet určuje bezpečnost navrhnutého soukolí z hlediska Hertzových tlak na bo- cích zubu, které vedou k progresivní tvorb pittingu [6].

Součinitelé pot ebné pro výpočet:

ZE = 190 ZH = 2,5 Ze = 1 KA = 1,75 KH = 1,2 bwh = 96 mm KH KHv = 1,2 ZR = 1

Nap tí v dotyku p i ideálním zatížení p esných zub :

12

Součinitel p ídavných zatížení (pro výpočet na dotyk):

13

Nap tí v dotyku (Hertz v tlak) ve valivém bod :

14

Bezpečnost proti vzniku únavového poškození bok zub :

15

Pro dimenzování soukolí na neomezenou životnost, by m l být součinitel SHmin ro- ven minimáln hodnot 1,1. Z výsledku v rovnici 15 plyne, že p evod bude mít omezenou životnost z hlediska únavy v dotyku. Vzhledem k aplikaci a namáhání, které p sobí pouze p i rázu je však tato hodnota akceptovatelná.

2.2.5.

Kontrola na dotyk p i jednorázovém p sobení nejv tšího zatížení Výpočet ov uje schopnost p evodu jednorázov p enést nejv tší zatížení, bez toho aniž by došlo ke k ehkému lomu anebo trvalé deformaci povrchové vrstvy boku zubu [6]. Z podmínky KAS KA volím KAS = 1,75.

Obvodová síla p sobící v čelním ezu na roztečné kružnici, odpovídající 1. stupni zatí- žení:

K ¹⁶

Nejv tší nap tí v dotyku vzniklé p sobením síly Ft:

17

P ípustné nap tí v dotyku p i nejv tším zatížení silou Ft1:

18

Podmínka pro p enos zatížení:

19

Porovnáním výsledk z rovnic ¹⁷ a 18je patrné, že podmínka ¹⁹je spln na.

2.2.6. Kontrola z hlediska únavy v ohybu

Tato kontrola zjiš uje, zda je p evod schopen vydržet dynamické namáhání ohy- bem v d sledku kterého by mohlo dojít k únavovému lomu v oblasti paty zubu [6].

Součinitelé pot ebné pro výpočet:

K_F ≈ KHb =1,2 KF x KFv = 1,2 YFS = 3,55 Y = 1 Y = 1

Součinitel p ídavných zatížení (pro výpočet na ohyb):

20

Ohybové nap tí v nebezpečném pr ezu paty zubu:

21

Součinitel p ídavných zatížení (pro výpočet na ohyb):

22

Výpočet v rovnici ²²spl uje podmínku SFmin ≥ 1,4. Kolo z hlediska únavy v ohybu vyhovuje.

2.2.7. Kontrola na ohyb p i jednorázovém p sobení nejv tšího zatížení

P i jednorázovém p sobení nejv tšího zatížení m že dojít z d vodu p sobení ohy- bového momentu k trvalé deformaci, k ehkému lomu nebo vzniku trhlin v pat zubu.

Proto musí být spln na podmínka ^FPmax ≥ ^Fmax [6].

FSt = 1,6 Flimb = 1,6 730 = 1 168 MPa

P ípustné nap tí v ohybu p i nejv tším zatížení (silou Ft1):

23

Nejv tší místní ohybové nap tí v pat zubu, vzniklé p sobením síly Ft1:

� �

� ²⁴

Po dosazení výsledk z rovnic 23 a 24 do počáteční podmínky lze konstatovat, že zuby namáhání na ohyb vydrží.

2.2.8. Kontrola h ebene na ohyb

Kontrola h ebene na maximální pr hyb a nap tí v ohybu byla provedena pomocí metody konečných prvk . P i zadání okrajových podmínek bylo uvažováno s minimální délku štípaného materiálu 200 mm. V míst záb rové k ivky v bodu ů, která je vzdálena 6 mm od hlavy zubu h ebene, je umíst na válcová vazba, která umož uje rotaci kolem tohoto bodu a zabra uje v pohybu v horizontálním sm ru. Pro bod B, který leží ve stejné rovin jako bod A, byla zadána okrajová podmínka, která povoluje rotaci a posuv po této rovin . Do místa B byla umíst na maximální síla Ft = 30 kσ. Pro ocel ČSσ 16 343 je uvažováno dovolené nap tí v ohybu MPa

Obr. 7 M

Výsledky analýzy ukázaly maximální hodnotu redukovaného Von Misesova nap tí

Obr. 5 S

Obr. 6 M

2.3. Návrh emenového p evodu

emen musí p enést maximální výkon motoru a zajistit požadovaný p evod. Toho je docíleno t ecí vazbou mezi emenicí a povrchem emene, která je realizována jeho p e- depnutím. P i p etížení mechanismu m že emen krátkodob prokluzovat a ochrání tak motor p ed poškozením, pop ípad dojde pouze k porušení emene, který je však vý- m nný.

