Prof. Dr. Miroslav Rogić Transportni uređaji i fabrička postrojenja
LITERATURA a) Stručni udžbenici 1. Sava Dedijer, 2. Joža Serdar, 3. Nikola Babin, 4. Šćap Dragutin,
Osnovi transportnih uredjaja, Gradjevinska knjiga, Beograd Prenosila i dizala, Tehnička knjiga, Zagreb Transportne mašine I i II, Fakultet tehničkih nauka Novi Sad Prenosila i dizala - podloge za konstrukciju i proračun,Fakultet strojarstva i brodogradnje, Zagreb 5. Suvajdžić S., Mehanizacija pretovarno-transportnih radova,Gradjevinska knjiga, Beograd 6. Kurth F., Grundlagen der Fördertechnik, VEB Verlag Technik, Berlin 7. Kurth F., Stetigförderer, VEB Verlag Technik, Berlin 8. Kurth F., Unstetigförderer, VEB Verlag Technik, Berlin 9.Hellmut Ernst, Hebezeuge I,II i III, Vieweg, Braunschweig 10.Spivakovski A, Transportirujošie mašini, Mašinostroenie, Moskva _____________________________________________________________________ b) Ostali udžbenici : Mašinski elementi Otpornost materijala Mehanika c) Priručnici:
B.Kraut, Strojarski priručnik IT - priručnici
____________________________________________________________________ d) Standardi BiH BAS EN, BAS ISO jugoslovenski JUS EN, ISO, DIN e) Fabrički katalozi i prospekti proizvodjača opreme
1
2 1. UVOD Definicija prema VDI 2411 (VDI-Verein Deutsche Inginiere-udruženje njemačkih inženjera): Pod transportnom tehnikom podrazumijeva se prenos roba i lica u proizvoljnom pravcu i na ograničena rastojanja. Snažni razvitak proizvodnih snaga u svim granama privrednog života, uslovio je ubrzanu primjenu i razvoj transportne tehnike. Sredstva transportnih uredjaja omogućavaju ostvarenje najšire mehanizacije transportnih operacija na svim poljima privrednog života. Transportni uredjaji čine sastavni dio proizvodnog lanca nekog tehnološkog procesa u unutrašnjem transportu ili glavne mašine nekog pretovarnog mjesta velikog kapaciteta. Prozvodni pogoni metalne, metalopreradjivačjke industrije i mašinogradnje, kombinati crne metalurgije,valjaonice, livnice, kovačnice snabdjevene su velikim brojem raznih vrsta dizalica, transportera, podizača, konvejera itd. Transportne sredstva igraju značajnu ulogu i u proizvodnim procesima obojene i hemijske industrije, u rudnicima, gradjevinarstvu, poljoprivredi, lukama i pristaništima itd.. Jedan proizvodni proces se sastoji od više sistema: a) obradni b) transportni c) mjerni d) upravljački e) skladišni Transportni sistemi u industriji, s tehničkog gledišta , čine komponente (ili podsistemi) : a) b) c) d) e)
transportna sredstva – uredjaji dodatna i pomoćna oprema za rukovanje transportovanim materijalom transportni putevi (staze i drugi objekti (prolazi,rampe itd..) ostala oprema i uredjaji (upravljčki,protupožarni) radna snaga
Široka primjena transportnih sredstava u cilju zamjene i mehanizacije ljudskog rada uslovila je njihovu veliku brojnost i raznovrsnost. Veliki ekonomski interes za što većom mehanizacijom transporta zahtijeva dalji razvoj i usavršavanje transportne tehnike u smislu poboljšanja konstruktivnih rješenja, povećanja kapaciteta, izdržljivosti i sigurnosti, automatizacije upravljanja pojedinim operacijama i cjelokupnim postrojenjima. Prema nekim analizama u SAD utvrdjeno je da prosječno 30 do 40% proizvodnih troškova otpada na troškove transporta materijala i robe, pri čemu se ovi troškovi odnose na interni ( u okviru fabrike ) i eksterni (do potrošača) transport. Na transport otpada 20-25% cijene proizvoda , 40-50% vremena ciklusa proizvodnje, 5-8% radnika u proizvodnom sistemu (maksimalno 35%) (sl.1.1) U posljednjih dvadeset godina učinjen je veliki progres u obradi metala, uglavnom zahvaljujući uvodjenju NC i CNC tehnike. Integracija proizvodne opreme u fleksibilnim proizvodnim sistemima zahtijeva automatizaciju toka materijala i alata. Početkom 80-tih godina učinjen je značajan napredak u automatizaciji toka materijala u okviru fleksibilnih tehnoloških sistema (FTS), što je uslovilo i pojavu novih
3 Industrijska grana Metalna i metaloprerađivačka industrija Prehrambena industrija Hemijska i naftna industrija Industrija papira Drvna industrija i poljoprivreda Elektronska i elektrotehnička industrija Tekstilna industrija Mašinska industrija
Udio logističkih trškova u prihodu firme 29,6% 26,5% 23,1% 16,7% 16,1% 15,9% 14,9% 9,9%
Sl. 1.1 - Udio logističkih troškova u industriji u odnosu na ukupan prihod firme transportnih sredstava kao što su : automatski vodjena vozila (softverski programibilno i automatski induktivno vodjena), konvejeri, industrijski roboti, izmenjivači paleta itd. Problem transporta se može razmatrati sa tri, u osnovi potpuno spregnuta, aspekta : a) organizacija pretovarno-transportnih radova, b) konstrukcija, razvoj i proizvodnja transportnih sredstava odredjenih karakteristika. c) eksploatacija i održavanje transportnih uredjaja U okviru organizacionog aspekta važnu ulogu igraju pojmovi logistika, tok materijala i rukovanje materijalom. Logistika je naučna disciplina o planiranju, upravljanju i kontroli materijala, osoba, energije i informacionih tokova u sistemima kao što su industrija, trgovina, uslužne djelatnosti itd., tj.disciplina koja proučava organizaciju opskrbe i smještaja materijala (robe) i informacija. Logistika se, dakle, bavi povezivanjem svih procesa (organizacijom i sinhronizacijom transporta), dobivanjem informacija o sirovinama i povratnih informacija o gotovim proizvodima, što omogućava ostvarenje principa ”JUST-IN-TIME” (tačno na vrijeme). Logistika se zasniva na 5 pravila (5 P) i to: 1. Prave objekte (materijal, roba, informacije, usluge, energija) u 2. Pravom trenutku, u 3. Pravom kvalitetu i kvantitetu, snabdjevene sa 4. Pravim informacijama, isporučiti na 5. Pravo mjesto TRANSPORTNA TEHNIKA
SIROVINA
(UNUTRAŠNJI TRANSPORT) RUKOVANJE MATERIJALOM
GOTOVA ROBA
TEHNIKA SKLADIŠTENJA TRANSPORTNA TEHNIKA TEHNIKA PAKOVANJA
LOGISTIKA Slika 1.2 – Odnos logistike i transportne tehnike
4 Tok materijala podrazumjeva kretanje materijala radi izvodjenja svih operacija u procesu proizvodnje i obuhvata kretanje : -
sirovina poluproizvoda alata pribora rezervnih dijelova otpadnog materijala
Tok materijala je organizaciono, prostorno i vremensko povezivanje operacija kontrole, skladištenja i transporta. Transportni proces predstavlja najvažniju funkciju toka materijala. Rukovanje materijalom obuhvata primjenu sljedećih tehnika : 1) transportna tehnika 2) tehnika skladištenja 3) tehnika pakovanja
unutrašnji transport
Transportna sredstva (uređaji) u okviru logističkih sistema i sistema toka materijala predstavljaju radna sredstva za unutrašnji tok materijala sa zadatkom: • transportovanja, • raspodjele (uključujući i komisioniranje) • skladištenja U okviru ovog kursa razmatrat će se transportna sredstva prekidnog i kontinuiranog transporta sa stanovišta njihovog proračuna i konstrukcije. Stoga ovaj predmet, kao konstruktivni predmet, predstavlja interesantno područje na kome do izražaja dolaze mnoge discipline: mehanika, materijali, teorija konstrukcija, elektrotehnika, hidraulika, pneumatika, tehnologija obrade materijala, a u zadnjoj deceniji računarska tehnika (CAD), automatizacija i robotika. Razvoj transportnih sredstava posljednjih godina je upravo okarakterisan velikim stepenom automatizacije i flekibilnosti njihove namjene. 1.1 PODJELA TRANSPORTA Podjela transporta se može izvršiti sa različitih aspekata. U najopštijem smislu transport se može podijeliti prema transportnom medijumu na : a) kopneni transport - drumski - željeznički b) vodeni transport c) vazdušni transport Kada se govori o industrijskom transportu, tj. transportu u fabrikama i drugim privrednim objektima, on se može podijeliti na : a) spoljašnji transport (prometna tehnika), b) medjuodjeljenski transport, c) unutrašnji (odjeljenjski) transport. Svaki transportni postupak se sastoji od : a) prihvatanja, b) prenošenja i c) odlaganja transportovane robe. Svi transportni uredjaji koji se primjenjuju u medjuodjeljenjskom i unutrašnjem transportu mogu se po načinu rada podijeliti na :
5 a) transportni uredjaji prekidnog transporta - dizalične mašine, b) transportni uredjaji neprekidnog transporta, c) automatske mašine podnog i visećeg transporta, c) cijevni transport tekućina i plinova (ovdije se ne izučava jer to spada u transport), d) transportni uređaji za transport osoba (liftovi, eskalatori, žičare itd.)
cijevni
a) Dizalične mašine, tj mašine i uređaji prekidnog transporta, se odlikuju periodičnošću operacija, tj. periodičnom smjenom radnog i povratnog (neradnog) hoda. Dizalične mašine prenose komadne materijale, kao i sitno zrnate i rasipne materijale u specijalmim posudama. b) Mašine i uredjaji neprekidnog (kontinuiranog) transporta omogućavaju da se materijal transportuje neprekidnim tokom. Ovim uredjajima se prenose sitnozrnati rasipni materijali, kao i sitnokomadasti materijali, kao što su zavrtnjevi, zakovice, sitni odlivci itd. . c) Mašine podnog i visećeg transporta prenose, kao i dizalične mašine, kako jedinične terete, tako i sitnokomadaste materijale. One vezuju različite proizvodne mašine i radna mjesta u jednu proizvodnu liniju, čime se postiže odredjeni ritam proizvodnog ciklusa (proizvodnje). Tu spadaju manipulatori, industrijski roboti, manipulativni granici, automatski vodjena vozila podnog i visećeg transporta. 1.2 PROJEKTOVANJE I KONSTRUISANJE TRANSPORTNIH SREDSTAVA U rješavanju projektnih zadataka transporta neophodna je vrlo tačna formulacija postavljenog zadatka. Radi se pri tome u prvom redu o izboru odgovarajućeg transportnog sredstva u odnosu na vrstu i kapacitet transportovanog medija i transportne puteve. Projektantu su stoga neophodni sledeći podaci : a) vrsta transportovanog medija i njegovo stanje, npr. temperatura, vlažnost, homogenost, oštrina ivica, agresivnost, reaktivnost, prašnjavost, postojanost ovih svojstava za vrijeme transporta i skladištenja itd., b) maksimalni i srednji protok (kapacitet), redovnost pristizanja radnog medija, c) oblik i dužina transportnih puteva, d) pogonske mogućnosti i način dovodjenja energije, e) gradjevinski i konstruktivni zadati uticaji (datosti), f) ostali faktori, npr. visoka temperatura u radnom prostoru, opasnost od eksplozije, tropska klima (uredjaji za izvoz) itd., f) mogućnost transporta u demontažnom stanju u drumskom i vodenom saobraćaju i g) mogućnost ponovne montaže (eksport). Projektant mora poznavati tehnološki proces za koji projektuje transport. Projektant, koji je konstruktor-mašinac, mora osim toga poznavati i probleme metalne industrije i elektrotehnike. Uz to mora u najednostavnijoj , za to podesnoj formi, posjedovati i gradjevinske crteže objekta. Ekonomično rješenje dobiva se često tek nakon izrade predprojekta u nekoliko varijanti i razmatranja i ocjene proizvodnih i pogonskih troškova. Sa opšte tačke gledišta sljedeća svojstva konstrukcije jedne transportne mašine su za konstrukciju od posebnog značaja: a) funkcionalnost b) pogonska sigurnost, c) tehnička zaštita, koja je za pojedine oblasti transportne tehnike regulisana zakonskim propisima,
6 d) e) f) g) h) i) j) k)
lakogradnja, otpornost na habanje, ekonomičnost laka izmjenljivost habajućih dijelova, estetski oblik, lako i pregledno opsluživanje, primjena što jednostavnije tehnologije pri proizvodnji i montaži, mogućnost transporta od mjesta izrade do lokacije rada
Tačke d),e) i k) će biti obradjene nešto opširnije. d) Pri primjeni lakih konstrukcija (lakogradnji) razlikuje se : d.1) Primjena lakih materijala. Na osnovu jedne predkalkulacije može se odlučiti da li je svrsishodnija primjena kvalitetnijih čelika sa većom dopuštenim naprezanjima ili primjena lakih legiranih metala. Primjena lakih metala se preporučuje tamo gdje vlastita težina elementa jako utiče na ukupnu masu (npr. valjci na transporterima itd.). d.2) Primjena oblika i presjeka(formi) lakih konstrukcija. Ovdje se misli ne samo na oblik ukupne konstrukcije, tj. koncepciju konstrukcije, nego i povoljne oblike pojedinih njenih dijelova. Primjena formi lakih konstrukcija predstavlja i uštedu na materijalu. d.3) Primjena metoda proračuna lakih konstrukcija. Pod ovim se podrazumijeva primjena što tačnijih proračuna koji isključuju prevelike stepene sigurnosti, pravilno i tačno predvidjanje opterećenja kojima će konstrukcija biti izložena itd. Sa zahtjevima koji se postavljaju pred konstrukciju ne treba se pretjerivati. e) Otpornosti na habanje je posvećena posljednjih godina velika pažnja u istraživačkom radu u cilju njenog povećanja. U svim slučajevima su istraživani uzroci habanja i mjere za njihovo smanjenje. Najveće habanje nastaje na kliznim površinama mašinskih elemenata, a može se smanjiti odgovarajušim konstruktivnim zahvatima i podmazivanjem (npr. upadni uglovi na koturima-užetnicima i bubnjevima, zamjena trenja kotrljanja umjesto trenja klizanja itd.). Dijelovi izloženi habanju odredjuju funkcionalnu sposobnost cijelog uredjaja, te se stoga moraju pravovremeno zamijeniti rezervnim dijelovima. U tom smislu izradjene su i norme za plansko obezbjedjenje i zamjenu rezervnih dijelova, koji se često izradjuju i isporučuju zajedno sa kompletnim postrojenjem. l) Gabariti dijelova koji se transportuju željeznicom ili drumski u međunarodnom transportu su ograničeni propisima na: - dužinu do 15.0 m, - širinu do - 3.0 m za železnički saobraćaj; - 2.5 m za drumski. Saobračaj. U posebnim slučajevima može se odobriti dužina do 20 m. Transportni propisi zahtijevaju osiguranje tereta od prevrtanja i pomijeranja. Zbog svega toga konstruktor mora voditi računa o mogućnosti demontaže konstrukcije zbog transporta i ponovne montaže na mjestu upotrebe i korištenja transportnog sredstva.
7 1.3 TIPIZACIJA I STANDARDIZACIJA Razvoj transportnih sredstava posljednjih godina je okarakterisan stalnom tipizacijom konstrukcija, umjesto specijalnih izvedbi koje zahtijevaju kupci. Uzrok tome je želja za povećanjem ekonomičnosti proizvodnje putem povećanja serije tipiziranih proizvoda. Tipizacija proizvoda predstavlja težak zadatak koji traži dosta znanja i iskustva. Izbor odgovarajućeg reda veličina je od ogromnog ekonomskog značaja. Suviše velika gustoća u redu veličina nosivosti je opravdana samo tada ako su u pitanju velike serije. Pri maloj gustoći reda veličina postoji opasnost da se mora odabrati za odredjenu snagu (nosivost) sljedeća u redu, ali predimenzionirana veličina dizalice. Primjena tipiziranih sklopova po Baukasten sistemu ne vodi uvijek konstrukcijski optimalnim rješenjima. Oblast transportnih mašina predstavlja područje koje je široko standardizirano odgovarajućim nacionalnim (JUS,DIN,GOST) i internacionalnim standardima (ISO) i pravilnicima (EN). Dimenzije, brzine, gabariti, metode proračuna pojedinih dijelova su regulisane propisima i standardima, kojih se konstruktor dužan pridržavati pri izradi konstrukcije. Većina propisa koji se odnose na dizalice u našem standardu pripadaju grupi JUS M.D...,JUS M.C..,JUS M.B..., a po ISO standardu to je grupa TC 96-(ISO 4300 ...) i za mašine kontinuiranog transporta TC 101(ISO 1049 - vibracioni transporteri - ISO 7119 - pužni transporteri), što se može vidjeti iz narednog pregleda . ISO STANDARDI ZA TRANSPORTNE MAŠINE DIZALICE I DRUGI UREĐAJI ZA DIZANJE I ODGOVARAJUĆA OPREMA Decimalna klasifikacija DK 621.873 ISO standardi za dizalice Grupa
standard godina
vrsta
_______________________________________________________________________________________________
TC 96
ISO 4301 1980. Uredjaji za dizanje.Klasifikacija ISO 4302 1981. Dizalice kranovi. Procjenjivanje opterećenja od vjetra. ISO 4305 1981. Pokretne dizalice. Odredjivanje stabilnosti. ISO 4308 1981. Uredjaji za dizanje. Izbor užadi. ISO 4309 1981. Užad uredjaja za dizanje. Kriteriji za ispitivanje i odbacivanje užadi. ISO 4310 1981. Dizalice. Kodeks ispitivanja i postupci.
8 OPREMA ZA KONTINUIRANI TRANSPORT Decimalna klasifikacija DK 621.867 Grupa
standard godina
vrsta
___________________________________________________________________________________________
TC 101 ISO 1049 1981. Vibracioni transporteri ISO 1050 1980. Pužni transporteri ISO 1535 1980. Trake ISO 1536 1980. Bubnjevi za transportere sa trakom ISO 1537 1980. Valjci za transportere sa trakom ISO 1807 1981. Oscilatorni ili tresući transporteri ISO 1815 1982. Vibracioni transporteri sa cjevastim koritom ISO 1816 1982. Transport sa trakom. Bubnjevi sa unutrašnjim pogonom ISO 2109 1982. Laki transporteri sa trakom ISO 2140 1982. Člankasti čelični transporteri ISO 232627 1982. Pneumatski transport ISO 504142 1981. Lančani transporteri ISO 5048 1982. Transporteri sa trakom. Izračunavanje snage i zatezne sile ISO 505051 1983. Vertikalni elevatori ISO 7119 1984. Pužni transporteri
1.4 VRSTE DIZALIČNIH MAŠINA Po svom konstruktivnom izvodjenju dizalične mašine se dijele na sljedeće podgrupe : a) proste dizalične mašine i mehanizmi, b) dizalice (kranovi, granici), c) podizači. a) U podgrupu prostih dizaličnih mehanizama i mašina spadaju: a.1) Male dizalice - prosti mehanizmi sa ograničenom, relativno malom visinom dizanja na bazi zupčaste letve (poluge), zavojnog vretena ili klipa hidrauličnog cilindra (sl. 1.3, 1.4, 1.5) a.2) Koturače i čekrci - prosti mehanizmi za dizanje tereta, obješeni za gornje oslonce, pokretni ili nepokretni,koriste se za dizanje malih tereta. Tu spadaju koturače sa jednim ili više krakova nosećeg organa, prenosni noseći čekrci sa pužnim prenosom ili sa cilindričnim zupčanicima.(sl.1.6) a.3) Doboši za vuču (vitla,vinde) su lake proste dizalične mašine namijenjene kako za dizanje tereta tako i za njegovo premiještanje na horizontalnoj ili kosoj ravni (sl.1.7). Isto tako, oni su sastavni dijelovi složenijih dizaličnih mačina, gdje se ugradjuju kao dijelovi pogona za dizanje tereta. b) Dizalice (kranovi, granici) su složene dizalične mašine namijenjene za prenošenje tereta u horizontalnoj i vertikalnoj ravni. Mogu biti pokretne i nepokretne, tipizirane ili specijalne izvedbe. U dizalice opšte (tipizirane) izvedbe spadaju: b.1) Mostovske (mosne) dizalice sa jednim ili sa dva glavna nosača, što zavisi od veličine tereta i raspona. Mogu biti u stojećoj ili visećoj izvedbi. Mosne dizalice sa jednim glavnim nosačem se izvode od valjanih I profila, po čijoj donjoj stopi se kreću kolica sa pogonima i kukom za vješanje tereta. Dizalice (kranovi) sa dva glavna nosača izvode se kao rešetkaste konstrukcije ili od limenih kutijastih nosača (sl. 1.8,1.9).
9 b.2) Nepokretne stubne dizalice, sa mogućnošću rotacije, sa stubom bez gornjeg i sa gornjim ležištem.Radno područje takvih dizalica je kružni prsten (sl. 1.10). b.3) Ramne (portalne) i poluramne dizalice. Za razliku od mosne dizalice, dizalična staza se nalazi na tlu (zemlji) umjesto u visini glavnog nosača, a na kolica se oslanjaju glavni nosači. Rade se kao dvonožne ili četveronožne, u zatvorenoj ili rešetkastoj izvedbi. Imaju pravougaono radno područje (sl.1.11) b.4) Velosipedne dizalice - su pokretno-okretne dizalice koje se kreću po jednoj šini, sa ili bez protivtega , u zavisnosti da li se kreću izvan zida ili pored njega (sl 1.12). b.5) Konzolne dizalice - se izvode normalno kao pokretne, a mogu biti i okretne (sl.1.13). b.6) Jednošinske dizalice (sl.1.14) b.7) Specijalne dizalice - građevinske stubne dizalice (sl.1.15) - pokretno-okretne lučke dizalice (sl.1.16), - plovne dizalice (sl.1.17) - stubne dizalice sa iglom ("Derick") (sl.1.18), - autodizalice itd. (sl.1.19) c) Podizači - Ovu grupu čine liftovi, putnički i teretni, različitih konstrukcija, brzina i opterećenja, podizači-skiperi za rasute terete, podizne platforme (sl.1.20), auto-podizači itd. 1.5 OPŠTE KARAKTERISTIKE DIZALIČNIH MAŠINA Opšte karakteristike dizaličnih mašina su standardizirane odgovarajućim standardima JUS i ISO. Odgovarajući standardi JUS-a koji se odnose na ovu problematiku su : JUS M.D1.020 - Industrijske dizalice. Podjela na pogonske klase JUS M.D1.021 - Nazivne nosivosti JUS M.D1.023 - Radne brzine JUS M.D1.022 - Visine dizanja JUS M.D1.024 - Rasponi JUS M.D1.025 - Rasponi dvošinskih vitlova JUS M.D1.030 - Slobodan prostor oko dizalica u gradjevinskim objektima Osnovna karakteristika dizaličnih mašina je kapacitet. Za izračunavanje kapaciteta važi opšti obrazac: Q čas = n ⋅ Q
[kN]
gdje je : n - broj ciklusa mašine na sat, Q - težina tereta koji se diže. Ukupni teret koji se diže je : Q = Q0 + G gdje je Q0 - preneseni teret, G - težina posude u kojoj se prenosi teret. Broj ciklusa transportovane mašine na sat dobija se iz izraza
10 n=
gdje je:
3600
∑t
∑t
i
i
zbir vremena potrebnih za pojedine operacije(sec). Ovaj zbir zavisi od :
- brzine kretanja u pojedinim operacijama, - dužine i visine prenošenja materijala, - ubrzanja i usporenja pojedinih kretanja, - od vremena potrebnog za pričvršćenje i skidanje tereta. Prema JUS M.D1.020 sve dizalice obzirom na njihov režim rada se svrstavaju u jednu od četiri (pogonske klase%: laku, srednju, tešku i vrlo tešku. Kao osnov za razvrstavanje dizalica u odredjenu klasu služe brojčane vrijednosti sljedećih parametara : a) broj radnih ciklusa na sat b) nazivni teret
f) teorijsko radno vrijeme g) godišnje stvarno radno vrijeme
n Q0 Qs qr Ts Tt Tg
h) teorijski vijek trajanja
Vt
c) prosječno transportovani teret d) relativno opterećenje e) stvarno radno vrijeme
a) Pod radnim ciklusom dizalice podrazumijeva se skup operacija koje ona izvrši u toku jednog premiještanja tereta : dizanje, premiještanje, spuštanje, dovodjenje dizalice u prvobitni položaj. b) Pod nazivnim teretom Qn podrazumijeva se najveće dozvoljeno opterećenje u kN (ili MN) koje je ispisano na tablici dizalice. c) Pod prosječno transportovanim teretom Qi podrazumijeva se aritimetička sredina svih, u izvjesnom vremenskom intervalu ( po pravilu 24 sata),transportovanih pojedinačnih tereta Qi (za i = 1 do p), u kN, tj. : p
∑ Qi
[kN ] p gdje je p - broj radnih ciklusa. Qs =
1
d) Pod realtivnim opterećenjem q podrazumijeva se odnos izražen u procentima , prosječno transportovanog tereta prema nazivnom teretu qr =
Qs 100% Qn
e) Pod stvarnim radnim vremenom Ts podrazumijeva se mjerenjem ustanovljeni zbir trajanja svih radnih ciklusa, izražen u satima, koje dizalica, odnosno njeni pojedini pogoni izvrše za 24 časa. f) Pod teorijskim radnim vremenom Tt podrazumijeva se dužina vremena , izražena u satima, u toku koga bi dizalica, odnosno njeni pojedini pogoni, trebalo da rade dnevno ( za 24 časa) pod
11 nazivnim opterećenjm, pa da njen, odnosno njihov vijek trajanja bude isti kao pri stvarnom radnom vremenu i prosječno transportovanom teretu. Radni vijek V dizalice odredjuje se empirijski na osnovu izraza V=
k TQ 3
gdje je k - iskustveni koeficijent. Na osnovu prethodnog izraza i definicije teorijskog radnog vremena, može se postaviti jednačina : k k = 3 Tt Qn Ts Q s3 Iz ove jednačine izvodi se odnos izmedju teorijskog i stvarnog radnog vremena: Tt Q s3 = = Ts Q n3
⎛ q ⎞ ⎜ r ⎟ ⎝ 100 ⎠
3
Tt = Ts
⎛ qr ⎞ ⋅⎜ ⎟ ⎝ 100 ⎠
3
g) Pod godišnjim stvarnim radnim vremenom, Ts izraženim u satima, podrazumijeva se zbir svih stvarnih radnih vremena za godinu dana. h) Pod teorijskim vijekom trajanja Vt , izraženim u satima, podrazumijeva se desetogodišnji zbir teorijskog radnog vremena, računajući godinu samo po 365 dana, po obrascu :
V = 10 ⋅ 365 ⋅ Tt = 3650 ⋅ Tt [h]
1.6 PODJELA DIZALICA NA POGONSKE KLASE Na osnovu parametara iz prethodnog poglavlja sve dizalice i njihovi mehanizmi prema JUS M.D1.020 se dijele u četiri grupe ( (pogonske klase%) prema tabeli 1.1. Istu problematiku obradjuje i ISO standard br.4031/1 . Tabela 1.1 Oznaka pogonske klase naziv broj
Broj radnih ciklusa n
Teorijsko radno vrijeme Ts
n
h
%
Relativno Stvarno radno vrijeme opterećenje qr Ts
God. st. radno vrijeme
h
Teorij. vijek trajanja Ts h
h
laka
1
do 16
< 0,5
< 56
2,8 – 5,6
2000
<2000
srednja
2
16 – 32
0,5< Tt 1
50< q r <63
4–8
4000
<3000
teška
3
32 – 36
1< Tt <2
56< q r <70
5,6 – 11,2
8000
<4000
vrlo teška
4
>63
Tt >2
q r >63
8 - 16
16000
>4000
Pogonska klasa se odredjuje prema parametrima n i Tt .Za odredjivanje klase mjerodavna je vrijednost onog parametra koji daje veću, odnosno težu klasu.
12 Npr., ako je n = 18, a Tt = 1, dizalica spada u 2.klasu, medjutim ako je, pri istom n, Tt = 1.5 dizalica spada u 3. klasu. Isto tako u u terću klasu spada i dizalica sa Tt = 1, a n = 35 . Pogonska klasa se može odrediti za dizalicu kao cjelinu, ili za sljedeće njene pogone : - glavno i pomoćno dizanje, - za kretanje dizalice i voznog vitla, - okretanje i eventualno druge pomoćne operacije. Za noseću konstrukciju važi pogonska klasa pogona za glavno dizanje. Dizalica kao cjelina se razvrstava u onu pogonsku klasu u koju se razvrstava noseća konstrukcija. Ako nema podataka za odredjivanje pogonske klase, onda se ona može odrediti približno na osnovu predvidjene namjene dizalice približno (grubo) saglasno sljedećoj klasifikaciji. Pogonska klasa 1 (dizalice sa kratkim radnim vremenom i malim opterećenjem) - mosne dizalice na ručni pogon - montažne dizalice u energetskim postrojenjima - industrijske dizalice za povremenu upotrebu u skladištima i mašinskim radionicama za laku upotrebu - mosne dizalice za održavanje - sve dizalice koje služe za montažu kao i za povremeno dizanje tereta bliskih nazivnom teretu, dizalice za opsluživanje i za gradjevinarstvo - derik dizalice na ručni i mašinski pogon, za montažu Pogonska klasa 2 (dizalice za opštu upotrebu u radionicama,fabrikama i skladištima) - teške industrijske dizalice u livnicama obojenih metala,radionicama za teške čelične konstrukcije i u livnicama gvoždja i čelika za lakše odlivke - dizalice sa krakom na portalu, postolju ili stubu, za komadne robe i za gradjevinarstvo - dizalice sa pomičnim krakom za prenos komadne robe - pretovarne dizalice Pogonska klasa 3 (dizalice sa teškim pogonom sa česti uklapanjem i sa visokim relativnim opterećenjem - po procjeni) - mosne dizalice za čeližane i valjaonice - dizalice za težak rad u livnicama, za lak rad sa magnetom ili grabilicama - dizalice sa strelom na visokom postolju, portalu, stubu, za rad sa magnetom ili grabilicom, za češći rad sa nazivnim teretom - derik dizalice za tešku službu u lukama ili pri radu sa grabilicama Pogonska klasa 4 (dizalice sa vrlo teškim pogonom, sa velikim relativnim opterećenjem, sa jakim udarima ili povišenom temperaturom) - dizalice u kontinuiranom radu u čeličanama i valjaonicama - dizalice u kontinuiranom radu sa magnetom ili grabilicom - pretovarne dizalice u teškoj službi sa velikim brzinama pri radu sa magnetom ili grabilicama.
