1.3 Zadané a zvolené parametry:

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

Poděkování:

Moje poděkování patří zejména doc. Ing.Vítězslavovi Fliegelovi, CSc. za vedení práce, ochotu a cenné rady při tvorbě bakalářské práce. Dále pak Kamilovi Berkovi za přínosné konzultace a rady ohledně konstrukce a výroby dílů v praxi. V neposlední řadě pak celé své rodině a známým za podporu při zpracovávání celé práce a také motivaci po celou dobu studia.

(7)

Anotace:

Bakalářská práce se zabývá konstrukcí pohonného systému průmyslového šnekového lisu, který bude využíván v potravinářském průmyslu pro mletí syrového masa. Toto zahrnuje jak návrh převodové skříně, tak i volbu elektromotoru, návrh veškerých spojek a samotné uložení systému na svařovaný rám. V teoretické části se zabývám seznámením se s těmito stroji a jejich obecným popisem. Dále pak přiblížením jejich parametrů a výkonů, principem jejich činnosti a bližším seznámením se s některými z jednotlivých součástí mechanismu. Práce obsahuje výpočtovou zprávu, dále 3D model pohonu, výkresovou dokumentaci vybraných dílů a pevnostní analýzu převodové skříně.

Klíčová slova:

hřídel, ložiska, ozubená kola, převodová skříň, konstrukce

Key words:

shaft, bearings, gears, gearbox, design

Annotation:

This bachelor thesis looks into the construction of an industrial meat grinder's propulsion system, which will be used for milling raw meat in the food processing industry. It includes a design of a gearbox, selection of a suitable electric engine, design of all shaft couplings and a deposition of the whole system on a welded frame. In theoretical part I deal with a general description of meat grinders and familiarize the reader with them. Then it describes the machine's performance, prin- ciples of operation and we have closer look on some parts of the system. The thesis includes a calculation report, a 3D model of the propulsion system, drafting documentation of some selected parts and a stress analysis of the gear-case.

(8)

7

Obsah

1 Představení úkolu ... 9

1.1 Úvod ... 9

1.2 Cíle práce ... 9

1.3 Zadané a zvolené parametry: ... 10

1.4 Seznámení se šnekovými lisy... 11

1.5 Rozdělení šnekových lisů ... 12

2 Průzkum potenciálních řešení ... 14

2.1 Varianta 1 - frekvenční měnič ... 14

2.2 Varianta 2 – převodovka ... 15

2.2.1 S manuálním řazením ... 15

2.2.2 S automatickým řazením ... 15

3 Vypracování 3D modelu sestavy, výkresové dokumentace sestavy vybraných dílů ... 16

3.1 Převodovka, vlastní konstrukce či ověřený výrobce? ... 17

3.2 Elektromotor ... 17

3.3 Hřídelové spojky ... 18

3.4 Převodová skříň ... 19

3.5 Řazení převodových stupňů ... 20

3.6 Rám ... 21

3.7 Průřez návrhem převodovky od začátku do konce ... 22

4 Výpočtová zpráva mechanismu ... 27

4.1 Kinematické schéma převodovky ... 27

4.2 Základní parametry ... 27

4.3 Kuželové soukolí ... 30

4.3.1 Výpočet kuželového soukolí ... 30

4.4 Čelní soukolí ... 31

4.4.1 Výpočet a kontrola čelních ozubených kol prvního rychlostního stupně... 32

4.4.2 Výpočet a kontrola čelních ozubených kol druhého rychlostního stupně ... 32

4.5 Řetězový převod ... 33

4.5.1 Výpočet řetězového převodu prvního rychlostního stupně ... 34

4.5.2 Výpočet řetězového převodu druhého rychlostního stupně ... 35

4.6 Hřídele ... 36

4.6.1 Výpočet 1. hřídele ... 36

(9)

8

4.7 Ložiska ... 46

4.7.1 1. hřídel ... 47

4.7.2 2. hřídel ... 48

4.7.3 3. hřídel ... 51

4.7.4 4. hřídel ... 54

4.8 Výpočet spojů kol a spojek s hřídeli ... 56

4.8.1 Spojení spojky GF 42 s hřídelem ... 56

4.8.2 Spojení kuželového pastorku s hřídelem ... 56

4.8.3 Spojení kuželového kola s hřídelem... 56

4.8.4 Spojení pastorku 1. převodového stupně s hřídelem ... 57

4.8.5 Spojení pastorku 2. převodového stupně s hřídelem ... 57

4.8.6 Spojení kola 1. a 2. převodového stupně s hřídelem ... 57

4.8.7 Spojení řetězového kola s hřídelem 3 ... 57

4.8.8 Spojení řetězového kola s hřídelem 4 ... 58

4.9 Pevnostní analýza zatížení skříně ... 58

4.10 Ztrátový výkon a odpařování oleje... 61

5 Ekonomické zhodnocení ... 62

6 Závěrečné zhodnocení ... 63

(10)

9

1 Představení úkolu

1.1 Úvod

Každý stroj se skládá z řady mechanismů a mechanismy se skládají zase z jedné nebo více součástí. Existuje jich mnoho a každý z nich plní určitou funkci, ať už jde třeba o případ ozube- ných kol, které přenášejí rotační pohyb mezi sebou, nebo například mechanismus klikový, který přenáší pohyb rotační na translační či opačně. V našem případě půjde ale hlavně o přenos pohybu rotačního a konstrukci celé převodové skříně a hřídelových spojek. Často si běžný člověk ani možná neuvědomuje, že se například s převodovkou setkává téměř každý den. Příklad je převo- dová skříň automobilu. Ať už jde o převodovku automatickou, která má i 14 a více převodů, či o převodovku manuální, která je podstatně jednodušší. I tak konstrukce takovéto převodovky vy- žaduje spoustu času. Od návrhu převodových stupňů, přes pevnostní kontrolu ozubených kol a hřídelů až po následnou výrobu, montáž a dlouhodobé testy za provozu. Například navrhnout skříň převodovky tak, aby byla co nejsnáze vyrobitelná, aby se neprohýbala nebo třeba dokázala snést zatížení za provozu, není vůbec nic jednoduchého. Také proto existuje mnoho druhů kon- strukcí a návrhů, každý nějakým způsoben unikátní. A právě konstruktér musí rozhodnout, co bude pro konkrétní mechanismus či stroj nejlepší a taky nejvíce ekonomické. Pokud jde o součást letadla, bude potřeba se zamyslet nad kvalitními a také dražšími materiály, které jsou lehké a odolné. Ale proč používat tyto materiály při návrhu šnekového lisu, který bude stát přišroubovaný v hale? Tady se bude spíše šetřit, použijete materiály levnější a celou konstrukci jim přizpůsobíte.

Nikde není psáno, jak vlastně při návrhu postupovat a tak se každý konstruktér řídí jiných zásad.