Je zvolen emen od firmy Habasit s označením TC-35ER [9], který má polyestero- vou tažnou vrstvu, textilní krycí vrstvu a gumovou vrstvu tažnou. σapnutí PET emene doporučené výrobcem je v rozmezí 1 - 2 % [10]. Parametry emene jsou uvedeny v ta- bulce 1.

Tabulka 1 P TC-35ER

σůP TÍ P I 1 % PRτTůŽEσÍ

k1% [N/mm]

DτVτLEσÁ στMI- σÁLσÍ τBVτDτVÁ

SÍLů σů JEDστT- KτVτU ŠÍ KU

FN [N/mm]

MIσIMÁLσÍ PR M R

EMEσICE [mm]

KOEFICIENT T EσÍ

f

VÁHů EMEσE mr [kg/m²]

18 38 50 0,4 2,6

2.3.1. Geometrie emenového p evodu

Pro daný motor o výkonu P = 1,1 kW s otáčkami n = 6ř5 ot/min a požadovanou rychlost kovadliny v = 35 cm/s je nejd íve pot eba určit p evodový pom r. S ohledem na nejmenší pr m r emenice a maximální obvodovou rychlost danou výrobcem emene vo- lím výpočtový pr m r hnací emenice d2 = 60 mm.

P i daném výkonu, otáčkách a pr m ru emenice lze vypočítat užitečná obvodová síla. Pro výpočet napínací síly je nutné určit pro osovou vzdálenost a = 381 mm pomocný úhel a úhel opásání viz skica na obr. 8. Podle minimální napínací síly a síly p i napnutí emene o 0 = 1,5 % jeho délky se vypočítá pot ebná ší e emene, která se zaokrouhlí nahoru podle normalizované ší ky udávané výrobcem. Pro danou zvolenou ší ku se p e- počítá síla p i napnutí a sílaFv1 v tažné v tvi emene p i provozu. Pro kontrolu emene je nutné porovnat dovolenou nominální obvodovou sílu v emeni se silou Fv1.

P i vyšších obvodových rychlostech nebo velkém pr ezu emene je nutné ov it vliv odst edivé síly na odlehnutí, díky kterému by mohlo dojít k prokluzu. Pro nákup emene je nutné vypočíst jeho délku, která jde volit ze standardizovaných délek, nebo je možné objednat emen dle vlastní navržené délky a požadovaným spojem. Spojení e- menu se provádí bu to lepením, šitím a nebo sponkováním.

P i výpočtu byla zanedbána vzdálenost tažné vrstvy od vnit ní strany emene a vzhledem k relativn nízkým otáčkám a váze emene i vliv odst edivé síly.

Obr. 8 G

Otáčky pastorku:

25

Pot ebný p evodový pom r:

26

Výpočtový pr m r hnané emenice:

mm 27

Výpočtová délka emene:

a cαs

cαs ²⁸

Pomocný úhel:

29

Úhel opásání hnané emenice:

30

U

³¹

Minimální p edp tí:

³²

Minimální ší e emene:

k 33

Zvolená ší e emene s = 30 mm

Síla p edepjetí v emeni p i napnutí 0 aší i s:

k ³⁴

Zatížení h ídel za klidu:

cαs cαs ³⁵

Síla v tažné v tvi za pohybu:

�_s ³⁶

Síla v odlehčené v tvi za pohybu:

�s ³⁷

Tahové nap tí v tažné v tvi za pohybu:

38

Zatížení h ídel za pohybu:

cαs

cαs

39

Hodnota nap tí v tažné v tvi za pohybu Ěrovnice 38ě je nižší, než dovolená nomi- nální obvodová síla daná výrobcem emene Ětabulka 1), z čehož lze soudit, že zvolený

emen vyhovuje. Výsledek výpočtu byl pro potvrzení funkčnosti ov en softwarem POWER-SeleCalc, který je pro návrh doporučen výrobcem emenu. Zpráva z uvedeného programu se v záv ru o použitelnosti emene shoduje s provedeným výpočtem Ěp íloha 2).

Jelikož v katalogu nelze dohledat vzdálenost tažné vrstvy od vnit ní strany emene, byla zvolena délka, kterou by bylo nutné instalovat, na hodnotu udanou výpočtovým pro- gramem Ls =1 725 mm. Tato hodnota je rovna délce po instalaci emene, která je však zmenšena o napnutí emene o 1,5 %,

což je vhodné z hlediska konstrukce na- pínacího za ízení, které takto musí vy- kompenzovat pouze výrobní tolerance.