13 1.7 PODJELA DIZALICA NA SKLOPOVE Za izvodjenje različitih kretanja jednog složenog dizaličnog postrojenja služe pogonski uredjaji, koji u opštem slučaju mogu raditi jedni bez drugih. U tom smislu možemo razlikovati sledeće funkcionalne grupe (sklopove ) dizaličnog postrojenja : a) b) c) d) e) f) g) h)
noseća konstrukcija mehanizam za dizanje (glavni i pomoćni), mehanizam za horizontalno kretanje tereta (kolica - mačka), mehanizam za horizontalno kretanje dizalice, mehanizam za okretanje dizalice oko vertikalne ose, mehanizam za promjenu ispusta strele, šinski podvoz (kranske staze), upravljački, pozicionirajući i sigurnosni uredjaji.
Neki od ovih funkcionalnih grupa (sklopova), u slučaju mosnog krana, prikazani su na slikama 13 - 15. Svaki funkcionalni sklop dizalice satoji se od elemenata , od kojih su neki tipično sreću kod većine dizaličnih mašina pa će oni u narednom izlaganju biti najprije pojedinačno obradjeni. Da bi se dizalična mašima stavila u pokret mogu biti primijenjene razne vrste pogona: a) ručni, b) električni - pogoni istosmjerne struje, - pogoni naizmjenične struje, d) parni, e) pogoni sa SUS motorima, f) hidraulični, h) pneumatski. O karakteristikama pojedinih pogona bit će riječi kasnije.
14 1. UREAĐJI ZA VJEŠANJE TERETA 1.1 OPŠTI POJMOVI - KLASIFIKACIJA Uređaji za vješanje služe da se teret zahvati uredjajem i da se transportuje bez ikakvog daljnjeg vezivanja. Ako dizalica prenosi raznovrsne i raznorodne terete ( po obliku i fizičkim svojstvima) onda je ona opremljena univerzalnim priborom za vješanje, a ako pak prenosi stalno teret isti po gabaritu, težini i fizičkim svojstvima, to je ona opremljena sa specijalnim priborom za hvatanje, što omogućava brže i jednostavnije operacije utovara, prenošenja i istovara tereta. Univerzalni probor za vješanje je kuka i uže za vezivanje tereta za kuku. Kao radni element pribora za vješanje primjenjuju se još: a) za transport komadnih materijala - užad i lanci za vezivanje, - teretne platforme, - kliješta i hvataljke, - noseće grede. b) za transport sitnozrnatih materijala primjenjuju se kofe (kašike) različitih tipova. Specijalni uredjaji za zahvatanje tereta su : - elektromagneti, - specijalne kofe, - grabilice.
1.2 UNIVERZALNI PRIBOR ZA VJEŠANJE TERETA 1.2.1 KUKE
Najčešći dijelovi za vješanje tereta su kuke. One mogu po obliku biti jednokrake (za normalne i teške terete) i dvokrake (za teške terete). Kuke se najčešće izradjuju postupkom kovanja i to : - kovanjem u kalupu za manje kuke (oznaka kuke OK), - slobodno kovanje za veće kuke (oznaka kuke OS).
Sl. 1.21 – Jednokraka kuka
15 a) sa obrađenim vratom kuke, b) sa uškom , c) kuka sa digitalnim uređajem za mjerenje tereta Ako su kuke u radu izložene visokim temperaturama (npr. pri transportu rastopljenih metala ili užarenih predmeta) i za terete jednake ili veće od 25 tona, preporučuje se upotreba lamelnih kuka.
1- lamele 2 -spojne zakovice 3 -sedlo
4 -zaštita od udara 5 -čivija
Slika. 1.22 – Lamelna kuka Livene kuke se rjeđe upotrebljavaju zbog nedostatka garantovane jačine i sigurnosti usljed pojave riseva u materijalu. Kuke su standardizirane. Oblik i dimenzije kuka su takvi da one imaju minimalne dimenzije, naročito težinu i visinu, a da se pri tome postigne jednaka jačina na kidanje u svim presjecima. Za kovane teretne kuke se upotrebljava čelik zatezne čvrstoće σ v >240 MPa ( σ m = 420 - 500 MPa ), koji je otporan na starenje, s tim da se izvedu tri ispitivanja udarne žilavosti koja mora iznositi za sve presjeke kuke u smjeru vlakana minimalno 70 Nm/cm2, tek poslije vještačkog starenja otkovka (10% na hladno oblikovanje i neposredno 30-minutno grijanje pri 250 C 0 ). Kovane kuke od čelika većih zateznih čvrstoća, ili od do sada upotrebljavanih normaliziranih čelika Č.1330, .Č1331 i Č1205 , za koje važe standard JUS C.B9.021 dozvoljavaju se u slučaju kada kuka u radu nije izložena većim zagrijavanjima. Mjere i dozvoljena odstupanja otkovaka moraju odgovarati JUS M.D1.143 i JUS M.D1.145. Mjere obradjenih kuka za koje u JUS M.D1.144 i JUS M.D1.146 ema propisanih tolerancija, moraju u smijeru poprečnog presjeka imati odstupanja u plusu (+). To važi naročito za ona područja koja se u toku rada habaju (JUS M.D1.141) . Atest
Proizvodjač kovanih kuka mora kupcu predati i bez njegovog posebnog zahtjeva, atest i to: a) za kuke do broja 6 atest bez kontrole unutrašnjih grešaka, b) za kuke iznad broja 6 atest sa kontrolom unutrašnjih grešaka. Atest kuke se ulaže u matičnu knjigu dizalice, a kopiju mora sačuvati proizvodjač.
16
Izbor i proračun kuke
Iz standarda se prema nosivosti odabire kuka, a potom se vrši provjera naprezanja i dimenzija. Kuke su u standardima (JUS, DIN) označene brojevima. Broj kuke je odabran tako da označava dozvoljenu nosivost u tonama za neku odabranu nazivnu grupu (klasu) dizalica ( u JUS-u je nazivna pogonska grupa - grupa 2) Provjera naprezanja kuke se izvodi u nekoliko karakterističnih presjeka i tačaka kuke. Napona vrata kuke se računa na mjestu najmanjeg presjeka, tj. presjeka jezgra zavojnice i iznosi :
Q
d4 σz =−
4Q
πd 42
< σ doz
Şl. 1.23 – Vrat kuke gdje je σ doz dozvoljeni napon zatezanja koji se računa pomoću izraza
σ doz = −
σv 2ν
pri čemu je ν koeficijent sigurnosti. Stepen sigurnosti i dozvoljeni napon za čelik Č 1330 dati su u ovisnosti od pogonske klase dizalice tabeli 2: Tabela 2 Pog. klasa dizalice koefic. sigurnosti ν dozvoljeni napon
σ doz
1 1,6
2 2,0
3 2,5
4 3,15
75 MPa
60 MPa
50 MPa
40 MPa
Za kuke broj 3.2 i manje stepen sigurnosti je ν = 3 - 4 bez obzira na uslove rada, zbog češće pojave preopterećenja manjih kuka. Površinski pritisak u navoju kuke je :
p=
4Qt
≤ p doz − d 52 ) ⋅ m0 gdje je t- korak navoja, a m0 visina navrtke (navoja). Dozvoljeni napon p doz se može uzeti prema tabeli 3 .
π
⋅ (d 32
17 Tabela 3 pogonska klasa dizalice
1
2
3
4
dozvoljeni pritisak p doz
30 MPa
24 MPa
19 MPa
15 MPa
Zavojnica se izradjuje za manje nosivosti kao metrička, a za veće nosivosti kao obla (Rd). Ranije su se koristile i trapezna i testerasta zavojnica. Proračun zakrivljenog dijela kuke se može izvesti na četiri načina : a) približnim postupkom, b) tačan proračun po teoriji zakrivljenih štapova, c) grafo-analitičkim postupkom, d) metodom konačnih elemenata pomoću računara. a) Pri proračunu približnim postupkom se predpostavlja da je kuka ravan štap koji je opterećen ekscentrično. Ovaj proračun daje zadovoljavajuće rezultate i dimenzije kuke, ako se u proračunu uzmu manji dozvoljeni naponi prema tabeli 4. U tom slučaju najveći napon u presjeku II-II se odredjuje na sljedeći način :
Q
Sl. 1.24 – Proračunski model kuke Moment savijanja u tom presjeku je Ms =(
a1 + e1 ) 2
Naponi savijanja u tački A i tački II su :
σ sA =
Ms (istezanje) W1
σ sB = −
Ms W2
Napon od istezanja je :
σi =
Q A
Ukupni napon od istezanja i savijanja na unutašnjoj i spoljašnjoj strani kuke je :
Q Ms + ≤ σ doz A W1 Q M σ B = + s ≤ σ doz A W2
σA =
18
Sl. 1.25 – Naprezanja kuke u presjeku II-II Da bi naponi u cijelom poprečnom presjeku bili približno isti, poprečni presjek kuke ima oblik zaobljenog trapeza. Za takav oblik važi da je : A=
I=
bu + bv h 2
e1 =
(bu2 + 4bbu + bv 2 ) ⋅ hv3 36(bu + bv ) I W1 = e1
e2 =
h bu + 2bv ⋅ 3 bu + bv
h 2bu + bv ⋅ 3 bu + bv I W2 = e2
Za dimenzije kuka u praksi najčešće su primijenjeni sljedeći odnosi :
2 Q , 3 a1 ≅ Q ,
d1 =
/ Q − kN , d 1 , d 3 − cm /
d 3 = 0.57 Q a 2 = 0.8a1 ,
bu ≅ 0.891 ⋅ a1 ,
bv = 0.41 ⋅ a1
Mjere presjeka I-I su umanjene na 85% presjeka II-II. Tabela 4 - Dozvoljeni naponi u presjeku I-II kuke
Pogon
Režim rada
Dozvoljeni napon
ručni
--
100 MPa
motorni
laki srednji teški
85 MPa 70 MPa 60 MPa
Q
19
Q Q Q/2
Sl. 1.26 – Opterećenje presjeka I-I kosom silom
U presjeku I-I mora se provjeriti naprezanje od sile koja potiče od kosog zatezanja užeta: S=
Q
2 cos(α ) 2 Q M s = x tg (α ) 2 2
;
Q X = S ⋅ sin(α ) = tg (α ) 2 2 2
;
x=
a + e3 2
U približnom proračunu smicanje u vlaknima presjeka II-II se zanemaruje. Ako se uzme i napon smicanja
τs =
Q A
onda je zbirni napon u vertikalnom presjeku
σ i = σ 2 + 3τ 2 Kuke sa jednim krakom su standardizirane standardom JUS M.D1.143 (otkovci) i JUS M.D1.144 (obradjene kuke), te DIN 687.
1.2.2 KUKE SA DVA KRAKA
Dimenzije kuka sa dva kraka su definisane sa JUS M.D1.145 (otkovci) i JUS M.D1.146 (obradjene), te DIN 699. Kuke sa dva kraka se primjenjuju za veće nosivosti. Obično se jednokrake kuke koriste za Q ≤ 500 kN, a dvokrake za Q ≥ 500 kN.
20
F=Q
2S cos α = Q Q S= 2 cos α Y = sin(α + β ) S Y = S sin(α + β ) =
Q sin(α + β ) 2 cos α
a1 + e) 2 M Y σu = + W1 A
σv = −
M s =Y(
M Y + W1 A
Sl. 1.27 – Proračunski model dvokrake kuke Stvarni naponi su nešto veći od ovako približno dobivenih. Za dvokraku kuku važe sljedeći odnosi: a1 ≅ 0.8 Q ; a1 = 0.8 ⋅ a1 ; bu = bu ≅ 0.67 Q ; bv ≅ 0.41 ⋅ a1 ; h ≅ 0.85 Q 1.2.3
LAMELNE KUKE
Na kranove za livačke lonce u čeličanama i livnicama, ugradjuju se lamelnekuke za terete preko 16 t. Usljed zračenja topline iz punih lonaca rastopljenog metala, dešavalo se da se kuka iznenada prekine. Stoga se prešlo na primjenu lamelastih kuka, kod kojih, kad neka lamela pukne, ostale mogu da prenose teret dok se kuka ne zamijeni . Radi smanjenja zagrijavanja lamele kuke su razmaknute ili medjusobno razdvojene izolacionim termičkim materijalom. Teret se preko specijalne podloge ravnomjerno rasporedjuje po lamelama. Ove kuke su standardizirane standardima JUS M.D1.153 - JUS M.D1.155. Proračun lamelnekuke se izvodi u presjeku A-A na savijanje u dvije ravni x-x i y-y . Pri tome je : y X
X H
H1
b3
Q 2 2 Sl. 1.28 – Lamelna kuka
y
b3
21 σu =
QH 6Q(0.5b3 − 2.5) + ADk Hb32
1 k= 3
⎛H ⎞ ⎜ ⎟ ⎝ 2r ⎠
2
1 + 5
⎛H ⎞ ⎜ ⎟ ⎝ 2r ⎠
4
1 + 7
⎛H ⎞ ⎜ ⎟ ⎝ 2r ⎠
6
k - koeficijent oblika presjeka i krivine kuke
r=
H D + 2 2
Pri tome je:
M x = Q(0.5b3 − 2.5) moment savijanja koji djeluje u ravni x-x , zbog premiještanja tereta na hladniju stranu kuke. Proračun naprezanja u presjeku C-C kada je ugao nagiba užetadi α = π prema vertikali : 4
σ i = σ 2 + 3τ 2 σ=
3Q(0.5b3 − 2.5) QH + 2 A1 ⋅ Dk H 1 ⋅ b32
;τ =
Q 2 A1
d
R4
b Sl. 1.29 – Uška lamelne
Proračun uške:
Normalni napon u kritičnom presjeku vrata kuke je :
σ=
6(Q + G )(0.5b3 − 2.5) Q+G α+ b ⋅ b3 (2 R4 − d ) ⋅ b32
Ovdje je :
b3 - širina kuke cm, G - težina kuke, ∝ - koeficijent krivine kuke.
Pri tome je d ⎞ ⎛ ⎟ ⎜ R4 − 2 = 1⎟ i ⎛⎜ d = 2 ÷ 1⎞⎟ α = 1.80 za ⎜ ⎟ ⎝b 3 ⎠ ⎜ b ⎟ ⎜ ⎠ ⎝ d ⎞ ⎛ ⎟ ⎜ R4 − 2 = 2 ⎟ i ⎛⎜ d = 2 ÷ 1⎞⎟ α = 1.65 za ⎜ ⎟ ⎝b 3 ⎠ ⎜ b ⎟ ⎜ ⎠ ⎝
Lamelnekuke se izradjuju od čeličnog lima jačine od 420 ÷ 500 MPa, sa σ doz = 100 Mpa
22 1.2.4
UZENGIJE
Za veoma teške terete (1 MN i više) primjenjuju se uzengije, koje mogu biti kovane i zglobne. Njihovo preimućstvo je u relativno maloj težini, a nedostatak što se uže kojim se vezuje teret za dizalicu mora provlačiti kroz otvor uzengije.
F Q
Sl. 1.30 – Uzengija Sila i napon u bočnim nosačima uzengija su odredjeni izrazima:
F=
Q F ;σ = 2 cos α A
Moment i napon savijanja u horizontalnom poprečnom nosaču su odredjeni izrazima: M ⎛1 c ⎞ M s = Q⎜ + tgα ⎟ ; σ = s W ⎝4 2 ⎠
1.2.5 VJEŠANJE KUKE Konstrukcija veze kuke sa savitljivim nosećim elementom dizalice (užetom) zavisi od broja krakova užeta. Za male nosivosti primjenjuje se samo jedno uže koje se veže direktno na vrat kuke, koja umjesto zavojnice ima prsten kroz koji se provlači uže. Da bi se uže zaštitilo od habanja u prsten se ubacuje specijalna karika profilisanog oblika (sl.1.30) . Provučeni kraj užeta se sa drugim krajem vezuje stezačem sa vijcima. Stezači za ovakav način spajanja definisani su standardima JUS C.H1.300 i JUS C.H1.301. Broj stezača se odredjuje prema potrebnom zbiru zatezanja svih zavrtnjeva. Ukupno zbirno zatezanje svih zavrtnjeva se odredjuje po izrazu:
F=
ν ⋅ Fu 2µ
Ovdje je F - zatezanje užeta,
23 µ - koeficijent trenja klizanja u stezaču, ν = 1.25 -koeficijent sigurnosti
Sl. 1.30 – Vezivanje krajeva čelične užadi stezačem Drugi način vezivanja pojedinačnog užeta je postupak konusnog vezivanja koji se sastoji od raspletanja užeta, posuvraćanja žica i zalivanja rastopljenim metalom (sl. 1.31). Radi se o leguri sastava : kalaj (Sn) 20%, antimon (Sb) 14%, bakar (Cu) 2% i olovo (Pb) 64%. Ovaj postupak je standardiziran standardima JUS C.H1.303 i JUS C.H1.304.
Sl. 1.31 – Vezoivanje kraja užeta postupkom yalivanja tečnim metalom Treći način vezivanja užeta i kuke je pomoću klina (sl. 1.32). Prednost ovakvog načina vezivanja je u tome što je veza rastavljiva. U svim ovim slučajevima pošto je kuka mala i ne može da savlada otpore u mehanizmu za dizanje, mora se obezbijediti spuštanje kuke putem dodatnog tereta.
Sl. 1.32 – Vezivanje užeta (kuke) pomoću klina Primjenjuje se takođe i postupak spajanja užeta u vidu omče sa presovanom aluminijumskom čaurom (DIN 3093), kao što pokazuje slika 1.33
24
a)
b)
Slika 1.33 – Vezivanje kuke a) na uže sa aluminijumskom čaurom, b) na uže sa uplitanjem žica SKLOP KUKE Pri vješanju tereta na nekoliko užeta konstrukcija veze kuke sa užetima je složenija i ostvaruje se putem sklopa kuke koji sadrži u opštem slučaju: koture (užetnike), osovine i elemente za prenos opterećenja sa kuke na osovinu kotura. Razlikuju se dvije varijante sklopa kuke : a) duga izvedba sklopa ( konstrukcije) b). kratka izvedba sklopa 1 7 6
2
5 4
3
Slika 1.33 – Sklop kuke: a) duge izvedbe, b) kratke izvedbe Duga izvedba sklopa kuke obuhvata : pokretne koture (1), osovinu kotura (2), poprečni nosač (traverza) (3), kotrljajni ležaj (4), navrtka (5), noseći (6) i zaštitni (7) limovi (sl. 1.33a ).Vrat kuke je kratak. Kratka izvedba sklopa kuke se odlikuje time što je traverza ujedno i osovina kotura, nema posebne osovine kotura i nosećih limova. Vrat kuke je dugi.
25 a) Proračun poprečnog nosača - traverze (kratke izvedbe)
Momenti savijanja u presjecima I-I i II-II su:
Q1 Q M II = ⋅a 2 4 Naponi savijanja u poprečnim presjecima I-I i II-II: MI =
σI =
MI W1
σ II =
M II W2
Ovdje je
W1 =
π ⋅d3 32
(b − d1 ) ⋅ h 2 W2 = 6 Slika 1.34 – Poprečni nosač za kratku izvedbu sklopa kuke
Za čelike sa σ m = 400-600 MPa (npr.Č 0545) je σ doz = 80-120 MPa. Pritisak na osovini je odredjen izrazom: Q p= ≤ p doz 2A pri čemu se dozvoljeni pritisak odredjuje prema materijalu ležišne čaure i iznosi obično p doz = 8 ÷ 12 MPa. b) Proračun elemenata sklopa duge izvedbe
b1) Rukavce osovine proračunavamo na savijanje i pritisak prema sljedećim formulama : δ1 δ na savijanje M Q ⎛δ ⎞ M s = ⋅ ⎜ + δ1 ⎟ , σ = s , noseći 2 ⎝2 W ⎠ lim na pritisak d Q Q zaštitni p= = 2 A 2(δ + δ 1 ) ⋅ d lim pri čemu je σ doz = 80-120 MPa, p doz = 120-150 MPa za čelik sa σ v = 370-500 MPa. b2) Noseće limove proračunavamo na : - pritisak p=
Q 2 dδ
- smicanje Q τ= 4cδ
- istezanje
d ;
τ doz ≤ 120 ÷ 150 MPa
c δ
26 σe =
Q 2(b − d ) ⋅ δ
b3) Aksijalne i radijalne ležajeve proračunavamo prema važećim obrascima i to : - klizne ležajeve na dozvoljeni pritisak, - kotrljajne na statičku i dinamičku moć nošenja, odnosno vijek trajanja. c ) Navrtke teretnih kuka za dizalice su standardizirane standardom JUS M.D1.151. Obično se rade od čelika č 1430b i č1530. Provjeravaju se na : - pritisak u navoju 4Q p= ≤ p doz = 15 ÷ 30 MPa : iπ ⋅ (d12 − d 02 )
i-broj spregnutih navoja
- smicanje navoja τ=
Q ≤ τ doz = 80 ÷ 120 MPa id1 ⋅ πh
Navrtka za kuku može biti izvedena kao: - jednodijelna navrtka izradjena zajedno sa zaštitom ležaja, - jednodijelna navrtka sa navučenim ili privarenom zaštitom ležaja.
a) Slika 1.35 -
b)
Oblici navrtki za kuku a) osiguranje čivijom, b)osiguranje klinom
27 1.3 SPECIJALNI UREĐAJI ZA VJEŠANJE TERETA U specijalne uređaje za zahvatanje tereta se ubrajaju: a) b) c) d) e) f)
magnetni podizači, pneumatski podizači, kliješta, grabilice i kofe, trake (kaiševi), palete i kontejneri.
1.3.1 MAGNETNI PODIZAČI
Magneti se primjenjuju za dizanje feromagnetičnih materijala, kao što su limovi, šine, valjani profili, opiljci itd.. Obično se koriste za terete težine od 20-250 kN. Magneti podizači kao zahvatna sredstva na dizalicama mogu biti u formi permanentnih magneta i elektromagneta. Magnetni podizači sa permanentnim magnetom su snabdjeveni sa sa okretnim ekscentrom, koji omogućava vezivanje i otpuštanje tereta (sl. 1.17 ).
Slika 1.17 – Magnetni podizač sa permanentnim magnetom a) izgled, b) primjena Elektromagnetni podizači se sastoje od kućista, izradjenog obično od čeličnog dinamo liva, elektromagnetnih namotaja od bakra ili od aluminijuma, te od osnovne ploče od nemagnetičnog materijala (manganski čelik ili zinkova bronza). 1 – kućište 2 – izolaciona ploča 3 – kalem 4 - manganska ploča otporna na habanje (nemagmetična ) 5 – pol magneta 6 – zaštitna hauba (na otvaranje) 7- utičnica 8 – zaštitna kapa 9 – priključak 10 – spojni kabal
Slika 1.18 - Elektromagnet
28 Aluminij, kao materijal za izradu elektromagnetnih namotaja se odlikuje većim specifičnim otporom, ali je zato lakši od bakra. Prednost elektromagneta je u lakom i brzom vezivanju i oslobadjanju materijala. Nedostatak je pak velika vlastita težina, koja može biti 12-16 % od korisne težine koja se diže, kod elektromagneta od aluminijuma. Elektromagneti sa bakrom su 14-20% teži od aluminijumskih. Zbog pojave znatnog zagrijavanja magneta potrebna je ugradnja specijalne temperaturno postojane izolacije. Drugi nedostatak elektromagneta je opasnost od iznenadnog nestanka električne struje i nekontrolisanog pada tereta.
Slika 1.19 - Baterija elektromagneta u primjeni kod dizanja lima
Sila dizanja elektromagneta zavisi ne samo od konstruktivnih i pogonskih parametara elektromagneta već i od oblika, dimenzija, hemijskog sastava i temperature materijala koji se diče. Npr. ako je površina materijala koji se diže glatka sila dizanja je veća nego ako je površina nepravilnog oblika. U tom slučaju smanjuje se kontaktna površina, što ima za posljedicu smanjenje sile dizanja. Ako sadržaj mangana (Mn) u čeliku dostigne procenat od 8 % sila privlačenja pada na nulu. Austenitni Cr-Ni čelici su takođe nemagnetični. Sa porastom temperature čeličnog materijala smanjuje se sila dizanja, te kod temperature od 700 C 0 praktično pada na nulu. Elektromagneti mogu biti pravougaonog ili okruglog oblika. Za pogon se koristi istosmjerna struja napona 110 ÷ 600 V. Prosječna potrošnja snage iznosi 0.04 ÷ 0.07 kW/kN transportovanog materijala. Energija se dovodi magnetu putem odgovarajućeg električnog kabla. Mora se obezbijediti da se dužina kabla mijenja sinhrono sa promjenom dužine užeta ili lanca na koji je obješen elektromagnet. To se postiže putem namotavanja kabla na specijalni bubanj za kabl, koji se obrće sinhrono sa bubnjem za namotavanje užeta ili je čak direktno pogonjen od njega. 1.3.2 PNEUMATSKI PODIZAČI
Pneumatski podizači se primjenjuju pri dizanju robe i materijala sa ravnim plohama kao što su limene table, betonske ploče, ploče od plastičnih masa itd., koje nisu porozne. Dejstvo pneumatskog podizača se ostvaruje na taj način što se iz pneumatskog tanjira, sa zaptivnim elementima po obodu, izvlači zrak, čime se stvara podpritisak koji omogućava podizanje transportovanog predmeta.
Slika 1.20 - Pneumatski tanjiri a) jednostepeni b) teleskopski Za usisavanje zraka u pneumatskoj instalaciji je osnovni element vakum pumpa, odnosno usisni element na bazi Venturijevog suženja (sl.1.21). Za dizanje materijala pneumatskim putem se
29 može primijeniti samo jedan pneumatski tanjir ili veći broj pneumatskih tanjira (sisaljki), zavisno od veličine površine i težine.
Slika 1.21 - Venturi element: a) presjek, b) šematski prikaz, c) izvedba sa pneumatskim tanjirom
Slika 1.22- podizanje tereta u papirnim vrećama s a pneumatskim podizačem 1.3.3 KLIJEŠTA
Za prenošenje krutih predmeta kao što su limovi, sanduci, valjani profili itd. koriste se često kliješta različitih konstrukcija. U narednim primjerima prikazani su različiti tipova kliješta.
Slika 1.23 - Kliješta za prenošenje lima u horizontalnom a) i vertikalnom položaju b)
30
a)
b)
Slika 1.24 - Kliješta za prenos cilindričnih tereta u položenom a) i uspravnom položaju b)
Slika 1.25 - Kliješta za prenos tereta sa vijčanim stezanjem
Slika 1.26 - Razne vrste kliješta za prenos pravougaonih i okruglih predmeta
31 Interesantnu građu imaju kliješta za prenošenje limova u vertikalnom položaju i kliješta prenošenje limova u horizontalnom položaju (sl. ). Analizirajmo sile kod kliješta za transport lima u vertikalnom položaju.
za
a) Statički uslov ravnoteže lima
∑V = 0
2Fµ ≥ Q 2 µN ≥ Q N≥
Fµ
Q 2µ
N
b) Statičke uslov ravnoteže zapadača: Q ⋅ r cos α ≥ N ⋅ r ⋅ sin α 2 Q N≤ 2tgα
∑M0 = 0
Odavde ove dvije nejednačine slijedi uslov za normalnu silu N : Q Q ≤N≤ 2µ 2tgα
odnosno :
Q β Fµ N ρ α β
r2 O
r1
r α
Q/2
β
tgα ≤ µ = tgρ
gdje je ρ - ugao trenja. Kako je obično µ = 0.2 ÷ 0.3 to se dobiva da ugao α mora biti α ≤ 110 ÷ 17 0 , odnosno ugao β=730÷790. Moguće je konstruisati oblik brijega zapadača kod koga se održava konstantan zahvatni ugao β = 90 0 - α izmedju lima i dodirnog radijusa r bez obzira na debljinu lima. Krivulja brijega zapadača koji ispunjava taj oblik je logaritamska spirala. Minimalna i maksimalna debljina lima koji se može prenositi ovim kliještima je definisana konstruktivnim mjerama i iznosi:
δ min = h − r1 ⋅ cos α δ max = h − r2 ⋅ cos α
Slika 1.27 - Kliješta sa nazubljenim brijegom Čelo brijega zapadača se često nazubi da bi se povećalo trenje izmedju brijega i lima. Na slici prikazana su kliješta za prenos sanduka i drugi krutih prizmatičnih predmeta. Analizirajmo sile i uslove zahvatanja tereta (sl. 1.28): 2F1 ⋅ sin α = Q
32 2 µN ≥ Q
Slika 1.28 - Kliješta za vertikalni prenos limova, sanduka i drugih prizmatičnih dijelova Jednačina statičke ravnoteže kraka hvataljke je :
∑M0 = 0⇒
Q Q Q B 1 cos α + 1 sin α − Nh + ⋅ = 0 2 2tgα 2 2 Q Q B Nh = (21 cos α + ) ; µN = ; 2 2 2 Q Q B (21 cos α + ) ≥ 2h 2 2µ
odakle se dobiva uslov za sigurno stezanje predmeta u kliještima : 41 cos α + B 1 ≥ µ 2h
Slika 1.29 - Prenošenje različitih predmeta zahvatom kliješta sa i bez oblikovanih papuča 1.3.4 GRABILICE
Najčešće primijenjena zahvatna sredstva za rasute (sipke) i sitnokomadne terete su grabilice. Kod velikih količina rasutih materijala koje se preuzimaju sa velikih, lako opsluživih skladišta (deponija) primjenjuju se kontinualni transporteri. Međutim kod istovara brodova i vagona, kao i pretovaru manjih količina roba, grabilice ostaju još uvijek najekonomičnije zahvatno sredstvo. Grabilica najčešće prodire u sipki materijal vlastitom težinom, a pune se zatvaranjem polutki gabilice. Pražnjenje grabilice se ostvaruje otvaranjem polutki grabilice. Podjela grabilica se može izvršiti u zavisnosti od mehanizma otvaranja i zatvaranja grabilica. U tom smislu razlikuju se:
33 1. grabilice sa užetom (otvaranje i zatvaranje pomoću sistema užeta), 1.1 grabilice sa jednim užetom 1.2 grabilice sa više užadi. 2. motorne grabilice (za otvaranje i zatvaranje grabilice koristi se motorni pogon) 2.1 elektromehaničke motorne grabilice, 2.2 elektrohidraulične motorne grabilice. 3. hidraulične ili pneumatske grabilice (pritisak ulja ili zraka se dovodi sa dizalice) Druga podjela se može izvršiti prema prema obliku, broju i rasporedu krakova (čeljusti, polutki) grabilice i to na: 1. grabilice za rasute terete 1.1 dvočeljusne grabilice, 1.2 višečeljusne grabilice (polipne), 1.3 specijalne grabilice. 2. garbilice za komadne terete 2.1 dvočeljusne grabilice 2.2 višečeljusne grabilice.
