Konstrukce jednoúčelového zařízení pro montáž těsnění s nastavitelným přítlakem.

Konstrukce jednoúčelového zařízení pro montáž těsnění s nastavitelným přítlakem.

Diplomová práce

Studijní program: N2301 – Strojní inženýrství

Studijní obor: 2302T010 – Konstrukce strojů a zařízení Autor práce: Bc. Lukáš Bárta

Vedoucí práce: prof. Ing. Přemysl Pokorný, CSc.

Diploma thesis

Study programme: N2301 – Mechanical Engineering

Study branch: 2302T010 – Machine and Equipment Systems

Author: Bc. Lukáš Bárta

Supervisor: prof. Ing. Přemysl Pokorný, CSc.

Poděkování

Touto cestou bych rád poděkoval všem, kteří mě podporovali při tvorbě této diplomové práce. V první řadě kolektivu oddělení vývoje těsnících systémů společnosti Saar Gummi Czech, s.r.o., kteří mi předali nezbytné zkušenosti z konstrukce ručních přístrojů. Jmenovitě bych rád poděkoval svému konzultantovi Ing. Jaromíru Osobovi za věcné rady při konstrukci, návrhu i zpracování této práce a Ing. Karlu Giebnerovi za umožnění spolupráce s výše zmíněnou společností.

Dále bych rád poděkoval vedoucímu své diplomové práce Prof. Ing. Přemyslu Pokornému, CSc. za cenné rady a připomínky při zpracovávání této práce.

V neposlední řadě děkuji rodině, přítelkyni a všem svým přátelům za nezbytnou podporu po čas vzniku této práce obzvláště v posledních dnech před jejím odevzdáním.

Anotace

Diplomová práce se zabývá konstrukcí nového montážního přístroje s nastavitelným přítlakem pro instalaci těsnění bočních dveří automobilů. Na začátku práce se nalézá rozbor předchozích technických řešení stávajících přístrojů a rozbor současných konkurenčních řešení.

Následuje návrh samostatného řešení doplněný o nezbytné výpočty strojních součástí. Poslední část práce obsahuje zhodnocení prvního zkonstruovaného modelu s výčtem zjištěných problémů. Tyto problémy jsou dále popsány, vyhodnoceny a je navrhnuto řešení k odstranění nedostatků. V závěru je naznačen další směr vývoje navrhnutého přístroje.

Klíčová slova:

Montážní přístroj, automobilový průmysl, ozubená kola, valivá ložiska, listová pružina

Annotation

This thesis is about construction of new assembling device for mounting of door seals of cars with adjustable mounting pressure. In the beginning the thesis is about analyzing of previous technical solutions of this device and analysis of competitive solutions.

Next chapter is construction of device with necessary calculations of mechanical components. In the last part is summary of first constructed device with list of identified deficiencies. Identified deficiencies are described, analyzed a suggested solutions of deficiencies. At the end is shown the direction of further development.

Key words

Assembling device, automotive, gears, roller bearings, leaf spring

Obsah

Seznam použitých zkratek a symbolů ... 10

Seznam obrázků ... 13

1. Úvod ... 15

2. O společnosti Saar Gummi Czech, s. r. o. ... 16

3. Výroba těsnících profilů ... 18

4. Analýza problému instalace těsnění ... 20

5. Analýza konkurence a předchozích řešení ... 23

5.1. Předchozí řešení ... 23

5.2. Analýza konkurence ... 24

5.2.1. Multiformer.de® ... 24

6. Konstrukce ... 26

6.1. Prvotní návrh (základní) ... 26

6.2. Použité pohony ... 27

6.2.1. Pneumatický pohon ... 27

6.2.2. Elektrický pohon ... 27

6.3. Kinematické schéma ... 28

6.4. Přibližné silové účinky ... 28

6.5. Návrhové výpočty ... 29

6.6. Návrh ozubených kol ... 30

6.6.1. Kontrola z hlediska únavy v dotyku ... 32

6.6.2. Kontrola na dotyk při jednorázovém působení největšího zatížení ... 33

6.6.3. Kontrola z hlediska únavy v ohybu ... 33

6.6.4. Kontrola na ohyb při jednorázovém působení největšího zatížení ... 34

6.7. Návrh hřídelí ... 36

6.7.1. Vstupní hřídel ... 36

6.7.2. Hřídel 2 ... 39

6.7.3. Hybná hřídel ... 41

6.7.4. Hřídel čep otáčení ... 43

6.7.5. Návrh průměrů hřídelů ... 46

6.8. Výpočet ložisek ... 61

6.8.2. Ložisko A ... 61

6.8.3. Ložisko B ... 62

6.8.4. Ložisko C ... 62

6.8.5. Ložisko D ... 63

6.8.6. Ložisko E ... 63

6.8.7. Ložisko F ... 64

6.8.8. Ložisko G ... 65

6.8.9. Ložisko H ... 66

6.9. Návrh per ... 67

6.9.1. Vstupní hřídel, Hybný hřídel ... 67

6.9.2. Hřídel 2, Hřídel – čep otáčení ... 68

6.9.3. Návrh jehly ... 69

6.10. Návrh kyvného mechanismu ... 70

6.11. Návrh rolovacích koncovek – rolniček ... 72

6.12. Návrh přítlačných rolniček ... 73

7. Výroba první varianty a uvedení do provozu ... 74

7.1. Náprava nedostatků ... 76

7.1.1. Konstrukce tužší kyvné části ... 77

8. Ekonomické zhodnocení ... 79

9. Závěr ... 80

10. Použitá literatura ... 81

10.1. Použitá odborná literatura ... 81

10.2. Citace ... 81

11. Přílohy ... 82

11.1. Příloha 1 ... 83

11.2. Příloha 2 ... 86

11.3. Příloha 3 ... 91

11.4. Příloha 4 ... 92

Seznam použitých zkratek a symbolů

Značka Jednotka Název

P [W] Výkon pohonu

nmax [ot/min] Maximální otáčky pohonu

n [ot/min] Otáčky pohonu při maximálním výkonu

m [Kg] Hmotnost pohonu

Mmax [Nm] Maximální krouticí moment z1 [1] Počet zubů kola 1

z2 [1] Počet zubů kola 2

i [1] Celkový převodový poměr

𝜂 [1] Účinnost soukolí

i1 [1] Převodový poměr 1 i2 [1] Převodový poměr 2 I3 [1] Převodový poměr 3

M_k1 [Nm] Krouticí moment na vstupním hřídeli M_k2 [Nm] Krouticí moment na hřídeli 2

M_k3 [Nm] Krouticí moment na hřídeli-kyvném čepu M_k4 [Nm] Krouticí moment na výstupním hřídeli VHV [HV] Tvrdost boku zubu

σ⁰Hlim [MPa] Mez únavy v dotyku σ⁰Flim [MPa] Mez únavy v ohybu Re [MPa] Mez kluzu v tahu Rm [MPa] Mez pevnosti v tahu

fH [1] Pomocný součinitel pro výpočet dm

fF [1] Pomocný součinitel pro výpočet mn

KH/KF [1] Součinitel přídavných zatížení KA [1] Součinitel vnějších dynamických sil KHβ [1] Součinitel nerovnoměrnosti zatížení

σ

σ

bwH [mm] Pracovní šířka ozubení (pro výpočet na dotyk) bwF [mm] Pracovní šířka ozubení (pro výpočet na ohyb) d1 [mm] Roztečný průměr kola 1

mn [mm] Normálný modul

dm1 [mm] Navrhovaný roztečný průměr

m [mm] Modul ozubení

b [mm] Šířka ozubení a [mm] Osová vzdálenost α [°] Úhel záběru ozubení Pb [mm] Rozteč ozubení

da1 [mm] Průměr hlavové kružnice kola 1 db1 [mm] Průměr základní kružnice kola 1 df1 [mm] Průměr patní kružnice kola 1 da2 [mm] Průměr hlavové kružnice kola 2 db2 [mm] Průměr základní kružnice kola 2 df2 [mm] Průměr patní kružnice kola 2 ε [1] Součinitel trvání záběru Ft1 [N] Tečná síla

ZE [1] Součinitel mechanických vlastností materiálů ZH [1] Součinitel tvaru spolu zabírajících zubů

Ze [1] Součinitel součtové délky dotykových křivek boků zubů KHα [1] Součinitel podílu zatížení jednotlivých zubů

KHV [1] Součinitel vnitřních dynamických sil (pro výpočet na dotyk) ZR [1] Součinitel výchozí drsnosti boků zubů