Po instalaci emene se p ed za- b hnutím stroje musí nechat emen dle údaj výrobce 2 až 3 hodiny ustálit, je- likož nap tí v emeni je po prvním na- pnutí až o 50 % vyšší viz obr. 9. Po t ech hodinách dojde v emeni k po- klesu nap tí na požadovanou hodnotu, která je již stálá. S tímto zvýšeným na- p tím je nutné uvažovat p i návrhu ulo- žení. [10]

Obr. 9 P F N

2.4. Uložení pastorku 2.4.1. Výpočet reakcí

Pro návrh pr m ru h ídele a výpočet životnosti ložisek je nejd íve nutné stanovit reakce v uloženích R^A a RB, které jsou určeny jako výslednice jejich složek ve sm ru osy Z a Y podle skici na obr. 10. Pro výpočet je uvažováno s nejvíce kritickým stavem, který nastává p i záb ru h ebene a pastorku kde p sobí nejv tší zatížení silou Ft = 30kN. Tíha emenice G1 = 443 σ a setrvačníku G2 = 429 σ byla určena z 3D dat. Pro p ízniv jší rozložení krouticího momentu je konstrukcí setrvačníku a emenice zajiš- t no M1 = M2 = M.

Obr. 10 S pastorku

R

Bx

M

₂

2M M

₁

R

Ay

Ft

Fro

G1 G2

x z

R

Az

R

Bz

R

By

F

ry

F

rz

dv = 78

bw = 96

c = 53,5 a = 85 b = 85 d = 39

Rozklad napínací síly do osy z:

cαs cαs ⁴⁰

Rozklad napínací síly do osy y:

cαs cαs ⁴¹

Radiální síla od ozubení:

tan tan ⁴²

Momentová podmínka k ose x:

43

Momentová podmínka k ose y:

44

Rovnice rovnováhy v rovin XZ:

45

Momentová podmínka k ose z:

46

Rovnice rovnováhy v rovin XY:

47

Reakce v míst uložení A:

⁴⁸

Reakce v míst uložení B:

⁴⁹

2.4.2. Návrh h ídele

H ídel je dynamicky zat žována kombinací st ídavého ohybu a míjivého krutu za rotace. Pro h ídel je vybrána za materiál zušlecht ná ocel ČSσ 12 061 s mezí pevnosti v tahu Rm = ř50 MPa a mezí kluzu Re = 520 MPa. V místech vrubu I, II a III je nutné provést kontrolní výpočet z hlediska dynamické únosnosti. Daná h ídel má rozm ry:

v míst I pr m r , v místech II a III m.

Obr. 11 S

Ft Fro

x z

R

Az

R

Bz

R

By

F

ry

F

rz

G1 G2

R

Ay

M

₂

2M

M

₁

Ra 0,8

BROUŠENO BROUŠENO

BROUŠENO

Ra 0,8

Ra 0,8

O 40 O 46O 40

d = 39

f = 56,5 R 1

e = 71 c = 53,5

R 1

339

b = 85 a = 85

III

I

II

Kontrola v míst I

Ohybový moment k ose y v míst I:

50

Ohybový moment k ose z v míst I:

51

Výsledný ohybový moment v míst I:

= ₅₂

Pro výpočet hodnoty mezního nap tí je volen součinitel koncentrace nap tí pro drážko- vání . Součinitele pro výpočet vrubové citlivosti dle Thuma pro hodnoty = 0,5, Rm = 950 MPa rovny a . Dále je vybrán součinitel veli- kosti a součinitel jakosti povrchu [11].

Součinitel vrubové citlivosti pro ohyb:

53

Vrubový součinitel pro ohyb:

54

Mez únavy v ohybu:

= 213 MPa ⁵⁵

St ídavé nap tí v ohybu v míst I:

56

Součinitel bezpečnosti v ohybu v míst I:

57

Součinitel vrubové citlivosti pro krut:

58

Vrubový součinitel pro krut:

59

Mez únavy v krutu:

= 135 MPa ⁶⁰

Mez únavy v krutu pro míjivé zatížení:

61

Míjivé nap tí v krutu v míst I:

62

Součinitel bezpečnosti v krutu v míst I:

63

Celková bezpečnost v míst I:

64

Kontrola v míst II a III

Ohybový moment k ose y v míst II:

65

Ohybový moment k ose z v míst II:

66

Výsledný ohybový moment v míst II:

= 67

Ohybový moment k ose y v míst III:

⁶⁸

Ohybový moment k ose z v míst III:

⁶⁹

Výsledný ohybový moment v míst III:

= 70

Pro a byl zvolen součinitel koncentrace nap tí . Součini- tele pro výpočet vrubové citlivosti dle Thuma pro hodnoty = 1, Rm = 950 MPa rovny a . Dále je určen součinitel velikosti

a součinitel jakosti povrchu [11]. Únosnost bude dále kontrolována jen v míst II, jelikož vrub je zde stejný jako v míst III, avšak hodnota ohybového momentu je vyšší.