Slika 1.30 - Vrste grabilica prema DIN 15002 Grabilice sa dva užeta su one kod kojih se zatvaranje čeljusti grabilice i djelimično dizanje pine grabilice obavlja jednim užetom (ili grupom užadi), dok drugo uže (ili grupa užadi) pored djelimičnog dizanja pune grabilice, drži istu na određenom mjestu za vrijeme otvaranja čeljusti. Iz pomenutih razloga pogon grabilice mora imati dva doboša koji mogu raditi nezavisno ili zajedno jedan sa drugim. Na sl. Je data šema jedne dvoužetne grabilice. Otvaranje čeljusti grabilice postiže se udaljavanjem donje glave g od gornje f . To se može postići odmotavanjem užeta b sa doboša d, dok je doboš c ukočen. Pri namotavanju užeta b na doboš d, čeljusti grabilice se zatvaraju.
34
Slika 1.31 - Slika grabilica sa sva užeta Težina univerzalne grabilice za transport uglja, gline, šljunka, pijeska i sl. se za zadatu zapreminu V [m3] grabilice može odrediti prema obrascu G = 100 + 1900V – 80V2 [dN] Ova težina se može smanjiti i do 50% za materijale koji se lakše zahvataju (npr. sitan ugalj), odnosno povećati 0d 15-40% za metrijale koji se teže zahvataju grabilicom (npr. drobljena ruda). Grabilice sa jednim užetom vise na samo jednom užetom. Kod ovih grabilica se oba radna kretanja (dizanje ili spuštanje ili zatvaranje ili otvaranje) obavljaju jednim užetom. Na sljedećoj slici prikazana je grabilica koja se kreće naniže prema materijalu. Kada se čeljusti grabilice zariju u materijal, nosač c se i dalje spušta ka donjoj glavi, pri daljnjem popuštanju užeta. Nosač c se spušta po vođicama d dotle dok poluga b ne pritisne svoju oprugu na dio m. Pod dejstvom težine nosača opruga se priljubljuje uz polugu koja se okrene oko svoje tačke okretanja, i zahvata svojim drugim krajem kuku donje glave (tačkasto prikazano na slici). Pri dizanju nosača c koji sa sobom podiže i donju glavu e čeljusti grabilice se zatvaraju i ona se puni materijalom. Opruga k sprečava u početku dizanja nosača da se donji kraj opruge b izvadi iz kuke donje glave.
Slika 1.32 - grabilica sa jednim užetom Da bi se grabilica otvorila treba je spustiti na tlo. Poslije toga treaba popustiti uže, tj. nosač c, toliko da se donji dio poluge b iskopča iz kuke donje glave. Pri ponovnom namotavanju (dizanje) čeljusti grabilice će se ozvoriti i materijal prosuti. Otvaranje grabilice se može obaviti i iz kabine zatezanjem pomoćnog užeta, bez spuštanja grabilice na tlo (slika b)
35 Motorne grabiliceza otvaranje i zatvaranje koriste motor (elektro ili hidraulični) smješten na ramu grabilice. Obično su obješene o kuku obične dizalice. Prednost im je što se mogu otvarati i zatvarati željenom brzinom i na bilo kojoj visini. Nedostatk im je velika težina. Najčešće se rade kao višečeljusne (polipne).Slike prikazuju motorne grabilice.
Slika 1.33- Motorne polipne grabilice Na slikama su prikazane pneumatska i hidraulična grabilica. Otvoranje i zatvaranje grabilica se ostvaruje relativnim kretanjem gornje i donje glave pomoću pneumatskih ili hidrauličnih cilindara. Primjenjuju se obično kod dizalica koje već za pogon ostalih svojih mehanizama imaju izvor pneumatskog, odnosno hidrauličnog pritiska (kompresor, odnosno hidrauličnu pumpu).
Slika 1.34 - Pneumatska i hidraulična grabilica
36 1.3.5
TRAKE (KAIŠEVI)
Razlikuju se sljedeće vrste podiznih traka: • podizne trake od sintetičkih komponenti (PES - polyester, PP, PA-poliamid), • užadima armirane podizne trake sa vulkanizacijom, • podizne trake armirane pocinčanom užadi, • podizne trake armirane žicom.
Slika 1.35 - Noseće trake od polyestra
Slika 1.36 - Podizne trake od poliestera (oblik i primjeri primjene) Nosivost Oznaka
460.00.50 460.01.50 460.02.50 460.05.00
Jednostruko
dvostruko
kg
kg
500 1500 2500 5000
1000 3000 5000 10000
Širina Debljina cm cm 50 80 120 150
Tabela 1.37 - Karakteristike traka od polyestera (proizvođač Schellenberg)
11 13 16 16
37
Slika 1.38 - Gumene užadima armirane podizne trake (oblici i primjer primjene) Prednosti podiznih traka: • manja težina, • manji skladišni volumen, • lakši transport, veća kontaktna površina, • veće trenje (veće nego kod čelika), • nema opasnosti od povređivanja od istrošenih vezivnih sredstava (npr. od čeličnih užadi) • efekat izolacije • smanjenje povratnih sila (savijanje i uvijanje je Nedostaci podiznih traka: • •
osjetljivost na habanje i smicajna naprezanja, djelimična osjetljivost na hemijske uticaje (zavisno od materijala trake).
Pravilna upotreba nosećih traka predviđa korištenje podmetača na rubovima tereta da bi se izbjeglo oštećenje traka i tereta. (sl. 1.39 )
Slika 1.39 - Primjena podmetača na uglovima i oštrim ivicama tereta
38 1.3.6 KONTAINERI U svijetu se koriste dva tipa kontainera i to: ISO-kontaineri, Binnen – kontaineri.
ISO kontaineri dolaze iz SAD-a, a se nazivaju još i Seecontainer-i. Binnen (evropski) kontaineri koriste u Evropi. Oba tipa kontainera imaju različite dimenzije, što uzrokuje i različite korisne površine (tabele 1.41 i 1.42).
a)
b)
Spoljne mjere u mm Oznaka
1A1) 1B 1C1) 1D1) 1E
Dužina mm stopa2)
širina
visina
0 12192 +−10
≈ 40’ 0 9125 +−10
≈ 20’
6058 +−06
2438 +−05
2438 +−05
≈ 20’
≈ 8’
≈ 8’
2991+−05 ≈ 10’
1968 +−05 ≈ 6⅔’
Vlastita težina cca. t
Dop. bruto tezina u tonama
Laki metal
Čelik
30,5
2,3
4,2
25,4
1,8
3,2
20,3
1,3
2,3
10,2
0,75
1,3
7,1
-
-
1460 +−03
5,1 ≈ 5’ 1) Prioritetna upotreba – ostale dimenzije samo u iznimnim slučajevima, 2) 1 stopa = 30.48 cm 1F
Tabela 1.41 - Dimenzije ISO kontejnera, prema DIN 15190
Namanja mjera vrata Širina x visina u mm
2286x2134
39 Spoljne mjere u mm Oznaka
Dužina mm stopa
širina
visina
Dop. bruto težina u tonama
B12
0 12192 +−10
30,5
B9
+0 −10
25,4
+0 −6
20,3
B6 B3 Specijalni 4 3 2 1
9125
6058
+0 −5
2991
14000 12192 6050 7150 8250
2500
2500
Vlastita tezina cca. t Laki metal
Čelik 3,5 2,3
10,2 36.0 36,0 27,5 15 10
Tabela 1.42 - Dimenzije evropskih kontainera (Binnenkontaineri) Osnovni razlozi za uvođenje kontainera su bili: • Pojačani međunarodni transport roba, • Izgradnja velikih centralnih skladišta, • Brzo pakovanje robe i kraća vremena zastoja u trasportu robe, • Trajnost, otpornost na udare i ponovljiva upotreba, • Pretovaranje robe na više transportnih sredstava bez prepakivanja sadržaja, sa uređajima za pretovar sa jednog na drugo transportno sredstvo, • Zaštita robe od nevremena Pored klasičnih kontainera za standardnu robu, postoje i kontaineri za tečnu robu (tank-kontaineri) i zamrznutu robu (sl. 1.43)
Slika 1.43 - Različite vrste kontainera
Slika 1.44 - Dizalični mehanizam za prenošenje kontainera
40 2.
ELEMENTI DIZALICA
2.1 UŽAD Čelična užad su u transportnu tehniku uvedena 1834. god. (A.I.Albert). Prednost užadi u odnosu na lance koji su se do tada primjenjivali je u sljedećem : - omogućavaju velike brzine rada, - lakša su nekiliko puta od lanaca, - veća sigurnost na pucanje, lakše se uoči početak pucanja. Nedostatak užadi je u tome što zahtijevaju doboš za namotavanje koji je teži od lančanika. Užad se obično pravi od: • čelične žice od visoko ugljeničnih čelika (naziva se još patentirana žica), Orjentacioni sastav ovog materijala je: C 0.40-0.90%, Si 0.15-0.30%, Mn 0.30-0.90%, P max.0.035%, S max.0.035%. Obzirom na stanje površine ugljenična žica može biti gola (bez metalne prevlake), sa oznakom «G», pocinkovana, naknadno vučena, sa oznakom «CV» i jako pocinkovana sa oznakom «JC». Obzirom na nazivnu zateznu čvrstoću ova žica je svrstana u četiri grupe i to: 1270 MPa, 1570 MPa, 1770 MPa, 1960 Mpa (N/mm2). • čelične žice od legiranog čelika (nehrđajuća). Orjentacioni sastav ovog materijala je: C do 0.12%, Si do 1.0%, Mn do 2.0%, Ni 7-9%, Cr 16-18%, P max.0.03%, S max.0.04%., a čvrstoća može dostići i 3000MPa. Debljina žice se kreće od 0.5 do 3mm, ali je najbolja debljina od 0.8 do 1mm. Ako je žica suviše tanka dolazi do brzog habanja i pucanja, a pri velikim debljinama žice povećavaju se unutrašnji naponi pri savijanju žice. Mala debljina žice uslovljava brzu koroziju i pucanje žice, pa je stoga potrebno žicu zaštititi. To se postiže pocinčavanjem žice, ali to međutim dovodi do smanjenja čvrstoće žice i do 10% .U posebnim uslovima gdje cinčana zaštita nije dovoljna primjenjuje se čelična žica od legiranog čelika.
2.1.1 Podjela i vrste užadi Prema strukturi i načinu pletenja užad možemo podijeliti na : • spiralnu užad, • pramenu užad, • kablovska užad i • specijalnu užad, a prema obliku na okrugla i plosnata.
41
Slika - Podjela užadi po obliku i strukturi
1)
2)
5)
6)
3)
4)
7)
8)
Slika – Vrste užadi po obliku i strukturi
9)
10 )
42
11)
Slika– Vrste užadi po obliku i strukturi
To su jednostruka (jednopramena) užad koja se dobivaju namotavanjem nekoliko redova žice oko jedne centralne žice kao jezgre, u istom smijeru ( sl. a). Takav sklop se zove struk ili pramen. Koriste se za žičare jer su glatka. Često se rade i kao zatvorena užad, na taj način da imaju jedan ili dva reda profilisanih žica te dobivaju gladak vanjski izgled. Time se smanjuju otpori kretanja točkova, ali se teže otkrivaju naprsle žice (sl. b, c). Pramena užad. Ova užad se dobivaju kada se više pramenova uvije u jedno uže (slika d,e,g ). Pramenovi (strukovi) se savijaju oko jezgra koje može biti od žice, kudelje, sisala, manile, jute, lana, pamuka, kao i od vještačkih materijala polopropilena, poloetilena ili najlona.. Broj pramenova može biti 6,7 ili 8. Broj redova žice u pramenu može biti do 5. Najbolji su pramenovi sa 2 ili 3 reda žica. Kod 4 ili 5 redova žica naprezanje u žicama je nejednako. U svakom redu žica ima za šest žica više nego u prethodnom. Pramena užad su duplo upredena - žice u pramen, a pramenovi u uže. Spiralna (zavojna) užad
Slika - Mašina za upredenje (použavanje) užadi
43 Na slici je prikazana mašina za upredanje okruglih užadi
Slika – Struktura pramenog užeta Pri tome upredanje (použavanje) može biti: a) istosmjerno, b) unakrsno i c) kombinovano. Pri istosmjernom upredanju upredaju se i uže i pramen u istom smijeru, bilo u lijevu (oznaka “S” ili desnu stranu (oznaka “Z”), te se razlikuju lijevohodno i desnohodno upredena užad. Odlika ovih užadi je da imaju tendenciju odvrtanja. Ugao ukrštanja žica je relativno mali ( 10 0 ) što ima za posljedicu bolje nalijeganje i veću trajnost užadi, dobro prijanjanje uz žljeb kotura, te su stoga manji površinski pritisci i manje trošenje užeta. Ovakva užad se odlikuju pojavom petlji u neopterećenom stanju kao i istezanju pri opterećenju i skraćenja pri rasterećenju. Ova užad se stoga najčešće primjenjuju u paru kao jedno lijevohodno i jedno desnohodno uže, radi sprečavanja odvrtanja ili tamo gdje su užad stalno zategnuta (npr. kod liftova i sl.).
a) b) Slika – Oblici užadi po smjeru upredanja: a) istosmjerno použena, b) unakrsno použena Unakrsno upredanje se izvodi tako što se pramen i uže uvrću protusmjerno. Odlika takvih užadi je da se ne odvrću ili se odvrću vrlo malo. Čvrstoća ovih užadi sporije opada nego kod istosmjerno pletenih užadi pri istom broju prekinutih žica. Ugao ukrštanja žica iznosi oko 30 0 . Zbog većeg ugla ukrštanja žica veći je otpor uzdužnom pomicanju žica, pa su ova užad kruća a žice su im više napregnute i brže dolazi do zamora žica čime se smanjuje njihova trajnost u odnosu na istosmjerno pletenu užad.
44 Kod kombinovano upredenih užadi svaki drugi pramen je upreden u istom, odnosno suprotnom smijeru od onog u kojem se upreda uže. Time se dijelom eliminišu neka od negativnih svojstava istosmjerno i protusmjerno pletenih užadi. Kablovska užad. Kabelno uže se dobiva kada se više pramenih užadi omota oko neke jezgre (sl. j).
Žice ovog užeta su trostruko upredene. Ova užad su masivna, skupa, a zbog mekanih jezgri lako se deformišu, a imaju veliku savitljivost. Trajnost im je često manja od one koja se očekuje. Specijalna užad. U ovu grupu možemo svrstati paralelno pletenu užad i užad tipa TRU-LAY. Paralelno pletena užad su prvi put proizvedena u SAD. Ova užad se primjenjuju u čeličanama i valjaonicama pri velikim opterećenjima. To su u stvari pramena užad. Kod njih je primijenjen paralelni način pletenja. Za razliku od normalnih užadi koja imaju konstantan ugao pletenja žica (i tačkasti dodir žica), paralelno pletena užad imaju istu visinu hoda zavojnice (sl. ). Dužina žica je veća što su žice više udaljene od sredine pramena (jezgre). Žice se medjusobno dodiruju čitavom dužinom (linijski dodir). Površinski pritisci su stoga maleni, a trajnost užeta velika. Ovakav način pletenja zahtijeva povećanje debljine žice sa udaljavanjem od sredine užeta. Ovakva užad su jednostavnija za izradu. Unutrašnje žice užeta su zbog manje dužine više opterećene na istezanje od vanjskih. Prednost ovih užadi je u njihovoj velikoj gipkosti i trajnosti što omogućava i primjenu kotura i bubnjeva manjih prečnika.
h2
D1
α h1 D1π D2π
D2
a)
α2 α1
h D1
D1π D2
b) Slika – Upredanje užadi : a) normalno, b) paralelno Postoje tri tipa paralelno pletenih užadi. To su : a) užad tipa Sil (Seale) b) užad tipa Vorington (Warrington) c) užad sa žičanom ispunom
45
a) Warrington
b) Seale
c) Warrington-Seale
d) sa žicanom ispunom
Slike – Struktura pramenova paralelno pletenih užadi Užad tipa Warrington imaju 6 pramenova sa po 19 žica rasporedjenih u dva reda. Pri tome su prvom redu žice jednake debljine, a u drugom redu se nalaze deblje i tanje žice naizmjenično (slika ). Užad tipa Seale imaju 8 pramenova sa po 19 žica, u dva reda po 9 žica, i centralne žice. Vanjski red žica je deblji od unutrašnjeg (slika ). Izrađuje se i paralelno pletena užad koja nastaje kombinacijom pletenja tipa Warrington-Seale (slika Užad sa žičanom ispunom imaju 6 pramenova sa 19 žica u dva sloja, dok se izmedju debelih žica nalaze tanke žice kao ispune (slika ). Žice za popunjavanje se ne smatraju nosećim žicama. Užad TRU-LAY su proizvedena u SAD. Svakoj žici koja se uplete u pramen prethodno se dade onaj oblik koji će imati u pramenu, a svakom pramenu prije nego se uplete u uže oblik koji će imati u užetu. Takvo uže se ne odvija (ne raspliće), ili se odvija vrlo malo. Izbjegavaju se unutrašnji naponi usljed pletenja, čime se povedjava čvrstoća i gipkost ovih užadi. Trajnost ovakvih užadi je veća od 25% do 100% od užadi standardne izrade.
Slika – Neraspletivo i raspletivo uže
U posljednje vrijeme izrađuju se užad sa plastificiranom ispunom čime se sprečava prodiranje vlage u unutrašnjost užeta, pa time i korozija, a istovremeno se smanjuje trenje i habanje pramenova (sl. )
plastificirana ispuna
Slika – Uže sa plstificiranom ispunom
46 2.1.2 Trajnost užadi
Trajnost užadi je uslovljena sa više faktora. Njihova trajnost se može povećati ako se primijeni sljedeće : a) povećanje odnosa D , gdje je D - prečnik kotura, a δ - prečnik žice,
δ
b) povećanje stepena sigurnosti ν , čime se smanjuje naprezanje na istezanje u pojedinim žicama užeta (sl. ),
Slika - Zavisnost stepena sigurnosti i broja ciklusa previjanja do loma d) povećanje odnosa D (> 16 ÷ 30) , gdje je d prečnik užeta, a D - prečnik kotura, d e) primjena debelih žica, što smanjuje površinski pritisak, ali se istovremeno povećava napon savijanja (sl. ),
Slika – Uticaj prečnika žice na zamor i habanje užeta f) smanjenje čvrstoće žice, ali se time gubi na sigurnosti,
47 g) istosmjernim savijanjem užeta preko kotura, dok se pri naizmjeničnom savijanju trajnost užeta smanjuje za 59:75 % , h) adekvatnim oblikom i dimenzijama žljeba kotura i bubnja (2r = 0.53d) trajnost užeta se može povećati i do tri puta u odnosu na gladak (ravan) bubanj i) podmazivanje užeta, čime se ono štiti od korozije i smanjuje uzajamno trenje žica u pramenu i pramenova u užetu. Podmazivanje iznutra najčešće izvodi sa vazelinom, a sa spoljašnje strane sa grafitnom masti. j) istosmjerno pletena užad imaju veću trajnost od ukršteno pletenih užadi prosječno oko 30%. k) uže sa čeličnom jezgrom ima trajnost za oko 20% veću od užeta sa vlaknastom jezgrom U toku rada uže se mora redovno pregledati i ukoliko je broj prekinutih žica veći od broja koji je propisan odgovarajućim standardom uže se mora povući iz upotrebe. Na dizalicama i drugim transportnim uređajima u industrijskim postrojenjima zamjena užeta treba da se izvrši u nekom od sljedećih slučajeva: • ako na najlošijem mjestu na dužini od 20 x prečnik užeta ima 10 ili više prekinutih žica, • ako je prekinut jedan struk, • ako je uže deformisano pri čemu je spljošteno više od 20% svog nazivnog prečnika, • ako je uže savijeno preko oštre ivice i oštećenje od previjanja se jasno ocrtava na užetu, • ako je na užetu usljed pogrešnog rukovanja nastala “petlja”, • ako je uže zahvaćeno jačom korozijom. U slučaju da se prilikom pregleda ustanovi smanjenje prečnika, velika je vjerovatnoća da postoji unutrašnje oštećenje čeličnog užeta, unutračnja korozija ili prekid žica, Ako je izmjereni prečnik u poređenju sa prečnikom novog užeta manji za 10% ili više, a na površini nema primjetnih znakova habanja, ili se primijeti smanjenje prečnika, uže treba podvrgnuti detaljnoj kontroli putem magnetoskopske metode (sl. ) ili ga zamijeniti.
Slika - Oštećenja užadi
48
V uređ. Magnet Registrovanj e signala
Uže
Poremećaj polja Oštećenje
Mjerni kalem
Slika - Ispitivanje užadi magnetno-induktivnom metodom (magnetoskop) a) princip rada uređaja, b) isječak iz orginalnog zapisa mjerenja na standardnom magnetnoinduktivnom uređaju za ispotivanje užadi
2.1.3 Proračun užadi Tačan proračun naprezanja užeta je težak i nepraktičan. Vlakna užeta su opterećena na istezanje, savijanje i uvijanje. Postoji velika nesigurnost u takvom proračunu, pa se praktikuju proračuni na bazi iskustva i eksperimentalnih ispitivanja. Izbor užeta vrši se na osnovu računske sile kidanja užeta (JUS C.H1.022) koja je jednaka: d 2π Fr = Aσ m = fA t σ m = f σm 4 gdje je A- površina metalnog dijela poprečnog presjeka užeta, At- teorijski površina poprečnog presjeka užeta, d – nazivni prečnik užeta (sl. ), f - faktor ispune , definisan za određene vrste užadi po standardu JUS C.H1.022) , a σ m - nazivna zatezna čvrstoća žice, tj. : f=
n δ2π A 4A = 2 ; A=∑ i At d π 4 1
δ i - prečnik žica
n- broj žica
a)
b)
Slika - Mjerenje nazivnog prečnika užeta a) pravilno, b) nepravilno Po definiciji standarda JUS C.H1.022 najmanja prekidna sila se određuje prema obrascu
49 Fmin = kFr ,
gdje je k – koeficijent použavanja , iskustvena vrijednost kojom se uzima u obzir gubitak čvrstoćr zbog použavanja. Ova vrijednost je definisana već pomenutim standardom JUS C.H1.022. Prema JUS M.D1.070 najveća dozvoljena stvarna sila u užetu mora biti : F≤
Fr ν
gdje je ν - koeficijent sigurnosti užeta koji je odredjen ovim standardom i čija je vrijednost data u sljedećoj tabeli : Tabela Pogonska klasa Koeficijent sigurnosti ν
1
2
3
4
4,5
5,0
6,3
7,1
Za neodvrtivu i slabo odvrtivu užad koeficijent sigurnosti treba povećati za 8 % . Iz prethodne jednačine se može dobiti prečmik užeta d : 4ν Fr = νF ⇒ d= =c F fσ m π gdje je : 4ν F c= fσ m π Faktor c zavisi od pogonske klase dizalice (stepena sigurnosti), vrste i dimenzija užeta (f) i kvaliteta žice (čvrstoće σ m ).
2.1.4 Obilježavanje užadi Unakrsno upredeno uže prečnika d = 26 mm prema JUS C.H1.072 sa 6x19 žica, te vlaknastom jezgrom i golom žicom nazivne čvrstoće 1570 MPa označava se : Uže 26 - 6X19 JUS C.H1.072 - VJ - g 1570 sZ
VJ - vlaknasta jezgra; g - gola žica; s - lijevohodno upletanje žica u pramen; Z - desnohodno upredanje pramenova u uže.
50 2.2 KOTURI
U mehanizmima za dizanje koturi (užnice, užetnici) se koriste ili da promijenu pravac savitljivog elementa (užeta) ili kao dio koturače koja se uvodi radi smanjenja momenta od tereta (slike i ). Kod koturače se gornji kotur obrće oko nepomične osovine pa se naziva nepokretni kotur (kotur za premotavanje), a donji oko pomične osovine pa se naziva pomični kotur. nepokretni kotur
pokretni kotur
Slika 2.16 – Vrste i opšti izgled kotura Koturi se dimenzionišu tako da užad pri prelasku preko koturan budu izložena što manjem naprezanju od savijanja i habanju. Otvor žljeba kotura treba izvesti sa uglom 30 0 ÷ 45 0 . Dubina žljeba se kreće od t = (1.5 ÷ 2,5)d . Radijus zakrivljenosti dna žljeba treba da iznosi r = (0.525 ÷ 0.53)d . Ako se u isti žljeb stavljaju užadi različite debljine, onda se za najveći prečnik d užeta uzima da je r = 0.47d . Ovo malo uklještenje užeta postepeno nestaje u pogonu usljed habanja. Žljeb mora biti dobro (glatko) obradjen radi smanjenja habanja užeta. 300 - 450 t D
r
Slika 2.17 - Profil žljeba kotura
Prečnik kotura (računat od ose do ose užeta) odredjuje se prema JUS M.D1.070 (DIN 15020,DIN 15062) na osnovu formule : D=qd gdje je koeficijent q = D/d predstavlja odnos prečnika kotura prema prečniku užeta im propisan je istim standardom. Njegove vrijednosti su date u tabeli .
51 Tabela - Koeficijenti q za određivanje prečnika užnice i bubnja
q= D/d
Pog. klasa dizalice
bubanj
užnice
užnice za izr.
1
18
18 (20)
10
2
20
20 (22)
11
3
22
22 (24)
12
4
24
24 (26)
13
* vrijednosti u zagradi važe za neodvrtivu i slabo odvrtivu užad. Užnice se izradjuju od livenog gvoždja, čeličnog liva i u zavarenoj izvedbi. Radna površina žljeba i oboda se obradjuju na strugu. Ležaji mogu biti klizni ili kotrljajni.
Slika 2.18 - Livena izavarena varijanta kotura (klizni i kotrljajni ležaj) Kod bronzanih kliznih ležišta je dozvoljeni pritisak u ležištu p doz = 15 ÷ 17MPa , a kod plastičnih ležajnih posteljica 10 do 12 MPa. Odnos dužine i prečnika kliznog ležaja je obično 1 / d1 = 1.5 ÷ 1.8 . Ako se žele smanjiti sile trenja u ležištu se ugradjuju valjkasti ležaji. Time se poećava stepen korisnog dejstva koji kod kliznih ležajeva iznosi prosječno η kl = 0.96 , a kod kotrljajnih η kot = 0.985 Prednost varenih konstrukcija užnica je u njihovoj manjoj težini (50-56% lakše od livenih), što je naročito važno za sklop koturače sa više užnica. Dužina l i prečnik d1 osovine užnice računaju se za klizni ležaj prema naponu od savijanja i dopuštenom površinskom pritisku, tj. : F/2 3
d1 =
32M
πσ doz
3
≅
F ⋅l F ⋅l F ⋅l ; M= = 0.8 ⋅ σ doz 24 8
Ovdje je σ doz = 80 - 100 MPa za Č 0545, odnosno σ doz =100-120 MPa za Č 0645,
F/2 l/2 d1 l F
a dužinu osovine treba provjeriti prema dozvoljenom pritisku ležajne posteljice:
52 l=
F p doz d1
2.2.1 Stepen djelovanja užnice
Pri prenosu sile preko užnice nastaju gubici usljed unutrašnjeg trenja u užetu i usljed trenja na osovini užnice (kotura). Trenje u užetu je odredio Rubin (Karlsruhe, 1920.g.) i dao sljedeće obrasce za njegovo izračunavanje : a) za istosmjerno pletenu užad d2 ( F + 3000) Fµ1 = 0.0063 D
/N/ ;
b) za unakrsno pletenu užad Fµ1 = 0.009
d2 (F + 5000) D
/N/ ;
gdje je D - prečnik užnice ( u mm), d - prečnik užeta ( u mm) , a F - sila u užetu ( u N ). Istraživanja su pokazala da ovo trenje kod prosječno izradjene nepomične užnice pri uobičajenim odnosima ne prelazi 1 % sile u užetu. Sila trenja na obimu osovinice užnice redukovana na obim užnice, pri obuhvatnom uglu užeta, β = π iznosi : 2 Fµd1 Fµ 2 = ≅ 0.03F D Stepen korisnog dejstva nepomične užnice se sada može definisati kao odnos sile u nailaznom kraku užeta (teorijska sila) prema sili u silaznom kraku užeta (stvarna sila), pa se dobiva : F F = 0,96 za klizni ležaj nepomične užnice η= n = Fs F + Fµ1 + Fµ 2 0,985 za kotrljajni ležaj nepomične užnice Za pokretne užnice (slika ) važi da je : Fn = Fs ⋅ η Fn Fs Fs + Fn = Fs + Fsη = Fs (1 + η ) = Q Q Fs = Q 1+η Sada je koficijent korisnog dejstva pokretne užnice odredjen sa odnosom teorijske sile u oba kraka užeta Fn = Q/2 i stvarne sile u silaznom kraku užeta : Q Q 1+η = ηp = 2 = 2 = Q Fs 2 1+η
0,98 za klizne ležaje 0,99 za kotrljne ležaje
;
53
2.2.2 Užetnici ( koturače )
Užetnici (koturače) predstavljaju sistem užnica povezanih vučnim užetom. Oni se uvode u mehanizme za dizanje da bi se : a) smanjila sila zatezanja užeta, b) smanjio moment tereta na dobošu, c) promijenila brzina dizanja. Važna karakteristika svakog užetnika je prenosni odnos p u , koji se može definisati kao odnos dužine koja se namotava na bubaj prema dužini pomijeranja tereta , odnosno odnos između sile na bubnju i težine tereta, tj. : h Q pu = b = h Q Fb Uvodjenjem užetnika dobiva se manji prenosni odnos izmedju motora i bubnja, a time konstrukcija postaje manja i ekonomičnija. Razmotrimo neke konstruktivne forme užetnika prema slikama : . a)
b)
c)
Fb
Fb
Q/2
Q/2
Q/2
Q pu = 2
d)
Q/2
Q e)
Fb
Fb = Q/2n
Q/4
Q
Pu= Q/Fb = 1
Fb = Q/8 = Q/28
F b= Q/8
f)
Fs
p
u
= 2n
Fs
Q/6 n=6 Q
Q
Q
n – broj krakova užadi (broj kotura)
Fs = 2Q
Fs = 4Q
Pu = Q/(Q/n) = n
Pu = 1/2
Pu = 1/4
54 Slika 2.19 - Različite vrste užetnika (koturača) 2.2.3 Prosti užetnik
Kod prostog užetnika jedan kraj užeta je čvrsto vezan za oslonac, a drugi kraj, pošto je nekoliko nekoliko puta prebačen preko užnica, se namotava na bubanj ( slika 2.20). Fb = Q/4 S4 S3
S2
Fb = Q/uk
S1
uk = broj krakova užeta na kojem visi teret Q Slika 2.20 – Prost užetnik (koturača) Ako bi se zanemarili otpori na užnicama teret bi se ravnomjerno raspodijelio na svu krakove užeta u veličini Q/uk , gdje uk - broj nosivih krakova užeta. Ako se medjutim uzmu u obzir i otpori okretanju užnica onda će najveće zatezanje užeta biti : Fs =
Q u k ⋅ η up
Ovdje je ηup- ukupni stepen djelovanja prostog užetnika. Prenosni odnos prostog užetnika je : h pp = b = u k hQ 2.2.4 Udvojeni užetnik (koturača)
Pored prostih užetnika na dizalicama se češće koriste udvojeni užetnici, kod kojih se oba kraka užeta namotavaju na bubanj. U principu udvojeni užetnici su isti kao prosti užetnici, samo što su izvedeni u dvostrukoj, simetričnoj varijanti.
a
Slika 2.21 – Udvojeni užetnik Užnica (a) se naziva užnica za izravnavanje i omogućava da se izravnaju eventulne nejednakosti u oba kraka užeta i sile u oba kraka užeta. Dvojni (udvojeni) užetnik predstavlja u stvari dva
55 paralelno postavljena prosta užetnika, čiji su brojevi krakova užeta u uk/2, ako je teret obješen na u k krakova užadi. Prenosni odnos udvojenog užetnika je : u pk = k 2 Udvojeni užetnici se primjenjuju pri sljedećim odnosima : Tabela 2.2 – Preporuka za izbor broja krakova udvojenog užetnika nazivna nosivost Q
broj krakova užadi uk
prema JUS-u
prema DIN-u
4 8 10 12
< 250 kN < 750 kN < 1 MN > 1 MN
< 300 kN < 1 MN > 1 MN
Sila u svakom kraku užeta koji nailazi na bubanj je odredjena sa :
S=
Q 2 uk ⋅ η up 2
=
Q u k ⋅ η up
2.2.5 Stepen djelovanja užetnika
Polazeći od prvog kraka prostog užetnika, kod koga je broj krakova užeta uk, mogu se sile u pojedinim krakovima užeta izraziti kako slijedi ( slika ) : S1 = S ⋅ η
S 2 = S1 ⋅ η = S ⋅ η 2 . . . S u k − 2 = S u k −3 ⋅ η = S ⋅ η u k − 2
1
u -3 k
u -2 k
u -1 k
S u k −1 = S n k − 2 ⋅ η = S ⋅ η u k −1
Sabiranjem svih sila dobija se geometrijski niz koji mora po uslovu statičke ravnoteže biti jednak teretu Q koji visi na užetniku, tj : S + S1 + S 2 + ⋅ ⋅ ⋅ + S u k − 2 + S u k −1 = S(1 + η + η 2 + ⋅ ⋅ ⋅ + η u k − 2 + η u k −1 ) = Q
Kako je suma geometrijskog reda
56 n −1
∑ si =
η ⋅ S u k −1 − S
0
η −1
=
η ⋅ S ⋅ η u k −1 − S S(η u k − 1) = =Q η −1 η −1
to se dobiva da je : S=Q
1− η 1 − ηu k
Stepen korisnosti prostog užetnika se može sada definisati kao odnos teorijske sile (bez trenja) u užetu prema stvarnoj sili u prvom kraku užeta S, pa se dobiva da je:
η up
Q u 1 1 − ηuk = k = ⋅ S uk 1− η
Stepen djelovanja prostog užetnika u zavisnosti od broja krakova užeta i vrste ležaja je dat u donjoj tabeli . Tabela - Stepeni djelovanja prostog užetnika broj nosivih užadi klizni ležaj η up
2 0,98
3 0,96
4 0,94
5 0,92
6 0,905
7 0,89
8 0,87
kotrljni ležaj η up
0,99
0,98
0,97
0,96
0,95
0,94
0,93
Udvojeni užetnici sa 4, 8 i 12 krakova nosivih užadi imaju isti stepen djelovanja kao prosti užetnik sa duplo manjim brojem užadi (2,4,6).