Většinou jde o takzvané „know-how“ konkrétní firmy, která už má v dané oblasti konstrukce spousty zkušeností. Mnoho chyb v návrhu se objeví právě až při výrobě, montáži nebo samotném chodu součásti a cílem konstruktéra je se těmto chybám snažit vyvarovat, pokud možno je opravit a vzít si ponaučení pro další návrhy.

1.2 Cíle práce

Cílem práce je zhotovení návrhu a následné konstrukce pohonného systému šnekového lisu na maso dle zadaných parametrů. Součásti musí být konstruovány s ohledem na co nejednoduší vy- robitelnost a funkčnost a zároveň musí splňovat požadavky na životnost a bezpečnost. Minimální bezpečnost v případě hřídelů jsem volil 1,5 – 2 a to z důvodů možných rázů za chodu. V případě ozubených kol je nutné dodržet minimální bezpečnost podle ISO 6336:1996.

(11)

10

Navrhované soustrojí se bude skládat z dvoustupňové převodovky poháněné elektromotorem a dalších dílů. Nejprve tedy bude nutné zvolit vhodný elektromotor a tomu přizpůsobit zadání. Mu- síme dbát hlavně na výkon elektromotoru a otáčky a nalézt nejvhodnější alternativu. Dále je po- třeba si uvědomit a navrhnout převod mezi převodovkou a šnekem. Zdali bude převodovka napojena přímo na hnací hřídel šneku, či použijeme převod „navíc“. Musíme brát v potaz velikost celé konstrukce a uspořádání uložení elektromotoru a převodovky. S tím souvisí i konstrukce samotné převodovky a jednotlivých převodů. U ozubených kol i hřídelů pak bude nutné provést kontrolní výpočty a stejně tak i ve veškerých ložiskách. Jelikož se jedná o dvoustupňovou převo- dovku, je nutné si uvědomit, jak budou hřídele, kola a ložiska zatíženy v závislosti na požadované životnosti, výstupních otáčkách a času v provozu.

Soustrojí motoru, převodovky a popřípadě dalších převodů musí být uloženo na svařovaném rámu. Práce bude obsahovat 3D model šnekového lisu, výrobní dokumentaci vybraných dílů, ná- zorné obrázky, tabulky a pevnostní analýzu převodové skříně.

1.3 Zadané a zvolené parametry:

Výkon 15 [kW]

Vstupní otáčky 2880 [ot/min]

Výstupní otáčky 400/200 [ot/min]

Životnost 8000 [hod]

Časové rozdělení převodů 50-50 [%]

Četnost výroby velkosériová -

Tabulka 1 Zadané a zvolené parametry

Časové rozdělení převodů nebylo zadáno, ale kvůli výpočtům ložisek a hřídelů musíme stano- vit, jak dlouho bude lis pracovat při otáčkách menších a jak dlouho při otáčkách větších. Ozubená kola byla zkontrolována na životnost 8000 hod bez ohledu na řazení převodů, což následné vý- počty zjednodušilo.

Otáčky výstupního hřídele byly oproti zadání upraveny, a to na 300/150. Je to z toho důvodu, aby výstupní otáčky byly možná co nejvíce podobné reálným hodnotám, jako výchozí vzorec pro určení hodnot sloužil katalog firmy MADO, který je přiložen na CD.

(12)

11

1.4 Seznámení se šnekovými lisy

Průmyslový šnekový lis se dá představit vlastně naprosto jednoduše. Vezměte si ruční mlýnek na maso, několikrát ho zvětšete, přidejte místo ručního pohonu elektromotor, uložte šnek, pouzdro i motor na svařovaný rám a máte základní představu. Samozřejmě těchto strojů a výrobců existuje více a každý volí jinou konstrukci, ale obecně jde stále o ten stejný postup. Vhodíte surovinu, kterou je maso, kosti nebo chrupavky a stroj vám všechno semele. Vlastním principem je protla- čování polotovaru skrze různě děrované protlačovací destičky. Ty se liší právě hustotou děrování, popřípadě tvarem těchto otvorů nebo velikostí, většina výrobců však dnes již vyrábí své stroje univerzální a dodává k nim několik druhů těchto protlačovacích destiček. Ať už melete nahrubo či najemno, stačí jednoduše vypnout stroj a destičku vyměnit. Pro představu uvedu nabídku jed- noho z výrobců.

Obr. 1 Protlačovací destičky

(13)

12

1.5 Rozdělení šnekových lisů

Šnekové lisy s míchací hřídelí:

Tyto lisy jsou obvykle větších rozměrů a výkonů. Nedá se jednoznačně říci, s jakými výkony pracují, protože existuje celá škála výrobců a velikostních provedení. Oproti šnekovým lisům obyčejným, mají tyto lisy však navíc míchací a hnětací hřídel v násypce. Zde se maso předpři- praví, než dojde k samotnému procesu protlačování přes protlačovací destičku za pomocí tlaku vyvíjeného šnekem v pouzdře.

Pro představu je v přílohách uveden katalog firmy MADO. V tomto případě se jedná o stroje v rozměrech řádu metrů a výkonech standardně 30 či 35kW. Jeden z jejich produktů je ale určen pro zpracování masa mraženého, kde je zapotřebí výkon podstatně větší.

Obr. 2 MADO MEW 732 Obr. 3 Míchací hřídel

(14)

13 Šnekové lisy bez míchací hřídele:

Tyto lisy se vyrábí ve velké škále velikostí a výkonnostních parametrů. Můžete si koupit malý, který postavíte na kuchyňskou linku, ve kterém je elektromotor o výkonu 1kW, ale zároveň je možné najít i stroje obrovské s elektromotorem o výkonu i přes 100kW, které dokáží semlet snad celé prase naráz. Nemají míchací hřídel, ale pouze šnek, který protlačuje maso skrze protlačovací destičku.

Obr. 4 No_52_strong_meat_grinder Obr. 5 2102_mpbs_mg160_commercial_meat_grinder_9

(15)

14

2 Průzkum potenciálních řešení

Dalo by se vymyslet hned několik možností realizace pohonného systému lisu. Každé mají své pro a proti a je nutné je zvážit všechny. Při tom je zároveň důležité klást důraz na cenu komponent, složitost montáže, životnost, hlučnost, hmotnost, velikost celé konstrukce atd. V našem případě jde o konstrukci šnekového lisu, který bude využíván v potravinářském průmyslu k mletí masa. Proto nás nebude tolik tížit celková hmotnost ani rozměry celého stroje, stejně tak hlučnost nebude jedním z nejdůležitějších faktorů. V našem případě budou rozhodující jednoduchost mon- táže i obsluhy, cena komponent a bezpečnost pro obsluhu.

- Změna výstupních otáček a provedení

Stroj bude pracovat ve výsledku s dvěma rychlostními stupni, což znamená, že je potřeba vy- řešit, jak se rychlosti budou měnit. Samozřejmě je zde vícero možností a mají jak své výhody, tak nevýhody.