Součinitel vrubové citlivosti pro ohyb:

71

Vrubový součinitel pro ohyb:

72

Mez únavy v ohybu:

= 162 MPa ⁷³

St ídavé nap tí v ohybu v míst II:

74

Součinitel bezpečnosti v ohybu v míst II:

75

Pro hodnotu a byl určen součinitel tvaru k = 1,6. [11]

Součinitel vrubové citlivosti pro krut:

76

Vrubový součinitel pro krut:

77

Mez únavy v krutu:

= 134 MPa ⁷⁸

Mez únavy v krutu pro míjivé zatížení:

79

Míjivé nap tí v krutu v míst II:

80

Součinitel bezpečnosti v krutu v míst II:

81

Celková bezpečnost v míst II:

82

H ídel vyhovuje s nejmenším koeficientem bezpečnosti 1,5 v míst I.

2.4.3. Kontrola ložisek

Pro uložení h ídele v míst ů je navrženo válečkové ložisko NCF 3008 CV a v míst B kuličkové ložisko s označením 6308-2RZ z katalogu firmy SKF. Ložisko je v míst B axiáln zajišt no proti pohybu, v míst ů konstrukce ložiska umož uje pohyb vn jšího kroužku, aby se zamezilo vzniku p ídavného zatížení p i tepelných dilatacích. Pro výpo- čet je uvažováno s doporučenou min. životností ložiska L10hmin = 3000 provozních hodin.

Kontrola v míst uložení A

Parametr Hodnota Jednotky

d 40 mm

D 68 mm

B 21 mm

d1 50 mm

D 58 mm

E 61,74 mm

r1,2 min 1 mm

r3,4 min 0,3 mm

da min 45 mm

das 47,9 mm

Da max 63 mm

Db max 65 mm

ra max 1 mm

rb max 0,3 mm

C 57,2 kN

C0 69,5 kN

Pu 8,15 kN

Max. otáčky

Ekvivalentní statické zatížení:

⁸³

Kontrola statické únosnosti:

84

Ekvivalentní dynamické zatížení:

⁸⁵

Základní trvanlivost p i 90 % spolehlivosti:

ů áč ⁸⁶

Základní trvanlivost v provozních hodinách:

⁸⁷

Pro rázová zatížení by m lo ložisko spl ovat podmínku nejnižší hodnoty s0 2,5.

Tato podmínka je dle rovnice 84 spln na. Ložisko také spl uje požadavek na minimální trvanlivost v provozních hodinách.

Kontrola v míst uložení B

Parametr Hodnota Jednotky

d 40 mm

D 90 mm

B 23 mm

d1 56,11 mm

D2 77,7 mm

r1,2 min 1,5 mm

da min 49 mm

da max 56 mm

Da max 81 mm

ra max 1,5 mm

C 42,3 kN

C0 24 kN

Pu 1,02 kN

Max. otáčky 8 500 ot/min

Referenční otáčky 17 000 ot/min

Tabulka 3 P -2RZ [13] Obr. 13 R -2RZ [13]

Ekvivalentní statické zatížení:

⁸⁸

Kontrola statické únosnosti:

89

Ekvivalentní dynamické zatížení:

⁹⁰

Základní trvanlivost p i 90 % spolehlivosti:

ů áč ⁹¹

Základní trvanlivost v provozních hodinách:

⁹²

Pro rázová zatížení musí být hodnota součinitele statické bezpečnosti pro bodový styk s0 1,5. Tato podmínka je dle rovnice ⁸⁹ spln na. Ložisko také spl uje požadavek na minimální trvanlivost v provozních hodinách.

2.4.4. Návrh drážkování h ídele

P enos krouticího momentu mezi pastorkem a h ídelem je realizován rovnobokým drážkováním se st ed ním na bocích zub b dle ČSσ 01 4ř42, bez časté demontáže, které je vhodné pro zatížení s rázy. Uvažovaný dovolený tlak pro kontrolu bok zub je .

Účinná plocha drážek na jednotku délky náboje:

93

Minimální délka drážkování:

94

Minimální délka je menší než délka drážkování zvolená ld = 96 mm, drážkování vyhovuje.

2.4.5. Návrh t sných per

Pera zajiš ují p enos krouticího momentu mezi h ídelem a emenicí a mezi h íde- lem a pastorkem. Pro materiál per byla vybrána ocel ČSσ 12 060. Pro daný materiál je dovolený tlak na bocích pera pD = 170 MPa, dovolené nap tí ve smyku D = 80 MPa a volená minimální bezpečnost

k

tp = 1,2. Dle normy je výška pera hp = 8 mm a ší ka pera bp = 12 mm.

Minimální délka pera:

95

Volím pera s účinnou délkou l^p = 48mm.

Kontrola pera na st ih:

96

σavržená pera vyhovují na otlačení i na st ih.

2.5. Výpočet setrvačníku

Pro návrh momentu setrvačnosti hmot je počítáno s dráhou impulsu pot ebnou k rozštípnutí polena za pomoci setrvačnosti x = 4 mm. Po této vzdálenosti bude proces

štípání dokončen pouze za pomoci výkonu elektromotoru. Je uvažováno pouze se setr- vačnosti emenice a setrvačníku. τstatní členy jsou zanedbány s ohledem na jejich hmot- nost, pop ípad malou rychlost posuvu.