SHmin [1] Součinitel bezpečnosti proti vzniku únavového poškození boků zubů

KFβ [1] Součinitel nerovnosti zatížení po šířce zubu (pro dotyk) YFS1 [1] Součinitel tvaru zubu a koncentrace napětí pro kolo 1 YFS2 [1] Součinitel tvaru zubu a koncentrace napětí pro kolo 2 Yε [1] Součinitel vlivu záběru profilu

Yβ [1] Součinitel sklonu zubu

KAS [1] Součinitel vnějších dynamických sil pro výpočet s ohledem na trvalou deformaci

σF [MPa] Ohybové napětí v nebezpečném průřezu paty

σHO [MPa] Napětí v dotyku při přetížení ideálním zatížení přesných zubů σH [MPa] Napětí v dotyku ve valivém bodě

σHmax [MPa] Největší napětí v dotyku vzniklé působením síly Ft1

σHPmax [MPa] Přípustné napětí v dotyku při největším zatížení silou Ft1

σFst [MPa] Pevnost v ohybu při největším zatížení

Ft1 [N] Obvodová síla působící v čelním řezu na roztečné kružnici, odpovídající 1. stupni zatížení

σFPmax [N] Přípustné napětí v ohybu při největším zatížení (silou Ft1) σFmax [N] Největší místní ohybové napětí v patě zubu

Fa [N] Axiální síla působící na hřídel Fz [N] Zátěžná síla působící na hřídel FR [N] Radiální síla působící na hřídel σc [MPa] Mez únavy při střídavém tahu-tlaku σco [MPa] Mez únavy při střídavém ohybu τc [MPa] Mez únavy při střídavém krutu σredmax [MPa] Maximální redukované napětí σred [MPa] Redukované napětí

σo [MPa] Ohybové napětí

τk [MPa] Smykové napětí

Wo [mm³] Průřezový modul v ohybu Wk [mm³] Průřezový modul v krutu

P [N] Dynamické ekvivalentní zatížení L10h [h] Trvanlivost ložiska v hodinách

C [N] Dynamická únosnost

C0 [N] Statická únosnost

fo [1] Výpočtový součinitel pro ložiska pD [MPa] Dovolený tlak

τds [MPa] Dovolené napětí ve smyku τs [MPa] Smykové napětí

Mo [Nm] Ohybový moment I [mm⁴] Kvadratický moment

y [mm] Průhyb nosníku

Kp [1] Součinitel bezpečnosti při ohýbání pásky

k [N/mm] Tuhost

E [MPa] Modul pružnosti

α [1] Teoretický součinitel koncentrace napětí

V1 [1] Součinitel velikosti součásti pro namáhání ohybem V3 [1] Součinitel velikosti součásti pro namáhání krutem q1,2 [1] Součinitel vrubové citlivosti

𝜏_𝑐^∗ [MPa] Mez únavy ve smyku vrubované součásti η [1] Součinitel jakosti povrchu

ηk [1] Součinitel jakosti povrchu pro krut βo [1] Součinitel tvaru vrubu pro ohyb βk [1] Součinitel tvaru vrubu pro krut

𝜎_𝑐𝑜^∗ [MPa] Mez únavy v ohybu vrubované součásti kk [1] Součinitel bezpečnosti pro namáhání na krut ko [1] Součinitel bezpečnosti pro namáhání na ohyb k [1] Součinitel celkové bezpečnosti

SGC Saar Gummi Czech s.r.o

Seznam obrázků

Obr. 1 Příklady vyráběných dílů a jejich použití [1]... 16

Obr. 2 Příklady vytlačovaných těsnících profilů [2] ... 16

Obr. 3 Kontrola tvaru a povrchu těsnění [2] ... 19

Obr. 4 Spojování profilů do uzavřených smyček [2] ... 19

Obr. 5 Těsnění před montáží (vlevo) a po montáži (vpravo) [3] ... 21

Obr. 6 Standardní montážní zařízení při montáži těsnění kufru ... 21

Obr. 7 Příklad různých tlouštěk plechové příruby karoserie určené pro montáž těsnění ... 22

Obr. 8 Tvar těsnícího profilu na bočních dveřích ... 22

Obr. 9 První varianta montážního zařízení vytvořeného ve firmě Saar Gummi (pracovně nazývané rolovačka) ... 23

Obr. 10 Zatím poslední vývojová varianta montážního zařízení vytvořeného ve firmě Saar Gummi s elektrickým pohonem (pracovně nazývané „rolovačka“) ... 24

Obr. 11 Multiformer stejnojmenné německé společnosti specializující se na instalaci pryžových těsnění v automobilovém průmyslu [3] ... 25

Obr. 12 Tvar profilu, na který je přístroj navrhován ... 26

Obr. 13 Základní kinematické schéma zobrazující polohu ozubených kol, středů hřídelí a přerušovanými čarami naznačený pohyb hřídele ... 28

Obr. 14 Náčrt vstupní hřídele s vyznačenými působícími silami ... 36

Obr. 15 Zobrazení myšlených řezů na vstupní hřídeli ... 37

Obr. 16 Náčrt hřídele 2 s vyznačenými působícími silami ... 39

Obr. 17 Zobrazení myšlených řezů na hřídeli 2... 40

Obr. 18 Náčrt hybné hřídele s vyznačenými působícími silami ... 41

Obr. 19 Zobrazení myšlených řezů na hybném hřídeli ... 42

Obr. 20 Náčrt hřídele - čepu otáčení s vyznačenými působícími silami ... 44

Obr. 21 Zobrazení myšlených řezů na hřídeli – čepu otáčení ... 45

Obr. 22 Průběh redukovaného napětí při navrženém tvaru vstupní hřídele ... 47

Obr. 23 Vstupní hřídel s vyznačenými místy pro kontrolu vrubů ... 47

Obr. 24 Průběh redukovaného napětí při navrženém tvaru hřídele 2 ... 53

Obr. 23 Hřídel 2 s vyznačenými místy pro kontrolu vrubů ... 53

Obr. 25 Průběh redukovaného napětí při navrženém tvaru hřídele - čepu otáčení ... 55

Obr. 26 Hřídel – čep otáčení s vyznačenými místy pro kontrolu vrubů... 55

Obr. 27 Průběh redukovaného napětí při navrženém tvaru hybné hřídele ... 57

Obr. 28 Vstupní hřídel s vyznačenými místy pro kontrolu vrubů ... 57

Obr. 29 Ocelová páska použitá v těsnění a její rozměry ... 70

Obr. 30 Základní návrh kyvné části ... 71

Obr. 31 Náčrt kontrolního výpočtu listové pružiny ... 71

Obr. 32 Detail nastavení předpětí a zajištění listové pružiny ... 72

Obr. 33 Návrh rololovacích koncovek – „rolniček“ ... 73

Obr. 34 Vrchní a spodní přítlačné rolničky ... 73

Obr. 35 První tři kusy montážního zařízení spolu s pohony Atlas Copco... 74

Obr. 36 Ukázka zkušební dráhy a průběh testování ... 75

Obr. 37 Druhá podoba přístroje po provedených změnách... 76

Obr. 38 Původní řešení kyvné části (vlevo) s duralovou rozpěrkou, nové řešení kyvné části (vpravo) ... 77

Obr. 39 Porovnání tuhosti obou navržených variant metodou MKP v programu Autodesk Simulation Mechanical... 78

1. Úvod

Automobilový průmysl je dnes zdrojem obživy pro velkou část nejenom naší, ale i světové populace. Na vyráběné vozy jsou dnes kladeny čím dál tím vyšší nároky, především z oblasti funkčnosti, ekologie, bezpečnosti a designu. Tato honba za novými řešeními s sebou zároveň přináší i potřebu neustále zdokonalovat výrobní technologie a postupy. Zároveň s tímto zdokonalováním jde i proces úspory materiálů při výrobě.

Karoserie moderních automobilů mají velmi různorodé tloušťky plechů v jednotlivých místech. Je to důsledek úspory materiálu a snahy o co nejvyšší bezpečnost posádky. Moderní postupy a software umožňují dnes vývojářům přidávat materiál v oblastech vyššího namáhání a ubrat materiál tam, kde je namáhání nižší. Tato zdánlivě jednoduchá a logická myšlenka však klade mnohem větší nároky na přístroje pro montáž těsnění. Zatímco v dobách dřívějších byla příruba dveří pro montáž těsnění po celé délce přibližně stejně tlustá, dnes se její tloušťka mění po délce i o několik milimetrů.