57 Slika 2.22 – Užetnici sa 4, 8 i 12 kotura 2.3 LANCI
U tansportnim uredjajima se primjenjuju i zavareni i zglobni ( Galovi) lanci. Zavareni lanci su sastavljeni od karika ovalnog oblika. Izradjuju se od austenitnih zavarivih čelika, sitnozrnate strukture, sa dodatkom 0.020 –-0.025 % aluminijuma i procentom sumpora i fosfora koji mora biti manji od 0.04 %. Aluminijum se dodaje radi sprečavanja krtosti lanaca. Karike lanaca se sučeono zavaruju elektrootpornim postupkom, a potom se može izvršiti odgovarajuća toplotna-hemijska obrada - poboljšanje i cementacija.
Slika 2.23- Zavareni lanac Čvrstoća lanca određena je klasom kvaliteta lanca koji predstavlja približno 1/100 dio graničnog napona lanca u MPa (N/mm2), a način označavanja saglasno JUS, ISO i DIN standardu dat je u tabeli 2.5
Tabela 2.5 - Označavanje klase kvaliteta lanca JUS 5 6 8
Klasa kvaliteta prema ISO P S T
DIN 5 6 8
Granični napon MPa 530 600 800
Postoje lanci sa dugim i kratkim karikama, pri čemu je: h > 5d za duge karike i h ≤ 3d za kratke karike . Kod dizalica se primjenjuju lanci sa kratkim karikama, jer se duge karike pri premotavanju preko bubnja dodatno opterećuju na savijanje. Lanci sa kratkim karikama se dijele na kalibrisane i nekalibrisane . Za dizalice se uglavnom koriste kalibrisani lanci prema JUS C.H4.011, JUS C.H4.021 (DIN 766, DIN 5684) Dimenzije kalibrisanih lanaca se kreću u sljedećim granicama : d = 7 ÷ 23 mm h = 22 ÷ 64 mm ± 13 % b = 21 ÷ 77 mm ÷ 15 %
58 Tačnost izrade ovih lanaca odredjena je utvrdjenim tolerancijama za korak lanca (h) i dužinu lanca od 11 karika ( 11h ) prema odgovarajućem standardu JUS. Za nazivnu mjeru lanca (d) nisu dozvoljena plus-odstupanja jer bi mogla da utiču na namjenu; dozvoljena minus-odstupanja su utvrdjena u tački 5 standarda JUS C.H4.010. Kalibrirani lanci se rade u tri klase : a) obični lanci (LO), b) cementirani lanci (LC), d) poboljšani lanci (LP). Za kalibrirane lance za dizalice od značaja su tri parametra čvrstoće koja su propisani JUS standardima : a) dozvoljeno opterećenje, b) opitno opterećenje, d) granično opterećenje. Dozvoljeno opterećenje je maksimalno opterećenje do koga se smije lanac opterećivati pri normalnom radu. Opitno opterećenje je propisano opterećenje kojim se ispituje lanac i poslije koga se pregledom ustanovljavaju eventualne greške na karikama (nepropisno zavarivanje, pregrijana mjesta, pukotine itd.) Granično opterećenje je propisano najveće opterećenje kojim se lanac pri ispitivanju opterećuje i koje još mora da izdrži a da se ne prekine.Navedene vrijednosti opterećenja u standardima važe samo ako brzina lanca ne prelazi 1 ms . Nekalibrisani lanci se upotrebljavaju npr. za vješanje tereta o kuku, tj. tamo gdje nema kretanja samog lanca. Pojedinačne dimenzije nekalibrisanog lanca mogu odstupati i do 10 % . Rade se u kombinaciji sa kukom i alkom (sl. )
Slika 2.24 – Nekalibrisani lanci za priveznice Opterećenje i proračun naprezanja lanca zavisno od situacije primjene može biti vrlo složen. Stoga se umjesto tačnog proračuna koristi uprošteni proračun uz korištenje odgovarajućeg stepena sigurnosti ν. Maksimalna sila kojom se smije opteretiti lanac u rada je data izrazom:
59 Fmax = C u Fn + Fg + Fc + Fdin =
Fgr
ν Oznake veličina korištenih u formuli date su u tabeli. Tabela 2.6 - Veličine za proračun maksimalne sile u lancu Oznaka Fmax
Značenje
Objašnjenje
Maksimalna zatezna sila u lancu
Fn
Nominalna sila
Cu
Faktor pogona i udara
Fg
Zatezna sila lanca uzrokovana vlastitom težinom visećeg lanca
Fc
Centrifugalna sila lanca
Fdin
Dinamička sila u lancu
Fg
Granična sila kidanja lanca
ν
Stepen sigurnosti
Izračunava se na osnovu otpora mašine ili lančanog sistema Uzima u obzir: neravnomjernost kretanja mašine, vrste udara, vrijeme rada. Proračun putem formule ili dijagrama Fg = ξqgl, q - masa po jedinici dužine lanca Fc= qv2, v – računska brzina lanca, uzima se u obzir tek ako je veća od 3 m/s, tj. kod pogonskih lanaca. Uzima u obzir poligoni efekt i visoku nesigurnos u proračunu, u praksi se ne određuje nego se uzima preko Cu odnosno ν Data u katalogu lanca, dobivena eksperimentalno Dat u sljedećoj tabeli
Tabela 2.7 - Stepen sigurnosti za zavarene lance Vrsta pogona
nekalib. lanci
kalib. lanci
ručni
3
4,5
motorni
6
8
Raspodjela sila na lančnom prenosnika da je na slici ( ), pri čemu je M1 pogonski moment, a M2 otporni moment.
Slika 2.25 - Sile na lancu lančanoog prenosnika
60 Broj članaka lanca se određuje prema formuli: l A z1 + z 2 t + + t 2 lA gdje je: zL = 2
⎛ z 2 − z1 ⎞ ⎜ ⎟ ⎝ 2π ⎠
2
t - korak lanca, z L – broj članaka lanca, z1 , z2 – broj zuba pogonskog i gonjenog lančanika, lA – osno rastojanje između pogonskog i gonjenog lančanika. Ako je zadat broj članaka lanca onda je osno rastojanje lančanika lA: t⎡ l A = ⎢ 2z L − z 1 − z 2 + 8⎢ ⎣
(2z L − z1 − z 2 )
2
⎛ z − z1 ⎞ − 8⎜ 2 ⎟ ⎝ π ⎠
2
⎤ ⎥ ⎥ ⎦
Temperatura utiče na nosivost lanaca. Kod -20 C 0 moć nošenja lanca opada za polovinu, a ako bude izložen temperaturi većoj od 100 C, mora se preduzeti ponovna termička obrada lanca. Da bi se manje trošili lanace treba podmazivati mašću, a kontrolom najmanje jednom godišnje, istrošene ili oštećene lance povući iz upotrebe. Označavanje lanaca. Kalibrirani lanac prema JUS C.H4.021 dužine l = 30 m debljine d = 20 mm, od poboljšanog materijala, tamne površine, označava se :
Lanac za dizalice 20x30 JUS C.H4.021, LP, tamni Zglobni (galovi) lanci (lamelasti, šarnirni lanci) sastoje se od lamela (obično materijal Č 0645) i osovinica (Č 0545). Primjenjuju se kod dizalica za dizanje tereta ručnim putem, kao i kod motornih dizalica velike nosivosti, a za brzine dizanja manje od 0.5 m/s .
Osovinica može biti puna ili čaurasta, gola ili sa valjčićima ili točkićima (sl. g,h,i,j). Ovi lanci su definisani sa standardima JUS M.C1.820 - JUS M.C1.850 i DIN 8150. Izradjuju se kao jednoredni ili kao višeredni (sl a). Prema namjeni lamelni lanci sedijele na: a. pogonske (sl. a,b) b. transportne (sl. c) c. prihvatni – teretni (sl. d) d. zupčasti (sl. e)
61
b) a)
c)
g)
h) d) i)
j)
f)
Slika 2.27 - Različite vrste lamelnih lanaca Prednost zglobnih lanaca nad zavarenim lancima je u: a) većoj sigurnosti ( nema zavarenih mijesta), b) veća savitljivost ( mogu se primijeniti lančanici i doboši manjih dimenzija), c) lakše se uočava oštećenje (ako pukne jedna lamela). Nedostatak zglobnih lanaca je u tome što oni mogu da prenose opterećenje samo u jednoj ravni, jer pri kosom zatezanju i uvrtanju lanca može doći do pucanja lamela. Naponi u zglobnim lancima se ne proračunavaju posebno, nego se na bazi eksperimentalnih ispitivanja i stepena sigurnosti odredjuju dimenzije po istom postupku kao za varene lance :
Fmax = Stepen sigurnosti ovih lanaca dat je u tabeli .
Fgr
ν
62 Tabela 2.8 - Stepeni sigurnosti za lamelne lance
2.3.1
Brzina kretanja, m/s
do 0,25
do 0,5
1 - 1,5
Stepen sigurnosti
5
6
8
Poređenje osobina lanaca i užadi
Čelična užad imaju sljedeća preimućstva nad lancima : a. b. c. d. e.
manju sopstvenu težinu, veću gipkost u svim pravcima, bolje primanje udara, rad bez šuma i pri velikim brzinama kretanja, veću sigurnost u radu jer se uže kida postepeno a lanac iznenada.
Nedostaci čeličnih užadi u poredjenju sa lancima su : a. brže habanje užeta, b. znatno veće dimenzije kotura i bubnjeva u odnosu na lančanike. Prednosti užadi uslovljavaju njihovu pretežnu primjenu u transportnim sredstvima. U specijalnim slučajevima kada je potreban manji lančanik, manji obrtni moment, manji prenosni odnos, manje dimenzije i težina koriste se lanci. Pri tome su brzine i visine dizanja relativno male. Lanci imaju prednost i u uslovima rada sa visokim temperaturama. 2.3.2 Lančanici
Razlikuju se lančanici za zglobne i zavarene lance. Lančanici za zavarene lance mogu biti a) nenazubljeni lančanici, b) nazubljeni lančanici.
Slika 2.28 - Profili nenazubljeni lančanici za zavarene lance
Nenazubljeni lančanici se primjenjuju za zavarene lance kod ručnih dizalica. Profili oboda takvih lančanika je dat na slikama ( ) . Pošto profil žljeba nije obrađen lanac mora imati zazore. Polukružni profil omogućava prolaz lanca i u uvrnutom obliku. Za ove lančanike se uzima obično da je :
63 - prečnik lančanika D ≥ 20d, - materijal lančanika SL 18 ili SL 22, - koeficijent korisnog dejstva η = 0.91- 0.95
Slika 2.29 - Nazubljeni lančanik za zavarene lance
Nazubljeni lančanici se koriste za kalibrisane lance kod pogona za dizanje i vuču. Oni po obodu imaju odgovarajuće zube (zvjezdice ) koji omogućavaju dizanje tereta bez klizanja lanca. Oblik i dimenzije zuba moraju biti tako odredjene da lanac ulazi u žljeb bez otpora. Za prosječno izradjeni lančanik stepen djelovanja iznosi η = 0.93 , što osim toga zavisi i od stepena podmazivanja . Podmazivanje lančanika i lanca je obavezno. h Podeoni prečnik lančanika D se određuje prema slici ( ). β
h
α D sin (β / 2) 2 D h + d = 2 sin(α / 2) 2 h−d = 2
(+),(-)
Sabiranjem i oduzimanjem prethodnih izraza dobiva se : α+β α −β 2h = D[sin (α 2 ) + sin (β 2 )] = 2D sin cos 4 4 α+β α −β 2d = D[sin (α 2) − sin (β 2 )] = 2D cos sin 4 4 Odavde je je : 360 0 α+β = z
D cos
α −β = 4
h α+β sin 4
; D sin
α −β = 4
d α+β cos 4
Ako se prethodna dva izraza kvadriraju i saberu dobiva se podeoni prečnik D lančanika:
64 ⎛ ⎜ h D= ⎜ ⎜ 90 0 ⎜ sin z ⎝
2
⎞ ⎛ ⎟ ⎜ ⎟ +⎜ d ⎟ ⎜ 90 0 ⎟ ⎜ cos z ⎠ ⎝
2
⎞ ⎟ ⎟ ≥ 20d ⎟ ⎟ ⎠
Ovdje je d - prečnik ( debljina) lanca, z - broj zuba lančanika, a h - korak lanca. Ako je debljina lanca d < 6 mm , a broj zuba veći od z ≥ 116 prethodna formula se može uprostiti na sljedeći oblik :
Lančanici se obično rade od SL, TL a rjeđe od ČL. Najmanji broj zuba mora biti 4, a obično se kreće od 5 do 8. Lančanici za zglobne (Galove) lance su definisani standardom JUS M.C1.817 . Izradjuju se sa većim brojem zuba od sivog liva, a sa malim brojem zuba od čeličnog liva i čelika. Po svom obliku pogonski i vodeći zupčanik se malo razlikuju. Zubi vodedjeg zupčanika su tanji da bi lanac ležao slobodnije. Donji dio profila zuba unutar podeonog kruga ima oblik polukruga sa radijusom poluprečnika osovinice zgloba lanca, a gornji dio profila zuba je evolventa koja se dovoljno tačno može obilježiti radijusom R = h – d/2 gdje je d-poluprečnik osovinice, a h korak na podionom krugu, odnosno korak lanca.
h
Slika 2.30 - Određivanje prečnika lančanika Prečnik podionog kruga ovog lančanika se izračunava po obrascu: h 180 0 sin z Da bi naprezanja u osovinicama lanca bila manja broj zuba lančanika treba da bude z ≥ 17 , kako bi barem 3 - 4 zuba bila u zahvatu, a kod teških lanaca 4 ili 5 . Ukupan stepen korisnosti ovog lančanika se može uzeti da je η = 0.95. D=
65
Slika 2.31 – Lančanici – različite izvedbe 2.4 BUBANJ
(DOBOŠ)
Bubanj (doboš) služi da pretvori obrtno kretanje dijelova mehanizma za dizanje u translatorno kretanje tereta. Doboši normalno imaju cilindričan oblik. Mogući su i konusni oblici bubnja u slučaju kada se opterećenje užeta koje se namotava na bubanj mijenja po određenom zakonu. U većini slučajeva uže se namotava na bubanj u jednom sloju. Moguće je namotavanje i u više slojeva naročito kod velikih visina dizanja ali je tada veće habanje užeta.
Slika 2.31 - Doboš (bubanj) a) sa narezanim žljebom i namotavanjem u jednom sloju, b) namotavanje u više slojeva
66 Bubanj se izrađuje od livenog gvožđa rjeđe od čeličnog liva i od čelika zavarivanjem. Prečnik doboša se određuje saglasno JUS M.D1.070 u ovisnosti od prečnika užeta a njihov odnos je dat u tabeli 2.9. Tabela 2.9 – Određivanje prečnika doboša Pog. klasa 1 2 3 4
Db/d 18 20 22 24
Kod motornih pogona uže sevodi po zavojnom žlijebu narezanom po površini . Da bi habanje i naprezanje užeta bilo što manje definisane su optimalne dimenzije žlijeba za vođenje užeta i one iznose (slika ):
Slika 2.32 - Dimenzije žljeba poluprečnik žlijeba korak
r = 0.53 d t = 1.15d ili t = d + (1.5 ÷ 3 mm) dubina žlijeba b = 0.125 d Bubnjevi na koje se navija jedan krak užeta imaju jedan žljeb desni, a ako se namotavaju dva kraka užeta postoji i lijevi i desni navojni žlijeb. Dužina narezanog dijela bubnja za namotavanje jednog kraka užeta je određena sa: l0 a a a a
ln
ln
Slika 2.33 - Dimenzije bubnja
ln = n ⋅ t
ln
67 n- broj koraka zavojnice žlijeba , t- korak pri čemu je broj koraka određen maksimalnom visinom dizanja H tereta i iznosi: n=
pk ⋅ H + (3 ÷ 4) D ⋅π
p k -prenosni odnos užetnika, D- prečnik bubnja. Dodatna 3 ÷ 4 koraka se dodaju zbog istezanja užeta (1 ÷ 2), te zbog vezivanja užeta za bubanj. Dužina bubnja na koga se namotavaju dva kraka užeta je određena izrazom (slika 2.33):
lb = 2(l n + a) + l 0 ;
l 0 = (6 ÷ 10) t ;
a = (4 ÷ 6)t
Pogon bubnja se može ostvariti na više načina kao što prikazuju sljedeće slike (2.34).
Slika 2.34 – Načini pogona bubnja: I- preko zupčanika i vratila, II – preko zupčanika i plašta, III – preko plašta i zupčanika na osovini, IV- preko para zupčanika i plašta na osovini 2.4.1 Proračun debljine stijenke bubnja
Debljina stijenke bubnja određuje formulama:
se
na
osnovu
s = (0.6-0.8)d s ≥ 0.9d ili s = 0.03D + 5mm ≥ 10 ÷ 12mm
iskustvenih
podataka prema sljedećim
- za zavarene izvedbe bubnja, - za bubnjeve od sivog liva.
Stijenka bubnja je u radu opterećena na : a) uvijanje b) savijanje c) prolom. Uvijanje stijenke bubnja se može zanemariti, jer je naprezanje najčešće maleno. Savijanje bubnjeva dolazi do izražaja u slučaju dugačkih bubnjeva čija dužina prelazi 1500 mm. Opterećenje na prolom bubnja nastaje usljed stezanja bubnja opterećenim užetom, te bubanj ima tendenciju unutrašnjeg prolamanja ( sl. ).
68
Slika 2.35 – Opterećenje bubnja na prolom Stijenku bubnja je neophodno dimenzionirati prema naprezanju koje odatle slijedi. Zamislimo isječak iz gornje polovine bubnja širine jednake razmaku šljebova t, kao što je prikazano na sl. . Uticaj užeta pripadajuće donje polovine bubnja nadomješten je silama S Lokalna naprezanja bubnjeva kod kojih je l b ≤ 1500mm proračunavaju se na sljedeći način :
Slika 2.36 – Opterećenje bubnja a) površinski pritisak užeta na bubanj je 2S p= Dt b) cirkularni napon usljed stezanja teoretski opterećenu vanjskim pritiskom i iznosi:
σϕ =
se
proračunava
kao
za debelostijenu cijev
DS S ≅ ( D − s ) ⋅ ts ts
Prema istraživanjima Ernsta naprezanje bubnja u cirkularnom pravcu usljed stezanja užeta nešto je manje od teorijskog naprezanja i iznosi:
σ ϕ = 0.85
S st
Razlog tome je taj što uže na mjestu namotavanja nije još potpuno steglo bubanj. Tek sljedeći namptaji bubnja promatrano mjesto bubnja potpuno stegnu. Usljed tog naknadnog stezanja bubnja uže se skrati a sila se u njemu smanji. Prema tome i naprezanje je manje. Na mjestu namotavanja užeta ta su naprezanja prema Ernstu još manja jer su na tom mjestu i deformacije bubnja manje i iznose:
69 σ ϕ = 0.5
S st
c) Budući da je na mjestu namotavanja užeta stijenka bubnja savijena tu postoje i naprezanja na savijanje koja se prema Ernstu mogu odrediti iz izraza
σ x = 0.96S ⋅
1
/
Ds 2
N mm 2
Glavna naprezanja na mjestu namotavanja užeta na bubanj su prema tome: 1 S σ 1 = σ x = 0.96S ⋅ ; σ2 = 0 ; σ 3 = σ ϕ = −0.5 2 st Ds Za dugačke bubnjeve ( lb > 1500 mm) napon na savijanje na mjestu namotavanja silom S se računa prema izrazu:
σf =
Mf Wc
gdje je W0 otporni moment površine poprečnog presjeka bubnja ( prstenasti presjek), a M0 moment savijanja u kritičnom presjeku bubnja.
σϕ = σ2
σx= σ1
Uzimajući u obzir i ovaj napon vrši se provjera stvarnog naprezanja u stijenci bubnja prema idealnom naponu određenom po jednoj od hipoteza o razaranju materijala. Ovaj idealni napon mora biti manji od dozvoljenog napona. Dozvoljeni naponi se mogu odrediti i prema sljedećim preporukama : a) za čelični bubanj (Č 0545)
σ xdoz ≤ 50MPa ; σ ϕ ≤ 100MPa b) za bubanj od sivog liva
σ xdoz ≤ 20 ÷ 25MPa ; σ ϕ ≤ 60MPa
70 c) za zavareni spoj stijenke bubnja
σ 1 − σ 3 = σ x + σ ϕ ≤ σ doz =
σv ν
gdje je σ v napon na granici razvlačenja materijala a ν = 2 ÷ 3 stepen sigurnosti. 2.4.2 Proračun ostalih elemenata bubnja Osovina
Na sledećim slikama (slike 2.38) prikazane su karakteristične šeme vezivanja bubnja u mehanizmu za dizanje. Zavisno od konstruktivne izvedbe osovina može biti statički određen ili statički neodređen nosač opterečenja savijanje ili savijanje sa uvijanjem.
Da bi se izbjegla statička neodređenost osovine izvodi se u posljednje vrijeme spoj bubnja sa osovinom u obliku zglobne veze. Pri tome se koriste najčešće spojnice sa bačvastim elementima odnosno zupčasta spojnica. Proračun osovine bubnja treba sprovesti prema odgovarajućem statičkom modelu opterećenja osovine u konkretnoj konstruktivnoj izvedbi ( savijanje ili savijanje sa uvijanjem).
71 Primjer:
σ fdoz = 80 ÷ 120MPa za čelike sa σ v = 400 ÷ 600MPa
Ležaji
Ležajevi mogu biti klizni ili kotrljajni. Ako su ležajevi klizni onda se mora proračunati ležajna čaura prema dozvoljenom pritisku tj.
S ≤ p doz p doz = 9 ÷ 12MPa dl Koeficijent korisnog dejstva bubnja ako se uzme u obzir i trenje u ležištima iznosi η ≅ 0.95. p=
Čeoni lim bubnja
čeoni lim
Slika 2.37 – Zavareni bubanj Čeoni lim zavarenog bubnja se obično radi od čeličnog lima čvrstoće od 400 - 500 MPa. Potrebno ga je provjeriti na dozvoljeni pritisak između lima i kućišta ležaja po formuli p=
Fmax ≤ p doz = 100 ÷ 120 MPa δ ⋅ D1
Pored toga čeoni lim može biti izložen i savijanju usljed kosog zatezanja užeta. Horizontalna komponenta kose sile se prema Ernstu može uzeti da iznosi 10% od ukupne sile zatezanja užeta tj. Fh = 0.1S a najveće naprezanje čeonog lima usljed ovog savijanja je odrećeno (prema Ernstu) sljedećom formulom :
σ 2 D1 Fh ) ⋅ 2 ≤ σ doz = v ; ν = 2 ÷ 3 ν 3 D σ
σ = 1.44(1 − ⋅
Ovdje je D promjer bubnja. Ovaj čeoni lim se može pojačati radijalnim rebrima naročito u slučaju ako je kućište lezaja ekscentrično postavljeno u odnosu na čeoni lim bubnja. U slučaju livenog bubnja se obično uzima da je debljina čeonog lima jednaka debljini zida plašta bubnja. Konstrukcija bubnja mora obezbijediti da uže ni u slučaju olabavljivanja ne može da spadne sa bubnja. Ako je bubanj u tom cilju snabdjeven prirubnicom visina prirubnice mora biti takva da
72 nadvisuje najviši sloj užadi najmanje 1,5d (d prečnik užeta). Ugao koji zaklapa uže sa osom žljeba na bubnju odnosno užnici (koturu) ne smije biti veći od 50 Veza užeta sa bubnjem
Prićvrščenje čeličnih užadi na bubanj treba biti tako izvedeno da se uže može lako zamijeniti. Na sl. je prikazano učvršćenje užeta na bubanj pomoću klina, a na sl. učvršćenje stezanjem užeta pomoću vijaka. Veza užeta sa bubnjem treba biti proračunata na osnovu najveće sile zatezanja u užetu kod nazivnog opterećenja uzimajući u obzir užetno trenje sa µ = 0.1 .
Slika 2.38 – Učvršćenje užeta na bubanj: a) pomoću klina, b) stezanjem pomoću vijaka Kod najnižeg položaja kuke trebaju na bubnju ostati još dva navoja užeta, ne računajući navoje koji služe za pričvršćenje užeta, tj. stvarna sila Fv u užetu na mjestu veze s bubnjem je:
Fv = Se − µϕ = Se −0.1⋅4π = 0.285S
Fv S
Slika 2.39 – Veza užeta sa bubnjem pomoću vijčanog stezača
Standard JUS M.D1.070 propisuje da veza užeta sa bubnjem mora biti proračunata sa 2.5 puta većom vrijednošću od sile Fv tj. proračunska sila Fvr mora biti:
Fvr = 2.5 Fv = 0.71S
73 Ako je veza užeta sa bubnjem izvedena pomoću stezača sa vijcima, onda je računska sila zatezanja Fvr jednaka zbiru sila trenja užeta ispod stezača i sile trenja između užeta, bubanja i stezača tj.: Fµ1 = ( µ + µ1 ) ⋅ Fun
- sile trenja stezača na prvom navoju,
Fµ2 = ( µ + µ1 ) ⋅ Fun
- sile trenja stezača na drugom navoju
Fµ, = Fµ1 + Fµ b = Fµ1 e µα
- sila trenja na prvom stezaču (Fµ1) plus sila trenja
1
užeta o bubanj između stezača ( α = 2π ), - Fun - normalna komponenta sila pritiska stezača na jedan navoj užeta
Ukupna računska sila zatezanja užeta je sada jednaka:
Fvr = Fµ, + Fµ2 = Fun ( µ + µ1 )(1 + e µα ) 1
Odavde se dobiva potrebna sila pritiska na svaki navoj užeta ispod stezača koja iznosi:
Fvr
Fun =
( µ + µ1 )(1 + e µα )
Ovdje je µ1 koeficijent trenja između užeta i žlijeba bubnja ili stezača redukovan na normalnu silu N (sl. 2.40) te u zavisnosti od oblika žljeba iznosi :
Slika 2.40 - Određivanje redukovanog koeficijenta trenja
µ
za koničan žlijeb:
µ1 =
za polukružni žlijeb
µ1 = µ
cos β 4
π
( N µ1 = 2A µ = µ 2Ncosβ )
74 113. KOČNICE
Kočnice služe za upravljanje i kontrolisanje rada dizaličnih mašina. U pojedinim pogonima oni obavljaju sljedeće funkcije: -
u mehanizmu za dizanje obezbjeđuju zadržavanje tereta na određenoj visini; u mehanizmima za vožnju obezbjeđuju zaustavljanje i pozicioniranje; u mehanizmu za okretanje skraćuju vrijeme zaustavljanja i omogućava pozicioiniranje okretnog dijela konstrukcije.
Kočnice i kočioni elementi su standardizirani standardima: JUS M.D1.240, JUS M.D1.250, JUS M.D1.251, JUS M.D1.516. Podjela kočnica se može izvršiti po nekoloko kriterija: a) prema načinu djelovanja -
ručne mehaničke, motorne;
b) prema konverziji energije -
mehaničke električne; hidrodinamičke.
a)
b)
Slika xx – Kočnica a) mehanička, b) električna (na vrtložne struje) c) hidrodinamička c) prema konstrukciji -
sa papučama (dobošem) sa trakom, sa konusom, diskom itd.;žž
c)
75
Slika xx – Kočnica a) sa trakom, b) konična, c) sa diskom d) prema namjeni -
zadržavajuće (zadržavanje tereta na određenoj visini, zakočenje dizalice od neželjenog kretanja) zaustavne (vozne zaustavljanje- kočenje pokretnih masa) regulirajuće (regulacija brzine vožnje dizalice i brzine dizanja i spuštanja tereta)
Kod mehanizama krana najčešće ista kočnica obavlja dvije ili čak sve od navedenih funkcija, pri čemu je mora postojati mogućnost promjene momenta kočenja.