P i odebírání kinetické energie ze setrvačníku dochází dle druhé impulsové v ty k postupnému klesání jeho otáček. Zárove se začne více zat žovat asynchronní motor, což se projeví zv tšením jeho skluzu mezi statorem a rotorem. P ed p ipojením zát že na mo- tor odpovídá jeho stav chodu naprázdno, kde se otáčky motoru blíží k otáčkám synchron- ním.

Pro výpočet je počítáno s p ípustným skluzem motoru, který je dán výrobcem, p i plném zatížení o s = 20 % a počtem pólových dvojic motoru p = 4 [14]. Jelikož výrobce neudává v katalogovém listu hodnotu skluzu na prázdno, jsou odhadnuty otáčky p i b hu naprázdno, respektive se zat žujícími pasivními odpory, n⁰ = 725 ot/min.

Obr. 15 M ho stroje [15]

Synchronní otáčky motoru:

97

Otáčky motoru p i skluzu 20%:

98

Otáčky setrvačných hmot p i skluzu 20%:

99

Úhlová rychlost setrvačných hmot p i skluzu 20%:

100

Otáčky setrvačných hmot p i b hu naprázdno:

101

Úhlová rychlost setrvačných hmot p i b hu naprázdno:

102

Moment dodávaný motorem:

103

Výsledný pr m rný moment sil:

104

Čas p sobení setrvačníku:

105

Úhlové zrychlení:

106

Pot ebný moment setrvačnosti:

107

Pot ebný moment setrvačnosti musí být rozd len mezi emenici a setrvačník. Pro odlitky je zvolena šedá litina ČSσ 42 2415 s hustotou = 7 030 kg/m³, vn jší polom r daný polom rem emenice R = 243,3 mm, tlouš ku disku h1 = 15 mm a tlouš ku nákružku h2 = 60 mm. Pro dané rozm ry je nutné dopočítat vnit ní polom ru nákružku emenice r.

Výpočet polom ru nákružku:

108

Pro zajišt ní pot ebného momentu setrvačnosti musí mít emenice a setrvačník roz- m ry R =243,3 mm, r = 180 mm, h1 = 15 mm, h2 = 60 mm.

Pomocí metody konečných prvk byla provedena kontrola pevnosti p i p sobení odst edivé síly pro úhlové zrychlení = -145,5 rad/s² aúhlovou rychlost .

l1 = 300

L8 = 900 l7 = 895

ůnalýza ukázala nejvyšší hodnotu Von Misesova ekvivalentního nap tí 8,9 MPa, které je menší než dovolené nap tí pro daný materiál.

2.6. Návrh pružiny zp tného pohybu

Zp tný pohyb kovadliny je realizován dv ma tažnými pružinami. Dop edný pohyb musí být zabrzd n d íve, než h eben vyjede z p ítlačného mechanismu. Proto je zvolena délku zabrzd ní xz = 5 mm, kde je koncová rychlost v0 = 0 m/s. Hmotnost kovadliny s h ebenem byla určena z 3D dat na m^k = 25 kg.

Zrychlení kovadliny:

109

Pot ebná pr m rná síla brzd ní:

110

Pot ebná pr m rná síla pružiny p i brzd ní:

111

Pružina bude vyrobena z pružinové oceli ČSσ 14 260 s mezí únavy p i dynamickém namáhání a modulem pružnosti ve smyku G = 81 000 MPa

Pozice p i délce l1 = 300 mm odpovídá krajní poloze kovadliny na doraze, p i vzdá- lenosti l7 = 895 mm dojde k vyjetí h ebene z pastorku a mechanismus začne brzdit až do vzdálenosti l8 = 900 mm. Pružina je v krajní poloze p edepjata na F1 = 10 N a pracovní síla pružiny je F8 = 180 N. Pro výpočet je zvolen součinitel bezpečnosti sp = 1,2 a st ední pr m r pružiny Dp = 32 mm.

Obr. 17 S

Pracovní zdvih:

112

Tuhost pružiny:

113

Dovolené nap tí:

114

Pr m r drátu pružiny:

115

Zvolen pr m r d^p1 = 3mm.

Pom r vinutí:

116

Korekční součinitel:

117

Počet činných závit :

118

Zvolen počet činných závit n^p = 88,5.

Délka záv rných ok:

L ¹¹⁹

Délka pružiny ve volném stavu:

120

Výsledná tuhost:

121

Výsledná síla ve stavu 8:

N 122

Výsledná síla ve stavu 7:

N 123

Pr m rná síla p i brzd ní:

N 124

Smykové nap tí v pružin ve stavu 8 :

MPa 125

Výsledná bezpečnost:

126

σavržená pružina spl uje požadavky na minimální pr m rnou sílu z rovnice 111, požadavek na bezpečnost i zástavbové rozm ry.