Diplomová práce je zaměřena na vývoj přístroje pro ruční instalaci těsnících profilů do dveří automobilů s nastavitelným přítlakem tak, aby tyto odchylky byl schopen přístroj pojmout, a zároveň bylo možné naladit sílu jeho stisku na příslušné těsnění a tloušťku montážní příruby. Tento přístroj má za cíl splnit vysoké nároky automobilového průmyslu na kvalitu jak samotného přístroje, tak na kvalitu instalace těsnění.

2. O společnosti Saar Gummi Czech, s. r. o.

Společnost Saar Gummi Czech, s. r. o. vyrábí celou škálu pryžových dílů (viz Obr. 1) pro automobilový průmysl. Především se jedná o vytlačované pryžové těsnící systémy a lisované pryžové díly. Vytlačované pryžové profily (viz Obr. 2) jsou využívány především pro zatěsnění pohyblivých částí karoserie vozu, jako jsou dveře, kufr, prostory pod kapotou, střešní okno a další.

Obr. 1 Příklady vyráběných dílů a jejich použití [1]

Obr. 2 Příklady vytlačovaných těsnících profilů [2]

Z lisovaných dílů se jedná hlavně o různé průchodky kabelů pro automobilový průmysl, části plynových masek a podobně.

Výrobky firmy Saar Gummi Czech, s. r. o. (dále jen SGC) využívá jedna pětina všech v Evropě vyrobených automobilů. Hlavními zákazníky SGC jsou automobilové firmy Volkswagen, Škoda Auto, Audi, BMW, Porshe či Daimler.

Společnost Saar Gummi, a. s. byla založena roku 1947. Dceřiná společnost Saar Gummi Czech, s. r. o. byla založena roku 2000. Jejímu vzniku předcházely dodávky z místní gumárenské firmy, kde zhruba sto lidí vyrábělo pryžová těsnění pro nadnárodní koncern Saar Gummi.

V dubnu roku 2000 byla v Červeném Kostelci zahájena stavba haly PR I pro vytlačované pryžové těsnění a v červenci téhož roku byla zahájena stavba haly TPL určené pro lisované těsnění. Ve stejném roce se také firma Saar Gummi Czech s.r.o objevila na třetím místě žebříčku největších investic na zelené louce v České republice.

V roce 2002 byla výrobní hala PR I rozšířena o druhou výrobní halu PR II a v roce 2003 o třetí výrobní halu PR III. V roce 2003 vzrostla výroba vytlačovaných těsnících systémů pětkrát a tržby z lisované technické pryže se zvýšily o 15%. V roce 2005 doplnil závod v Červeném Kostelci druhý závod ve Velkém Poříčí u Hronova, který se specializuje na dokončovací operace při výrobě těsnění. Zatím poslední etapou ve vývoji společnosti SGC je výstavba mísírny gumárenských směsí, která započala 6.

ledna 2014. Jedná se o jednu z nejmodernějších mísíren na světě a pomohla firmě SGC snížit ceny vstupních surovin a umožnila vývoj nových druhů směsí pro gumárenský průmysl. [2]

3. Výroba těsnících profilů

Těsnící profily jsou vyráběny z EPDM pryže pomocí technologie vytlačování nekonečného profilu. Vstupním materiálem pro vytlačování jsou pryže různých vlastností ve formě pásu či granulí, kovová předtvarovaná páska a skleněné vlákno.

Pryžové směsi jsou přiváděny celkem do tří šnekových vytlačovacích strojů. Dva stroje vytlačují v rovině rovnoběžné s podlahou a jsou oproti sobě vzájemně pootočeny o 90°, třetí vytlačovací stroj je nakloněn o 45° vůči rovině podlahy. Všechny tři stroje vytlačují materiál do stejného bodu. V tomto bodě se pomocí kanálů přivádí vytlačená, zhomogenizovaná, zahřátá pryžová směs k vytlačovací hlavě, každý materiál ve svém kanále. Vytlačovací hlava obsahuje nástroj s dutinou ve tvaru požadovaného těsnění.

Do tohoto nástroje je zároveň přiváděna předtvarovaná kovová páska a skleněné vlákno.

Z vytlačovacího nástroje vychází již výsledný tvar těsnění. Do míst, kde je požadována dutina je přiváděn stlačený vzduch, který udržuje velikost dutiny po celou dobu výroby tak, aby nedošlo k jejímu zborcení. Tlakový vzduch je přiváděn skrze vytlačovací nástroj. Velikost dutin a tloušťky jejich stěn se regulují změnou tlaku stlačeného vzduchu.

Ve chvíli, kdy profil opustí vytlačovací stroj, je dále veden do třech vulkanizačních kanálů s různými teplotami, kde je průběžně vulkanizován za definovaných podmínek. Dále profil pokračuje do chladícího zařízení, kde je přes soustavu poháněných válců prováděn vodní lázní a zchlazen v celém průřezu na teplotu prostředí. Na výstupu z chladícího zařízení jsou nainstalovány výstupy tlakového vzduchu, které odstraňují zbytek vody z profilu.

Kovová páska je následně za pomoci soustavy válců dotvarována do požadovaného tvaru tak, aby následná instalace těsnění na karoserii automobilu byla co nejjednodušší.

U lakovaných profilů následuje průchod profilu plasmovými hořáky, které narušují povrch těsnění, aby na něm lépe ulpěl nanášený lak. Lak se nanáší na profil z několika důvodů. Zlepšuje těsnící vlastnosti, protože snižuje tření mezi karoserií a profilem, čímž zlepšuje těsnící vlastnosti a dále zamezuje přimrzání těsnění ke karoserii.

Obr. 3 Kontrola tvaru a povrchu těsnění [2]

Po průjezdu lakovací kabinou prochází těsnění průběžným vrtacím stanovištěm, kde se do dutiny těsnění vrtají díry, které z ní odvádějí vzduch při deformaci těsnění.

Těsnění je následně kontrolováno v přístroji (viz Obr. 3) posuzujícím průřez a povrch těsnění. Pro posouzení tvaru a povrchu se využívá až 4 kamer a silného světla, které osvětluje exponovanou část. Vadná část těsnění je případně označena bílou značkou, která je v závěrečné fázi výroby automaticky zaznamenána a vadný kus je vyřazen.

Obr. 4 Spojování profilů do uzavřených smyček [2]

V závěrečné fázi dochází buď k nařezání profilu na požadovanou délku, anebo jeprofil namotáván na buben, nebo do krabice. V případě řezaného profilu jsou v závěrečné fázi vylučovány vadné, dříve označené, profily. Řezané profily se ve většině případů spojují do uzavřených smyček (viz Obr. 4). Jelikož je nutné před řezáním profil zastavit, nachází se před řezačkou zásobník pracující na gravitačním principu, který vyrovnává výkyvy v chodu linky.

Kromě profilů s kovovou páskou, jsou vyráběny i profily bez pásky, které k instalaci využívají oboustranné lepicí pásky. Tyto profily jsou výrobně složitější z důvodu lepení zmíněné pásky. Náročná je také jejich instalace, která je prováděna roboticky a vyžaduje tak velký vstupní kapitál na přípravu montážní jednotky.

Orientace těsnění během výroby je určována soustavou několika ocelových čiplastových průchodek a podpíracích válečků.

4. Analýza problému instalace těsnění

Těsnění bočních dveří automobilu se skládá z několika částí.

Základními částmi těsnění jsou pevná pryžová část, tzv. solid, měkká pryžová část z napěněné pryže tzv. „mechovka“, nosná část tvořená kovovou páskou a skelným vláknem. Každá z částí plní svojí vlastní funkci v těsnícím profilu. Pevná pryžová část (solid) kryje kovovou pásku a skelné vlákno a zároveň jsou z ní vytvořeny jazýčky bránící demontáži těsnění z karoserie. Dále také plní funkci zakončení plechů karoserie, jako jejich krytí a ochrana z mechanického i designového hlediska. Měkká část těsnění tzv. mechovka, která většinou tvoří v profilu uzavřené dutiny, slouží ke správnému zatěsnění karoserie při zavřených dveřích. Tato část se při zavření výrazně deformuje atím těsní karoserii vůči dveřím. Skelné vlákno je použito pro zabránění změny délky profilu při výrobě. Kovová páska je nosným a zároveň hlavním prvkem využívaným při montáži. V dnešní době je využíváno buď pásky ocelové nebo pásky ze slitin hliníku.