Kočnice pretvaraju kinetičku i potencijalnu energiju masa dizalice putem trenja u toplotnu energiju. Da bi potrebni moment kočenja bio što manji, a odvođenje toplote što bolje, kočnica se postavlja na pogonskoj osovini do elektromotora ili pak na disku elastične spojnice. Promjena pogonskog momenta elektromotora i pogonske snage u mehanizmu za dizanje prikazani su na sljedećim dijagramima*.
76 13.1 KOČNICE SA PAPUČOM - ČELJUSNE KOČNICE
Kočnice sa papučom mogu biti sa jednom ili sa dvije papuče. Pri tome papuče mogu biti spoljašnje, pa se ove kočnice nazivaju čeljusne ili pak unutrašnje, tj. doboš kočnice.
a)
b)
Slika xxx – Kočnice sa papučom a) čeljusna b) doboš Čeljusne kočnice, koje se izvode sa jednom papučom nazivaju se jednočeljusne ili, ali se češće izvode sa dvije papuče i nazivaju se dvočeljusne kočnice. a) Jednočeljusne kočnice se primjenjuju za ručne pogone sa malim momentom kočenja. Statičkom analizom sila prema slici * dobiva se sila pritiska na kočioni doboš i na ručicu tj.: Fµ
Fµ
Fµ
∑M
0
=0⇒ F =
N b
⋅ ( a ± µc )
N=
Fb (a ± µc)
Pri istoj sili F na ručici sila kočenja Fµ = µN zavisi od smijera kretanja (±µc). Zato se kočnica izvodi tako da je c = 0. Kako je moment kočenja
M k = µN
D 2
77 to se dobiva da je potrebna sila na ručici
F=
N a b
=
2M k a
µ Db
b) Dvočeljusne kočnice omogućavaju da se njihovom primjenom izbjegne radijalno opterećivanje vratila kočionog doboša što je slučaj kod jednočeljusnih kočnica. Istovremeno se efekat kočenja udvostručava, a time se smanjuju dimenzije kočnice. Šema dvočeljusne kočnice je prikazana na slici *. Kočnica je u normalnom položaju zakočena. Zakočivanje kočnice se izvodi oprugama ili utegom. Iako se sila opruge sa zatezanjem mijenja, dok kod tega ostaje ista, ipak se u novije vrijeme sve više primjenjuje opruga, jer na taj način kočnica ostvaruje mekše i elastičnije kočenje.
N N
N N A
Slika xx – Proračunska šema dvočeljusne kočnice sa oprugom Sa slike * se statičkom analizom mogu dobiti sljedeći odnosi: D Nl M k = 2(µN ) = µND Fc = 1 2 l2
Fc =
M k l1 µDl 2
N=
Mk µD
Ako se uzmu u obzir i težine poluga AB i CD i težina jezgra otkočnog uređaja Gj tada se potrebna sila u opruzi za kočenje momenta M k na dobošu kočnice dobiva iz statičkih uslova ravnoteže poluga za tačke A i O1 , tj.:
∑MA =0 ⇒ Fc =
∑Mo
1
=0
l Ml Mk l1 1 − (G j l0 + GAB 0 + GCD l p ) = k 1 − Fdop µDl2 l3 µDl2 2
78 Ovdje je Fdop dopunska sila kočenja koja je uslovljena težinom polužnog sistema kočnice, a u izrazu je data kao drugi član izraza na desnoj strani jednačine. Da bi savladao ovu silu opruge otkočni uređaj mora dejstvovati silom F0 u tački B. Intenzitet ove sile se dobiva iz uslova ravnoteže poluge AB i njena vrijednost je : F0 ≥ N
l1l 3 N = l0l 2 ik
Ovdje je ik =
l 2 l 0 h0 = = 4 ÷ 15 l1l 3 2λ
prenosni odnos polužnog mehanizma kočnice i njegova vrijednost je obično 4-15. Ovaj prenosni odnos se može izraziti i odnosom normalne sile na doboš kočnice i sile otkočnog uređaja polazeći od jednakosti njihovih radova tj. : 2 Nλ = F0 h0 odakle je ik =
N h0 = F0 2λ
Ovdje je λ = 1 ÷ 3 mm -zračnost između obloge i doboša kočnice h0 - hod otkočnog uređaja.
Umjesto opruge za zakočivanje kočnice može se kao što je već pomenuto koristiti i uteg na poluzi AB čija težina iznosi G = 80 ÷ 120 N, kod kočnica koje se često koče, pa i do 200, N kod kočnica koje se rjeđe otkočuju.
A
B
79 Kao frikcioni materijal kod kočnica se mogu koristiti različiti materijali: drvo (jablanovo) liveno željezo čelik, ferodofiber, ferodoazbest, tvrdi sinterovani metali na bazi bakra i željeza, keramički materijali itd.
13.2 UREĐAJI ZA AKTIVIRANJE KOČNICA
Aktiviranje (deaktiviranje) kočnice se može izvoditi, kao što je već rečeno, uglavnom na dva načina : a) oprugom b) utegom. Oba ova načina zahtijevaju za otkočivanje kočnice otkočni uređaj koji može biti: a) elektromagnetni otkočni uređaji a1- za istosmjernu struju a2- za naizmjeničnu struju. b) elektrohidraulični otkočni uređaji b1- ELDRO uređaj b2 -uljni otkočni uređaj c) centrifugalni otkočni uređaji d) zavojno kuglasti otkočni uređaji O ovim uređajima će biti detaljnije govora u poglavlju o električnim uređajima na dizalicama. Svi ovi uređaji se koriste za zadržavajuće kočnice koji su u stanju mirovanja tereta aktivne, a u toku dizanja i spuštanja deblokirane. Kod kočnica za vožnju i regulirajućih kočnica neophodno je aktiviranje kočnice od strane kraniste nožnim ili ručnim putem. Deblokiranje se izvodi putem opruge ili utega. Prenos sile od kraniste (nožne ili ručne) do poluga kočnice može biti: a) mehaničkim polužnim sistemom, b) hidrauličnom polugom.
80
h0
Slika xx –Mehanički poližni sistem kočnice
Slika xxx- Hidraulički (de) aktivirana kočnica
a) Mehanički polužni sistem prenosa sile je nepogodan za velika rastojanja kabine kraniste od kočnice, jer se javlja velika vlastita težina polužnog mehanizma, slabija osjetljivost kraniste na silu kočenja, zbog uticaja trenja gubi se univerzalnost elemenata, jer poluge moraju biti po dužini prilagođene svakoj novoj konstrukciji krana itd. b) Šema hidraulične poluge koja se sastoji od papuče (nožne poluge), tlačnog cilindra, hidrauličnih crijeva i kočionog cilindra prikazana je na slici *. Kod velikih kočnica se nožno ili ručno dejstvo kraniste (koje može biti znatno) može zamijeniti sa servoupravljanom motornom pumpom (sl xx). Uređaji za kočenje sa hidrauličnom polugom, ukoliko rade na otvorenom prostoru izloženi su dejstvu vjetra, te moraju imati i zadržavajuću kočnicu kada je dizalica izvan pogona. Zbog toga su oni snabdjeveni dodatnim mogućnostima kočenja pomoču opruge ili utega kada je dizalica izvan pogona.
a- kočiona poluga b- kočioni ( radni) cilindar, c - vijci za regulaciju zračnosti, d- osnova, e -prikljčak hidrauličnog crijeva
Slika xx – Hidraulična dvočeljusna kočnica motornom pumpom
Slika xxx – Disk kočnica sa hidrauličnom
81 a - tlačni cilindar, b - poluga, c - držač, d –povratna opruga, e - klip, f - gumena manžetna, g - tlačni ventil, h - usisni ventil, i - zaštitna kapa, k - nožna poluga, l - kočioni cilindar, m - manžetna, n - vijak za odzračivanje, o - hidraulično crijevo, p - povratna opruga, q uljni rezervoar
Slika xxx - Mehanizam hidraulične poluge (q- uljni rezervoar, a ÷ k – nožna pumpa, l-p - radni kočioni cilindar)
Kod dizalica i kranova velikih masa pored mehaničkih kočnica sa hidrauličnom polugom postoje, prigrađene na pogonske motore, i električne kočnice koje rade na principu tzv. "vrtložnih struja" (sl. ) ili generatorskom principu (sl. ). Njihov zadatak je da djeluju na početku faze kočenja smanjujući brzinu krana, a tačno pozicioniranje (zaustavljanje) krana se ostvaruje nožno ili ručno opsluživanom mehaničkom kočnicom.
1- kućište 5 – zaptivni prsten 9 - poklopac 2 -stope kućišta 6 – kućište kliznih kolutova 10- priključne stezaljke 3 –tablica 7 – poklopac 11- uležištenje 4 - kolektor i četkice 8 – ventilator 12- uređaj za podmazivanje 13 – otvor za kondenzat
Slika xx - Generatorska kočnica (sa kliznokolutnim elektromotorom)
82 13.3 DIMENZIONIRANJE KOČNICA
Priključne mjere dvočeljusne kočnice su definisane standardom JUS M.D1.240 i DIN 15435. Proračun elemenata kočnice se izvodi prema • • • •
opterećenju na pritisak, prema specifičnoj snazi trenja, termički proračun i proračun vijeka trajanja .
Izbor prečnika kočionog doboša D najviše zavisi od količine energije koju kočnica prima u toku jednog časa, jer se time određuje i trajanje doboša i obloge papuče, kao i zagrijavanje doboša. Međutim, specifično habanje koje se odnosi na jedan KWh zavisi i od drugih faktora kao što su: materijal obloga i doboša, specifičnog pritiska, obimne brzine i u velikoj mjeri od temperature kočionog doboša.
Slika xx – Proračunska skica prema JUS M.D1.240 Zbog ovako velikog broja uticaja na određivanje dimenzija kočionog doboša današnje metode proračuna kočionog doboša ne mogu se smatrati zadovoljavajućim, jer daju samo orjentacione vrijednosti koje bi eventualno obezbijedile očekivani vijek trajanja površina koje se taru. Zato se i u početnim podacima sve češće uvode eksperimentalni podaci (specifična snaga trenja). Međutim ovi eksperimentalni podaci se mogu uzeti samo kao nužni podaci.
83 13.3.1 Dimenzioniranje prečnika doboša ba osnovu dozvoljenog pritiska Pritisak na oblogu kočnice (slika xxx) mora da zadovolji sljedeći uslov:
p=
N ≤ p doz = 0.3 ÷ 0.5MPa A1
A1- projekcija površine obloge kočnice okomito na pravac sile N Dozvoljeni pritisak p doz zavisi od vrste frikcionog materijala i može se naći u odgovarajućim kataloškim podacima proizvođača.
h1
A1
α
Slika xxx- Papuča dvočeljusne kočnice Kako je dodirna površina obloge Aodređena sa A1 = h1b1
pri čemu je obično b1 = 0.355 D ;
α = 70 h1 = 2
D = 2R-prečnik doboša kočnice
0
D sin α = 0.577 D 2
to se dobiva da je
A1 = 0.204 D 2 ≅
D2 5
b1
84 pa je p=
5N D
2
5
=
D
2
⋅
Mk ≤ p doz µD
Odavde se sada može odrediti potrebni prečnik doboša prema sljedećoj formuli:
D≥3
5M k µ p doz
(1)
13.3.2 4 Dimenzioniranje prečnika doboša na osnovu specifične snage trenja Snaga trenja Fµ koja se pretvori u toplotnu energiju se može odrediti sljedećim izrazom
P = Fµ v = µ N v, gdje je v-obimna brzina doboša. Snaga trenja po jedinici površine obloge papuče naziva se specifična snaga trenja i iznosi:
P Nv W =µ =µ pv A1 A1 m2
Psp = Kako je obodna brzina na dobošu
v=
D ω , 2
D=
a
to je moment trenja na doboš
2
ω
v=µ p v ;
ω − ugaona brzina doboša
M k = µND = µA1 pD D2 2 Mk = µ p v 5 ω 2 D2 2 D2 Mk = ⋅ ⋅ ( µpv) ≤ ⋅ ( µpv) doz 5 ω 5 ω
Odavde se može izračunati prečnik doboša D≥
5 M kω ⋅ 2 ( µpv) doz
Podaci o specifičnoj snazi dati su tabeli *. Orjentaciono se može usvojiti da je
(2)
85 ( pv) doz < 500 / ( pv) doz < 250 /
Nm cm 2 s Nm cm 2 s
/
- za kočnice za zausatvljanje dizalice
/
- za kočnice za spuštanje tereta
Tabela xxx- Dozvoljene specifične snage trenja D (mm) (µpv)doz W/mm2
200 0.75
250 0.80
315 0.90
400 1.00
500 1.10
630 1.25
710 1.35
13.4 Termički proračun kočnica Zavisno od režima rada i spoljne temperature dolazi, usljed pretvaranja kinetičke i potencijalne energije u toplotnu energiju, do zagrijavanja kočnice što utiče na njenu sigurnost, pouzdanost i trošenje obloga papuče. Dozvoljeno zagrijavanje obloga zavisi od vrste frikcionog materijala i iznosi npr. : (normalno do 120C 0 ) - za ferodofiber ≤ 150 ÷ 180C 0 max - za ferodoazbest ≤ 250 ÷ 300C 0 max (normalno do 200C 0 )
D1
D
s l5 U normalnim pogonskim uslovima nije potrebno u opštem slučaju vršiti provjeru na zagrijavanje. Ova provjera se vrši u posebnim slučajevima, kao što su mehanizmi za dizanje sa velikim brzinama spuštanja, granici u pogonima za termičku obradu, granici za forsirani pogon sa grabilicama, te kod regulacijskih kočnica. Kod kontrole kočnice na zagrijavanje pretpostavlja se : -da je temperatura doboša i obloge jednaka, -da se toplota odovodi s površine doboša, -da kočiona obloga nema uticaja na odvođenje toplote, -da je okolni zrak u stanju mirovanja. Kočenjem se kinetička i potencijalna energija pretvaraju u toplotu. Nastala toplota se odvodi:
86 a) zračenjem b) slobodnim strujanjem zraka ( kod mirovanja kočnice) c) prisilnim strujanjem zraka (u radu kočnice) Prema tome može se zapisati da je ukupno odvedena toplota sa kočnice W jednaka:
W = W z + Wsl + W pr Najveći dio toplotne energije se odvodi prisilnim strujanjem pa je prema DIN propisima dozvoljeno zanemariti odvođenje toplote zračenjem i slobodnim strujanjem. Ovo zanemarivanje povećava sigurnost termičke provjere. Da bi se u narednom mogla sprovesti toplotna provjera kočnice neophodno je definisati osnovne površine kočionog diska prema slici (*) a čije vrijednosti su sljedeće: Av
Avs
Au
Au
2
2
b = 0.375 D s1 = 0.070 D bu = b − s1 = 0.305 D
D D1
Ab
Ab
2
2
Av = Dπb ≅ 1.18D 2 Avs = Dπb(1 −
α 360
0
-širina doboša -debljina stijenke -širina unutrašnjeg pojasa doboša -ukupna vanjska polirana površina doboša
) = 0.951D 2 -slobodna polirana površina nepokrivena od papuče doboša
s1
D 2π 4 Au = π D1 bu
Ab = 2
- bočne površine doboša - površina unutrašnje strane vijenca doboša
13.4.1 Toplota odvedena zračenjem W z Zračenjem se toplota odvodi sa slobodnih površina doboša i može se izračunati po sljedećoj formuli ⎡⎛ T ⎞ 2 ⎛ T ⎞ 2 ⎤ ⎡⎛ T ⎞ 2 ⎛ T ⎞ 2 ⎤ W z = (c1 ⋅ Avs + c 2 Ab ) ⎢⎜ 1 ⎟ − ⎜ 2 ⎟ ⎥ ≅ 9 D 2 ⎢⎜ 1 ⎟ − ⎜ 2 ⎟ ⎥ /W/ 100 100 100 100 ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ ⎦⎥ ⎣⎢ ⎦⎥ ⎣⎢ Ovdje su :
c1, c 2
- konstante zračenja za svijetlopoliranu i hrapavu površinu,
c1 = 1.51 c 2 = 5 .0 T1 / 0K / T2 / 0K /
-
za svijetlopoliranu površinu doboša, za tamnu površinu doboša, najviša dopuštena temperatura kočione obloge, temperatura okoline.
87 13.4.2 Toplota odvedena slobodnim strujanjem zraka Slobodnim strujanjem se odvodi toplota za vrijeme mirovanja i može se izračunati prema sljedećoj formuli Wsl = α sl As ∆T (1 − ED) ≅ 19.9 D 2 ∆T (1 − ED) /W/ pri čemu je
α sl ≅ 5.82
/
W m2 K
/ -
koeficijent odvođenja toplote za doboš u mirovanju ili v< 0,8 m/s
∆T = T1 − T2 ED - intermitencija (relativno trajanje rada kočnice ) = ED =
vrijeme rada kočnice vrijeme rada kočnice + pauze
1-ED
- vrijeme stajanja (mirovanja) kočnice
13.4.3 Toplota odvedena prisilnim strujanjem Najveći dio toplote koja se stvara kočenjem odvodi se prisilnim strujanjem i može se odrediti sljedećom formulom:
W pr = ED ⋅ ∆T ⋅α pr ( Av + Au + Ab ) Ovdje je
α pr
- Nuseltov koeficijent prelaza toplote
α pr = 7.14 ⋅ v 0.78 /
W m2K
/ - za okolinu u mirovanju i v ≥ 0.8 m
s
Ako se uzmu u obzir brzine na pojedinim površinama tada se može dobiti da je : D vv = ω α pr Av = 4.9 ⋅ ω 0.78 ⋅ D 2.78 pri čemu je 2
α pru Au = 3.5 ⋅ ω 0.78 ⋅ D 2.78 α pr Ab = b
2π D / 2
∫ 0
pri čemu je
D/2
vu =
D1 ω ; D1 ≅ 0.94 D 2
0.78 0.78 2.78 ∫ α pr rdrdϕ =2 ∫ 7.14 ⋅ rω ⋅ 2π ⋅ rdr = 4.7 ⋅ ω ⋅ D , 0
0
pri čemu je v = rω . Iz ovoga slijedi da je:
88 αpr A = αprAv + αprAu + αpr Ab = 13.1 ωk0.78D2.78 Na osnovu prethodnog dobiva se da je ukupna toplota odvedena prisilnim strujanjem zraka: W pr = 13.1⋅ ED ⋅ ∆T ⋅ ω 0.78 D 2.78
/W/
13.4.4 Provjera temperature obloge kočnice Ukupna odvedena toplota u toku jednog sata treba da bude veća ili jednaka radu kočenja tj. Ak ≤ 3600 ⋅ W = 3600 ⋅ (W z + Wsl + W pr ) Kočnica je ispravno dimenzionirana ako je temperatura obloge T1 ≤ Tdoz , odnosno ∆T ≤ Tdoz − T2 . Ako se W zr zanemari, zbog svoje veličine, onda se lako izračuna temperaturna razlika ∆T tj.
[
Ak = 3600 α sl ⋅ As ⋅ ∆T (1 − ED) + ED ⋅ ∆T ⋅ α pr ( Au + Av + Ab ) ∆T =
Ak 3600 α sl ⋅ As ⋅ (1 − ED) + ED ⋅ α pr ( Au + Av + Ab )
[
]
] (3)
Postupak provjere zagrijavanja kočnice je sljedeći : a) prema izrazima (1) i (2) izračuna se potrebni prečnik doboša D i iz tablice izaberu standardne vrijednosti; b) prema izrazu (3) izračuna se porast temperature ∆T i temperatura kočione obloge T1 koja se potom upredi sa dozvoljenom vrijednosti za odgovarajući frikcioni materijal
T1 = T2 + ∆T ≤ Tdoz
89 13.4.5 Rad kočenja Rad kočenja W k predstavlja sumu kinetičke i potencijalne energije koju na sebe preuzima kočnica u toku rada od jednog sata, a taj rad je jednak radu momenta kočenja : z
Ak = M k ϕ k z = ∑ M ki ϕ ki i
Ovdje su
M k ,ϕ k -
z M ki , ϕ ki
prosječne vrijednosti momenta kočenja i ugla pojedinačnih kočenja u toku jednog sata , broj kočenja u toku jednog sata , - moment kočenja i ugao kočenja u i-tom kočenju.
ω
ωk
zaustavna kočnica
regulirajuće kočnica
tz
tk
t
Polazeći od zakona o promjeni kinetičke energije ∆Ek = ΣAi = Ak + AFi , gdje su Ak – rad kočenja, AFi – rad svih drugih sila pokretnog sistema (gravitacione sile Q i sile otpora vožnje Fw), mogu se izračunati vrijednost rada kočenja u zavisi od tipa kočnicekoja iznosi iznosi: a) za regulirajuće kočnice
ϕ k = ω k ⋅ tk ; tk =
h vs
( ∆Ek = 0, Ak= │AQ + AFw │ = ηAQ )
(h- visina spuštanja, v s - brzina spuštanja)
Ak = M k ⋅ ω k ⋅ t k ⋅ z = ( M k ω k ) ⋅ t k z = η (Qv s ) ⋅ t k ⋅ z = ηQhz = η ∑ Qi hi
η - ukupni stepen korisnog dejstva prenosnog mehanizma. b) za zaustavne kočnice (∆Ek = Ak + AQ + AFw = Ak + ηAQ)
/Nm/
90 b1) za zaustavljanje pri spuštanju tereta važi: ⎞ ⎛ I rω 2 Ak = ⎜⎜ + Q ⋅ s zη ⎟⎟ ⋅ z ⎠ ⎝ 2
gdje je I r - redukovani moment inercije rotirajućih masa pri kočenju s z = (v s ⋅ t z ) / 2 - put zaustavljanja tereta pri kočenju. t z - vrijeme kočenja pri zaustavljanju. b2) zaustavna kočnica mehanizma za vožnju dizalice (∆Ek = Ak + AFw ) ⎞ ⎛ I ω2 Ak = ⎜⎜ r − Fw s zη ⎟⎟ ⋅ z ⎠ ⎝ 2
gdje su I rω 2 = E k = ∑ E kr + ∑ E kt ukupna kinetička energija pokretnih masa koje 2 se koče (Ekr – energija rotacionih masa, Ekt – energija translatornih masa) .
Fw -otpori vožnje, a
Jednostavnije se rad kočenja zaustavnih kočnica može izraziti pomoću momenta kočenja tj. z
Ak = ∑ M ki i
ω ⋅ t zi 2
= Mk
ω ⋅ tz 2
z /Nm/
Trajanje obloge Vijek trajanja obloge se može odrediti na osnovu eksperimentalnih rezultata ili iskustva iz prakse. Kao parametar za određivanje trajanja obloge koristi se koeficijent trošenja obloge q. On predstavlja odnos istrošene zapremine obloge Vis i ukupnog rada kočenja za vrijeme trajanja, odnosno ispitivanja obloge tj.
q=
Vis V = is ∑ Aki Lh Ak
Ovdje je Lh vrijeme rada kočnice izraženo u satima, a Ak prosječan rad kočenja po jednom satu. Postupak određivanja koeficijenta q je određen standardom JUS M.D1.251. On se izvodi na sljedeći način. Doboš koji rotira sa n k (min-1) pritisnut je, preko papuče sa kočionom oblogom površine A / cm 2 / , silom N /N/ . Rad kočenja je
∑A
k
= M kϕ n = (µ ⋅ N
D )(2π ⋅ n) = µNDπn ; 2
91 Ovdje je ukupni broj obrtaja doboša u toku ispitivanja n = n k ⋅ t , pri čemu je t vrijeme kočenja izraženo u minutama. Nakon ispitivanja izmjeri se istrošenje debljine ∆c1 obloge pa je
c1
q=
∆c1
U
praksi
je
obično
Vis ∆c1 A = ∑ Aki µND ⋅ π ⋅ n
cm3/kWh,
q = (0.15 ÷ 0.55)
zavisno
od
vrste
materijala,
a
standard JUS M.D1.251 propisuje da je q ≤ 0.9cm 3 / kWh = 2.5 ⋅10 −4 cm 3 / kNm . Vijek trajanja obloge se može odrediti iz izraza Lh =
Dozvoljeno istrošenje papuču i iznosi:
obloge
Vis ∆c A = 1 ; qAk qAk
∆c1
zavisi
A = 2πDb1 od
načina
∆ C1 = (0.5 ÷ 0.6)c1
za zakovane obloge ;
∆ C1 = (0.7 ÷ 0.8)c1
za lijepljene obloge.
α 360 vezivanja
Prema podacima iz prakse vijek trajanja obloge kočnice iznosi obično
Lh = 10000 h
za normalne kranove;
Lh = 5000 h
za livačke kranove;
Lh = 1500 h
za kranove na grabilicama.
obloge
za
kočionu
92 13.5.1 KOČNICE SA TRAKOM
Kočnice sa trakom nemaju više ono značenje u gradnji kranova koje su nekada imale, pošto ih sve više potiskuju dvočeljusne kočnice. Još se primjenjuju ponegdje u specijalne svrhe, gdje do izražaja dolaze neke njene prednosti u odnosu na dvočeljusne kočnice. One se odlikuju jednostavnom i zbijenom konstrukcijom i imaju veliki efekat kočenja. Nedostatak im je da je kočiono vratilo jako opterećeno na savijanje, a hlađenje doboša pojasne kočnice je slabo. Kod kočnica sa trakom kočenje se ostvaruje jednom elastičnom čeličnom trakom prebačenom preko kočionog doboša. Da bi se povećao koeficijent trenja između doboša i trake ona se oblače frikcionim materijalom (npr. ferodofiber). a) prosta pojasna
c) zbirna pojasna
Fk
d) obvojna pojasna
Fk
b) diferencijalna pojasna
Fk
Fk
kočiona poluga Slika xx – Vrste pojasnih kočnica Prema konstruktivnom izvođenju pojasne kočnice se dijele na : a) proste, b) diferencijalne, c) zbirne, d) obvojne. Prednosti kočnica sa trakom su : a) postepeno kočenje bez naglih zahvata c) velike tarne površine mali specifični pritisci d) c) mali promjer kola (doboša) kočnice.
93
Slika xx – Pojasna kočnica sa utegom i otkočnim uređajem a) sa zapadačem 13.5.1 Prosta kočnica sa trakom Za sile u krakovima pojasne kočnice važi Ojlerova jednačina S1 = e µ ⋅α S2 Sila na obodu kočnice kojom kočnica izvodi kočenje je jednaka Fo = S1 − S 2 = S 2 (e µ ⋅α − 1) =
2M k D
a sile u krakovima pojasa su S2 =
2M k 2M k ⋅ e µα = ; S 1 D(e µα − 1) D(e µα − 1)
Moment kočenja je pri tome
M k = νMη = Fo
D 2
gdje je:
M=
P
ωm
- moment na vratilu elektromotora, P – snaga elektromotora
ν - prenosni odnos između vratila motora i vratila kočnice, η = 0.90 – 0.95 - koeficijent korisnog dejstva prenosnog mehanizma. Čelična traka kočnice je opterećena na istezanje, a napon istezanja mora biti
σe =
S1 ≤ σ e doz = 30 ÷ 60 MPa za čelike prekidne čvrstoće σ m = 300 ÷ 400MPa b ⋅δ
gdje je b- širina trake, δ –debljina trake. Sila na ručicu kočnice iznosi pri tom
94 K=
S2a l
veće od S 2 , pa bi Ako se kretanje izvodi u suprotnom smijeru tada je S1 sila na ručici morala biti veća, ako bi se željelo da kočnica proizvede isti momenat. Zbog tog različitog djelovanja kočnice pri različitim smjerovima obrtanja, one se ne upotrebljvaju na mehanizmima za vožnju, nego samo na mehanizmima za dizanje. λ
S2 hS hot
hF
S1
l
Do potrebnog hoda otkočnog uređaja (podizača) dolazi se na osnovu razlike između dužine trake u otkočenom i zakočenom položaju kočnice na obuhvatnom uglu α uz zazor λ : ( R + λ )α − Rα = λα = hs Kako je hs hF hot = = ⇒ a l m
Ovdje je
hF =
h s l λlα = ; a a
hot =
hs - hod poluge na mjestu vezivanja trake, hF - hod kraja poluge kočnice i hot – hod poluge na mjestu vezivanja otkočnog uređaja.
λmα a
95 13.5.2 Diferencijalne kočnice
Osnovni nedostatk diferencijalnih kočnioca sa trakom je : a) mala zračnost između doboša i obloge b) djeluju trzajuće. Zbog ovih svojih svojstava rijetko se upotrebljavaju, pa ih nećemo detaljnije izučavati.
Slika xxx – Diferencijalna kočnica 13.5.3 Zbirne kočnice Djelovanjem sile Fk (GT) na kočnicu postiže se istovremeno zatezanje oba kraja trake kočnice. Sila Fk na kraju kočnice je jednaka a 2 M k l (e µα + 1) Fk = ( S1 + S 2 ) = ⋅ l Da (e µα + 1) a hod kraja ručice je : hF =
hs l λα ⋅ l = 2a 2
λ
S1
S2 hS hot
l
hF
96 Zbirne kočnice se mogu upotrebljavati i na onim uređajima koji se obrću u oba smijera. Djelovanje tih kočnica se ne mijenja , kada se promijeni smijer obrtanja.
13.5.4 Proračun pritiska na dobošu kočnice Za element trake kočnice prema slici (*) važi sljedeće F + dF
F R
dφ
F + dF = Fe µdϕ Kako se razvojem u red i zanemarivanjem viših članova može dobiti da je e µdϕ ≅ 1 + µdϕ
F + dF = F (1 + µdϕ ) to slijedi da je sila trenja na datom segmentu trake
dF = Fµ ⋅ dϕ Kako je s druge strane
F dFN
dF = µ ⋅ dFN
F + dF
to se izjednačavanjem desnih strana prethodna dva izraza dobiva da je dFN = Fdϕ Pritisak trake na doboš je sada
p=
dFN Fdϕ F = = dA Rb ⋅ dϕ Rb
Pri tome je p min =
S2 , Rb
a
p max =
S1 ≤ p doz Rb
(za frikcioni materijal)
(4)
Uvrštavajući ranije nađeni izraz za silu izraza za silu S 1 proste kočnice može se iz prethodnog izraza (4) dobiti poluprečnik doboša proste kočnice sa trakom prema sljedećoj formuli: R≥
Mk e µα ⋅ bp doz e µα − 1
97 13.6 KONUSNA KOČNICA
Izgled konusne kočnice je dat na slici (*). Zbog vrlo zbijene konstrukcije nailaze na sve veću primjenu u transportnim mašinama.