2.7. Návrh pružiny zvedání h ebene

ůby nedošlo p i vratném pohybu kovadliny k záb ru zub , je h eben držen tlačnou pružinou v rozpojeném stavu od zub pastorku. Pružina tedy vyrovnává tíhu h ebene Gh = 150 σ, jehož t žišt je ve vzdálenosti xT = 424 mm od otočného bodu v uložení.

Vzdálenost st edu pružiny od tohoto bodu je xp = 158 mm. Celkový zdvih, který pružina vykonává je hz = 9 mm a nejmenší vzdálenost na kterou je stlačena je h8 = 76 mm.

Za materiál pružiny je vybrána pružinová ocel ČSσ 14 260 s mezí únavy p i dyna- mickém namáhání a modulem pružnosti ve smyku G = 81 000 MPa^.

G

^h

^F

Xt = 424

Xp = 158

h8 = 76

Pot ebná minimální síla:

N 127

Pro návrh pružiny jsou zvoleny parametry Fz1 = 450 N, Fz8 = 530 N, součinitel bezpečnosti sp = 1,2 a st ední pr m r pružiny Dz = 35mm.

Tuhost pružiny:

128

Dovolené nap tí:

129

Pr m r drátu pružiny:

130

Zvolen pr m r d^z = 4,5 mm.

Pom r vinutí:

131 Korekční součinitel:

132 Počet činných závit :

133

Obr. 18 S

Zvolen počet činných závit n^z = 11, počet záv rných závit nⁿ = 2 a v le mezi závity p i p sobení nejvyšší provozní síly rovnu 0,35 mm.

Výsledná tuhost:

134

Deformace p í p sobení F^z8 :

135

Deformace p í p sobení Fz1 :

136

Délka nezatížené pružiny:

137

Délka pružiny p í p sobení Fz1 :

138 Délka pružiny p í p sobení Fz8 :

139 Smykové nap tí v pružin ve stavu 8 :

MPa 140

Výsledná bezpečnost:

141

σavržená pružina vyhovuje.

2.8. Návrh spojky

Aby nedošlo p i sepnutí mechanismu k rázu z d vodu rozdílných rychlostí pastorku a h ebene, urychluje se h eben nejd íve za pomoci t ecí spojky, na rychlost stejnou obvo- dové rychlosti pastorku na záb rové kružnici. Čas rozb hu lze takto ovlivnit vhodným návrhem pružiny, která svou silou p i sepnutí vytvá í sílu tečnou. Touto vazbou se p enáší pot ebný krouticí moment k urychlení kovadliny se h ebenem. Dochází však k prokluzu na spojce, kde je z tohoto d vodu navržen kroužek na který je spojka p itlačována z ma- teriálu Elastollan S95A [16], který má vysokou abrazivní odolnost.

Pro výpočet pot ebné síly pružiny ve spojce je uvažována dráha rozb hu l^t = 30 mm, koeficient t ení ft = 0,3. Hmotnost kovadliny s h ebenem mk = 25 kg.

Obr. 19 S

Zrychlení p i rozb hu:

142

Pot ebná tečná síla:

143

Pot ebná normálová síla:

144

F F

at

Lt8 = 23, 8

Za materiál pružiny byla vybrána pružinová ocel ČSσ 14 260 s mezí únavy p i dynamickém namáhání a modulem pružnosti ve smyku G = 81 000 MPa^.

Jelikož je spojka uložena symetricky z obou stran h ebene, je zvolena na jednu pru- žinu počáteční síla Ft1 = 85 N, dále pak Ft8 = 110 N, st ední pr m r pružiny Dt = 13mm, zdvih ht = 3mm a součinitel bezpečnosti sp = 1,2.

Tuhost pružiny:

145

Dovolené nap tí:

146

Pr m r drátu pružiny:

147

Zvolen pr m r d^t = 2 mm.

Pom r vinutí:

148

Korekční součinitel:

149

Počet činných závit :

150

Zvolen počet činných závit n^t = 9, počet záv rných závit nⁿ= 2 a v le mezi závity p i p sobení nejvyšší provozní síly rovnu 0,1 mm.

Výsledná tuhost:

151

Deformace p í p sobení Fz8 :

152

Deformace p í p sobení Fz1 :

153

Nezatížená délka pružiny:

154

Délka pružiny p í p sobení Ft1 :

155

Délka pružiny p í p sobení F^z8 :

156

Smykové nap tí v pružin ve stavu 8 :

MPa 157

Výsledná bezpečnost:

158

Pro navrženou pružinu je nutné zkonstruovat zástavbový prostor, kde p i maxi- málním stlačení bude délka pružiny 23,8 mm.

3. Cenové zhodnocení

Ceny nakupovaných díl jsou brány dle katalog . Pro vyráb né dílce je cena od- hadnuta, její výše by závisela na sériovosti a technologických možnostech výrobce.