Montáž těsnění probíhá ve dvou fázích, v první fázi je těsnění ručně nasazeno na karoserii automobilu a v druhé fázi je kovová páska v těsnění deformována pomocí speciálního montážního zařízení. Díky její plastické deformaci je možné těsnění nainstalovat mechanickou cestou, bez použití lepidel. Po vyrobení je vnitřní kovová

páska rozevřena pod předem definovaným úhlem. Při montáži těsnění je páska pomocí montážního zařízení deformována kolem karoserie automobilu. Správnost instalace těsnění se provádí zkouškou na trhacím zařízení, kdy je těsnění odtrháváno pomocí čelistí z karoserie automobilu, kolmo na osu těsnění ve směru příruby plechu. Pro splnění této zkoušky je nutné dodržet minimální sílu odtrhnutí těsnění.

Obr. 5 Těsnění před montáží (vlevo) a po montáži (vpravo) [3]

Obr. 6 Standardní montážní zařízení při montáži těsnění kufru

Cílem diplomové práce bylo vyřešit problém instalace těsnění bočních dveří automobilu při nestejnoměrné tloušťce plechu v oblasti dveří. I při rozdílné tloušťce

plechu, na který je prováděna montáž, musí být dodržena minimální odtrhovací síla konkrétně 100 N na délku těsnění 100 mm. Vzhledem k trendu posledních let, kdy plechy karoserie v oblasti bočních dveří nabývají hodnot tloušťky od 0,5 do 4,5 mm, je nutné zohlednit tuto skutečnost při konstrukci montážních zařízení. Standardní montážní zařízení je konstruováno na jednu tloušťku plechu s maximálními odchylkami do 1 mm. Překročením této odchylky dochází při využití standardního montážního zařízení k vadám montáže. Při překročení tloušťky plechu o odchylku dochází k zatrhávání pryžového těsnění. Při překročení spodní odchylky tloušťky materiálu dochází k nedostatečné síle stlačení kovové pásky a tím k nesprávné instalaci těsnění.

Obr. 7 Příklad různých tlouštěk plechové příruby karoserie určené pro montáž těsnění

Obr. 8 Tvar těsnícího profilu na bočních dveřích

5. Analýza konkurence a předchozích řešení

5.1. Předchozí řešení

Předchozí řešení přístroje nemusela řešit rozdílnou tloušťku plechových přírub karoserie a tak je jejich konstrukce jednodušší. Pro stejnou tloušťku příruby v celém obvodu se využívá standardních montážních zařízení (pracovně nazvané rolovačky).

Tyto rolovačky mají konstantní vzdálenost obou rolen, které přitlačují kovovou pásku v těsnění ke karoserii. Obě rolny jsou poháněny přes ozubené soukolí. Kolmo napoháněné rolny jsou z každé strany vodící válečky, které pomáhají udržovat kolmost a správnou vzdálenost zařízení k montážní přírubě.

Obr. 9 První varianta montážního zařízení vytvořeného ve firmě Saar Gummi (pracovně nazývané rolovačka)

Toto řešení se v zásadě v průběhu let velmi nezměnilo. Změnou procházelo především tělo nástroje, za účelem zmenšení velikosti a snížení hmotnosti. Další důležitou obměňovanou částí jsou poháněné rolničky. Jejich tvary se mění v závislosti na tvaru a povrchové úpravě jednotlivých těsnících profilů tak, aby hnané rolničky dobře kopírovaly tvar deformovaného těsnění, a tak nedocházelo k jeho poškozování.

Hlavní výhodou tohoto řešení je jeho jednoduchost a v pozdějších modelech i velmi malé rozměry a hmotnost. Hlavní nevýhodou řešení je nemožnost jakkoliv změnit přítlačnou sílu vyvíjenou na těsnění nebo reagovat na změnu tloušťky příruby karoserie.

Z toho vyplívá, že na každý tvar těsnění a tloušťku montážní příruby musí být vyvíjeny nové přítlačné rolničky (průměr a tvar) tak, aby byly splněny všechny montážní podmínky.

Obr. 10 Zatím poslední vývojová varianta montážního zařízení vytvořeného ve firmě Saar Gummi s elektrickým pohonem (pracovně nazývané „rolovačka“)

Zařízení se vyrábí v širokém rozsahu. Např. s pneumatickým pohonem, elektrickým pohonem, přímé či úhlové dle přání zákazníka, tvaru a velikosti těsnění a použití. Rolovačky s elektrickým pohonem jsou využívány především v případě výpadků stlačeného vzduchu nebo pro případ opravných prací.

5.2. Analýza konkurence

5.2.1. Multiformer.de®

Německá firma Multiformer se zabývá výrobou zařízení pro instalaci automobilových těsnění již delší dobu. Jejich zařízení jako jediná na trhu jsou schopná zvládnout tloušťku příruby karoserie od 2 do 7 mm, mají spojitě regulovatelnou rychlost pohonu. Zařízení pohání pneumatický rotační motor při vstupním tlaku 6,3 – 7 MPa.

Přítlačnou sílu těchto výrobků lze přesně pneumaticky nastavit. Vnější síly nejsou přenášeny na vnitřní soukolí díky speciálnímu mechanismu rozevírání a tak je docíleno velké tuhosti a trvanlivosti výrobku. Pracovní rozteč rolovacích hřídelí je 24 – 30 mm.

Zvukové emise jsou na úrovni 73 dB. Vzduch z výstupu motoru, který by mohl být mazaný, je přes speciální výstupní člen odváděn tak, aby nemohl ušpinit obsluhu ani okolí. [3]

Obr. 11 Multiformer stejnojmenné německé společnosti specializující se na instalaci pryžových těsnění v automobilovém průmyslu [3]

Otevírání a zavíraní hlavy je vyřešeno pomocí pneumatických ventilů na stisk příslušné páky. Rychlost rolování tohoto systému je možná až do 60 m/min. Hlavní nevýhodou tohoto řešení je vysoká cena a vysoká hmotnost soustavy. Další nevýhodou je poměrně vysoká složitost systému a vysoký počet dílů, který stěžuje případný servis a nestandardní pohon.

6. Konstrukce

6.1. Prvotní návrh (základní)

Po analýze konkurence bylo přistoupeno k samotnému návrhu zařízení. Hlavním cílem bylo připravit konstrukci přístroje pro montáž konkrétního těsnícího profilu. Jako pohon byl využit lamelový pneumatický pohonu firmy Atlas Copco LZB22-A011-54 s výkonem P = 290W a pro opravné práce elektrický pohon Milwakee. Těchto pohonů je v montáži těsnění hojně využíváno, a tak konstrukce zařízení s těmito pohony byla výhodná z pohledu případné výměny a servisu pohonných jednotek. Další požadovanou vlastností byla hmotnost zařízení do 1800g. Tato hranice je dána ergonomickou normou VW a tak nebylo možné ji v žádném případě překročit. Poslední podmínkou konstrukce byla změna osové vzdálenosti rolniček kolmo na jejich osu (jako Multiformer) a ne změnou úhlu rolniček. Tato metoda již byla bez většího úspěchu vyvíjena.

Obr. 12 Tvar profilu, na který je přístroj navrhován

Po zvážení všech požadavků na nový přístroj bylo zavrhnuto pneumatické rozevírání rolniček a bylo přistoupeno k rozevírání mechanickému. Pneumatické rozevírání klade požadavky na další vstup tlakového vzduchu. Zásahy do pneumatického pohonu nejsou kvůli dodržení záručních podmínek možné a tak by vyžadovalo pneumatické rozevírání další vnější přívod tlakového vzduchu. Tento přívod by při manipulaci překážel obsluze, a proto bylo od tohoto řešení upuštěno.

Navíc pneumatické rozevírání by nebylo možné realizovat u elektrického pohonu.

Rozevírání přístroje bylo navrhnuto ve dvou podobách. Obě varianty počítaly s nůžkovým rozevíráním rolniček a s tím, že jedna varianta počítala s polohováním obou rolniček a druhá varianta s jednou pevnou a druhou polohovatelnou. Rozevírání a nastavení tuhosti kyvných částí bylo uvažováno buď za pomocí zkrutné pružiny s nastavením předpětí pomocí utahovaní matice, anebo za pomocí jednoduché listové pružiny, taktéž s nastavováním předpětí pomocí šroubu.

Po zohlednění nedostatků a předností všech variant, včetně jejich výrobní náročnosti bylo přikročeno k variantě rolovačky s jednou pohyblivou rolničkou a napínáním pomoci listové pružiny. Tato varianta vyžaduje nejméně strojních součástí a tím i nejmenší zástavbové rozměry a hmotnost při zachování správné funkčnosti.