2.1 Varianta 1 - frekvenční měnič

Při návrhu pohonu byla zvažována i varianta spojit motor jen přes řetězový převod, či spojkou přímo k hřídeli se šnekem a otáčky měnit pomocí frekvenčního měniče. Jednalo by se o elegantní a jednoduché řešení, které zajišťuje jednoduchost montáže i samotné obsluhy. Jednoduše nasta- víte dvě hodnoty frekvence a napětí, které uložíte do paměti stroje a na displeji volíte buď první či druhý rychlostní stupeň. Navíc je tu možnost manipulovat s otáčkami motoru ve velkém roz- sahu, tudíž nejsme omezeni právě dvěma rychlostmi, nýbrž lze nastavit téměř jakoukoli rychlost v závislosti na volbě motoru.

Nevýhodou je fakt, že výrobce přesně neudává, jak se bude jaký motor chovat při připojení frekvenčního měniče a jak se změní jím poskytované výkony i otáčky. A zatímco otáčky hřídele se dají v celku jednoduše změřit, s přenášenými výkony už bude problém. Museli bychom provést řadu testů a zjistit, jak velký vliv a pokles výkonu regulace měničem způsobí. Podle [12] je pokles jmenovitých hodnot výkonu při připojení měniče asi 10 – 15% a při zpomalování motoru dochází k další ztrátě jeho výkonu.

(16)

15

Obr. 6 Schéma varianty 1, změna otáček pomocí frekvenčního měniče

2.2 Varianta 2 – převodovka 2.2.1 S manuálním řazením

Další zvažovanou variantou bylo řazení manuální. Hlavní výhodou tohoto způsobu řazení je možnost využití synchronizačních kroužků, které umožní řazení rychlostí za provozu. Konkrét- ním případem využití tohoto řazení jsou například automobilové převodovky. Nevýhodou je pak složitější montáž, dražší výroba a i samotné řazení by mohlo působit problémy obsluze. Alterna- tivně lze použít řazení pouze zubovou spojkou, za klidu stroje. Ale i v tomto případě je nutné vyřešit problém, jak do sebe budou zuby zapadat. Neschopnost zařadit rychlostní stupeň, protože se zuby spojky nastaví do polohy proti sobě, by znamenalo problém.

2.2.2 S automatickým řazením

Další a poslední uvedenou variantou, která byla zvažována a nakonec zvolena jako pro konstrukci nejvhodnější, bylo řazení elektromagnetickou spojkou. Samozřejmě, tyto spojky se dále rozdělují do podkategorií. Ať už jde o spojky lamelové, jejíž princip je na chlup stejný jako u té manuální, jen zde k sobě lamely nepřitlačuje pružina nýbrž elektromagnet, nebo třeba spojky zubové a opět, v několika provedeních dle výrobce.

(17)

16

3 Vypracování 3D modelu sestavy, výkresové dokumentace sestavy vybraných dílů

Obr. 7 Sestava nezakrytovaného stroje

Základem stroje je svařovaný rám a soustava motor + elektromotor, uložená na samostatném stole. Stůl je svařenec ocelové desky, výpalku a dvou U – profilů velikost 65 a délky 200mm, podle ČSN 42 5570. Po svaření budou na stole vyhotoveny díry pro šrouby. Samotný elektromotor a převodovka jsou připevněny šrouby napevno ke stolu, tudíž mají vůči sobě předem danou polohu a celá tato sestava je pak uložena na rámu a připevněna šrouby. Řetěz je napínán napínací kladkou.

Hřídel, na kterém je uloženo řetězové kolo a pojistná spojka, je uložen v ložiskových jednot- kách dodávaných firmou SKF. Ty jsou přišroubované k rámu a stejně tak je uložený i hřídel se šnekem na jedné straně, na straně druhé je uložený v kluzném pouzdře.

Celý model lisu byl zhotoven v programu Autodesk Inventor Profesional 2016. Ozubená kola, řetězová kola a hřídele byla vytvořena pomocí integrovaného generátoru. Z knihovny byla použita řada normalizovaných dílů podle norem ČSN, ale i rozšířenější normy ISO. Modely ložiskových jednotek byly staženy ze stránek výrobce [11-C], model elektromotoru z generátoru motorů vý- robce [11-H]. Výpočty namáhání hřídelů, ozubených kol a životnosti ložisek byly provedeny v tomtéž programu, jen pro výpočet ložiskové jednotky sloužil kalkulátor na stránkách SKF.

(18)

17

3.1 Převodovka, vlastní konstrukce či ověřený výrobce?

Při navrhování pohonného systému byla zvažována i možnost zakoupení převodovky, či kom- pletu převodovky i s motorem a jejího usazení do rámu. Nicméně žádná z možností nevyhovovala účelům projektu. Pro jednoduchost byly vyhledávány převodovky s řazením automatickým za pomoci elektromagnetické spojky. Obsluha by poté jedním stisknutím řadila první, či druhý pře- vodový stupeň.

K porovnání firma NORD-Poháněcí technika s.r.o. nabízí tři řady kuželočelních převodovek.

Ovšem řada IE2 a IE3 operuje s motory o výkonu 0,2 - 9,2kW, což je pro potřeby projektu málo a řada IE1 nabízí jen velice nízké výstupní otáčky.

Obr. 8 Převodovky NORD řada IE2 a IE3, dostupné na [11-J]

Proto byla zvolena varianta konstrukce vlastní převodovky, která bude mít z důvodů uložení a úspory místa jeden pár kuželových ozubených kol a dva páry čelních ozubených kol. Každý pár pro jeden rychlostní stupeň.

3.2 Elektromotor

Elektromotor bude pohonnou jednotkou celého drtiče. Alternativou by mohl být například motor spalovací, ale ten se v tomto případě nejeví jako nejideálnější možnost. Šnekový lis bude po- užíván v uzavřených halách a spaliny, které spalovací motor produkuje, by znamenali další problém s odvětráváním apod. Navíc každý spalovací motor způsobuje vibrace, které by měly negativní vliv na celý rám.

(19)

18

Pro účely projektu byl zvolen elektromotor značky Siemens, což je jedna z největších světových firem, zabývajících se elektrotechnikou a to včetně několika řad a druhů elektromotorů. Z tabulek výrobce jsem vybral motor, nejvíce se blížící zadaným hodnotám, a to trojfázový, dvou-pólový elektromotor 1LA7 164-2AA.

Obr. 9 Parametry elektromotoru, dostupné z katalogu na [11-F]

Otáčky neodpovídají přesně zadání, proto byly při výpočtu použity reálné parametry elektromotoru při napájení ze sítě s kmitočtem 50Hz.

3.3 Hřídelové spojky

Při návrhu pohonného systému byly použity celkem dvě spojky. První z nich je spojka pojistná, která spojuje šnek se zbytkem soustavy. Má za úkol předejit poškození součástí převodovky a elektromotoru v případě, že by byl pohyb šneku z nějakého důvodu zablokován, například kostí.