Tabulka 4 C

Název součásti / podsestavy Norma Počet kus

Cena za kus [Kč]

Cena celkem

[Kč]

Sva enec rámu - 1 2 000 2 000

Krytování - 1 2 300 2 300

Setrvačník - 1 1 900 1 900

emenice hnaná - 1 890 890

emenice hnací - 1 100 100

Plochý emen TC-35ER - 1 1 100 1 100

Elektromotor 1LE1001-1AD52 - 1 6 667 6 667

σouzový vypínač - 1 350 350

Spínač - 1 250 250

H ídel pastorku - 1 1 300 1500

Sva enec uložení - 1 1 500 1 500

τzubený h eben - 1 6 500 6 500

τzubené kolo - 1 4 500 4 500

Válečkové ložisko σCF 300Ř CV - 1 2 100 2 100

Kuličkové ložisko 630Ř-2RZ ČSσ 02 4630 1 780 780

Pero t sné ČSσ 02 2562 4 6 24

Víčko - 2 50 100

σákružek spojky - 2 250 500

P evlečka - 2 40 80

Distanční kroužek - 3 20 60

Blok spojky 2 250 500

P ítlačná lišta - 2 150 300

Pružina spojky 2 30 60

Pružina h ebene - 1 60 60

Vratná pružina - 2 190 380

Kostka h ebene - 1 150 150

Kovadlina - 1 4 800 4 800

Sva enec páky - 1 300 300

Táhlo - 1 50 50

τp rná kladka σůTV 10-PP-A - 2 596 1192

Sva enec konzoly - 1 170 170

Kolo VPP 140/15R 2 140 280

Spojovací materiál celkem - - - 300

Celková cena sestavy 41 743 Kč

Záv r

Hlavním cílem této práce bylo navrhnout horizontální štípačku d eva, dimenzova- nou na maximální sílu 30 kσ, pro délku zpracovávaného materiálu 600 mm, rychlostí posuvu 0.35 m/s , která bude obsluhována v horizontální poloze a jejíž nosná konstrukce bude sestávat ze sva ovaného rámu.

Pro návrh byl zvolen mechanický pohon kovadliny za pomoci pastorku a ozubeného h ebene. Jako hlavní zdroj dodávaného výkonu byl vybrán asynchronní elektromotor firmy Siemens. Vytvo ení rázu, pot ebného k procesu d lení materiálu, se dociluje kine- tickou energií rotujících setrvačných hmot naakumulovanou v setrvačníku a emenicí.

P i návrhu pastorku bylo nutné docílit co nejvyšších otáček p i obvodové rychlosti shodnou s rychlosti posuvu. D vodem bylo zvýšení naakumulované kinetické energie ro- tačního pohybu setrvačníku a emenice a také zmenšení p evodového pom ru emeno- vého p evodu. Proto je zvoleno korigované ozubení s malým počtem zub . σávrh potom potvrdil únosnost ozubení na ohyb, avšak ukázal sníženou životnost p evodu na poško- zení v dotyku. Pro zvýšení životnosti bylo navrženo povlakování zub DLC vrstvou Tri- bobond™ 40. Jako další opat ení pro zvýšení životnosti byla navržena t ecí spojka, která zmírní ráz p i spušt ní cyklu. Životnost celého ozubení by musela být prov ena experi- mentáln .

Pro transformaci výkonu a otáček mezi motorem a pastorkem byl navrhnut eme- nový p evod a zvolen plochý emen firmy Habasit s označením TC-35ER. Po výpočtu jeho ší e, nutné napínací síly a zatížení, kterým p sobí napnutí na h ídele, byla pro tyto parametry zkontrolována únosnost p evodu a správnost výsledku také ov ena výpočet- ním programem výrobce emene POWER-SeleCalc.

Jako další je proveden návrh uložení celého mechanismu. Prvn jsou vypočteny reakce, navržena h ídel a provedena kontrola její dynamické únosnosti v místech vrubu.

S ohledem na zat žující síly p sobící v místech uložení, je zvoleno válečkové ložisko NCF 3008 CV na stranu zatíženou napínací silou od emene a na stranu druhou kuličkové jedno adé ložisko 6308-2RZ. Konstrukce válečkového ložiska potom umož uje posuv v axiálním sm ru, čímž je zabrán no vzniku p ídavných pnutí z d vodu tepelných dila- tací. Vazbu mezi pastorkem a h ídelí zajiš uje drážkování, p enos momentu mezi eme-

σávrh setrvačníku je proveden tak, že jeho účinek p sobil ráz pot ebný k rozd lení materiálu pro minimální zvolenou dráhu. Po této vzdálenosti se p edpokládá, že pot ebný výkon bude zajišt n pouze elektromotorem. Pot ebný moment setrvačnosti zohled uje maximální povolený skluz motoru daný výrobcem.

Vratný pohyb kovadliny je realizován tažnou pružinou, jejíž návrh si klade za cíl ubrzdit kovadlinu p ed jejím vyjetím z p ítlačného mechanismu. P i vratném pohybu ne- smí dojít ke kontaktu zub h ebene a pastorku, toho je dosaženo tlačnou pružinou, která nadlehčuje h eben a odtlačuje ho tak od pastorku.