6.2. Použité pohony

6.2.1. Pneumatický pohon

Pneumatickým pohonem byl zvolen pohon od společnosti Atlas Copco model LZB22- A011-54. Jedná se o ruční, pneumatický, lamelový pohon s integrovanou planetovou převodovkou. Tento pohon pracuje na mnoha místech v automobilovém průmyslu, a proto je jeho využití velmi výhodné z důvodu případné výměny či údržby. Pohon je zakončen montážní přírubou o průměru 34 mm a výstupní hřídelí čtvercového průřezu o délce hrany 9,6 mm. Výkon, otáčky a další parametry zvoleného pohonu v tabulce 1. [4]

Tab. 1: Tabulka parametrů zvoleného pohonu

Hodnota Jednotky

Maximální výkon pohonu P 260 W

Výstupní otáčky maximální nmax 1089 ot/min

Výstupní otáčky při maximálním výkonu n 480 ot/min

Maximální krouticí moment Mmax 10,5 Nm

Spotřeba tlakového vzduchu při maximálním výkonu 5,3 l

Hmotnost m 0,75 Kg

6.2.2. Elektrický pohon

Jako elektrický pohon byl zvolen pohon firmy Milwaukee standardně používaný jako pohon úhlové vrtačky Milwaukee C18 RAD. Jedná se o elektrický pohon napájený

Li-ion akumulátorem o napětí 18 V. Maximálním krouticí moment pohonu je 20 Nm a otáčky bez zatížení 1500/min. Celková hmotnost pohonu je včetně baterie a vrtací hlavy 1,9kg [5]. Díky této skutečnosti se akumulátorový pohon při montáži využívá pouze sporadicky a většinou pouze při opravných pracích. Další možností využití jepoužití při zkouškách zádržné síly po zarolování.

6.3. Kinematické schéma

Obr. 13 Základní kinematické schéma zobrazující polohu ozubených kol, středů hřídelí a přerušovanými čarami naznačený pohyb hřídele

6.4. Přibližné silové účinky

Před začátkem konstrukce zařízení bylo potřeba zjistit přibližné zatížení působící na jednotlivé hřídele. Hodnoty krouticího momentu a výkonu pohonu jsou známé, obě hřídele jsou poháněny rovnoměrně, tudíž lze moment rozdělit stejným dílem na obě větvě pohonu. Výpočty byly prováděny na maximální krouticí moment a příslušné otáčky pohonu. Zároveň však na hnací i hnanou hřídel působí vnější zatížení vzniklé deformováním pásky těsnění. Tato síla, vzhledem k nemožnosti zjistit její přesnou 1. Hnací hřídel 2. Hnaná hřídel

3. Ozubená kola sloužící k přenosu momentu 4. Dráha pohyblivé části

1 2

3

4

velikost, byla určena odhadem na 100 N. V reálném případě by však tato síla způsobila poškození těsnícího profilu a tak jsou skutečné síly přibližně 3x nižší.

6.5. Návrhové výpočty

Prvotní návrh jednotlivých strojních součástí byl proveden s přihlédnutím nasoučasné modely rolovaček. I přes to, že se jedná o novou koncepci přístroje, byly využity již vyzkoušené strojní součásti předchozích modelů tak, aby se předešlo zbytečnému vývoji nových částí. Zároveň byly přejaty materiály jednotlivých dílů. Tyto strojní součásti byly využity při výrobě funkčního prototypu. Jedná se konkrétně o ozubená kola, hřídele a spojovací prvky (pera a jehly). Následný výpočet je ověřením používaných komponent proto, aby se při dalším vývoji bylo možné opřít o relevantní data.

Tab. 2: Tabulka parametrů mechanismu

Parametr Značka Hodnota Jednotka

Vstupní otáčky (maximální) nmax 1089 ot/min

Vstupní výkon Pmax 260 W

Maximální krouticí moment Mmax 10,5 Nm

Počet zubů kola 1 z1 19 -

Počet zubů kola 2 z2 27 -

Účinnost mezi soukolími 𝜂 0,98 -

Převodový poměr 1 ⁱ¹ 1,42 -

Převodový poměr 2 ⁱ² 1 -

Převodový poměr 3 ⁱ³ 0,703 -

Celkový převodový poměr ^ic 1 -

Výpočet krouticích momentů na hřídelích Hřídel hnací

𝑀_𝑘1 =𝑀_𝑚𝑎𝑥

2 = 5,25 𝑁𝑚; 𝑛_{1𝑚𝑎𝑥}= 1089 𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛 (1)

Hřídel pomocná

𝑀_𝑘2 = 𝑀_𝑘1·𝑖₁·𝜂= 7,31𝑁𝑚; 𝑛_{2𝑚𝑎𝑥} = 765,6 𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛 (2) Hřídel pro kyvnou část

𝑀_𝑘3 = 𝑀_𝑘2·𝑖₂·𝜂= 7,16𝑁𝑚; 𝑛_{3𝑚𝑎𝑥} = 765,6 𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛 (3)

Hřídel hnaná

𝑀_k4 = 𝑀_k3·𝑖₃·η= 4,94𝑁𝑚; 𝑛_{4𝑚𝑎𝑥}= 1089 𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛 (4)

6.6. Návrh ozubených kol

Celkem budou v přístroji použita čtyři ozubená kola s přímým ozubením, s počty zubů z1 = 19 a z2 = 27. Bylo předpokládáno, že polovinu výkonu pohonu odebere hnací hřídel a druhou polovinu hřídel hnaný. To znamená, že ozubené soukolí bude přenášet poloviční moment Mmax/2 = 5,25Nm. Převodové ústrojí čítá dva typy ozubených převodů. První s koly o počtech zubů 19 a 27, které je obsaženo v ústrojí dvakrát a druhé s dvěma koly o 27 zubech. Tyto počty zubů byly zvoleny proto, aby se zachoval celková převodový poměr ic = 1. Zároveň však musí kyvná část okružovat co největší možný rádius tak, aby vertikální pohyb kyvné části byl co nejmenší. Zvolený materiál a jeho mechanické vlastnosti pro pastorek a kolo se nacházejí v tabulce 3. Veškeré použité součinitele pro výpočet ozubených kol v příloze 1.

Tab. 3: Tabulka materiálů pastorku a kola

Pastorek (1) Kolo (2)

Materiál: ČSN 16 526.4 Materiál: ČSN 16 526.4

Tvrdost boku zubu VHV 700 HV Tvrdost boku zubu VHV 700 HV Mez únavy v dotyku

σ⁰Hlim

1330 MPa Mez únavy v dotyku σ⁰Hlim 1330 MPa

Mez únavy v ohybu σ⁰Flim 740 MPa Mez únavy v ohybu σ⁰Flim 740 MPa Mez kluzu v tahu Re 885 MPa Mez kluzu v tahu Re 885 MPa Mez pevnosti v tahu Rm 1130 MPa Mez pevnosti v tahu Rm 1130 MPa

Počet zubů z1 19 - Počet zubů z1 27 -

i1 = 1,42 Převodový poměr

Mk1 = 5,25 Nm Krouticí moment na hřídeli

fH = 770 (voleno pro přímé zuby) Pomocný součinitel pro výpočet dm

fF = 18 (pro kalená ozubená kola) Pomocný součinitel pro výpočet mn

KH/KF = KA · KHβ = 1,3 Součinitel přídavných zatížení

KA = 1,25 Součinitel vnějších dynamických sil

KHβ = 1,04 Součinitel nerovnoměrnosti zatížení

σ

σ

σ

σ

σ

bwH/d1 = 0,9 Poměr pracovní šířky ozubení

k roztečnému průměru (pro dotyk)

bwF/mn = 22 Poměr pracovní šířky ozubení

k normálnému modulu (pro ohyb)

Návrh průměru roztečné kružnice 𝑑_𝑚1 = 𝑓_𝐻 · √ K_H∙ M_k1

(b_wH/d₁) ∙ σ_HP² ∙i₁+ 1 i₁

3 = 17,34 𝑚𝑚 (5)

Modul vypočtený z návrhu průměru roztečné kružnice 𝑚 =𝑑_𝑚1

𝑧₁ = 17,34 𝑚𝑚

19 = 0,91 𝑚𝑚

(6) Návrh normálného modulu

𝑚_𝑛 = f_F∙ √ K_F∙ M_k2 (b_wf

m_n

⁄ ) ∙ z₁ ∙ σ_FP

3 = 18 ∙ √ 13 ∙ 5,25

22 ∙ 19 ∙ 444

3

= 0,6𝑚𝑚 (7)

Volím modul m = 1 mm, šířku ozubení bw = 10 mm.