Zde byla použita spojka od německé firmy Mayr, která funguje na principu přitlačení ocelových kuliček do kulových drážek, za pomocí šroubu a pružiny, viz obrázek 10 níže. Pro účely projektu bylo zvoleno provedení EAS 6 - 400.600.0. Parametry spojky jsou k dispozici z katalogu [11-K].

Druhá ze spojek slouží ke spojení motoru a převodovky. V tomto byla zvolena jednoduchá zubová spojka s pružným členem od firmy T.E.A. TECHNIK s.r.o., konkrétně pak model GF-42- NL. Jedná se o spojku s jedním pouzdrem standardním a jedním prodlouženým. Opět, parametry spojky jsou k dispozici v katalogu na stránkách výrobce.

Tato spojka byla zvolena z důvodů tlumení rázů, které při chodu stroje mohou vzniknout, a také kvůli montáži. Spojka je schopná přenášet kroutivý moment při nesouososti hřídelů až do 2°

a axiálnímu vyosení do 1mm.

(20)

19

Obr. 10 mayr pojistná spojka

3.4 Převodová skříň

Návrh převodové skříně závisí zejména na četnosti výroby a druhu materiálu, ze kterého bude skříň vyrobena. Ve své práci zvažuji výrobu velkosériovou, proto jsem se dal cestou odlévání skříně ze slitiny hliníku. Rozhodně se to z hlediska časové náročnosti a zisku vyplatí více, než skříň svařovat z několika dílů. V mém případě půjde celkem o tři části skříně, tedy tři odlitky, které se budou po odlití následně obrábět na obráběcích centrech a za pomoci upínacích přípravků.

Nejsložitější část převodové skříně, vyobrazená na obrázku 11, má dvě dělící roviny. Bude se odlévat do kokily, která se bude skládat ze tří částí, zapadajících do sebe. Další dvě už jsou pod- statně jednoduší a lze je zhotovit například odléváním do formy pískové. Mají totiž jen jednu dělící rovinu.

Všechny plochy dosedající na sebe se při sestavování převodovky přetěsní těsnícím tmelem, sesadí se k sobě a zajistí pomocí šroubů s vnitřním vybráním, „imbus.“ Až nakonec se přimontují kartáče, které budou ovládat elektromagnetické spojky.

Celkový sestavený model převodové skříně je vyobrazený na obrázku 12.

(21)

20

Obr. 11 Hlavní část skříně

Obr. 12 Převodová skříň

3.5 Řazení převodových stupňů

Variantou, pro kterou jsem se rozhodl, bylo řazení elektromagnetickou spojkou zubovou. Kon- krétní model od firmy CORBETTA má zuby vybroušené do špičky, takže při sepnutí elektromag- netu se samy navedou a zuby do sebe zapadnou. Díky tomu eliminujeme problém, kdy by zuby obyčejné zubové spojky zůstaly nastaveny proti sobě, a bez manuálního pootočení hřídele by nebylo možné rychlost zařadit. Stejně fungují i zuby synchronizačního kroužku v automobilové převodovce. Při vypnutí pak pružinky od sebe zuby odtlačí a znovu uvolní do stavu, kdy nedo- chází k přenosu kroutícího momentu. K chodu používají stejnosměrný proud, který se pomocí kartáče přivede do cívky a ta zmagnetuje, jejich princip je skutečně jednoduchý. Spojují tak hřídel s příslušnou hnanou částí, v tomto případě ozubeným kolem, respektive dvěma ozubenými koly předlohového hřídele, které jsou uložené ještě na kluzných bronzových pouzdrech. Pro svůj návrh jsem použil velikost spojky 114 z katalogu dostupného na [11-A].

Při objednávce je nutné přiobjednat i spojovací kroužek PSC.

(22)

21

Obr. 13 Elektromagnetická spojka

3.6 Rám

Rám budeme vyrábět svařovaný, což je nejlevnější, nejednoduší a nejrychlejší varianta. Bude opatřen držáky pro přišroubování k zemi či namontování koleček kvůli mobilitě celé konstrukce a případnému přemisťování stroje. Z boků budou krýt všechny pohyblivé části nerezové plechy, aby nedošlo k úrazu při neopatrné manipulaci. Na jednou z plechů bude umístěn ovládací panel pro přepínání převodových stupňů. Z důvodu přesnosti není nutné rám nijak obrábět, jen bude třeba vyvrtat díry pro šrouby. Samotný rám pak bude svařen z profilů 40x40x4 a 60x40x4 dle ČSN 42 5720.

Obr. 14 Rám stroje

(23)

22

3.7 Průřez návrhem převodovky od začátku do konce

Jak se dá očekávat u studenta s minimálními zkušenostmi z praxe, výsledný model, který je přiložen na DVD, nebyl zdaleka návrhem prvním. Zatímco vymyslet a určit si, jak bude celá soustava vypadat a jak bude převodové ústrojí uloženo, bylo relativně jednoduché, samotná konstrukce převodovky byla mnohem problematičtější. Neustále jsem předělával výpočty kvůli opa- kujícím se chybám, nejednou jsem měnil velikost ozubených kol a jejich osové vzdálenosti, nebo třeba délku hřídelů a jejich uložení. Dokonce jsem první variantu modelu převodovky zavrhl úplně a začal znovu, od nuly. Ale tohle vše mi dalo spoustu zkušeností, jak postupovat příště.

Prapůvodní návrh převodové skříně na obrázku níže, byl prvním řešením, které vzniklo v mých rukách.

Obr. 15 Původní sestava převodovky

Jak můžete vidět... Obrovské převodové poměry mezi ozubenými koly, skříň hranatá, špatně odlévatelná a složená ze čtyř částí, což je samozřejmě nevyhovující. Dále vyšší náročnost na montáž, větší spotřeba šroubů… Největším problémem však bude přesnost uložení spoluzabíra- jících kol. Také z výsledných výpočtů bylo patrné, že v ložiskách bude hodně velká síla, obzvláště pak v oblasti uložení vstupního hřídele, kterou by kuličková ložiska použitá v původní verzi ne- přenesla s požadovanou životností. Dělící rovina v osách hřídelů se v dnešní době už také nepo- užívá, hlavně kvůli tomu by po celou dobu procesu obrábění musely být všechny čtyři části skříně sešroubované u sebe.

Za zmínku také stojí fakt, kolik místa celá převodovka zabírá. Spousta vzduchu uvnitř skříně bude ve skutečnosti nutně znamenat spoustu oleje a velkou hmotnost převodovky. A už takhle

(24)

23

pracujeme s velkým strojem, který bude pravděpodobně uložen na kolečkách. A rozdíl mezi jed- ním litrem oleje, nebo deseti litry oleje už je poměrně zásadní.

Čelní ozubená kola byla uložena na samostatných ložiscích a řazení prováděno primitivní zubovou spojkou. Zuby se do sebe samy nemohly navést, tudíž jakmile by se zastavili proti sobě, nebyla tu možnost přeřadit bez pohnutí hřídelem, a to se v celozakrytém stroji zvládá těžko. Navíc by se musel ještě vyřešit způsob, jak manuální řazení vyvést ze stroje ven a jak převodovku ob- sluhovat.