Kočenje se ostvaruje aksijalnim pritiskom kočionih diskova konusnog oblika. Kočioni moment konusne kočnice je dat sljedećim izrazom M k = F0
D1 + D 2 4
Kako obimna sila mora biti
F0 ≤ µFN
i kako je
FN sin α = Fk ,
to se dobiva da je aksijalna sila na konusnoj kočnici Fk =
4M k sin α µ D1 + D2 1
⋅
Iz jednačine se vidi da će aksijalna sila na konusnoj kočnici biti manja ako je manji ugao konusa α . S druge strane međutim da bi se izbjeglo zakljinjavanje konusnih površina što se dešava pri malim uglovima α preporučuje se da treba biti α ≥ 15 0 Dozvoljeni površinski pritisak između obloga konusne kočnice se uzima da je
p doz = 0.1 ÷ 0.25MPa
98 13.7 DISK I LAMELNE KOČNICE
Šema disk kočnice je data na slici (*). Sastoji se od diska na pogonskom vratilu čija je radna površina obložena nekim frikcionom materiajlom. Disk se može pomijerati po vratilu pod dejstvom aksijalne sile koja ga pritišće na drugu radnu nepomičnu površinu. Kočioni moment pri aksijalnoj sili F' iznosi:
M k = F ,µ ⋅ R gdje je µ koeficijent trenja između radnih površina , a R srednji poluprečnik kočionih površina. Aksijalna sila za pomijeranje diska duž vratila je veća od sile F' za veličinu trenja između vratila i diska i iznosi
F = kF ,
;
(k =1,1)
Da bi se povećala sila kočenja može se povećati prečnik radnih površina ili pak povećati broj radnih površina. Time se dobiva lamelasta kočnica prikazana na slici (*).
Slika xxx – Lamelne kočnice a) sa ručnim aktiviranjem b)na vratilu EM c) izgled lamele Sila pritiska ako sa (n) označimo broj radnih kočionih površina je sada
F=
Mkk µ ⋅R⋅n
99 U posljednje vrijeme rade se lamelne elektromagnetne kočnice prigrađene direktno na vratilo elektromotora kao što je to prikazano na slici (*).
a)
b)
Slika xxx - Elektromagnetna lamelna kočnica Princip rada kočnice na vratilu elektromotora je sljedeći (slika b) . U mirovanju motor i kočnica nisu pod naponom. Opruga kočnice (f) pritiskuje kotvu (g) na disk s tarnim pločama (d) čime je rotor motora blokiran. U momentu uključivanja motora namotaji kočnice dobiju napon, elektromagnet privuče kotvu, savlada silu opruga, disk sa sa tarnim pločama koji je aksijalno pomičan se oslobodi trenja i rotor se može obrtati. U osnovnoj izvedbi kočnica je predviđena za istosmjerni napon. Kočnica se priključuje na napon preko mosnog ispravljača koji je ugrađen u priključni ormarić elektromotora. Uklapanje i isklapanje kočnice se može izvesti i naizmjeničnom strujom. Isklapanjem u istosmjernom krugu se postižu kraća vremena kočenja. Važna karakteristika ovih kočnica je dopušteni broj kočenja na sat ( z d ) koji zavisi od veličine zamašnih masa momenta tereta za vrijeme zaleta i opterećenju, a može se odrediti prema sljedećoj formuli zd =
k9 kt z0 km
Ovdje je z 0 dozvoljeni broj uklapanja motora sa kočnicama na prazno / h −1 / km =
Jm + Jd J = u Jm Jm
J m - moment inercije motora / kgm 2 / J d - dodatni moment inercije reduciran na brzinu motora / kgm 2 /
100 k g = 1−
Mt 1 .8 M n
M n - nazivni moment motora / Nm / M t - srednji moment tereta za vrijeme zaleta / Nm /
⎛ P k t = 1 − ⎜⎜ ⎝ Pn
⎞ ⎟⎟ ⎠
2
P n - nazivna snaga elektomotora / kW /
Vrijeme kočenja se može odrediti pomoću izraza Jun + t2 /s/ n - broj obrtaja motora / min −1 / tk = 9.55 ⋅ ( M k ± M t ) t k - vrijeme reagovanja kočnice t k = 60 ÷ 660 ms –zavisno od veličine kočnice,uzeti iz tehničkih podataka za kočnice / Nm /
101 MEHANIZMI ZA DIZANJE TERETA
Mehanizmi za dizanje tereta se mogu podijeliti na: a. dizalični mehanizmi sa krutim posrednim elementima - male dizalice; b. dizalični mehanizmi sa elastičnim posrednim elementima.
Dizalični mehanizmi sa elastičnim posrednim elementima: b.1 doboši za vuču, b.2 dizalični mehanizmi za dizanje. a. Za dizanje tereta na male visine primjenjuju se male ručne dizalice. One imaju malu težinu i lako se mogu prenositi. Primjenjuju se najčešće kod montažnih i remontnih radova. U ove dizalice se ubrajaju:
• dizalice sa zavojnim vretenom, • dizalice sa zupčastom letvom, • hidraulične dizalice, • pneumatske dizalice itd. Pneumatske dizalice se primjenjuju u zapaljivoj i eksplozivnoj sredini, pri čemu se zbog opasnosti od eksplozije kuke rade livenjem od bronze.b.1 Doboši za vuču se primjenjuju kao samostalni mehanizmi za dizanje tereta i kao sastavni dijelovi dizalica. Pogon ovih mehanizama zavisi od uslova rada i može biti ručni i motorni. Tako razlikujemo : -doboše za vuču sa ručnim pogonom - čekrke, -doboše za vuču sa ručnim pogonom, -doboši za vuču sa motornim pogonom, -doboši za vuču sa frikcionim (tarnim) pogonom.
102
b.2 DIZALIČNI MEHANIZMI ZA DIZANJE TERETA
Dizalični mehanizmi za dizanje se mogu podijeliti na dvije grupe: b.2.1 mehanizmi za glavno i pomoćno dizanje, b.2.2 mehanizmi sa više brzina dizanja (fino i grubo dizanje). Mehanizmi za glavno i pomoćno dizanje imaju dvije različite nosivosti i dvije brzine dizanja . Mehanizmi sa više brzina dizanja (fino i grubo dizanje) se odlikuju samo jednom nosivošću, ali imaju dvije ili više brzina dizanja.
Za izbor šeme mehanizma za dizanje neophodno je prije svega izabrati sistem koturača. Sa povećanjem broja krakova užeta koturače smanjuje se prečnik užeta, a samim tim i prečnik bubnja. Usljed malog prečnika bubnja potreban je i manji prenosni odnos od motora do bubnja, a sa time i jednostavnija konstrukcija mašine. S druge strane, pak, sa manjim prečnikom bubnja povećava se njegova dužina. Kod koturače sa većim brojem krakova, zbog većeg
103 broja previjanja užeta preko koturova, smanjuje se i vijek trajanja užeta. Stoga se za velike visine dizanja praktikuje:
• • •
do 50 kN 50 ÷ 250 kN 250 kN i više
bez koturače koturača sa 2 ÷ 4 kraka užeta koturače sa 4 i više krakova užadi.
15.1 MEHANIZMI ZA GLAVNO DIZANJE
Brzine glavnog dizanja su standardizirane sa JUS M.D1.023 i kreću se od 0.1 ÷ 1.5 m/s pri čemu veće brzine odgovaraju dizalicama sa manjim nosivostima .
Slika xx Shema mehanizmaza glavno dizanje
1- pogonski motor 2 - reduktor 3 - kočnica na vrtložne struje 4 - spojnica 5 - dvočeljusna kočnica 6 - otkočni uređaj 7 - spojnica bubnja 8 - bubanj 9 - ležaj 10 - bregasti granični prekidač
104 Na sljedećim slikama prikazane su neke od šema mehanizama za glavno dizanje (* abcd). Nedostaci pojedinih šema su sljedeći : - na slici a) konzolno vratilo sa zupčanikom, - na slici b) traži se dodatno vratilo spojnica ležišta, - na slici d) vratilo na tri oslonca.
Varijanta c) i d) se primjenjuju za veće brzine dizanja. Na slici (*) je prikazana jedna savremena konstrukcija gdje se moment prenosi na lijevu glavčinu bubnja pa je osovina rasterećena. 15.2 MEHANIZMI ZA GLAVNO I POMOĆNO DIZANJE
Ovi mehanizmi imaju u osnovi udvojeni mehanizam sa dvije različite nosivosti i dvije brzine dizanja. Često se izvode čak sa dvije neovisne mačke (kolica).
Slika xx – Mehanizam za glavno i pomoćno dizanje Koriste se za prenos i manipulaciju tereta kod kojih je neophodno da se reguliše i održava određeni položaj transportovanog tereta u toku njegovog transporta. To se najčešće dešava u montaži, u livnicama za izlivanje livačkih lonaca i sl. Na slici (*) je prikazana jedna šema mehanizma za glavno i pomoćno dizanje.
105 15.3 MEHANIZMI SA DVIJE BRZINE DIZANJA
15.3.1 Mehanizmi za normalnu i veliku brzinu dizanja Velika brzina dizanja se može ostvariti sa manjim teretima ili pri praznom hodu kuke. Za velike terete se nasuprot tome traži mala brzina. Takva regulacija brzine se može ostvariti a) motorom istosmjerne struje koji pri malom teretu ima veliku, a pri velikom teretu malu brzinu obrtanja; b) korištenjem mjenjača, ako se koristi motor naizmjenične struje. Nedostatk ovog sistema je u činjenici da se promjena brzine može izvoditi samo u mirovanju mehanizma; c) elektromotornim pogonima sa mogućnošću regulacije brzine obrtanja (servomotori), ali su skupi; d) šemom mehanizma za dizanje sa dva motora i planetarnim prenosnikom (slika*). motor za veliku brzinu, i =10-15
motor za normalnu brzinu
zp
z1 z5/z6
zc
z1/z2
motor za normalnu brzinu
z2 z3/z4
motor za veliku brzinu
bubanj
Slika xx - Mehanizam za normalnu i veliku brzinu dizanja sa planetarnim prenosnikom Sa ovim mehanizmom se mogu ostvariti sljedeće varijante regulacije brzine - jedan od motora zakočen drugi radi - ba motora se kreću maksimalnim brzinama u istom ili suprotnom smijeru - oba motora se kreću regulisanim brzina u istom ili u različitim smijerovima. Ovim se postiže veliki broj kombinacija brzina. Motori se obično odabiru da budu iste snage. 15.3.2 Mehanizmi za normalnu i malu brzinu dizanja Primjenjuju se za izvođenje osjetljivih i laganih kretanja pri montaži u livnicama za različite radove gdje se traže male brzine dizanja. Smanjenje brzine se može izvesti električnim putem - za istosmjerne pogone do 10 % pune brzine - za naizmjenične pogone 10 ÷ 20% pune brzine. Još manje brzine se mogu postići mehaničkim uređajima za regulaciju : -sa planetarnim uređajem -sa spojinicom. Šema mehanizma sa spojnicom prikazana je na slici (*).
EMmb
PR
106
EM n.br.
R
Slika xx – Mehanizam za normalnu i malu brzinu dizanja sa spojnicom Mala brzina kretanja se ostvaruje tako da motor za dizanje malom brzinom (Emmb) preko pužnog prenosnika (PR) pokreće lagano vratilo glavnog motora. Ovaj prenosnik je preko rastavljive spojnice (S) vezan za zadnji kraj vratila (osovine) glavnog motora kako je prikazano na slici. Pri tom okretanju vratila glavnog motora taj motor nije pod naponom. Budući da se polagano okretanje vratila dalje redukuje prenosnikom između motora i bubnja, dobiva bubanj zahtijevanu malu brzinu. Kod normalne brzine pogon se ostvaruje sa glavnim motorom (EM n.br.), dok je motor za malu brzinu bez napona i odvojen na spojnici (S) 15.4 MEHANIZMI ZA DIZANJE SA GRABILICAMA
Za dizanje i opsluživanje grabilica razlikujemo mehanizme za dizanje -sa jednim motorom -sa dva motora. 15.4.1 Mehanizmi za dizanje grabilica sa jednim motorom a) Mehanizam sa jednim motorom i elektromagnetnom frikcionom spojnicom je prikazanana slici *. Pri spuštanju grabilice spojnica je uključena i oba bubnja se obrću. Kada se grabilica otvara spojnica je isključena a kočnica KD ukočena uže sa bubanja Z se odmotava a grabilica koja visi se otvara.
Zatvaranje grabilice se izvodi pri zakočenoj kočnici KD a bubanj Z se obrće u suprotnom smijeru. Pri dizanju grabilice spojnica je uključena obe ločnice su otkočene te se užad namotavaju na oba bubnja.
107 b) Na slici * je prikazan mehanizam za dizanje grabilice sa planetarnim reduktorom. Pri dizanju i spuštanju grabilice zakočena je poluga (krivaja) (2) planetnog prenosnika. Prenos sa pogonskog vratila ide preko zupčanika 1,3 i 4 na gonjeno vratilo bubnja za dizanje. Pri tom se obrću oba bubnja , a prenosni odnos je 1:1. Pri otvaranju ili zatvaranju grabilice bubanj za dizanje D je zakočen tj. zakočen je zupčanik sa unutrašnjim zupčanjem. Planetarni zupčanici i njihova poluga se pri tome obrću.
Slika xx – Shema mehanizma za dizanje grabilica sa planetarnim prenosnikom Nedostatak ovakvih šema je u tome što je teška sinhronizacija rada kočnica i spojnica ato dovodi do nejednakog zatezanja i naprezanja užadi. 15.4.2 Mehanizam za dizanje grabilica sa dva motora Mehanizam za dizanje grabilica sa dva motora prikazan je na slici *. Svaki bubanj ima svoj vlastiti motor. Pri zahjedničkom radu motora (dizanje i spuštanje) njihovo obrtanje mora biti sinhronizovano.
Slika xx - Mehanizam za dizanje grabilica sa dva motora
108 Da bi se spriječile havarije ako se mehanizam ne isključi na vrijeme krajnjeg položaja (slika*) koji mogu biti zavojnog ili polužnog tipa.
ugrađuju se prekidači
15.5 OPŠTI PRORAČUN MEHANIZMA ZA DIZANJE
Brzine dizanja propisane su standardom JUS M.D1.023. Urežimu rada mehanizma za dizanje razlikujemo period ubrzavanja, period ustaljene vožnje i period kočenja. v vv
ub= 2 uk= 4
tp
tv
tz
t
Slika xx – Faze procesa dizanja Vrijeme ubrzavanja i zaustavljanja zavisi od brzine ustaljene vožnje i dozvoljenog ubrzanja koje je dato u tabeli * Tabela xx – Preporučena ubrzanja i usporenja mehanizma za dizanje ubrzanje ap
m/s2
usporenje az
do 0,10
do 0,15
do 0,20 do 0,50 do 0,8
do 0,30 do 0,70 do 1,0 (2,0 )
vrsta krana montažni granik transport rastopljenog metala opšte namjene metaluški granici forsirani pogon sa grabilice
Uopšte se može uzeti da se pogonsko vratilo za vrijeme zaustavljanja okrene 5 do 8 puta, pa je vrijeme zaustavljanja 120 ; ⇐ ((π∆n / 30) / 2)t z = 2π (5 − 8) = ϕ z t z = (5 ÷ 8) ∆n gdje je ∆n = n 2 − n1 razlika u broju obrtaja na početku (n1) i kraju kočenja (n2). (n2 = 0 - kod potpunog zaustavljanja vv = 0) U periodu ubrzavanja sistema neophodno je utrošiti izvjestan rad za savlađivanje inercije okretnih masa koje se nalaze u mirovanju dok u periodu zaustavljanja rad sila inercije pokretnih masa prima kočnica. Ukupni moment na vratilu motora Mu u periodu puštanja u rad je :
109 M u = M st + M in gdje je M st moment statičkog otpora vratila pri ustaljenom kretanju redukovanom na vratilo elektromotora, M in moment inercijalnih sila mehanizma redukovan na vratilo motora. Pri tome je
M st = u b
Q D 1 ⋅ ⋅ u k 2 iη
gdje je:
u b - broj krakova užeta koji se namotavaju na bubanj, u k - broj krakova užeta na koje je obješen teret. D - prečnik bubnja, η = 0.8 - ukupni stepen korisnog dejstva prenosnog mehanizma (za reduktor sa cilindričnim zupčanicima), i - prenosni odnos mehanizma za dizanje (od motora do bubnja). Moment inercijalnih sila je jednak zbiru inercijalnog momenta samog tereta (Q) i inercijalnog momenta rotirajućih masa mehanizma tj. M in = M 1in + M 2in
gdje je M 1in =
ub Q D 1 ⋅ ap ⋅ uk g 2 iη
Inercijalni moment rotirajućih masa je jednak inercijalnom momentu rotora motora Minm plus inercijalni moment ostalih rotirajućih masa, redukovanih na broj obrtaja vratila motora tj. n
n
1
1
M 2in = M min + ∑ M riin = M min + ∑ J i (
ωi 2 ε p ) ω ηi
Ovdje je
ω i - ugaona brzina i-tog vratila prenosnog mehanizma, ω - ugaona brzina vratila elektromotora, J i - moment inercije masa na i-tom vratilu, n - ukupan broj vratila prenosnog mehanizma.
εp =
ω
- ugaono ubrzanje vratila elektromotora
tp
η i - stepen korisnog dejstva prenosa na i-tom vratilu i
ηi = ∏η k k =1
110 U praksi je M riin
obično dosta maleno i iznosi 10 ÷ 25 %
od momenta
inercije
na
vratilu elektromotora M min pa se može uzeti da je
M in = M 1in + (1.10 ÷ 1.25) M min Obično se snaga motora određuje prema momentu potrebnom za dizanje tereta pri ustaljenom kretanju ( M st ) . U periodu ubrzavanja kada je potreban moment M u , motor radi sa preopterećenjem. Sposobnost motora da primi kratkotrajno preopterećenje određuje se prema faktoru ψ koji se obično nalazi u katalozima elektromotora i definisan je sa
ψ=
M st = (1.4 ÷ 2.6 - za kavezne trofazne motore) Mu
Pokazalo se u praktičnim izvođenjima da motori mehanizma za dizanje izabrani samo po statičkim silama (samo za ustaljeno kretanje) uvijek obezbjeđuju dovoljno snage i za vrijeme neustaljenog kretanja. 15.5.1 PRORAČUN SNAGE ELEKTROMOTORA
Proračun snage elektromotora vrši se kao što je već rečeno na osnovu snage ustaljenog kretanja prema sljedećoj formuli
P=
Q⋅v
η
= M uω
gdje je Q- težina tereta koji se diže zajedno sa sklopom kuke, Mu – ukupni moment na vratilu motora v - brzina ustaljenog kretanja tereta, ω – ugaona brzina obrtanja vratila motora η = η rη bη k - ukupni stepen korisnog dejstva mehanizma za dizanje, η = 0.8 - (za normalne cilindrične zupčanike) η r - stepen korisnog dejstva reduktora η b - stepen korisnog dejstva bubnja η k - stepen korisnog dejstva koturače
nmax
Mmax
n
Pmax
n Pmin
Mmin
nmin EM
R
B
K
elementi pogona
EM
R
EM- elektromotor, R – reduktor, B-bubanj, K - koturača
B
K
elementi pogona
111 Slika xx - Promjena broja obrtaja, momenta i snage prenosa na elementima mehanizma za dizanje 1.0 η 0.5 0.5
1.0 Q/Qmax
Slika xx – Zavisnost stepena korisnog dejstva od relativnog opterećenja mehanizma za dizanje 15.5.2 MOMENT KOČENJA Proces kočenja se principijelno ne razlikuje od razmatranog procesa puštanja u rad. Razlika je samo u tome što svi unutrašnji otpori koji su obuhvaćeni koeficijentom djelovanja (iskorištenja) i koji su povećavali potrebni moment za puštanje u rad mehanizma pri kočenju umanjuju potrebni kočioni moment tj. pomažu pri kočenju mehanizma. Prema tome svi koeficijenti korisnog dejstva koji su u izrazima za određivanje veličine momenta za pokretanje mehanizma nalazili u nazivniku u izrazima za veličinu kočionog momenta se nalaze u brojniku tj.
M k = M st + M in = M st + M 1in + M 2in Q Dη M st = u b uk 2 i Q Dη M 1in = Q z uk 2 i 2
i ω ⎛ω ⎞ M 2in = M min + ∑ J i ⎜ i ⎟ ⋅ η i ε z , η i = ∏η k , ε z = tz ⎝ω ⎠ k =1 in in in M = M 1 + (1,1 ÷ 1,25)M m
Potrebno je napomenuti da kod mehanizma sa elektromotornim pogonom brzina dizanja nije jednaka brzini spuštanja jer pri spuštanju tereta elektromotor radi kao generator i potrebno je naknadno proračunati broj okretaja motora pri spuštanju. Kočioni moment se može odrediti i približno na osnovu statičkog momenta kočenja i odgovarajućeg stepena sigurnosti tj.
M k = ν k M st gdje je ν k koeficijent sigurnosti kočenja ovisan o pogonskoj klasi i dat je u sljedećoj tabeli *
112 Pogonska klasa
νk
1 (laka) 2 (srednja) 3 (teška) 4 (vrlo teška)
1.50 1.75 2,00 2,50
Mehanizmi za dizanje tereta kod transporta rastopljenog željeza i užarenog metala i šljake trebaju imati dvije kočnice s nezavisnim djelovanjem. Koeficijent sigurnosti u tom slučaju treba za svaku kočnicu biti ν k ≥ 1.25 . Za mehanizame za vožnju i okretanje ν k ≥ 1.5 , a za mehanizme za dizanje s teškim zahvatnim sredstvima (grabilice) ν k = 3....4 . Napomena 1 : Za analizu kinematike planetarnog prenosnika koristi se Willis-ov obrazac.
planet satelit (1)
poluga
unutrašnji (centralni) (2) planet satelit (1) poluga (krivaja) vanjski (centralni) (2)
Napomena 2:
Princip redukcije masa
J 1 , ω1
EM
J 2 ,ω 2
n2 − n
p
n1 − n
p
n2 − n
p
n1 − n
p
= −
r1 z = − 1 r2 z2
= +
r1 z = 1 r2 z2
113 E k red = ∑ E ki
J rω 2 = ∑ E ki 2
,
MEHANIZMI ZA VOŽNJU NA DIZALICAMA
Na dizalicama razlikujemo : -
mehanizme za vožnju mosta (portala) krana (granika), mehanizmi za vožnju kolica (vitla) krana.
Slika xx – Mehanizmi za vožnju kolica (mačke) Slika xx - Mehanizmi za vožnju krana
114 Opšta šema mehanizma za vožnju dana je na slici: 5
4
3
2
1
6
1- elektromotor, 2 –spojnica (kočnica), 3 – reduktor, 4 –transmisiono vratilo, 5- zupčasti par, 6točak Slika xx – Opšta shema mehanizma za vožnju Međutim, pored ove postoje i druge šeme pogonskog mehanizma za vožnju koje su prikazane na sljedećim slikama. Centralni pogon s jednim motorom, klizni ležajevi točkova , do 1960. godine. Pojedinačni pogon , klizni ležajevi , od 1956. godine. Pojedinačni pogon , valjkasti ležajevi od 1968. godine. Pogon sa zglobnim (kardanskim) vratilom , valjkasti ležajevi , od 1955. godine. Direktni pogon na vratilo točka, valjkasti ležajevi, od 1968.g. Direktni pogon, valjkasti ježajevi, reduktor navučen na vratilo točka, od 1979.g. Direktni pogon, valjkasti ležajevi, od 1973.g.
Slika xx – Različite sheme mehanizama za vožnju
115 Pored ovakvih mehanizama postoje i mehanizmi sa vučnim užetom, mehanizmi sa zupčastom letvom itd.
Slika xx – Mehanizam vožnje sa vučnim užetom (primjena kod kolica građevinskih stubnih dizalica)
.
Slika xx - Shema pogona portalnog krana Broj točkova na mehanizmima za kretanje je 4-8-12, a broj pogonskih točkova je 25% do 50 % od ukupnog broja točkova .
Slika xx – Mogući raspored pogonskih i gonjenih točkova
116
Slika xx – Mogući oblici centralnog pogona mehanizma za vožnju
Slika xx – Konstrukcija točka sa direktnim pogonom
Slika xx – Konstrukcija direktnog pogona na dva pogonska točka
117
Slika xx – Shema vožnje visećih kolica (mačke)
Slika xx – Pogon vožnje visećeg vitla na jednogrednoj mosnoj dizalici Točkovi se izvode u više različitih varijanti, o čemu će biti riječi kasnije. Ovdje treba napomenuti samo da se obrtni moment može prenositi direktno sa pogonskog mehanizma na sam točak koji se obrće na svojoj osvini, ili se obrtni moment prenosi preko vratila točka na sam točak. a)
b)
Slika xx – Prijenos pogonskog momenta na točak a) direktno, b) preko vratila točka PRORAČUN OTPORA VOŽNJE
118 Mehanizmi za kretanje sa pogonskim točkovima
Ostvarenje vučne sile potrebne za kretanje kolica postiže se putem adhezione sile sa šinama. Pri tome otpor kretanja stvaraju i pogonski i slobodni točkovi . Ukupni otpor vožnje Wv pri premještanju kolica sa teretom ili krana sa točkovima se sastoji iz : 1. otpori kretanju od sila trenja Wt 2. otpori kretanja od nagiba puta Wα 3. otpori kretanja od sila inercije pri polasku Win 4. otpori kretanja od vjetra, ako mašina radi na otvorenom prostoru Wvj tj.:
Wv = Wt + Wα + Win + Wv < F p < Fµt Pri tome pogonska sila koja se mora predati putem mehanizma za ostvarivanje kretananja na pogonskim točkovima, mora stajati uvijek u ravnoteži sa svim otporima, koji u tom trenutku djeluju, a ne može biti veća od adhezione sile Fµt koju posjeduju ti isti točkovi . 1.
Otpori kretanja Wt od sila trenja se sastoje od :
1.otpora trenja kotrljanja točkova po šinama, 2.otpora trenja klizanja u ležištima osovine točka.
Mp G Fµ
r
O Fn
D/2= f
Wt Herz-ova elipsa rasporeda površinskog pritiska. Slika xx – Određivanje otpora trenja na točku
∑M0 = 0
→
M p − Fµ ⋅ r − Fn f = 0
(G)-za sve točkove,
M p = Fn ⋅ µ ⋅ r + Fn f = Wt R
(Fn)-za jedan točak ( Wt )-otpor vožnje redukovan na obim točka
119 Wt =
Fn (µ ⋅ r + f ) R
µ = 0,08 - klizni ležaj sa bronzanom čaurom , intezivno podmazivom, 0,10 - klizni ležaj bez bronzane čaure, intezivno podmazivan, 0,02 - za konične ležajeve, 0,015 - za kotrljajni ležaj.
f = 0,05 cm (orjentaciono)
Tabela xx – Vrijednosti koeficijenta trenja kotrljanja f D -prečnik točka, mm
Koeficijent trenja kotrljanja f točak od čelika
200-315 400-500 630-710 800-900 1000
ravna 0,03 0,05 0,06 0,07 0,07
točak od SL
oblik glave zaobljena ravna 0,04 0,04 0,06 0,06 0,08 0,08 0,10 0,09 0,12 0,09
zaobljena 0,05 0,07 0,09 0,12 0,14
Wt je otpor vožnje jednog točka. Ako je Fn sila pritiska na sve točkove onda je Wt otpor vožnje cijelih kolica. Dakle slijedi: - otpor vožnje za vozna kolica (mačku)
Wtkol =
Q + Gm ( µ ⋅ r + f ) = wT (Q + G m ) R
- otpor vožnje cijelog krana
W t kr = Ako uzmemo da je
Q + Gm + Gk ( µ ⋅ r + f ) = WT R
Fn = 1 kN onda je
Wt (1) = wt =
W 1 (µ ⋅ r + f ) = t FN R
120 i naziva se specifični otpor vožnje ili koeficijent vuče wt usljed trenja . Ukupni otpor vožnje se može izraziti
Wt = Fn ⋅ wt
wt se često daje uobliku tabele ili nomograma. Najgrublje se može uzeti da je:
wt = 7 N/1kN za kotrljajne ležajeve wt = 21 N/kN za klizne ležajeve.
wt
wu wt wu wt
Slika xx – Dijagram specifčnog otpora trenja i ukupnog specifičnog otpora vožnje Može se takođe uzeti da je: R = 4 ÷ 6 za D = 200 ÷ 500 mm =2R r R = 6 ÷8 2R = D =500 ÷ 1000 mm r U praksi se u toku kretanja točkova javljaju dopunski otpori kretanja točka usljed zakošenja krana, kao rezultat djelovanja horizontalnih sila uspravno na pravac kretanja kao što su: vjetar, sile inercije, obimne sile na pogonskim točkovima, ukoliko je pogonski zupčanik učvršćen zajedno sa pogonskim točkom, nedovoljna krutost metalne konstrukcije, nepravilnost puta, razlika u prečnicima pogonskih točkova ili njihovom kosom postavljanju u odnosu na šine. Uticaj zakašnjenja se odražava kao poprečno pomjeranje točkova do trenutka upiranja vijenca u glavu šine.Veličina dopunskog otpora točka u znatnoj mjeri zavisi i od oblika puta, obrtnih pokretnih dijelova, krutosti modela konstrukcije.
121
Slika xx – Dodatni otpori usljed zakošenje krana Za praktična računanja ovaj uticaj se uzima preko popravnog koeficijenta β u odnosu na osnovni otpor trenja wt za pravolinijski put:
Wt = Fn wt ⋅ β za klizna ležišta
µ = 0.08
β =1,2 ÷ 1,3 β = 1.3 ÷ 1.5
za kotrljajna ležišta
µ = 0.01
β = 2.0 ÷ 2.3 za kolica β = 2.3 ÷ 2.5 za kranove
za kolica za kranove
2. Otpori uslijed nagiba na putu ( Wα )
v α G
Wα = ±G sin α G = Q + Gm G = Q + Gm + Gk
- za kolica; - za kran;
wα
Predznak (+) dolazi kada se kretanje vrši uz nagib, a predznak (-) kada se kretanje vrši niz nagib. 3. Otpori usljed sila inercije (Win )
U toku ubrzavanja cijelog sistema javljaju se sile inercije transportnih masa i sile inercije rotirajućih dijelova. Ukupni inercioni moment koji treba da savlada pogon vožnje se satoji od inercionog momenta translatornih masa i inercionog momenta rotacionih masa redukovani na vratilo motora, tj.: in in M in = MTin + M Rin = MTin + (M Rm + M Re m)
122 Ovdje je:
M Tin in M Rm in M Re m
- redukovani inercioni moment translatornih masa redukovan na vratilo točka, - inercioni moment rotacionih masa prenosnog mehanizma (reduktora, spojnica, vratila, zupčanika, točkova) redukovan na vratilo točka, - inercioni moment rotora elektromotora redukovan na vratilo točka.
Polazeći od dijagrama vožnje prikazanog na slici
v
vv
tv
tp
tz
t
Slika xx – Dijagram vožnje može se izvesti da je ukupni inercioni moment pri startovanju (ubrzano kretanje) vožnje: M in =
ϕ&& =
∑G v g
v
tp
R + J red ϕ&& + J em ϕ&&
ω em t p ir
Ovdje je: vv − brzina vožnje krana ili kolica ,
t p - vrijeme ubrzavanja, R - poluprečnik točka , ir - prenosni odnos reduktora. Pri tome je vv = Rω t =
Rπ ⋅ nt n , nt = em 30 iR
nem – broj obrtaja elektromotora nt - broj obrtaja točka Brzine mehanizma za vožnju su definisane sa JUS M.D1.023 i kreću se od vV = 10 ÷ 80m / min = 0.15 ÷ 3m / s . Racionalne brzine vožnje zavisno od dužine staze prikazane su na dijagramu (slika xx).