Zjednodušený kontrolní výpočet:

Volím:

b = 10 mm Šířka ozubení m = 1 mm Modul ozubení a = 23 mm Osová vzdálenost α = 20° Úhel záběru ozubení Pb = 2,95 mm Rozteč ozubení

Výpočty s indexem 1 značí výpočty pro pastorek, výpočty s indexem 2 značí výpočty pro spoluzabírající kolo.

Výpočet roztečných kružnic ozubení

𝑑₁ = 𝑚 ∙ 𝑧₁ = 19 𝑚𝑚 (8) 𝑑₂ = 𝑚 ∙ 𝑧₂ = 27 𝑚𝑚 (9)

Výpočet hlavových kružnic ozubení

𝑑_𝑎1= 𝑚 ∙ 𝑧₁+ 2 ∙ 𝑚 = 21 𝑚𝑚 (10) 𝑑_𝑎2= 𝑚 ∙ 𝑧₂+ 2 ∙ 𝑚 = 29 𝑚𝑚 (11) Výpočet základních kružnic ozubení

𝑑_𝑏1 = 𝑑₁∙ cos 𝛼 = 17,85 𝑚𝑚 (12) 𝑑_𝑏2 = 𝑑₂ ∙ cos 𝛼 = 25,37 𝑚𝑚 (13) Výpočet patních kružnic ozubení

𝑑_𝑓1 = 𝑚 ∙ 𝑧₁− 2,5𝑚 = 16,5 𝑚𝑚 (14) 𝑑_𝑓2= 𝑚 ∙ 𝑧₂− 2 ∙ 1,25𝑚 = 24,5 𝑚𝑚 (15) Výpočet součinitele trvání záběru

𝜀 = 0,5 ∙ [√𝑑_𝑎1² − 𝑑_𝑏1² + √𝑑_𝑎2² − 𝑑_𝑏2² ] − 𝑎 ∙ 𝑠𝑖𝑛 ∝

𝑃_𝑏 = 1,587 (16)

Výpočet tečné síly v ozubení 𝐹_𝑡1 =2 ∙ 𝑀_𝑘1

𝑑₁ =2 ∙ 5,25 𝑁𝑚

0,019 𝑚 = 552,63 𝑁 (17)

6.6.1. Kontrola z hlediska únavy v dotyku

Tato podmínka musí být splněna, aby nedocházelo k progresivní tvorbě pittingu na bocích zubů [6].

ZE = 190 Součinitel mechanických vlastností materiálů ZH = 2,5 Součinitel tvaru spolu zabírajících zubů

Ze = 0,9 Součinitel součtové délky dotykových křivek boků zubů

bwH = 10 mm Šířka ozubení

KA = 1,25 Součinitel vnější dynamických sil

KHβ = 1,04 Součinitel nerovnoměrnosti zatížení zubů po šířce (pro výpočet na dotyk)

KH = KA·KHβ·KHα·KHV = 1,56 Součinitel přídavných zatížení (pro výpočet na dotyk) KHα · KHV = 1,2 Součinitelé podílu zatížení jednotlivých zubů a

vnitřních dynamických sil (pro výpočet na dotyk)

ZR = 1 Součinitel výchozí drsnosti boků zubů

SHmin = 1,3 Součinitel bezpečnosti proti vzniku únavového poškození boků zubů

Přípustné napětí v dotyku pro kolo 1 a 2

𝜎_𝐻𝑃1= 𝜎_𝐻𝑃2 = 1064 𝑀𝑃𝑎 (18)

Napětí v dotyku při přetížení ideálním zatížení přesných zubů 𝜎_𝐻𝑂 = 𝑍_𝐸 ∙ 𝑍_𝐻∙ 𝑍_𝜀√ 𝐹_𝑡

𝑏_𝑤𝐻∙ 𝑑₁∙𝑖₁+ 1

𝑖₁ = 834,77 𝑀𝑃𝑎 (19)

Napětí v dotyku ve valivém bodě

𝜎_𝐻 = 𝜎_𝐻𝑂∙ √𝐾_𝐻 ≤ 𝜎_𝐻𝑃= 1035 𝑀𝑃𝑎 < 1064 𝑀𝑃𝑎 → 𝑉𝑦ℎ𝑜𝑣𝑢𝑗𝑒 (20) 6.6.2. Kontrola na dotyk při jednorázovém působení největšího zatížení

Tato podmínka musí být splněna, aby při překročení provozního zatížení nedocházelo k deformacím nebo křehkému lomu povrchové vrstvy zubu.

Největší napětí v dotyku vzniklé působením síly Ft1

𝜎_{𝐻𝑚𝑎𝑥} = 𝜎_𝐻𝑂∙ √2 ∙ 𝐾_𝐻 ≤ 𝜎_{𝐻𝑃𝑚𝑎𝑥} (21)

𝜎_{𝐻𝑃𝑚𝑎𝑥}= 4 ∙ 𝑉_𝐻𝑉 = 4 ∙ 700 𝑀𝑃𝑎 = 2800 𝑀𝑃𝑎 (22)

−𝑐𝑒𝑚𝑒𝑛𝑡𝑜𝑣𝑎𝑛á 𝑛𝑒𝑏𝑜 𝑝𝑜𝑣𝑟𝑐ℎ. 𝑘𝑎𝑙𝑒𝑛á 𝑘𝑜𝑙𝑎 𝜎_{𝐻𝑚𝑎𝑥} = 834,77 ∙ √2 ∙ 1,54 = 𝟏𝟒𝟔𝟒, 𝟗 𝑴𝑷𝒂 ≤ 𝟐𝟖𝟎𝟎 𝑴𝑷𝒂

→ 𝑽𝒚𝒉𝒐𝒗𝒖𝒋𝒆

(23)

6.6.3. Kontrola z hlediska únavy v ohybu

KHβ = KFβ = 1,04 Součinitel nerovnosti zatížení po šířce zubu (pro dotyk) KFσ · KFv = 1,2 Součinitel nerovnoměrnosti zatížení zubů po šířce KF = KH = 1,56 Součinitel přídavných zatížení (pro výpočet na ohyb) SFmin = 1,4 Součinitel bezpečnosti proti vzniku únavového lomu v patě

zubu

YFS1 = 4,6 Součinitel tvaru zubu a koncentrace napětí YFS2 = 4,38 Součinitel tvaru zubu a koncentrace napětí

Ohybového napětí v nebezpečném průřezu paty 𝜎_𝐹 = 𝐹_𝑡

𝑏_𝑤𝐹∙ 𝑚_𝑛𝐾_𝐹 ∙ 𝑌_𝐹𝑆∙ 𝑌_𝛽∙ 𝑌_𝜀≤ 𝜎_𝐹𝑃 (24)

Přípustného napětí v ohybu 𝜎_𝐹𝑃 = 𝜎_{𝐹𝑙𝑖𝑚𝑏}

𝑆_{𝐹𝑚𝑖𝑛} = 740 𝑀𝑃𝑎

1,4 = 528,57 𝑀𝑃𝑎 (25)

Výpočet součinitele vlivu záběru profilu 𝑌_𝜀= 1

𝜀_𝛼= 0,63 (26)

Součinitel sklonu zubu 𝑌_𝛽 = 0,75

𝜎_𝐹1= 187,38 𝑀𝑃𝑎 ≤ 𝟓𝟐𝟖, 𝟓𝟕 𝑴𝑷𝒂 → 𝑽𝒚𝒉𝒐𝒗𝒖𝒋𝒆 (27)

𝜎_𝐹2= 178,4 𝑀𝑃𝑎 ≤ 𝟓𝟐𝟖, 𝟓𝟕 𝑴𝑷𝒂 → 𝑽𝒚𝒉𝒐𝒗𝒖𝒋𝒆 (28)

6.6.4. Kontrola na ohyb při jednorázovém působení největšího zatížení

Při nesplnění této podmínky dochází při působení největšího zatížení k trvalé deformaci zubu, ke vzniku počátečních trhlin v oblasti paty zubu, nebo ke křehkému lomu.