Obr. 16 Původní návrh výstupního hřídele

Po konzultaci s vedoucím práce jsme společně došli k názoru, že takhle to nepůjde. Dostal jsem cenné rady, pročetl si literaturu, na internetu našel několik dalších prací na podobné téma a nakonec jsem se jednou z nich nechal inspirovat. Rozhodl jsem se pro výrobu velkosériovou a začal tomu celou konstrukci přizpůsobovat. Z původního návrhu jsem si ponechal jen základní tvar a rozložení hřídelů, ale všechny díly jsem tvořil znovu od začátku. Místo řazení primitivní zubovou spojkou jsem zauvažoval nad synchronem a spojkou elektromagnetickou, kterou jsem ve výsledném návrhu použil. Kompletně jsem změnil rozvržení převodových stupňů a nakonec se dopracoval k výsledku za použití ozubených kol z katalogů firmy KOVOS a vlastnímu návrhu kol čelních se šikmými zuby. Několikrát jsem i toto rozdělení měnil a předělával, a to hlavně kvůli důvodu volby elektromagnetické spojky, která byla rozměrově příliš velká. Velkým zádrhe- lem bylo i nutné dodržení osové vzdálenosti čelních ozubených kol a zároveň zachování převo- dových stupňů. Nakonec byl ale výsledek uspokojivý.

(25)

24

Obr. 17 Převodovka_v1

Zde mi ještě nehrálo několik věcí, nejdůležitější byl fakt, že hlavní část skříně nešla vyrobit technologií odlévání. Byly zde vzduchové kapsy, které by nedovolili vyjmout kus z formy. Další z nich bylo to, že jak jsem se snažil skříň co nejvíce zmenšit, po přidání úkosů jsem se dostal do stavu, kdy kuželové kolo kolidovalo se stěnou skříně. Bohužel obrázek toto znázorňující již ne- mám.

Rozložení hřídelů, uložení ložisek, elektromagnetických spojek a ozubených kol, jsem ve fi- nální podobě téměř neměnil.

Obr. 18 Rozložení hřídelů

(26)

25

Následovalo modelování další, nové skříně. Tvarově je téměř shodná se skříní na obr. 17, jen je zvětšená, aby nedocházelo k již zmíněné kolizi kuželového kola se stěnou skříně poté, co se na finálním modelu přidají úkosy z důvodů odlévání. Také chybí žebra na boční části, které jsem nakonec nemodeloval a po provedení pevnostní analýzy usoudil, že z důvodu pevnosti a kroucení skříně nejsou potřeba.

Obr. 19 Převodovka_v2

Můžete si všimnout, že na finální verzi jsem již aplikoval veškeré úkosy, přizpůsobené dělícím rovinám kvůli výrobě a také jsem vyřešil upínání skříně. Celá převodovka bude uchycená čtyřmi šrouby na ocelové desce. Doplnil jsem i otvor pro nalévání a vypouštění oleje, kde výpustná zátka bude zmagnetizovaná, a to kvůli přitažení ocelových třísek, které vzniknou při zabírání ozube- ných kol. Pokud by se mleli mezi koly stále dokola, docházelo by k rychlejšímu opotřebení a následnému zničení všech ozubených kol v převodovce. Vyřešil jsem i upevnění kartáčů, které budou ovládat elektromagnetické spojky.

(27)

26

Obr. 20 Rozložení hřídelů v2

Rozložení hřídelů už zůstalo zachováno, provedl jsem jen drobné změny v délkách hřídelů a jednu podstatnou v uložení výstupního hřídele. Ložisko E, které bylo původně kuličkové, jsem nahradil ložiskem válečkovým a znovu překontroloval. To jsem udělal z důvodů montáže převo- dovky. Původní použité kuličkové ložisko totiž zasahovalo svým vnějším průměrem do kuželo- vého kola a tak by nebylo možné sesadit hřídele do skříně. Ložisko jsem po několika variantách zvolil takové, které je podle výpočtů na hraně životnosti, ale stále namáhání vydrží.

(28)

27

4 Výpočtová zpráva mechanismu

4.1 Kinematické schéma převodovky

Obr. 21 Kinematické schéma převodovky

4.2 Základní parametry

Stupeň 1

𝑛₁= 2940 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄ 𝑛₄= 150 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄

𝑖_𝑐1= 𝑛₁

𝑛₄=2940

150 = 19,6 Stupeň 2

𝑛₁= 2940 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄ 𝑛₄= 300 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄

𝑖_𝑐2= 𝑛₁

𝑛₄=2940 300 = 9,8

(29)

28 Volba převodových poměrů

𝑖_𝑘 = 2 (32z/16z) 𝑖č2 = 1,25 (25z/20z) 𝑖_č1 = 2,462 (32z/13z) 𝑖_ř= 4 (40/10)

- Při volbě převodových poměrů jsem se řídil a kladl důraz na celkovou konstrukci a velikost ozubených kol. Musel jsem si uvědomit, že na hřídelích budou elektromagnetické spojky a také fakt, že obě dvě čelní soukolí budou mít stejnou osovou vzdálenost. Zároveň jsem se ale snažil celou převodovku navrhnout co nejmenší. Počty zubů jsem volil podle katalogů výrobců.

Kontrola

𝑖_𝑐1= 𝑖_𝑘∗ 𝑖_č1∗ 𝑖_ř= 2 ∗ 2,462 ∗ 4 = 19,696 𝑛₄= ^𝑛¹

𝑖_𝑐1= ²⁹⁴⁰

19,696= 149,269 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄

- Rozdíl oproti hodnotě požadované je necelá 1 otáčka za minutu, což ve výsledku nebude mít na chod stroje zásadní vliv.

𝑖𝑐2= 𝑖𝑘∗ 𝑖č2∗ 𝑖ř= 2 ∗ 1,25 ∗ 4 = 10

𝑛₄= 𝑛₁

𝑖_𝑐2=2940

10 = 294 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄

- V tomto případě činí rozdíl oproti požadované hodnotě 6 otáček za minutu, což jsou 2%

a stále dle mého názoru je takovýto pokles otáček zanedbatelný a na výsledném objemu semletého masa se projeví minimálně.

Otáčky jednotlivých hřídelů, stupeň 1

𝑛₂=𝑛₁

𝑖_𝑘 =2940

2 = 1470 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄

𝑛₃= 𝑛₂

𝑖_č1= 1470

2,462= 597,19 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄

𝑛₄=𝑛₃

𝑖_ř =597,19

4 = 149,30 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄

(30)

29 Otáčky jednotlivých hřídelů, stupeň 2

𝑛₂=𝑛₁

𝑖_𝑘 =2940

2 = 1470 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄

𝑛₃= 𝑛₂

𝑖_č2=1470

1,25 = 1176 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄

𝑛₄=𝑛3

𝑖_ř =1176

4 = 294 𝑜𝑡 𝑚𝑖𝑛⁄

- Výsledné hodnoty otáček hřídele 4 se mírně liší a to v důsledku zaokrouhlování na celá čísla.