σa základ výpočt byla v programu Solid Edge ST7 zkonstruována 3D sestava štípačky, jejíž orientační cena činí 41 743 Kč. Tuto cenu by bylo možné snížit p i vhodné optimalizaci stroje, která by brala v potaz možnou sériovost a zkušenosti na základ ov -

ení funkčnosti navržené konstrukce na reálném modelu. σa funkčním modelu by bylo také nutné zm it odhadované parametry pro výpočet.

Seznam použité literatury

[1] HECHT štípače [online]. [cit. 2017-05-0Ř]. Dostupné z: https://cz.hecht.cz/ponorne-pily/za- hrada/stipace/

[2] σastavení výšky dojezdu štípacího klínu na štípači d eva. K-domu [online]. [cit. 2017-05- 0Ř]. Dostupné z: http://www.k-domu.cz/news/nastaveni-vysky-dojezdu-stipaciho-klinu-na-sti- paci-dreva/

[3] σávod k používání štípače na d evo VeGů LS6 VůRIτ. V-GARDEN [online]. [cit. 2017- 05-0Ř]. Dostupné také z: http://www.v-garden.cz/files/partlisty/Navod_VeGA_LS6_VARIO.pdf [4]Vertikální a horizontální štípače na d evo. ehobby [online]. [cit. 2017-05-0Ř]. Dostupné z:

http://www.ehobby.cz/stipace-na-drevo

[5]Mechanické štípače d eva [online]. [cit. 2017-05-0Ř]. Dostupné z: http://www.dr- power.com/power-equipment/log-splitters-wood-cutting/

[6]BUREŠ, Miroslav. Návrh a pevnostní výpočet čelních a kuželových ozubených kol [online]. Liberec, 2006 [cit. 2017-05-0Ř]. Dostupné z: http://www.kst.tul.cz/pod- klady/casti_fs/podklady//σavrh_a_pevnostni_vypocet_ozubenych_kol.pdf. Výukový text.

[7]Povlaky Tribobond™ pro p evodovky. Ionbond [online]. [cit. 2017-05-08]. Do- stupné z: http://www.ionbond.cz/cz/zakazkove-povlakovani/komponenty/cesky-ja- zyk/prevodovka/

[8]PEŠÍK, Lubomír. Části stroj : stručný p ehled. Vyd. 4., dopl. Liberec: Technická univerzita v Liberci, 2010. ISBN 978-80-7372-574-7.

[9]Power Transmission Belts TC-35ER. Habasit [online]. [cit. 2017-05-0Ř]. Dostupné z: http://tdm.habasit.com/PDS/en-us/Power%20Transmission%20Belts/TC-35ER-en- us.PDF

[10]Power Transmission Belts Engineering Guide. Dostupné také z: http://www.haba- sit.com/en/getToolDownloadFile.htm?DocId=7973&language=2

[11]LEIσVEBER, Jan a Pavel VÁVRů. Strojnické tabulky: pomocná učebnice pro školy technického zam ení. 2., dopl. vyd. Úvaly: ůlbra, 2005. ISBσ Ř0-736-1011-6.

[12]Válečková ložiska, jedno adá, s plným počtem valivých t les: σCF 300Ř

CV. SKF [online]. [cit. 2017-05-0Ř]. Dostupné z: http://www.skf.com/cz/products/bea- rings-units-housings/roller-bearings/cylindrical-roller-bearings/single-row-full-comple- ment-cylindrical-roller-bearings/single-row-full-

complement/index.html?designation=NCF%203008%20CV

[13]Kuličková ložiska, jedno adá: 630Ř-2RZ. SKF [online]. [cit. 2017-05-08]. Do- stupné z: http://www.skf.com/cz/products/bearings-units-housings/ball-bearings/deep- groove-ball-bearings/deep-groove-ball-bearings/index.html?designation=6308-2RZ [14]SIMτTICS: nízkonap ové trojfázové asynchronní motory nakrátko podle IEC. Si-

[15] ůsynchronní a synchronní stroje. In: Katedra technické a informační výchovy [on- line]. [cit. 2017-05-0ř]. Dostupné z: http://www.kteiv.upol.cz/uploads/soubory/sera- fin/vseel/asynchronni%20%20a%20synchronni%20stroje.pps

[16]Elastollan Product Rang. In: BASF [online]. [cit. 2017-05-0ř]. Dostupné z:

http://www.elastollan.basf.us/img/pdf/Elastollan_Product_RangeR1.pdf

[17]PEŠÍK, Lubomír. Části stroj : stručný p ehled. Vyd. 4., dopl. Liberec: Technická univerzita v Liberci, 2010. ISBN 978-80-7372-573-0.

Seznam p íloh

P íloha č. 1 – Katalogový list motoru P íloha č. 2 – Výpočtová zpráva emene P íloha č. 3 – Výkresová dokumentace

P ílohy

P íloha 1 – Katalogový list motoru