Součinitel vnějších dynamických sil pro výpočet s ohledem na trvalou deformaci 𝐾_𝐴𝑆 = 2 − 𝑧𝑣𝑜𝑙𝑒𝑛𝑜

Výpočet největšího místního napětí v patě zubu

𝜎_{𝐹𝑚𝑎𝑥} = 𝜎_𝐹 ∙𝐹_𝑡1

𝐹_𝑡 ≤ 𝜎_{𝐹𝑃𝑚𝑎𝑥} (29)

Přípustného napětí v patě zubu

𝜎_{𝐹𝑃𝑚𝑎𝑥} = 0,8 ∙ 𝜎_𝐹𝑆𝑡 = 0,8 ∙ 1850 𝑀𝑃𝑎 = 1480 𝑀𝑃𝑎 (30) Pevnost v ohybu při největším zatížení

𝜎_𝐹𝑆𝑡 = 2,5 ∙ 𝜎_{𝐹𝑙𝑖𝑚𝑏}= 1850 𝑀𝑃𝑎 (31)

Obvodová síla působící v čelním řezu na roztečné kružnici, odpovídající 1. stupni zatížení

𝐹_𝑡1 = 𝐹_𝑡∙ 𝐾_𝐴𝑆 (32)

Největší místní ohybové napětí v patě zubu 𝜎_{𝐹𝑚𝑎𝑥1} = 𝜎_𝐹1∙𝐹_𝑡∙ 𝐾_𝐴𝑆

𝐹_𝑡 = 187,4 𝑀𝑃𝑎 ∙ 2 = 𝟑𝟕𝟒, 𝟖 𝑴𝑷𝒂 < 𝟏𝟒𝟖𝟎 𝑴𝒑𝒂

→ 𝑽𝒚𝒉𝒐𝒗𝒖𝒋𝒆

(33)

Navržené soukolí s ozubenými koly s počty zubů 19 a 27 vyhovuje navrhovanému provoznímu zatížení.

Vzhledem k využití stejného materiálu u všech ozubených kol a zároveň i stejného počtu zubů, nebylo předpokládáno, že by kola 3 a 4 nevydržela předpovídané zatížení i s přihlédnutím ke snížení výkonu vlivem účinnosti v řádech jednotek % natěchto soukolích.

Tab. 4: Tabulka materiálů kol 3 a 4

Kolo (3) Pastorek (4)

Materiál: ČSN 16 526.4 Materiál: ČSN 16 526.4

Tvrdost boku zubu VHV 700 HV Tvrdost boku zubu VHV 700 HV Mez únavy v dotyku σ⁰Hlim 1330 MPa Mez únavy v dotyku σ⁰Hlim 1330 MPa Mez únavy v ohybu σ⁰Flim 740 MPa Mez únavy v ohybu σ⁰Flim 740 MPa Mez kluzu v tahu Re 885 MPa Mez kluzu v tahu Re 885 MPa Mez pevnosti v tahu Rm 1130 MPa Mez pevnosti v tahu Rm 1130 MPa

Počet zubů z1 27 - Počet zubů z1 19 -

6.7. Návrh hřídelí

Hřídele byly navrhovány na předem definované silové a momentové namáhání.

Krouticí momenty byly určeny jako maximální krouticí moment pohonu a reakce na něj. Silové zatížení bylo navrženo dle sil v jednotlivých soukolích a vnější síly byly určeny odhadem.

6.7.1. Vstupní hřídel

Výpočet vstupní hřídele spolu s hodnotami maximálních napětí.

Roztečný průměr 𝑟₁ = 𝑚 ∙ 𝑧₁

2 = 9,5 𝑚𝑚 (34)

Tečná síla ze soukolí 𝐹_𝑇1 = 𝑀_𝑘1− 𝑀_𝑘2

𝑟₁ = 552,63 𝑁 (35)

Radiální síla od ozubených kol

𝐹_𝑅1= 𝐹_𝑇1 ∙ 𝑡𝑎𝑛(𝛼) = 552,63 ∙ 𝑡𝑎𝑛 20° = 201,14 𝑁 (36) 𝐹_𝑧 = 100 𝑁 (𝑉𝑜𝑙𝑒𝑛𝑜 𝑗𝑎𝑘𝑜 𝑚𝑎𝑥𝑖𝑚á𝑙𝑛í 𝑚𝑜ž𝑛á ℎ𝑜𝑑𝑛𝑜𝑡𝑎)

𝐹_𝑎 = 100 𝑁 (𝑉𝑜𝑙𝑒𝑛𝑜 𝑗𝑎𝑘𝑜 𝑚𝑎𝑥𝑖𝑚á𝑙𝑛í 𝑚𝑜ž𝑛á ℎ𝑜𝑑𝑛𝑜𝑡𝑎) 𝑀_𝑘2 = 5,25 𝑁𝑚 (𝑉𝑜𝑙𝑒𝑛𝑜 𝑗𝑎𝑘𝑜 𝑝𝑜𝑙𝑜𝑣𝑖𝑛𝑎 𝑀_𝑘1)

Obr. 14 Náčrt vstupní hřídele s vyznačenými působícími silami

Rovnice rovnováhy Síly:

𝑥 → : 𝐹_𝐴𝑥− 𝐹_𝑎 = 0 (37)

𝑦 ↑ : 𝐹_𝐵𝑦− 𝐹_𝑧− 𝐹_𝑅1− 𝐹_𝐴𝑦= 0 (38)

𝑧 ↟ : 𝐹_𝑇1− 𝐹_𝐴𝑧 − 𝐹_𝐵𝑧 = 0 (39)

Momenty:

𝐾𝑜𝑙𝑒𝑚 𝑜𝑠𝑦 𝑥: 𝑀_𝑘1− 𝐹_𝑇1∙ 𝑟₁+ 𝑀_𝑘2 = 0 (40)

𝐾𝑜𝑙𝑒𝑚 𝑜𝑠𝑦 𝑦 𝑘 𝑏𝑜𝑑𝑢 𝐴: 𝐹_𝑇1∙ 𝑎 − 𝐹_𝐵𝑧∙ 𝑏 = 0 (41)

𝐾𝑜𝑙𝑒𝑚 𝑜𝑠𝑦 𝑧 𝑘 𝑏𝑜𝑑𝑢 𝐴: 𝐹_𝑅1∙ 𝑎 − 𝐹_𝐵𝑦∙ 𝑏 + 𝐹_𝑧∙ 𝑐 = 0 (42) Výpočet reakcí

𝐹_𝐴𝑥 = 𝐹_𝑎 = 100 𝑁 (43)

𝐹_𝐵𝑧= 𝐹_𝑇1∙ 𝑎

𝑏 = 552,63 ∙ 9,5

19 = 276,3 𝑁 (44)

𝐹_𝐵𝑦 =𝐹_𝑅1∙ 𝑎 + 𝐹_𝑧∙ 𝑐

𝑏 =201,14 ∙ 9,5 + 100 ∙ 64,5

19 = 440 𝑁 (45)

𝐹_𝐴𝑦= 𝐹_𝐵𝑦− 𝐹_𝑧− 𝐹_𝑅1 = 440 − 100 − 201,14 = 138,86 𝑁 (46)

𝐹_𝐴𝑧 = 𝐹_𝑇1− 𝐹_𝐵𝑧= 552,63 − 276,3 = 276,3 𝑁 (47)

Radiální reakce v ložiskách vstupní hřídele

𝐹_𝐴= √𝐹_𝐴𝑦² + 𝐹_𝐴𝑧² = √138,86²+ 276,3² = 𝟑𝟎𝟗, 𝟐𝟑 𝑵 (48) 𝐹_𝐵 = √𝐹_𝐵𝑦² + 𝐹_𝐵𝑧² = √440²+ 276,3² = 𝟓𝟏𝟗, 𝟓𝟔 𝑵 (49) Průběh momentů na vstupní hřídeli

Místa myšlených řezů na hřídeli

Obr. 15 Zobrazení myšlených řezů na vstupní hřídeli

Momenty kolem osy X

𝑀_𝑥^𝐼 = 𝑀_𝑘1 = 10,5 𝑁𝑚 (50)

𝑀_𝑥^𝐼𝐼 = 𝑀_𝑘1 = 10,5 𝑁𝑚 (51)

𝑀_𝑥^𝐼𝐼𝐼 = 𝑀_𝑘1− 𝐹_𝑇1∙ 𝑟₁ = 5,25 𝑁𝑚 (52)

𝑀_𝑥^𝐼𝑉 = 𝑀_𝑘1− 𝐹_𝑇1∙ 𝑟₁ = 5,25 𝑁𝑚 (53)

𝑀_𝑥^𝑉 = 𝑀_𝑘2 = 5,25 𝑁𝑚 (54)

Momenty kolem osy Y

𝑀_𝑦^𝐼 = 0 𝑁𝑚 (55)

𝑀_𝑦^𝐼𝐼 = 𝐹_𝐴𝑧∙ 𝑥 = < 0; 2,62 𝑁𝑚 >; 𝑥 𝜖 < 0; 𝑎 > (56) 𝑀_𝑦^𝐼𝐼𝐼 = 𝐹_𝐴𝑧 ∙ 𝑥 − 𝐹_𝑇1∙ (𝑥 − 𝑎) =< 2,62; 0 𝑁𝑚 >; 𝑥 𝜖 < 𝑎; 𝑏 > (57)