Výpočet kroutících momentů, stupeň1

𝑀𝑘₁= 𝑃

2 ∗ 𝜋 ∗ 𝑛₁= 15000

2 ∗ 𝜋 ∗ 2940 60⁄ = 48,72~49𝑁 ∗ 𝑚

𝑀𝑘₂= 𝑃

2 ∗ 𝜋 ∗ 𝑛₂= 15000

2 ∗ 𝜋 ∗ 1470 60⁄ = 97,44𝑁 ∗ 𝑚

𝑀𝑘₃= 𝑃

2 ∗ 𝜋 ∗ 𝑛₃= 15000

2 ∗ 𝜋 ∗ 597,19 60⁄ = 239,857𝑁 ∗ 𝑚

𝑀𝑘₄= 𝑃

2 ∗ 𝜋 ∗ 𝑛₃= 15000

2 ∗ 𝜋 ∗ 149,30 60⁄ = 959,41𝑁 ∗ 𝑚

Výpočet kroutících momentů, stupeň 2

𝑀𝑘3= 𝑃

2 ∗ 𝜋 ∗ 𝑛₃= 15000

2 ∗ 𝜋 ∗ 1176 60⁄ = 121,80𝑁 ∗ 𝑚

𝑀𝑘₄= 𝑃

2 ∗ 𝜋 ∗ 𝑛₃= 15000

2 ∗ 𝜋 ∗ 294 60⁄ = 487,21𝑁 ∗ 𝑚

(31)

30

4.3 Kuželové soukolí

Kuželové soukolí je soukolí schopné přenášet výkon a rotační pohyb mezi dvěma různoběž- nými hřídeli. Nejčastěji se v praxi používá úhel 90°, ale dá se jimi zajistit i úhel jiný. Kinematika těchto ozubených kol lze přirovnat k odvalování po sobě se valících dvou kuželů. U kuželových kol je kladen důraz jak na přesnost výroby samotných ozubených kol, tak na přesnost uložení kol proti sobě. Pokud jsou totiž kola uložená pod špatným úhlem či vzdáleností, dochází k nadměr- nému otírání boků zubů a tím k nežádoucím vibracím a hluku. Jejich základní dělení je podle tvaru zubů, a to na kola s přímými zuby, šikmými zuby a se zuby zakřivenými. Dále se pak ještě detailněji rozdělují na kola se zuby šípovými, nebo pak podle tvaru křivky u zubů zakřivených.

Já při svém návrhu zvolil kola s přímými zuby. Oproti kolům se zuby zakřivenými je jejich výroba jednodušší a rychlejší, tudíž jsou levnější. Jejich hlavní nevýhodou je pak fakt, že na rozdíl od kol se zuby šikmými, nebo zuby zakřivenými, způsobují více vibrací a jsou hlučnější. To ale při návrhu stroje, který bude mlet maso v hale, nepředstavuje zásadní problém. Krycí plechy budou usazeny na gumových podložkách kvůli vibracím, a pokud by se i tak ukázalo, že stůl s motorem a převodovkou přenáší vibrací moc, není problém jej usadit na gumové podložky.

Jak jsem zmínil už na začátku práce, k výpočtu jsem použil program Autodesk Inventor Pro- fesional 2016.

4.3.1 Výpočet kuželového soukolí

Hodnoty volené jsou značeny růžovou barvou. Modul jsem zvolil 3,5mm, zuby přímé, čelní úhel profilu standardně 20° a úhel os 90°. Počet zubů pastorku 16 a počet zubů kola 32 dle katalogu firmy KOVOS [11-D]. Šířku ozubení taktéž dle katalogu 18mm. Účinnost převodu 100%, pro zjednodušení. Součinitel dynamických sil dle [6] 𝐾_𝐴 = 1,25. Součinitel výroby dle [6] 𝑌_𝑇 = 1,3. Životnost převodu 8000h. Kola budou vyrobená z materiálu 12 051 s kalenými boky zubů.

Pro výpočet jsem využil možnosti provedení pevnostní kontroly podle normy ISO 6336:1996.

Uvádím pouze výsledkové tabulky, celé výpočty lze najít na přiloženém DVD.

(32)

31 Výsledky

Součinitel bezpečnosti v dotyku SH 1,201 ul 1,330 ul Součinitel bezpečnosti v ohybu SF 2,878 ul 3,241 ul Statická bezpečnost v dotyku SHst 1,208 ul 1,337 ul Statická bezpečnost v ohybu SFst 4,807 ul 5,326 ul

Kontrolní výpočet Kladný

4.4 Čelní soukolí

Čelní soukolí slouží k přenosu výkonu a rotačního pohybu mezi dvěma hřídeli, jejichž osy jsou navzájem rovnoběžné. Stejně jako u kol kuželových se i kola čelní dělí do několika kategorií podle tvaru zubů. Rozeznáváme čelní kola s přímým ozubením, šikmým ozubením a kola s ozu- bením šípovým. V praxi se pak nejčastěji používají kola se zuby šikmými a to hned z několika důvodů. Za prvé mají spoluzabírající zuby delší dobu záběru, což snižuje rázy a tím i vibrace a hlučnost, a za druhé se díky různému úhlu sklonu zubů dá do jisté míry manipulovat s osovou vzdáleností kol, což je při konstrukci převodovek s několika převodovými stupni zásadní. Nevý- hodou u těchto převodů je ale fakt, že díky rozložení síly na zub a jeho postupného zatěžovaní, vzniká síla axiální, kterou je potřeba zohledňovat při návrhu uložení hřídelů. Já zvolil smysl stou- pání šroubovice zubů tak, že při provozu působí axiální síla od soukolí čelního proti axiální síle vznikající v převodu koly kuželovými. Tím se mi celkové axiální zatížení snížilo, což se projeví v návrhu ložisek.

Při svém návrhu jsem použil ozubená kola se šikmými zuby a výpočet provedl v programu Autodesk Inventor Profesional 2016.

Požadovanou životnost obou párů ozubených kol jsem stejně jako v případě kol kuželových zvolil 8000h. Někdo by mohl namítnout, že přeci každý z párů kol bude v provozu 50% tohoto času, avšak já pro zjednodušení uvažoval 100%. Vždy bude jeden z párů kol při práci stroje ne- zatížený, nicméně kola do sebe budou zabírat neustále, i když „na prázdno.“ Pořád bude docházet alespoň k minimálnímu opotřebení zubů.

(33)

32

4.4.1 Výpočet a kontrola čelních ozubených kol prvního rychlostního stupně

Po mnoha zkouškách konfigurací a přerozdělování převodových poměrů jsem dospěl ke dvěma vhodným variantám obou párů čelních ozubených kol. Žádný z nich nebude nutné kori- govat a oba dva budou mít stejný sklon zubů 𝛽, přesto jsem dospěl ke stejné osové vzdálenosti kol 83,804mm a požadovaným převodovým poměrům, uvedeným výše. Modul jsem také pro oba páry kol volil stejný, 3,5mm. Součinitel dynamických sil dle opět [6] 𝐾_𝐴 = 1,25. Součinitel vý- roby dle [6] 𝑌_𝑇 = 1,1. Kola budou vyrobená z materiálu 14 220 cementovaná a kalená.