123
Slika xx – Preporučene brzine vožnje u zavisnosti od dužine vozne staze Može se uzeti da je
J red ϕ&& + J e mϕ&& = (1.1 ÷ 1.15) J e mϕ&&
Međutim, treba uzeti u obzir i to da inercijalna sila translatornih masa djeluje u težištu sistema C i da se redukovanjem u osu pogonskih točkova stvara dopunski moment u verikalnoj in in in ravni M dop = F h i sila F u visini ose točkova .
C
Slika xx – Dodatni inercioni momenti u horizontalnoj i vertikalnoj ravni Kao posljedicu toga imamo da stvarni inercioni moment rasterećuje, odnosno preopterećuje pojedine grupe točkova, ne utičući u pogledu vertikalnog opterećenja na povećanje otpora. S druge strane, ukoliko redukovana inercijalna sila u ravni ose točkova leži ekscentrično u odnosu na uzdužnu osu simetrije kolica, odnosno krana, nekim daljim redukovanjem na osu simetrije u pravcu šina dobijaju se novi moment, koji u horizontalnoj ravni ima tendenciju da zakrene kolica. Ovome se suprotstavljaju obodi točkova stvarajući dopunsko trenje odnosno otpor kretanju. Uticaj otpora svih inercijalnih sila se može izraziti i u odnosu na inercijalne sile translatorno pokretnih masa, pa se tada sam inercijalni otpor može napisati u obliku
Win = (1 + α ) F in ; F in =
∑G v
v
g tp pri čemu je α = 0.1 ÷ 0.3 - koeficijent uticaja otpora rotirajućih masa u odnosu na transportne mase.
124 4. Otpor kretanja od vjetra ( Wvj ) Dejstvo vjetra predstavlja dopunsko opterećenje, koje može da bude različitog pravca, smjera i inteziteta. To dejstvo predstavlja jedan stohastički proces koji se ne može matematski precizno definisati. Vjetar djeluje na konstrukciju na svim mjernim pravcima, ali sa razlicitim efektom izazivajući sile pritiska i sile opstrujavanja (sisanja). Sila vjetra (otpori vjetra) se uzima u račun na sljedeći način Fvj = Wvj = ∑ C i ⋅ qAiη i
gdje je :
C i - koeficijennt oblika površine na koji djeluje vjetar (vrijednosti 1,2 ÷ 1,6, JUS MD1.0.50) q = 25 dN/m 2 - za dizalicu u pogonu (bez obzira na brzinu vjetra ) η i ≤ 1 - koeficijent zaklonjenosti jedne površine drugom površinom. Za sigurnost dizalica van pogona uzima se vrijednost q iz tabele JUS MD1. 0.50 prema visini površine izložene vjetru i geografske zone (I, II, III ) (II -košava, vardarac, III - bura). 5. Izračunavanje potrebne snage za kretanje
Ukupni otpori kretanju pri ustaljenom režimu vožnje su :
Wu = Wt + Wα + Wvj i snaga ustaljene vožnje:
Nu =
Wu ⋅ vV
;
η
Ovdje je η ukupni stepen korisnog dejstva mehanizma vožnje i najčešće iznosi η = 0.8 . Odavde je moment na vratilu elektromotora Mu =
N uv
ω em
Za neustaljeni režim rada važi:
M max = M u + M in pa je faktor preopterećenja motora ψm:
ψm =
M max M u + M in = ≤ ψ doz Mu Mu
Ova vrijednost mora biti manja ψ doz datog u katalogu motora.
Odredjivanje potrebnog broja pogonskih točkova Broj pogonskih točkova se odredjuje iz uslova da u najnepovoljnijem slučaju njegovog opterećenja ne dođe do proklizavanja u trenutku djelovanja maksimalnih otpora kretanja. Ako je
125 QP - opterećenje pogonskih točkova u najnepovoljnijim uslovima, Qs - opterećenje slobodnih točkova u najnepovoljnijim uslovima,
µ š - koeficijent trenja klizanja imedju točkova i tračnice (šine).
Fµ
Slika xx - Određivanje broja pogonskih točkova onda je sila prijanjanja
Fµ = QP ⋅ µ š Da nebi došlo do proklizavanja, pogonska sila F p mora biti manja od sile prijanjanja, tj.:
Fp ≤ Fµ
ϕ ⋅ Fp = Fµ
ili
Ovdje je φ faktor sigurnosti protiv proklizavanja i obično se uzima da je ϕ = 1,1. Odavde slijedi:
Fµ = Q p µ š ≥ F p = Wt + Win + Wα + Wvj Q p µ š = Fp ⋅ ϕ ⇒ Q p =
Fp ⋅ ϕ
µš
Odavde je potrebno opterećenje pogonskih točkova koje obezbjeđuje vožnju bez proklizavanja točkova:
Qp =
Wt + Win + Wα + Wvj
µš
⋅ϕ
(potrebno opterećenje)
i stepen sigurnosti protiv proklizavanja:
ϕ=
Fµ Fp
=
Qp ⋅ µš Wt + Win + Wα + Wvj
µ š = 0,15 ÷ 0,12 - zavisi od toga dali su šine suve ili vlažne Znajući potrebno opterećenje pogonskih točkova i stvarno opterećenje svakog pojedinog točka možemo odrediti koliko mora biti pogonskih točkova . Pri tome treba voditi računa da, zbog različitog razmještaja masa i dejstva inercijalnih sila i sila vjetra, opterećenje svih točkova nije podjednako.
126 Proračun točkova i tračnica Kranski točkovi se prave od čelika, čeličnog liva ili od SL, ali samo za mala opterećenja, kod ručnog pogona i pri povremenom korištenju krana. Najčešće se koriste sljedeći materijali: ČL 0400,ČL0500, ČL0600, Č0545, Č0645, Č0745, SL 18. Točkovi mogu biti pogonski i gonjeni (slobodni). Pogonski točkovi mogu primati obrtni momenat (pogon) preko zupčastog para, pri čemu su točak i gonjeni zupčanik konstruktivno vezani ili direktno preko osovine (vratila).
a)
b)
c)
Slika xx – Pogon točka a) preko zupčanika b) preko vratila c) točak sa kućištem ležaja Točkovi su standardizovani odgovarajućim standardima JUS M.D1.060 do JUS M.D1.122. Standardni prečnici ǾD točkova prema JUS M.D1.060 su : 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600 mm.
Prema vrsti ležaja točkovi se djele na: - točkovi sa kliznim ležajevima, - točkove sa kotrljajnim lježajevima.
Slika xx – Točkovi sa a) kliznim ležajevima b) kotrljajnim ležajevima
127 Prema obliku radne površine točka razlikujemo točkove sa: - cilindričnom radnom površinom (obodom), - koničnom radnom površinom (obodom).
Slika xx – Točak sa a) cilindričnim obodom b) koničnim obodom Cilindrične radne površine točka se koriste za tračnice ( šine) sa ravnom glavom (linijski dodir), a konične radne površine za šine sa zaobljenom glavom (teorijski dodir tački).
Slika xx – Kontaktne površine između točka i tračnice (šine) Konični točak je korisno primjeniti pri intezivnom radu, u uslovima čestih pojava zakošenja krana, kada trajnost točka nije odredjena trajnošću oboda, nego prevremenim istrošenjem vijenca točka. Prednost točka sa koničnom radnom površinom je u tome što, u slučaju zakošenja krana, ovakvi točkovi dovode do vraćanja krana u pravac kretanja. Proračun točkova Proračun točkova je standardizovan standardom promjenjivo i zavisi od :
1. 2. 3. 4.
JUS M. D1. 061. Opterećenje
dozvoljenog opterećenja, položaja mačke, djelovanja sile inercije, djelovanje vjetra.
Proračun točkova se izvodi prema indukovanoj sili . Fred =
gdje je
Fmin + 2 Fmax 3
točkova je
128 Fmax - najviše opterećenje, pri naj nepovoljnijem položaju kolica sa maksimalnim teretom. Fmin - najmanje opterćenje, sa odgovarajućim položajem kolica sa maksimalnim teretom. Nosivost točka Fn mora biti veća od redukovanog opterećenja
b
B
Fn > Fred
D
r
b = B –2r
Slika xx – Kombinacije točka i tračnice sa kontaktom po ravnoj površi Nosivost točka na tračnici sa ravnom površinom glave je
Fnr = k1 ⋅ k 2 ⋅ k 3 ⋅ D ⋅ b ⋅ p dr D - nazivni prečnik točka u mm b = B – 2r - aktivna dodirna širina točkova i šine u mm
p dr = 7.35 N/mm2 - dozvoljeni površinski pritisak točka na ravnoj tračnici k1, k 2 , k 3 - koeficijenti prema tabelama xx Tabela xx – Vrijednosti koeficijenta k1 za neke materijale Materijal Č. 0545, površ. kaljen ČL. 0500, “ “ ČL 0500, Č.0545, Č1430, ČL 0600, Č0645, Č 1530 SL. 18
k1
1 1 0.66 0.75 0.37
Tabela xx – Vrijednosti koeficijenta broja obrtaja k2 Broj obrt. u min. k2
5
10
20
25
1.17 1.13 1.06 1.03
31.5 40 1
50
63
80
100
125
160
200
0.97 0.94 0.91 0.87 0.82 0.77 0.72 0.66
Tabela xx – Vrijednosti koeficijenta klase dizalice k3
129 Pogonska klasa
1 –laka 2 – srednja 3 – teška 4 – vrlo teška
k3 1,25 1 0.9 0.8
Slika xx – Kombinacija točka i tračnice sa kontakto po zaobljenoj površi Nosivost točka na šini sa zaobljenom glavom (oblom glavom): 3
⎛p ⎞ Fno = ⎜ do ⎟ k1 ⋅ k 2 ⋅ k 3 ⎝ A ⎠
p duo = 2250MPa - dozvoljeni površinski pritisak na šini sa zaobljenom glavom ( Č0545, Č 0745 ) A = 4.2 - 11,5, (slika 1 - dijagram, JUS M D1. 061) - veličina koja izražava uticaj prečnika točka D i poluprečnika zaobljene noseće površine glave šine R (1/mm 2 ), k1, k 2 , k 3 - isto značenje Postupak proračuna Predpostaviti k 2 =1, pa izračunati D , A iz Fn = F
p3 ⋅ k F i A = 3 do 3 pd 0 ⋅ b ⋅ k3 Fno na osnovu kojih se usvaja standardni prečnik točka za koji treba potom provjeriti na uslov D=
Fn > F
130 Provjera dubine zakaljenog sloja
t
ts
Maksimalni kontaktni napon σ k u materijalu točka leži na izvijesnoj dubini ispod površine točka, a raspored je paraboličan u odnosu na krajnje tačke kontakta ukoliko je točak termički obradjen, obavezna tačka maksimalnog napona mora ležati u zoni zakaljenog sloja. U protivnom dolazi do ljuštenja i istiskivanja materijala, te pojave rupica u vidu kratera .
Slika xx Dubina zakaljenog sloja mora biti (računska) t = 0.678 ⋅ 10 −4 ⋅ D p dr (cm) - za ravne šine
t = α 3 Fn (cm) ; Fn (dN) - za zaobljene šine
α = 6,5 ÷ 14 ⋅ 10 −3 (dijagram, JUS. M D1. 061) - koeficijent oblika (zavisi od poluprečnika zaobljenja šine i prečnika točka ). Stvarna dubina mora biti veća od računske za odgovarajući stepen sigurnosti.
t s ≥ 1,4 t t s ≥ 1,25 t
( za ravnu šinu) (za zaobljenu šinu)
Stvarni kontaktni napon 1. Kombinacija čelični točak - čelična šina a). pri linijskom dodiru (ravna šina)
σ kr = 606 ⋅ k t ⋅ 3
N Rb
D ⎡ dN ⎤ ⎢⎣ cm 2 ⎥⎦ , R = 2
b). za točkasti dodir (zaobljena šina) 2
σ kd rš
⎛1 1 ⎞ ⎡ dN ⎤ = 3960 ⋅ k t ⋅ 3 N ⎜⎜ + ⎟⎟ ⎢⎣ cm 2 ⎥⎦ ⎝ r rš ⎠ - poluprečnik zaobljene šine
, N (dN)
131 2. Točkovi od SL a). linijski dodir (ravna šina)
σ kr = 400 ⋅ k t ⋅
⎡ dN ⎤ ⎢⎣ cm 2 ⎥⎦
N Rb
b). točkastti dodir (zaobljena šina)
σ kr kt kt kt kt
⎛1 1⎞ = 2500 ⋅ k t ⋅ N ⎜⎜ + ⎟⎟ ⎝ R rš ⎠
2
- koeficijent uticaja tangencijalnih C napona uslijed lokalnog valjanja materijala - 1,0 za laki režim rada - 1,04 - 1,06 za srednji režim rada - 1,06 - 1,1 za teški režim rada
Ovdje je
N = k d k n FV FV - maksimalno vertikalno opterećenje točka k d - dinamički koeficijent-odražava neravnomjernost kretanja i sastav šina v m / min
do 60
60 - 90
90 - 180
180
kd
1,0
1,05 - 1,1
1,1 - 1,2
1,15 - 1,3
manje vrijednosti se odnose na iznivelisane zavarene šine na krutoj podlozi.
k n = koeficijent neravnomjernosti raspodjele opterećenja po širini šine k n = 1,1 - ( za zaobljenu šinu ) k n = 1,1 - 1,5 (max 2) za ravnu šinu (zbog zakošenja točka) Tvrdoća zakaljenog sloja 1).
za ravnu šinu
HBr =
2).
za zaobljenu šinu
HB z =
σk 0.310
σk 0.525
⎡ dN ⎤ ⎢⎣ cm 2 ⎥⎦ ⎡ dN ⎤ ⎢⎣ cm 2 ⎥⎦
Ove vrijednosti tvrdoće treba naznačiti u radioničkoj dokumentaciji točka pored usvojenog materijala ,za površinsko kaljenje .
132
Horizontalno optrećenje
Ono nastupa uslijed zakošenja krana i trenja vijenca točka o šinu. Iznosi do 10% od vertikalnog opterećenja, a može biti i do 30%, što značajno opterećuje ležajeve u aksijalnom smijeru. Zazor izmedju točka i šine
Zazor utiče na dopunsko trenje i raspodjelu horizontalnog opterećenja na točkove. Potreban zazor izmedju točka i šine mora iznositi :
δ ≥ ∆S + ∆L − λ ∆S - odstupanje pravca šine od maksimalnog rastojanja šina, ∆L - povećanje raspona krana od maksimalne vrijednosti, uslijed elastičnih deformacija i temperaturnih deformacija, λ - zazor izmedju glavčine točka i noseće konstrukcije na mjestu oslanjanja u slučaju kliznih ležajeva. Proračun ovog zazora treba sprovesti na osnovu ∆Lmax
Za normalne, srednje uslove veličina zazora izmedju oboda i šine kreće se: 2δ = 10 ÷ 30 mm za cilindrične točkove 2δ = 30 ÷ 50 mm za konične točkove
133
MEHANIZMI ZA OSTVARIVANJE OBRTNOG KRETANJA KRANOVA Mehanizmi za okretanje služe za okretanje obrtnih dijelova krana, kao sto su stubovi konzolnih dizalica, ili samo strela takvih kranova, zatim okretanje obrtnih dijelova konstrukcije pokretnih dizalica, mostovskog krana specijalne namijene itd.
Slika xx – Kranovi sa obrtnim Obrtni dio ima oslonce, koji svojom funkcijom i načinom izvodjenja bitno utiču na konstrukciju krana, tako da u zavisnosti od oblika ovih oslonaca razlikujemo: A) obrtno oslonačka mjesta na stubu B) obrtno oslonačka mjesta na obrtnom krugu –platformi
134 Mehanizmi sa obrtno oslonačkim mjestima na stubu
a1) mehanizmi sa nepokretnim stubom
Portal (pokretan ili nepokreta), k li
ARL
ARL
RL
RL
točkovi - sastavni dio nepokretnog stuba točkovi - sastavni dio okretnog dijela konstrukcije
Radijalni ležaj 1)
Radijalni ležaj 2)
(ARL)- aksijalno- radijalni ležaj, prenosi težinu obrtnog dijela zajedno sa teretom. (RL) - radijalni ležaj, uravnotežava, zajedno sa sa ARL-om, momentom sprega horizontalnih sila (H), moment vanjskog opterećenja i težine. Slika x - Mehanizmi za rotaciju sa nepokretnim stubom, a) točkovi na konstrukciji, b) točkovi na stubu
135 a2) Mehanizmi sa pokretnim stubom kotrljajni ARL
Slika xx – mehanizmi za obrtanje sa pokretnim stubom, c) točkovi na konstrukciji b) točkovi na stubu, c) aksijalno radijalni ležaj
136
Opterećenja konstrukcije a) Opterećenje ležaja u aksijalnom pravcu V: V = ∑ Gi = Q + G m + G k + Gt
Ovdje je: Q – teret, kontratega
Gm - težina kolica (mačke),
Gk - težina krana,
Gt - težina
b) Opterećenje ležaja u radijalnom pravcu H’ (pri maksimalnom rastojanju Rmax tereta od ose) (Gm + Q) ⋅ Rmax + Gk ⋅ lk − Gt ⋅ lt h c) Opterćenje ležaja u radijalnom pravcu H" ( pri minimalnom rastojanju Rmin kolica od ose, bez tereta Q)
H′ =
H ′′ =
− Gm Rmin − Gk ⋅ l k + Gt ⋅ l t h
Protiv uteg (protuteg) ima funkciju da smanjuje se moment sprega u osloncima tj. radijalno opterećenje H, a time i otpore kotrljanja u osloncima. Smanjenje horizontalnog opterećenja H i otpora kotrljanja se može postići i povećanjem rastojanja h oslonaca (ukoliko je to konstruktivno moguće). Minimalna veličina momenta sprega dobiva se iz uslova :
H ′ = H ′′ (Gm + Q) ⋅ Rmax + Gk lk − Gt lt = −Gm Rmin − Gk lk + Gt lt Odavde se dobiva potrebni moment protutega
Gt lt =
(Gm + Q) Rmax + Gmax Rmin + Gk lk 2
137 Opterćenje konstrukcije silama mehanizama za dizanje - uticaj spoljne sile "S"
Ukoliko se mehanizma za dizanje nalazi na nepokretnom dijelu konstrukcije, onda se sila u užetu S prenosi na ležaje za obrtanje i pri tome ima reazličiti uticaj, zavisno od položaja mehanizma za dizanje, kao što je prikazano na sljedećim slikama.
S – povećava vertikalno opterećenje V
S – smanenjuje vertikalno opterećenje V
S – smanenjuje horizontalno opterećenje H
Slika xx – Uticaj sile u užetu mehanizma za dizanje na
Otpori i snaga mehanizma za obrtanje Sile i momenti otpora kretanja na mjestu oslanjanja obrtnog dijela stuba a) oslonci = ležajevi
Moment sila trenja u ležajevima
M t = M t′ + M t′′ M t′ - moment sila trenja u aksijalnom ležaju, M t′′ - moment sila trenja u radijalnim ležajima.
Aksijalni ležaj:
M t′ = ? d sr 2
a)
M t′ = Vµ 0
b)
M t′ = Vµ1 d sr
c)
d 3 − d 03 1 M t′ = Vµ1 2 3 d − d o2
za prstenasti presijek aksijalnog ležaja
d)
1 M t′ = Vµ1 d o 2
za slučaj d o ≈ d
za aksijalni kotrljajni ležaj za slučaj kuglastog oslonca d sr
dsr
d0 d
138 Ovdje je :
µ1 = koeficijent trenja klizanja d sr = sudnji prečnik kuglastog oslonca µo = redukovani koeficijent trenja kotrljanja za aksijalne ležajeve = µo =0,01-0,03
Radijalni ležaji:
M t′′ = ? d d M t′′ = M 1 + M 2 = H ⋅ ( µ1 ⋅ 1 + µ 2 2 ) 2 2 H ⋅ µ0 M t′′ = (d1 + d 2 ) 2
H - za klizni ležaj, - za kotrljajne ležajeve.
µ0
= 0,01-0,03 redukovani koeficijent trenja( kotrljanja ) d1, d2 - prečnici nepokretnog prstena radijalnih ležaja
d1, µ1
h H d2, µ2
a) oslonci = točkovi
Ukoliko je ležište izvedeno u obliku točkova koji se kotrljaju po šini , tada je moment njihovog otpora M 2 zavisan od načina oslanjanja točkova . a) točkovi na pokretnoj konstrukciji (osa točkova pokretna): N
2N d (µ ⋅ + f ) 2 Dt D w ′D M t = ∑ Wt = ∑N 2 2
Wt = w′N =
Pv ω
d
Dt
D
b) točkovi na nepokretnom stubu (tračnica pokretna) Wt = w′′N =
d
D
Pv Dt
ω N
Mt = (1 +
D 2N d ( µ ⋅ + f ⋅ (1 + t )) 2 D Dt
D w′′D Wt = ∑ ∑N 2 2
Dt ) - povećanje uslijed povećanja relativne ugaone brzine D
139
∑N
Veličina pritiska N na točak i ukupni pritisak
na sve točkove, zavisi od broja točkova i
njihovog raspona. Razlikujemo dva slučaja: Raspoređivanje točkovi na okretnom dijelu
a) simetričan raspored točkova
b) točkovi bliže dejstvu sile
c) različit broj točkova c) velike sile-grupa na prednjoj i zadnjoj točkova strani Slika xx – Raspoređivanje točkova zavisno od opterćenja Raspoređivanje točkova na nepokretnom dijelu konstrukcije
U ovom slučaju točkovi se razmještaju simetrično, pošto pri obrtanju krana ukupna reakcija H mijenja svoj položaj i naizmjenično se premiješta na sve točkove .
Moment obrtanja Ukupni moment obrtanja M0u se sastoji od momenta trenja Mt, momenta inercijalnih sila Min, moment sila vjetra Mv i statički moment usljed nagiba ose stuba: M0u = M t + M in + ( M v + M nag . ) ⋅ 0.7
M in = ∑ J i
ωi tp
in = M strele + M inprenos. meh.
J i - Momenti inercije okretnih masa za obrtnu osu Ji =
Gi 2 i ; g i
ii – poluprečnik inercije
Moment inercije strele 2
J x−x =
Gst
2
G st ( R + R ⋅ r + r ) 3g
Ovaj otpor je znatan , velike mase ,veliko rastojanje od ose rotacije .
140 Moment otpora vjetra
M v = ∑ Fvi Rvi
Fv = ∑ ci q i Aiη i
qi = 250 N / m 2 Moment usljed nagiba ose stuba
Ft = Q sinθ sinφ Mnag. = Ft L
Snaga motora za obrtanje
Po =
M 0u ω 0 η ⋅ψ
η = stepen korisnosti prenosnog mehanizma ψ = 1,7 – 2 koeficijent preopterećenja motora
Mehanizmi sa obrtno oslonačkim mjestima na obrtnom krugu platforme Umijesto stuba kod oslonačkog mjesta ovdje se primjenjuje obrtni krug na platformi na koga se obrtni dio krana oslanja ili putem točkova ili putem velikog broja kotrljajnih tijela izvedenih u vidu jednorednog ili dvorednog radijalno – aksijalnog ležaja .
141 1. najčešće 4 grupe točkova (cilindrični ili konični)
2. mogu se koristiti 3 grupe točkova za mala statička opterećenja 3. ose obrtanja se moraju sjeći u centru obrtnog kruga šine 4. centralni stožer – prima horizontalna opterećenja prilikom dizanja tereta kočenja horizontalni točkovi umjesto stožera ili djelovanja uraganskog vjetra 5. u normalnim uslovima rada uz pravilno odredjen protivteg opterećuje se i rasporedjuje na sve točkove
1. kotrljajna tijela: kugle ili konusni burići, valjčići 2. zbijena konstrukcija, miran rad 3. skuplji u odnosu na točkove
4. prečnik 1-2m (3-7m) 5. jednoredna ili dvoredna 6. mogućnost (dvoredna) lakšeg regulisanja i veća trajnost u eksploataciji 7. gornji red kuglica – prima vertikalna opterećenja; donji red kuglica – prima opterećenja od momenta (oba reda)
142 6. horizontalni točkovi umjesto stožera
8. donji red manje opterećen - manje dimenzije 9. standardni elementi, kompaktne konstrukcije, propisano dozvoljeno opterećenje
7. za veća opterećenja i veća vertikalna neuravnoteženja - prijem sila u oba smjera
8. profilisani žlijeb u nepokretnom dijelu konstrukcije - prima opterećenja u sva tri pravca - za manja opterećenja 10. opterećenje - bolje primaju udarna opterećenja, duži vijek trajanja 11. Maksimalna sila opterećenja valjaka
9. ravni točkovi
V2 V V1
b)
V1 < V = Rω < V2 F = Fµ = Nµ0 /2 µ0 = 0.15
Opterećenje valjčića od vertikalne sile 2n – broj valjaka Opterećenje valjčića od momenta Mx
b N ⋅ b ⋅ µ0 = Wtd R = 2 4 Dopunski otpor trenja Qb Wtd = µ 0 4R Ovaj dopunski otpor nije veliki, ali izaziva trošenje točkova i šina. Da bi se smanjilo trošenje točkova mogu se umjesto širokih točkova koristiti dva ili više paralelno postavljenih na istoj osovini Dodatni spreg
M t = Fµ
FV = 2 nF ⇒ F =
FN 1 = FN 1 : F:
N2
= FN1
FN 3 = FN1
R2 R1 R3 R1
FV 2n
143
Alternativna rješenja za manja opterećenja – veći kontaktni napon
R R1
MF=N 2(=FNF R + 2nFN 2 R2 + 2 FN 3 R3 + ...) = 1 N1 n
=
1
2 FN1 R1
( R12 + 2 R22 + 2 R32 + ... + 2 Rn2 ) =
= FN1 ⋅ 2 R0 R0 = 10. konični točkovi
R12 + 2 R 22 + 2 R 32 + ... + 2 R n2 R1
FN 1 =
M 2 R0
Prečnik valjka se određuje prema ovoj sili FNmax na isti način kao i kod točka (cilindričnog)
FN max = FN1 + F =
D tgβ = c 2R N0 – dodatna aksijalna sila na ležajeve koničnih točkova. • komplikovaniji sistem oslanjanja točka • traži se preciznija montaža
M FV 1 ⎛ M FV ⎞ + = ⎜ + ⎟ 2R0 2n 2 ⎜⎝ R0 n ⎟⎠
Ukupna aksijalna sila Fa na točak je : 10.)
F a = N 0 − F µ cos β = N ⋅ tg β − µ S cos β
⎛ N = N ⋅ tg β − µ ⎜⎜ ⎝ cos β = N (tg β − µ
⎞ ⎟⎟ cos β ⎠
)
Snaga za obrtanje krana izračunava se na isti način kao i kod mehanizma sa obrtno oslonačkim mjestima na stubu, tj.:
M
0u
= Mt +M
in
+ (M
v
+M
nag .
) ⋅ 0 .7
144 P0 =
M 0u ω 0
ψ = 1 .7 ÷ 2
;
ηψ
- koeficijent
preopterećenja motora Za slučaj da je sila vjetra zanemariva, a osa obrtanja vertikalna, može se uzeti da je: in M v = M nag . = 0 ; M 0u = M t + (1.1 ÷ 1.3) M strele in Ovdje je M strele moment inercije strele za obrtnu osu, a koeficijentom k = 1.1÷1.3 uzima se u obzir uticaj inercionog momenta rotirajućih masa prenosnog mehanizma.
Mehanizmi za ostvarivanje obrtnog kretanja
Obično je broj obrtaja strele n S = 1 ÷ 3 min
−1
.
Broj obrtaja elektromotora je obično n m = 750 ÷ 1000 min − 1 Potreban prenosni odnos cijele redukcije je pri tome i0 =
nm nS
=
750 ÷ 1000 = 750 ÷ 350 1÷ 3
Redukcijom u zatvorenom reduktoru se postiže prenosni odnos
i R = 45 ÷ 60 Preostali prenosni odnos iS se ostvaruje spoljnim zupčastim parom , tj.
i0 = i R i S Primjeri:
;
i S = 12 ÷ 16
145
MEHANIZMI ZA PROMJENU DOHVATA – ISPUSTA STRELE
Uloga mehanizma: 1.povećava
se
krak
dohvata strele 2. vrši se horizontalno premještanje tereta u radijalnom pravcu Podjele prema načinu dohvata: 1. Promjena dohvata strele spuštanjem i podizanjem strele. 2. Promjena dohvata strele pomoću kolica koja nose teret i kreću se po rešetkastoj konstrukciji. Podjela prema načinu premještanja tereta : 1. dizalice sa krivolinijskim premještanjem tereta
146 2. dizalice sa horizontalnim premještanjem tereta
Podijela prema vrsti mehanizma za promjenu dohvata strele 1. mehanizmi sa zavojnim vretenom
i polužnim sistemom, 2. mehanizmi sa sistemom koturača.
Slika xx – Mehanizmi za promjenu dohvata strele sa polužnim sistemom i zavojnim vretenom
147
1-pogonski motor, 2-spojnica sa kočnicom, 3-reduktor, 4-krajnji šalter, 5-vreteno sa trapeznim navojem, 6-navrtka, 7-čaura vodilica, 8-nosač navrtke, 9-lisnate opruge, 10-kožni omotač, 11-aksijalni ležaj Slika xx – Pogon za promjenu dohvata strele sa zavojnim vretenom
Slika xx – Mehanizmi za promjenu dohvata strele sa sistemom koturača
148 Stabilnost krana od prevrtanja
M s = stabilizirajući momenat M pr = moment prevrtanja Statistička stabilnost (opterećenje + vjetar)
Ms
ks =
= 1.4 ÷ 1.6
M pr in
Dinamička stabilnost (opterećenja + inercija + vjetar) k ol =
Stabilnost van pogona (vjetar + opterećenje)
k =
Ms M
Ms M pr
in pr
= 1.1 ÷ 1.35
= 1.1 ÷ 1.2
Sigurnost od pokretanja krana vjetrom
Fvj - pogonska sila vjetra Wuk - ukupni otpor vožnje Tračnice – šine Najviše se primjenjuju šine prema DIN 536, oblik A (JUS ). One imaju širiku čeonu (noseću) površinu kao i široku stopu što omogućuje relativno velike pritiske i lako pričvršćenje, za razliku od oblika F, koji ima usku čeonu površinu. Kao materijal za izradu koristi se čelik sa minimalnom zateznom čvrstoćom od 590 N/mm2.
.