𝑀_𝑦^𝐼𝑉 = 0 𝑁𝑚 (58)

𝑀_𝑦^𝑉 = 0 𝑁𝑚 (59)

Momenty kolem osy Z

𝑀_𝑍^𝐼 = 0 𝑁𝑚 (60)

𝑀_𝑍^𝐼𝐼 = −𝐹_𝐴𝑦∙ 𝑥 = < 0; −1,32 𝑁𝑚 >; 𝑥 𝜖 < 0; 𝑎 > (61) 𝑀_𝑍^𝐼𝐼𝐼 = −𝐹_𝐴𝑦∙ 𝑥 − 𝐹_𝑅1∙ (𝑥 − 𝑎) = < −1,32 𝑁𝑚; −4,55 𝑁𝑚 >;

𝑥 𝜖 < 𝑎; 𝑏 > (62)

𝑀_𝑍^𝐼𝑉 = −𝐹_𝐴𝑦∙ 𝑥 − 𝐹_𝑅1∙ (𝑥 − 𝑎) + 𝐹_𝐵𝑦∙ (𝑥 − 𝑏) =< −4,55𝑁𝑚 ; 0 >;

𝑥 𝜖 < 𝑏; 𝑐 > (63)

𝑀_𝑍^𝑉 = 0 𝑁𝑚 (64)

Výsledné ohybové momenty

𝑀^𝐼 = √𝑀_𝑦^{𝐼 2}+ 𝑀_𝑍^{𝐼 2} = 0 𝑁𝑚 (65)

𝑀^𝐼𝐼 = √𝑀_𝑦^𝐼𝐼2+ 𝑀_𝑍^𝐼𝐼2 = √2,62² + (−1,32)² = 2,93 𝑁𝑚 (66)

𝑀^𝐼𝐼𝐼 = √𝑀^{𝐼𝐼𝐼2}+ 𝑀^{𝐼𝐼𝐼2} = √0²+ (−4,55)² = 4,55 𝑁𝑚 (67)

𝑀^𝐼𝑉 = 0 𝑁𝑚 (68)

𝑀^𝑉 = 0 𝑁𝑚 (69)

6.7.2. Hřídel 2

Výpočet hřídele 2 spolu s hodnotami maximálních napětí.

Roztečný průměr 𝑟₂ =𝑚 ∙ 𝑧₂

2 = 13,5 𝑚𝑚 (70)

Tečná síla ze soukolí

𝐹_𝑇2 = 552,63 𝑁 (71)

Radiální síla od ozubených kol

𝐹_𝑅2= 𝐹_𝑇2 ∙ 𝑡𝑎𝑛(𝛼) = 552,63 ∙ 𝑡𝑎𝑛 20° = 201,14 𝑁 (72)

Obr. 16 Náčrt hřídele 2 s vyznačenými působícími silami Rovnice rovnováhy

Síly:

𝑦 ↑ : 𝐹_𝐶𝑦− 𝐹_𝑅2+ 𝐹_𝐷𝑦+ 𝐹_𝑇3 = 0 (73)

𝑧 ↟ : 𝐹_𝐶𝑧− 𝐹_𝑇2+ 𝐹_𝐷𝑍− 𝐹_𝑅3= 0 (74)

Momenty:

𝐾𝑜𝑙𝑒𝑚 𝑜𝑠𝑦 𝑦 𝑘 𝑏𝑜𝑑𝑢 𝐶: (𝐹_𝑇2+ 𝐹_𝑅3) ∙ 𝑎 − 𝐹_𝐷𝑧∙ 𝑏 = 0 (75) 𝐾𝑜𝑙𝑒𝑚 𝑜𝑠𝑦 𝑧 𝑘 𝑏𝑜𝑑𝑢 𝐶: (𝐹_𝑇3+ 𝐹_𝑅2) ∙ 𝑎 − 𝐹_𝐷𝑦 ∙ 𝑏 = 0 (76) Výpočet reakcí

𝐹_𝐷𝑧 =(𝐹_𝑇2+ 𝐹_𝑅3) ∙ 𝑎

𝑏 =(552,63 + 201,4) ∙ 9,5

19 = 377 𝑁 (77)

𝐹_𝐷𝑦 = (𝐹_𝑇3+ 𝐹_𝑅2) ∙ 𝑎

𝑏 =(201,14 + 552,63) ∙ 9,5

19 = 377 𝑁 (78)

𝐹_𝐶𝑦 = −𝐹_𝐷𝑦+ 𝐹_𝑅2+ 𝐹_𝑇3 = −377 + 201,14 + 552,63 = 377 𝑁 (79) 𝐹_𝐶𝑍= 𝐹_𝑇2− 𝐹_𝐷𝑍+ 𝐹_𝑅3= 552,63 − 377 + 201,14 = 377 𝑁 (80) Radiální reakce v ložiskách vstupní hřídele

𝐹_𝐶 = √𝐹_𝐶𝑦² + 𝐹_𝐶𝑧² = √377² + 377² = 𝟓𝟑𝟑 𝑵 (81)

𝐹_𝐷 = √𝐹_𝐷𝑦² + 𝐹_𝐷𝑧² = √377² + 377² = 𝟓𝟑𝟑 𝑵 (82)

Průběh momentů na hřídeli 2 Místa myšlených řezů na hřídeli

Obr. 17 Zobrazení myšlených řezů na hřídeli 2 Momenty kolem osy Y

𝑀_𝑦^𝐼 = 𝐹_𝐶𝑧∙ 𝑥 = < 0; 3,58 𝑁𝑚 > 𝑥 𝜖 < 0; 𝑎 > (83) 𝑀_𝑦^𝐼𝐼 = 𝐹_𝐶𝑧∙ 𝑥 − (𝐹_𝑇2+ 𝐹_𝑅3) ∙ (𝑥 − 𝑎) = < 3,58; 0 𝑁𝑚 >; 𝑥 𝜖 < 𝑎; 𝑏 > (84) Momenty kolem osy Z

𝑀_𝑍^𝐼 = 𝐹_𝐶𝑦∙ 𝑥 = < 0; 3,58 𝑁𝑚 > 𝑥 𝜖 < 0; 𝑎 > (85) 𝑀_𝑍^𝐼𝐼 = 𝐹_𝐶𝑦∙ 𝑥 − (𝐹_𝑅2+ 𝐹_𝑇3) ∙ (𝑥 − 𝑎) = < 3,58; 0 𝑁𝑚 >; 𝑥 𝜖 < 𝑎; 𝑏 > (86)

Výsledné ohybové momenty

𝑀^𝐼 = √𝑀_𝑦^{𝐼 2}+ 𝑀_𝑍^{𝐼 2} = √3,58² + 3,58² = 𝟓, 𝟎𝟔 𝑵𝒎 (87)

𝑀^𝐼𝐼 = 0 𝑁𝑚 (88)

6.7.3. Hybná hřídel

Výpočet hybné hřídele spolu s hodnotami maximálních napětí.

Roztečný průměr 𝑟₄ =𝑚 ∙ 𝑧₁

2 = 9,5 𝑚𝑚 (89)

Tečná síla ze soukolí

𝐹_𝑇4 = 552,63 𝑁 (90)

Radiální síla od ozubených kol

𝐹_𝑅4= 𝐹_𝑇4 ∙ 𝑡𝑎𝑛(𝛼) = 552,63 ∙ 𝑡𝑎𝑛 20° = 201,14 𝑁 (91) 𝐹_𝑧 = 100 𝑁 (𝑉𝑜𝑙𝑒𝑛𝑜 𝑗𝑎𝑘𝑜 𝑚𝑎𝑥𝑖𝑚á𝑙𝑛í 𝑚𝑜ž𝑛á ℎ𝑜𝑑𝑛𝑜𝑡𝑎)

𝐹_𝑎 = 100 𝑁 (𝑉𝑜𝑙𝑒𝑛𝑜 𝑗𝑎𝑘𝑜 𝑚𝑎𝑥𝑖𝑚á𝑙𝑛í 𝑚𝑜ž𝑛á ℎ𝑜𝑑𝑛𝑜𝑡𝑎) 𝑀_𝑘3 = 5,25 𝑁𝑚 (𝑣𝑜𝑙𝑒𝑛𝑜 𝑗𝑎𝑘𝑜 𝑝𝑜𝑙𝑜𝑣𝑖𝑛𝑎 𝑀_𝑘1)

Obr. 18 Náčrt hybné hřídele s vyznačenými působícími silami