Pro výpočet jsem využil možnosti provedení pevnostní kontroly podle normy ISO 6336:1996.

Uvádím pouze výsledkové tabulky, celé výpočty lze najít na přiloženém DVD.

Výsledky

4.4.2 Výpočet a kontrola čelních ozubených kol druhého rychlostního stupně

Postup výpočtu je identický s výpočtem předchozím, stejně tak volení součinitelé 𝐾𝐴 a 𝑌𝑇. Jediný rozdíl je ten, že tento pár ozubených kol bude vyroben z materiálu 12 051 a boky zubů kaleny. Opět byla kola počítaná podle normy ISO 6336:1996, proto neuvádím celé tabulky, nýbrž jen tabulku s výslednými hodnoty součinitelů.

Výsledky

(34)

33

4.5 Řetězový převod

Řetězové převody patří mezi převody s tvarovou vazbou, díky níž mají téměř konstantní pře- vodový poměr. Skládají se ze dvou řetězových kol a samotného řetězu, který je tvořen z jednot- livých článků. A právě podle tvaru článků řetězu se vyrábí ozubení řetězových kol. Oproti řemenovému převodu mají kromě již zmíněného konstantního převodového poměru výhodu v tom, že vyžadují malé předpětí a díky tomu se snižuje zatížení hřídelů. Také zvládají pracovat ve špatných podmínkách, ať už se jedná například o zvýšenou teplotu, prach či vlhkost. Nejčastěji se v praxi používají řetězy válečkové.

Články válečkového řetězu jsou tvořeny dvěma ocelovými pásky, spojenými nalisovanými pouzdry, na kterých jsou ještě válečky. Díky tomu se smykové tření mění na rotační a tím se snižuje opotřebení řetězu za chodu. Řetězy se spojují jedním spojovacím článkem, na kterém se jeden z pásků nelisuje, nýbrž zajišťuje pomocí pojistky.

Předběžný výběr řetězu jsem zvolil podle diagramu níže a výpočet provedl v programu Au- todesk Inventor Profesional 2016. U řetězu už jsem nevolil jako u ozubených kol hodnotu trvan- livosti 8000h, tedy přibližně dva roky dvojsměnného provozu, ale 4000h, což je 50%

předpokládané doby provozu stroje a tedy reálná doba, kdy bude stroj pracovat na jeden z převo- dových stupňů. Výpočet jsem tedy provedl pro obě rychlosti. Účinnost pro jednoduchost 100%.

Obr. 22 Návrh řetězu

(35)

34

4.5.1 Výpočet řetězového převodu prvního rychlostního stupně

Opět byl pro výpočet využit program Autodesk Inventor 2016 a uvádím jen výsledkové tabulky. Celé výpočty lze najít na přiloženém DVD.

Vlastnosti řetězu

Řetěz : ISO 606:2004 - Přesné válečkové řetězy pro převody s krátkou roztečí (EU)

Označení velikosti řetězu 16B-3-56

Výsledky

Rychlost řetězu v 2,570 mps

Obvodová síla Fp 5836,181 N

Odstředivá síla FC 52,846 N

Maximální zatížení ve větvi řetězu FTmax 5889,027 N Statický součinitel bezpečnosti SS > SSmin 27,169 ul > 7,000 ul Dynamický součinitel bezpečnosti SD > SDmin 9,056 ul > 5,000 ul Tlak v kloubu řetězu pB < p0 * λ 9,333 MPa Dovolený tlak v kloubu řetězu p0 13,420 MPa

Diagramový výkon PD < PR 17,923 kW

Jmenovitý výkon řetězu PR 28,067 kW

Životnost řetězu pro zadané prodloužení th > Lh 28297 hr Životnost článků řetězu thL > Lh 220969 hr Životnost válečku a pouzdra thr > Lh 24287 hr

(36)

35

4.5.2 Výpočet řetězového převodu druhého rychlostního stupně

Výpočet je identický s předchozím, zvětší se jen otáčky kola 1 na 1176 ot/min, proto uvádím jen výsledkovou tabulku.

Výsledky

Rychlost řetězu v 5,061 mps

Obvodová síla Fp 2963,698 N

Odstředivá síla FC 204,930 N

Maximální zatížení ve větvi řetězu FTmax 3168,628 N Statický součinitel bezpečnosti SS > SSmin 50,495 ul > 7,000 ul Dynamický součinitel bezpečnosti SD > SDmin 16,832 ul > 5,000 ul Tlak v kloubu řetězu pB < p0 * λ 5,022 MPa Dovolený tlak v kloubu řetězu p0 6,505 MPa

Diagramový výkon PD < PR 17,923 kW

Jmenovitý výkon řetězu PR 24,861 kW

Životnost řetězu pro zadané prodloužení th > Lh 22128 hr Životnost článků řetězu thL > Lh 2777778 hr Životnost válečku a pouzdra thr > Lh 12333 hr

(37)

36

4.6 Hřídele

Hřídele jsou strojní součásti každého zařízení, které nějakým způsobem produkuje či přenáší rotační pohyb a výkon. Nejčastěji pak za použití ozubených kol či řetězových nebo řemenových převodů. Jsou opatřeny konstrukčními prvky, které slouží k připojení a popřípadě aretaci právě zmíněných ozubených kol, popřípadě přírub, hřídelových spojek apod. Nejčastější zatížení hřídelí při provozu je zatížení krutem a ohybem, případně u některých součástí i smykem.

Materiál hřídelů zvolím ocel konstrukční 11 600, jejíž mezní hodnoty dovoleních napětí lze nalézt v [5] na straně 54.

4.6.1 Výpočet 1. hřídele

Pro výpočet jsem využil možnosti provedení pevnostní kontroly podle hypotézy HMH. Uvá- dím pouze náhled a výsledkové tabulky zatížení v podporách. Celé výpočty lze najít na přilože- ném DVD.

Náhled

Obr. 23 Náhled, hřídel 1

(38)

37 Podpory

Index Typ Umístění

Reakční síla

Y X Velikost Směr Axiální zatížení 1 Volný 52 mm 5669,564

N

1500,363 N

5864,729 N

14,82

deg

2 Pevná 75 mm -

3632,365 N

-838,808

N 3727,958

N 193,00

deg 330,778 N

Index Typ Umístění Průhyb Úhel

průhybu

Y X Velikost Směr

1 Volný 52 mm 0,000

microm 0,000

microm 20,04

deg 0,02 deg 2 Pevná 75 mm 0,000

microm 0,000

microm 21,06

deg 0,00 deg

Výsledky

Délka L 136,350 mm

Hmotnost Hmotnost 0,515 kg

Maximální napětí v ohybu σB 64,684 MPa Maximální smykové napětí τS 9,073 MPa Maximální napětí v krutu τ 33,274 MPa Maximální napětí v tahu σT 0,802 MPa Maximální redukované napětí σred 88,048 MPa Maximální průhyb fmax 42,440 microm

Úhel zkroucení φ -0,16 deg

Dle [5] je pro materiál 11 600 dovolené napětí v ohybu při působením střídavém 85 – 115MPa.

Dovolené napětí v krutu při působení míjivém pak 65 – 105MPa, zvolený materiál hřídele je tedy vyhovující.

(39)

38

4.6.2 Výpočet 2. hřídele

Výpočet hřídelů 2 až 4 jsou prováděny analogicky s výpočtem hřídele 1. Rozdíl je v tom, že tyto hřídele budou zatěžovány dvěma rychlostními stupni a tudíž bylo nutné provést kontrolní výpočet pro každý hřídel dvakrát. V dalších výpočtech jsem tedy neuváděl veškeré tabulky, nýbrž jen náhled na působící zatěžující síly, výsledné síly v podporách a výsledkovou tabulku.

1. Převodový stupeň Náhled

Obr. 24 Náhled hřídel 2, stupeň1

Podpory

Reakční síla

Y X Velikost Směr Axiální zatížení 1 Pevná 12,9 mm 172,656 N 2275,133

N 2281,675

N 85,66

deg -803,371 N 2 Volný 247 mm 1070,850 N 3781,865

N 3930,550

N 74,19

deg

průhybu

Y X Velikost Směr

1 Pevná 12,9 mm -0,000 microm -0,000

microm 0,000

microm 180,00

deg 0,07 deg 2 Volný 247 mm -0,000 microm -0,000

microm 0,000

microm 216,58

deg 0,11 deg

(40)

39 Výsledky

Délka L 254,700 mm

Dle [5] materiál 11 600 vyhovuje.

2. převodový stupeň Náhled

Obr. 25 Náhled hřídel 2, stupeň 2

(41)

40 Podpory

Reakční síla

Y X Velikost Směr Axiální zatížení 1 Pevná 12,9 mm 665,655

N 3547,916

N 3609,820

N 79,37

deg -290,644 N 2 Volný 247 mm 32,240 N 1100,377 N 1100,849

N 88,32

deg

průhybu

Y X Velikost Směr

1 Pevná 12,9 mm -0,000 microm 0,000

microm 0,000

microm 180,00

microm 0,000

microm 235,76

deg 0,10 deg

Výsledky

Délka L 254,700 mm

(42)

41

4.6.3 Výpočet 3. hřídele

Podpory

Reakční síla

Y X Velikost Směr Axiální zatížení 1 Pevná 116,8

mm -

1410,946 N

-

5004,619 N

5199,710

N 254,26

deg -

1464,926 N

2 Volný 301 mm 2016,248

N 1733,298

N 2658,868

N 40,68

deg

průhybu

Y X Velikost Směr

1 Pevná 116,8

mm -0,000

microm -0,000

microm 0,000

microm 221,62

microm 0,000

microm 218,10

deg 0,07 deg

(43)

42 Výsledky

Délka L 309,100 mm

Úhel zkroucení φ 0,12 deg

(44)

43 Podpory

Reakční síla

Y X Velikost Směr Axiální zatížení

1 Pevná 116,8 mm

-

2330,539 N

-

3436,875 N

4152,532 N

235,86 deg

-952,199 N

2 Volný 301 mm 3034,581

N 1735,646

N 3495,876

N 29,77

deg

průhybu

Y X Velikost Směr

1 Pevná 116,8

mm -0,000

microm -0,000

microm 0,000

microm 214,64

deg 0,06 deg 2 Volný 301 mm -0,000

microm -0,000

microm 0,000

microm 208,74

deg 0,07 deg

Výsledky

Délka L 309,100 mm

(45)

44

4.6.4 Výpočet 4. hřídele

Jedná se o hřídel, na kterém bude umístěno druhé řetězové kolo a pojistná spojka. Tudíž je to hřídel, který bude přes pojistnou spojku Mayr připojen ke šneku lisu.

Obr. 28 Náhled hřídel 4

Podpory

Reakční síla

mm 2148,248

N 2148,248

N

2 Volný 170 mm 3819,079

N 3819,079

N

průhybu

Y X Velikost Směr

1 Pevná 19,05

mm -0,000

microm 0,000

microm 180,00

deg 0,01 deg 2 Volný 170 mm -0,000

microm 0,000

microm 180,00

deg 0,01 deg

(46)

45 Výsledky

Délka L 319,000 mm

- Viz obr. 31 Podpory

Reakční síla

mm 1208,598

N 1208,598

N

2 Volný 170 mm 2160,924 N 2160,924

N

průhybu

Y X Velikost Směr

1 Pevná 19,05

mm -0,000

microm 0,000

microm 180,00

deg 0,01 deg 2 Volný 170 mm -0,000 microm 0,000

microm 180,00

deg 0,01 deg

(47)

46 Výsledky

Délka L 319,000 mm

4.7 Ložiska

Ložiska jsou nedílnou součástí strojů, které pracují s výkonem přenášeným rotačně přes hří- dele. Ano, existují i výjimky například v podobě bronzových kluzných pouzder, které jsem ve svém návrhu taktéž použil, ale uložení hřídelů do skříně je realizováno převážně za pomoci loži- sek. Ložisko je tvořeno dvěma kroužky, valivými tělísky a klecí, jenž drží tělíska pohromadě.

Tělíska mají tvar kuliček, válečků, soudečků, jehel nebo kuželíků. Relativní pohyb je tedy reali- zován za pomocí valení tělísek a díky tomu v ložiscích vzniká valivé tření.

Ložiska jsou citlivá na dynamické rázy a na čistotu prostředí, proto se jich vyrábí několik variant, jak zakrytovaných tak i nezakrytovaných. Také špatně snáší velké vyosení kroužků, respektive vyosení hřídele vůči uložení ložiska, což podstatně snižuje jejich životnost. Katalog SKF udává maximální hodnotu vyosení pro kuličková ložiska v rozmezí 2 – 10 úhlových minut. Pro ložiska válečková řad 20, 22 a 23 jsou to 3 úhlové minuty. Ložiska kuželíková dovolují maximální naklopení v rozmezí 2 – 4 úhlových minut a pro ložiska dvouřadá s kosoúhlým stykem výrobce přesnou hodnotu neudává. Uvádí pouze fakt, že jakékoli naklopení způsobí větší namáhání ložis- kových tělísek a tím zkrácenou dobu životnosti a vyšší hlučnost.

Ložiska A-F jsem počítal opět v programu Autodesk Inventor Profesional 2016 za použití hodnot z katalogů SKF. Ložiska G a H použité v ložiskových jednotkách jsem pak počítal za pomoci kalkulačky dostupné na stránkách SKF.