Slika xx – Oblik kranske tračnice a) prema DIN 536 b) željeznička šina (DIN 5902)
149 Za slučaj da su šine diskontinualno oslonjene, kao što je to slučaj kod oslanjanja na drvene pragove ili šinske stope pričvršćene na betonskom fundamentu, koriste se željezničke tračnice (šine), jer imaju velik otporni moment savijanja (slika xx). Budući da je kod velikih opterećenja točka od značaja za čvrstoću ne samo opterećenje savijanjem, već i naponi smicanja, zbog relativno tanke staze, razvijene su specijalne debelostijne tračnice sa ravnom i debelom glavom (DIN 5902)
Slika xx – Oslanjanje tračnica a) na drvene pragove b) na betonski fundament Fiksiranje (pričvršćenje) tračnica se izvodi povoću vijaka ili steznih ploča. Pored ovih koriste se i prizmatične šine prikazane na slici xx, koje mogu imati oštre ivice (za velike površineke pritiske), zaobljene ili skošene ivice gornje površine ili zaobljenu radnu površinu. Ove šine se ili zavaruju na podnožnu lamelu, koja se potom pričvršćuju vijcima ili steznim pločama, kao i tračnice DIN 536 i DIN 5902, ili se pak zavaruju direktno na nosač. Nedostatk je otežana zamjena ovih šina, kada se istroše, te se stoga primjenjuju kod kranova koji se rjetko koriste (malo trošenje).
Slika xx – Prizmatične tračnice
150
Slika xx – Pričvršćenje tračnice a) sa podložnim limom b) sa elastičnim podlogom
Slika xx – Pričvršćenje tračnica za viseću izvedbu mosta Slika xx – Pričvršćenje prizmatičnih tračnica na betonske podloge a) preko podložnog nosača, b) preko podložne trake
Slika xx – Pričvršćenje prizmatičnih tračnica na čelične nosače
151
Slika xx – Dozvoljena odstupanja kranske staze METALNA KONSTRUKCIJA Osnove proračuna i dimenzioniranja nosive konstrukcije mosnog krana Metalna konstrukcija mosnog krana može biti: a) sa jednim glavnim nosačem (gredom) - jednogredni mosni kran, b) sa dva glavna nosaca (grede) - dvogredni mosni kran.
Slika xx – Jednogredni mosni kran
152
Slika xx – Dvogredni mosni kran 1) mačka, 2)glavni nosači, 3)čeoni nosači 4) pogon vožnje krana, 5) pogon vožnje mačke, 6) pogon dizanja
153 Dvogredne konstrukcije mogu biti izvedene i kao a) rešetkasti nosači, b) kutijasti nosači.
B
L Slika xx – Rešetkasta konstrukcija mosnog krana
Slika xx – Kutijasti konstrukcija mosnog krana
154 a) rešetkasti nosači Rešetkast nosači mogu biti ravninski ili prostorni nosači (trouglastog ili pravougaonog oblika). Obično se koriste za veće raspone kranova (L>40m). a – mehanizam za dizanje b- vertikalni glavni nosači d – pomoćni vertikalni nosači e – horizontalni gornji nosači f – horizontalni donji nosači g- dijagonalna ukrućenja i – mehanizam za vožnju krana
Slika xx – Nekoliko mogućih oblika rešetkaste konstrukcije mosnog krana
155 δ 1 - progib nosača b uslijed tereta δ 2 - progib nosača d uslijed tereta δ 1 ’- progib nosača b usljed sopstvene težine f = δ 1 + δ 1 ’ - ukupan progib nosača b usljed tereta i vlastite težine •
Pojava torzije nosača => razmak šina se smanjuje => kose rešetke => prenose opterećenje na pomoćni vertikalni i horizontalni nosač • Rešetkasti nosači su lakši u odnosu na kutijaste nosače .
b) Kutijasti nosači: pretežno se koriste, imaju veću težinu, lakši za izradu (manja priprema, mogućnost pripreme automatskog zavarivanja), manje dimenzije, veća krutost – manje dimenzije
H
h
Lt
L
Bt
-
Slika xx - Gabaritne mjere kutijastog dvogrednog krana
156 Debljine limova koji se koriste za izradu kutijastih nosača dati su u sljedećoj tabeli.
Dimenzij e limova (mm) δ
δ1
5
7
6
8
8
10
10
12
12
15
platforme služe za : - električni razvod za napajanje pokretne dizalice - smještaj mehanizma za pogon kretanja točkova
B1
Slika xx – Osnovne mjere poprečnog presjeka kutijastog nosača Glavne dimenzije kutijastog nosača određuju se saglasno sljedećim empirijskim obrascima u zavisnosti od zadatog raspona nosača L, tj.: • visina nosača • širina nosača minimalna širina • • raspon točkova • visina čeonog nosača • dužina skošenja glavnog nosača 1200÷1400 mm) • udaljenost kabne od čeonog nosača
H = L/(14÷20) B = H/(2÷3), Bmin = L/50, Lt = L/(5÷7), h = (0.4÷0.6)H, c = (0.1÷0.2)L
B > Bmin,
(obično
ek = 2.5m
Proračun metalne konstrukcije krana se izvodi prema: 1. dozvoljenom naponskom stanju konstrukcije i 2. prema dozvoljenom ugibu (elastičnoj deformaciji) konstrukcije. Dozvoljeni ugib konstrukcije f pri djelovanju pokretnog opterećenja su dati preko koeficijenta k=f/L, čije su vrijednosti navedene u sljedećoj tabeli: Način upravljanja kranom
Upravljanje s k poda
Pog. klasa krana I
II
1 1 400 500
III 1 700
IV --
ek
157 Upravljanje iz kabine na kraju mosta
1 500
1 600
1 500
1 900
Upravljanje iz kabine na sredini mosta
1 500
1 800
1 1000
1 800
Ovo ograničenje ugiba nije zbog naponskog stanja konstrukcije, već zbog : a) obezbjeđenja ravnosti staze za kretanje kolica, b) smanjenja dinamičkih oscilatornih opterećenja koja se javljaju u prelaznom periodu procesa dizanja. Da bi se povećala krutost konstrukcije i smanjili ugibi, često se kutijasti nosači pojačavaju vertikalnim i horizontalnim limovima (ukrućenjima), kao što pokazuju sljedeće slike.
Slika xx – Vertikalna i horizontalna ukrućenja kutijaste konstrukcije krana
Slika xx - Kutijasti nosač u fazi izrade
Slika xx – Šuplje i puno vertikalno opterećenje Tračnice mogu biti postavljene na sredini ili iznad verikalnih nosača. Ako je tračnica postavljena:
158 a) na sredini – potreban je veći broj rebara unutar kutije, pošto gornji lim nije u stanju da prenese opterećenje točkova na vertikalne limove; b) iznad vertikalnog nosača, dolazi do uvijanja nosača, pri čemu rebra sprečavaju savijanje vertikalnih limova male debljine, a velike visine.
Slika xx – Postavljanje tračnica a) na sredini nosača, b) iznad vertikalnih limova
Primjena specijalno oblikovanih profila oblika kutije .
Slika xx – Mogući oblici poprečnih presjeka kutijastih nosača Konstrukcija mosnog krana može biti izvedena u: o stojećoj izvdbi, o visećoj izvedbi. Slika xx – Stojeća izvedba krana sa stojećom mačkom
159
Jednogredne dizalice - monorej -
bolja raspodjela materijala manja težina i do 40 % jednostavnija izrada
Starije konstrukcije
160
Slika xx – Neki oblici jednogrednih konstrukcija mosnog krana Novije konstrukcije – kutijasti jednogredni nosač = za velike raspone, a male nosivisti – manji uticaj vlastite težine . a)
Simetrično i asimetrično vertikalno opterećenje nosača
-
dva pogonska mehanizma - smanjenja visine hale - različite brzine dizanja
161 Dimenzionisanje nosača U periodu startovanja mehanizma za dizanje je : a) promjenjiva brzina dizanja i b) elastičan most, pa su sile u mostu promjenjive. One se preko točkova kolica prenose kao pokretno opterećenje na uzdužne nosače mosta . Dolazi do oscilacija i oscilatornih deformacija .
Fk
Fk - opterećenje
Fk = Gk + F (t ) glavnog nosača
G k - težina kolica F (t ) - sila u užetu Uslijed kretanja kolica duž staze kao i kretanja krana, usljed ubrzavanja i kočenja, te mogućnosti njihanja tereta u obe ravni dolazi do pojave promjenjivog horizontalnog opterećenja i novog rasporeda pritisaka na točkove. Proračun ovih opterećenja je vrlo složen i izvodi se samo u istraživačkim slučajevima. U praksi se koristi uprošten proračun definisan sa JUS M. D1.050. Dopunski uticaji se uzimaju u obzir posebnim koeficijentima . Prema predmetnom standardu opterećenja konstrukcije se dijele na: • •
glavna opterećenja dopunska opterećenja
Glavna opterećenja
Glavna opterećenja djeluju u stanju mirovanja dizalice i čine ga: a) težina tereta koji se diže – Q i b) sopstvena težina konstrukcije - FG Sopstvena težina konstrukcije na početku nije poznata pa se ona prvom proračunskom koraku pretpostavi. Sopstvenu težinu konstrukcije, pored težine nosača, čine težina
162 kolica (mačke) i težina kabine. Težina kolica se predpostavlja prema empirijskom obrascu mk = m0 + kQα gdje su m0, k i α dati u tabeli Pogonska klasa
1
2
3
4
m0 [t]
1.0
1.2
1.8
1.8
k
0.07
0.08
0.20
0.20
α
1.15
1.20
1.0
1.0
Težina kabine se može uzeti da je za • • •
otvorene kabine zatvorene kabine sa elektroopremom zatvorene kabine s klimauređajima
Gk = 8 ÷ 10 kN, Gk = 12 ÷ 16kN, Gk = 25 ÷30 kN.
Ako je stvarno dobivena težina nakon proračuna veća od predpostavljene za više od 5 %, proračun se mora ponoviti sa novom korigovanom težinom.
Dopunska opterećenja se dijele na: vertikalna dopunska opterećenja usljed oscilovanja tereta, trzaja i naglog odvajanja od podloge, horizontalna dopunska opterećenja uslijed: a) b) c) d) e)
ubrzanja i kočenja kolica –sile inercije , tangencijalne inercijalne sile usljed rotacije krana (strele), centrifugalne inercijalne sile usljed rotacije krana (strele), zakočenja krana pri iskošenju konstrukcije, udari o odbojnike (horizontalne oscilacije se me uzimaju u obzir).
opterećenja od vjetra, snega, leda i promjena temperature.
163
Vertikalna dopunska opterećenja Uzimaju se u obzir tako da se glavna opterećenja udljed tereta Q množe sa dinamičkim koeficijentom ψ (dat dijagramski u JUS M.D1 050).
Fv = ψQ ψ
Slika xx – Koeficijent ψ u funkciji brzine dizanja
Horizontalna dopunska opterećenja a.) Najveća horizontalna sila inercije jednaka je najvećoj adhezionoj sili:
FHink = Fat = k a
∑G n n
p
ka - koeficijent ubrzanja (usporenja) – dat dijagramom na slici ΣG – ukupna težina koja se ubrzava, n – ukupan broj točkova krana, np – broj pogonskih točkova.
Slika xx – Koeficijent k0 u zavisnosti od veličine ubrzanja (usporenja)
164 U slučaju neravnomjerne raspodjele težina na točkove, veličina inercijalnog horizontalnog opterećenja određena je izrazom
Fa = k a ∑ Fkp Fkp - veličina opterećenja pojedinih pogonskih točkova b) Tangencijalne inercijalne sile pri obrtanju odnosno promjeni dohvata krana računaju se na osnovu izraza :
Ft1 =
G0 Q εRG ; Ft2 = εRQ g g
G0 - težina dijelova koji se obrću, RG - odstojanje težišta elemenata , RQ - odstojanje težišta tereta od ose obrtanja, ε = 0,1 – 0,6 sec-2 ; trajanje ubrzanja od 5 do 10 sec. c) Centrifugalna sila koja nastaje prilikom obrtanja dijelova dizalice odredjuje se po obrazcu :
FC1 =
G0 Q 2 2 RG ω ; FC2 = RQω g g
d) Poprečne reakcije upravno na pravac vožnje usljed zakošenja kolica, na mjestu dodira vjenca i šine izračunavaju se po obrazcu:
Fz = λ Fk Fk - oterećenje točka , λ - koeficijent uticaja zakošenja zavisi od L/LT (L – raspon krana, LT – razmak točkova na šini )
165
Slika xx – Koeficijent λ u funkciji odnosa L/LT λk= 0,65 λ - za konične točkove. λc= 1,45 λ - za cilindrične točkove sa izuzetno velikim zazorom izmedju oboda i glave . e) Opterećenje od inercije prilikom udara dizalice i pokretnih kolica nije potrebno posebno uzimati u obzir u slučaju da su odbojnici konstruisani u skladu sa brzinom vožnje.
C. Opterećenje od vjetra Fvj Izračunava se na osnovu izraza koji su definisani kod analiziranja otpora vožnje.
Pri dimenzioniranju konstrukcije na osnovu datih glavnih i dopunskih opterećenja , potrebno je uzeti u obzir i uslove rada dizalice, koji su obuhvaćeni pogonskom klasom , na osnovu čega se definiše koeficijent pogonske klase φ date iz tablice: Pogonska klasa Koeficijent φ pog . kla.
1
2
3
4
1
1,05
1,10
1,20
SILE Prema JUS.M.D1.050 određivanje napona i stepena sigurnosti se vrši za tri slučaja : I II III
Opterećenje pri normalnom radu dizalice bez vjetra; Opterećenja pri normalnom radu dizalice sa vjetrom jačine koja omogućava normalan rad dizalice; Izuzetna opterećenja.
1) Za prvi slučaj (I) važi da je cjelokupno opterećenje FI = ϕ ⋅ (ψ ⋅ Q + FG + FH )
FH - horizontalna dopunska opterećenja koja se se uzimaju samo ako djeluju jednovremeno sa vertikalnim opterećenjem
166
2) Za drugi slučaj (II) važi da je cjelokupno opterećenje
FII = ϕ ⋅ (ψ ⋅ Q + FG + FH ) + Fvj + Ftemp pri čemu se treba voditi računa istovremenosti djelovanja navedenih opterećenja i samo ih tada sabirati . Ftemp - opterećenje uslijed djelovanja temperature
3) U treću grupu opterećenja (III) ulazi nepovoljniji od dva kritična slučaja . a) Dizalica je van pogona, izložena orkanskom vjetru. U obzir se uzima vlastita težina,opterećenje od orkanskog vjetra Fvo i eventualne reakcije sidrenja dizalice , te je :
FIII = FG + Fvo b) dizalica je u pogonu i usljed otkaza kočnica udari punom brzinom na odbojnike ili neku drugu prepreku, pa je :
FIII = FG +Q+ Fin Fin - udarna inercijalna sila Primjer : Ako se izuzme mogućnost udara o odbojnike, jer ima krajnje isključivače, mosni kran se proračunava prema prvom (I) slučaju opterećenja.
MOMENTI Na osnovu opterećenja silama koja su prikazana predhodno, potrebno je odrediti maksimalne momente u vertikalnoj i horizontalnoj ravni uslijed glavnih opterećenja u najnepovoljnijem položaju i horizontalnih opterećenja kada dejstvuju istovremeno. Na osnovu dozvoljenih napona i maksimalnih momenata određuju se potrebni otporni momenti u vertikalnoj i horizontalnoj ravni, odnosno maksimalni naponi . Vertikalna ravan : V
M f max = ϕ ⋅ ( M fQ + M fG ) M fQ = M f ⋅ (ψ ⋅ Q)
167 V
σV =
M f max WX
Horizontalna ravan : in in M Hfmax = M Hf ( Fkolica , Fnosačo , Fzakošenja )
H
σH =
M f max WY
Za pravougaoni presjek nosača u zoni istezanja naponi se superponiraju :
σ = σ V + σ H ≤ σ doz
Čelik
σ M [Mpa]
Č.0360
370
Č.0460 Č.0560
σv
Dozvoljeno naprezanje [Mpa]
σ doz
I
II
III
220
145
165
200
420
250
165
190
225
500
350
230
265
315
Napomena: Za dizalice male i srednje nosivosti se koristi materijal Č.0360. Daje veće presjeke i veću krutost konstrukcije . Ukoliko bi se koristili kvalitetni materijali, konstrukcija bi bila vitka i premašila bi dozvoljeni ugib f . Za druge materijale :
σ doz =
σV ν
;
ν I = 1.5
ν II = 1.3 ν III = 1.1 Pri projektovanju se dimenzije pojedinih dijelova usvajaju, a potom se vrši provjera napona i uskladjivanje prema maksimalnom dozvoljenom . U cilju lakšeg odabiranja prosjeka daju se preporučeni odnosi visine nosača prema rasponu za rešetkaste konstrukcije :
50 – 200
L =11-14mm 1/14
H/L L =14 – 17mm 1/15
L ≥ 17 mm 1/16
200 – 300
1/14
1/14
1/15
300 – 500
1/14
1/14
1/14
Q [ kN ]
168 Za kutijaste nosače preporučuje odnos : ⎛1 1⎞ H = ⎜ ÷ ⎟⋅ L ⎝ 14 18 ⎠ H ⎛ 1 1⎞ B = ⎜ ÷ ⎟⋅ L ≥ 3 ⎝ 35 50 ⎠ Primjena Al –legura za nosače
-
za velike raspone i mala opterećenja (nosivosti), nema korozije, nema sklonosti ka krtom lomu (vezano za rad u niskim temperaturama), veća cijena manja težina, manji modul elastičnosti: veći ugibi i frekvencije oscilovanja, manje amplitude. korozija na mjestu dodira sa čelikom (postavljaju se izolacije), veći koeficijent linearnog izduženja – veće toplotne deformacije pri zavarivanju 1 1 preporučeni ugib f = ( kod čeličnih ), veća visina nosača za 25 % do 500 700 30 % primjena hladno oblikovanih profila ELEKTRIČNI UREDJAI NA KRANOVIMA I DIZALICAMA
1. Električno napajanje U gradnji dizalice normirani su danas sljedeće vrste struja i napona:
A) Trofazna naizmjenična struja •
Trofazna naizmjenična struja 50 Hz motora;
380 V, 500 V za napajanje kranova i
3 kV, 6 kV, 10kV za napajanje utovarnih mostova i kranova. • Trofazna naizmjenična struja 60 Hz
440V na brodovima i zemljama engleskog govornog područja.
•
110 V, 220 V za osvjetljenje i
Monofazna naizmjenična struja upravljanje.
60 Hz i 50 Hz
169 B) Istosmjerna struja
24 V, 42 V za ručne lampe kao zaštitni niski napon 110 V, za osvjetljenje i upravljanja, 220 V za osvjetljenje, motore, elektromagnete za dizanje 440 V- 600 V za motore.
Prednosti i nedostatke i jedne i druge vrste struje nije lako jednoznačno vrednovati , pa ocjenu treba formirati na osnovu radnih uslova i mogućnosti opskrbljavanja energijom . Npr : Naizmjenična struja – transformiše se na visoki napon koji zahtijeva manji presijek kablova , te se ti kablovi vode do mjesta korištenja na kranu , tu se transformiše na radni napon .
Istosmjerna struja - istosmjerni motori se bolje i lakše upravljaju iznad i ispod nazivnog broja obrtaja , ali su skuplji i komplikovaniji i zahtijevaju zbog svog kolektora i trošenja četkica više pažnje i održavanja . U novije vrijeme primjenom savremenih električnih (elektonskih) komutiranih motora poboljšava se upravljanje naizmjeničnim motorima . U Evropi preovlađuju motori naizmjenične struje U SAD preovlađuje napajanje istosmjernom strujom Najvažniji elektro uredjaji su : elektromotori, uravljački uredjaji, releji, elektrokontaktni ili kontaktni prekidači, pomoćni i krajnji prekidači, kranski prekidači , otpornici , otkočni uredjaji.
MOTORI Motori za dizalice mogu biti: 1. Motori na istosmjernu struju (DC) 2. Motori na naizmjeniču struju (AC)
1) trofazni (monofazni) asinhroni (sinhroni) 2) upravljani (servo AC) 3. Motori sa električnom kočnicom na vrtložne struje U Evropi su prihvaćeni trofazni asinhroni motori. Razlikuju se: • •
kavezni motori, kliznokolutni motori.
Kavezni motori sa direktnim uklapanjem se koriste za snage do 2.2 kW. Za snage iznad 3 kW se koriste putem uključivanja sistemom zvijezda – trougao. To podrazumijeva da je motor predviđen za stalni rad u spoju trougao, pri čemu se radi zaleta motor prvo priključi na zvijezdu, a nakon završenog zaleta vrati na trougao .
170
Rotor asinhronog kaveznog motora
171 Pošto je kod zvijezde manja fazna struja, to je i potezni moment motora smanjen za 1/3 od nominalnih vrijednosti u tablicama motora, što za posljedicu ima mirnije uključenje u rad i manje dinamičko opterećenje konstrukcije .
Struja i napon kod veze zvijezda i trougao
M – obrtni moment Mn – nazivni moment MA – potezni moment MS – sedlo momenta MK – prevojni moment n - broj obrtaja ns – sinhroni broj obrtaja
Karakteristika asinhronog kaveznog motora
Slika xx - Karakteristike kaveznog motora u funkciji od tipa ankera
172 Klizno kolutni motori se zbog laganijeg startovanja koriste kod mehanizama za dizanje. Pokretanje i podešavanje ugaone brzine se postiže putem rotorskih pokretača, tj. uključivanjem otpornika u svaku fazu rotorskog namotaja, čime se potezni momenat postepeno reguliše do njegove maksimalne veličine .
Rotor klizno kolutnog asinhronog motora
)
Klizno kolutni motor (zvijezda, trokut
Slika xx - Zavisnost karakteristike momenta motora od iznosa u rotor dodanog omskog otpora Rd (1 prirodna karakteristika Rd = 0; 2 dodatni otpor Rd = 2.5R2; 3 dodatni otpor Rd =5R2; 4 dodatni otpor Rd = 9R2)
173
Karakteristika klizno kolutnogmotora
Zavisnost poteznog momenta od rotorske struje
Klizno kolutni
Kavezni motor
Slika xx – Promjena smjera rotacije kloznokolutnog i kratkospojenog (kaveznog) motora
174
Rotori asinhronih motora imaju manji broj obrtaja (ω) od statorskog polja (ωs) , što je dato putem klizanja motora S, pri čemu je
S = (ω – ωs)/ω
Brzina obrtaja u % nazivne brzine
Moment motora u % nazivnog momenta Snaga motora u % nazivne snage
ω
100
90
80
70
60
50
40
30
100
96
91
86
80
72
62
47
100
86
73
60
48
36
26
16
%
M %
P %
Slika xx – Zavisnost momenta i snage motora u funkciji broja obrtaja
175
Režimi intermitiranih pogona
Prema propisima VDE 0530/1972 internacionalne organizacije IEC režimi rada elektromotora se mogu podijeliti u osam klasa koje označavamo sa S1 - S8 . a) Trajana pogon – režim S1
b) Kratkotrajni pogon - režim S2
ts
tR = stvarno radno vrijeme ≤ Tdoz T = prema standardima =10 , 30 , 60 , 90 min
t s = vrijeme stabilizacije = (4 ÷ 5 )
b) Naizmjenično opterećenje konstantnim teretom - režim S3
Intermitemcija ED (EinschaltsDauer)
ED =
tR tR + tm
⋅ 100% = τ u ⋅ 100%
tm – vrijeme mirovanja
176 c) Naizmjenično opterećenje sa zaletnim momentom S4
ED =
tZ + tR t ⋅100% = R ⋅100 tZ + tR + tM tC
tz = vrijeme zaleta motora
d) Naizmjeničn opterećenje sa zaletnom momentom i kočenjem S5
ED =
tZ + tR + tK t = 100 % = R ⋅ 100 tZ + tR + tK + tM tC
Standardna intermitencija ED 15 % , ED 20 % , ED 25 % , ED 40 % , ED 60 % , ED 100 % .
Provjera motora na zagrijavanje U katalogu su za svaku standardnu intermitenciju date odgovarajuće ekvivalentne snage motra Pkat .To je ona snaga sa kojom bi motor sa tim režimom rada mogao da radi neograničeno dugo, a da ne dođe do povišenja njegove temperature . Pošto je po Džulovom zakonu razvijena toplota proporcionalna kvadratu struje (snage) i vremena Q = RI2t , R=U/I, Q=UIt , Q=Pt, Qtr = Qisp =>
177 te se na osnovu stvarne snage motora Pst i stvarne intermitencije dobiva da je:
Pkat = Pst
ED st EDkat
EDst = stvarna intermitencija EDkat = usvojna intermitencija iz kataloga Ako su ciklusi međusobno različiti po trajanju (t1,t2, t3, motora (P1, P2, P3, …Pn)onda je: 2
Pst =
…t4)
2
i po snazi opterećenja
2
P1 t1 + P2 t 2 + ⋅ ⋅ ⋅ + Pn t n t1 + t 2 + t 3 + ⋅ ⋅ ⋅ + t n
srednja kvadratna snaga Pst ili efektna kvadratna snaga . Klasa zaleta motora KZ definiše broj zaleta motora na sat uzimajući u obzir termičku ekvivalentnost izmedju zaleta motora i električnog kočenja motora . Kz = broj zaleta +0.8 x broj kočenja + 0.25 x broj impulsa
= n z + n k ⋅ 0.8 + 0.25ni Kataloške klase zaleta mogu bit 150 , 300 , 600 .
Pored klase zaleta uvodi se i pojama faktora zaleta Fz Fz = Kz × ∑ J
∑J
J max
= indukovani moment opterećenja
J max = vrijednost iz kataloga za odgovarajući motor Ovisnost snage o faktoru zaleta očitava se na osnovu dijagrama (dobiven mjerenjem) . Redukovana snaga P2 = P2 nom ⋅ Fz Primjer :
P2 = 34 kW – snaga u radnom ciklusu n = 1000 min ED = 60 % n Z =120 / h nK
−1
= 100 / k
J tereta = 7.5 kg/m a ) Klasa zaleta
2
178 K z = n Z + n K ⋅ 0.8 = 120 + 0.8 ⋅ 100 = 200 > 150
U klasi zaleta do 300, za intermitaciju S4 , S5 sa 60% ED se odabire motor sa sljedećom većom snagom 38 kW to je : 2AK Md za koga je
280 (5-6) – broj polova
J rot = 2 kgm
2 2
J max = 4.625 kgm P2 nom = 45 kW (za trajni pogon) Fz = K z × Redukovana snaga
∑J J max
= 200
P 7.5 + 2 = 410 → 2 = 0.79 P1 4.625
P 2 = 0 . 79 ⋅ P 2 n = 0 . 79 ⋅ 45 = 35 . 6 > 34 kW
zadovoljava.
OTKOČNI UREDJAJI Za upravljanje mehaničkim kočnicama služe otkočni uredjaji. Istivremeno s ukopčavanjem pogonskog motora (serijski, paralelno), otkočni uredjaj dobiva struju i oslobadja kočnicu. Kada je motor iskopčan ili iy drugih razloga nije pod naponom, kočnica se aktivira djelovanjem opruge ili utega .
Vrste otkočnih uredjaja : a) elektromagnetski otkočni uredjaji b) elektro dinamički otkočni uredjaji (ELDRO) c) centrifugalni otkočni uredjaji
179 a) ELEKTROMAGNETSKI OTKOČNI UREDJAJI
Slika xx – Fotografija i presjek elektromagnetnog otkočnog uređaja 1. podatak o sili u katalogu uključuje i silu potrebnu za dizanje jezgra, Za dizanje se koristi 2/3 sile u katalogu . 2. kataloški hod jezgre u radu treba koristiti samo 75 – 80 %. Ostalo je sigurnost . 3. ED treba birati veću nego kod motora (npr. 60% umjesto 40 %). Pošto motor ne radi sa punim opterećenjem, on može izdržati i veću intermitenciju od propisane, a magnet ne može jer uvjek radi sa punim opterećenjem. 4. Serijska veza motor-elektromagnet: Motor uključen - otkočni uredjaj uključen (priključak na glavni vod struje) motor radi na prazno – mala potezna struja, pa ne otvara dovoljno kočnice, klizi po bubnju . (redni prikljčak) 5. Paralelna veza motor-elektromagnet: Poseban strujni krug (izbjegavaju se nedostatci iz tačke 4) traži dodatne upravljačke uključno isključne elemente. “Rade Končar” – otkočni magneti za trofaznu struju : a) 120 ukopčavanja na sat (ED 40 %) b) 25 ukpočavanja na sat (ED 100%) c) 300 ukopčavanja na sat (ED 40 %), hod ≤ 3 cm
180 b) ELEKTRO DINAMIČKI OTKOČNI UREDJAJI - ELDRO
1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9.
veliki vijek trajanja 20 x106 uključivanja veliki hod 5 – 150 mm veliki broj uključivanja na sat 200 – 4000 / h mala snaga elektromotora 0,1 – 4 kW bezuslovno isključivanje i isljučivanje promjena pritiska proporcionalna kvadratu brzine motora mogućnost regulacije sile otkočivanja putem promjene broja obrtaja motora vremena podizanja i spuštanja mogu se regulisati putem hidrauličnih ventila ako je ugradjena opruga , onda se može izbjeći opruga na kočnici (nazivna sila opruge u katalogu je odredjena kod 1/3 hoda ).
c) Drol – uredjaj F = 0 . 5 ÷ 40 KN
h = 30 ÷ 300 mm ED = 60% , 600 ukop./h
181
d)
182
183
184 ELEKTRO-MAGNETNA LAMELNA KOČNICA NA TROFAZNOM ASINHRONOM MOTORU “RADE KONČAR” (oznaka 5AZK , 4AZK )
U mirovanju motor i kočnica nisu pod naponom . Opruga kočnice potiskuje kotvu na disk s tarnim pločama čime je rotor blokiran. U momentu uključivanja motora namot kočnice dobije napon , elektromagnet privuče kotvu savlada silu opruge , disk sa tarnim pločama koji je aksijalno pomičan se oslobodi trenja i rotor se može slobodno obrtati. U osnovnoj izvedbi kočnica je predvidjena za istosmjerni napon .Kočnica se priključuje na napon preko mosnog ispravljača koji je ugradjen u priključni ormarić elektromotora.
185
Uklapanje i isklapanje kočnice se može izvesti i naizmjeničnom strujom . Isklapanjem u istosmjernom krugu se postižu kraća vremena kočenja.
Dopušteni broj kočenja na sat zavisi od veličine zamašnih masa , momenta tereta za vrijeme zaleta i opterećivanja .Može se odrediti prema formuli :
Zd =
k g kt
−1
Z 0 ( h ) ; Z d - dopunski broj kočenja ;
km
Z 0 - dozvoljeni broj uklapanja motora sa kočnicom prazno 1/h (dato u katalogu)
km =
Jm + Jd Jm
=
Ju Jm
2
( kgm ) ; J m - moment inercije motora
J d - dodatni moment inercije reducirana brzina motora
kg = 1 −
Mt 1.8M n
(Nm)
M n - nazivni moment motora M t - srednji moment tereta za vrijeme zaleta
186
⎛ P k t = 1 − ⎜⎜ ⎝ Pm
⎞ ⎟ ⎟ ⎠
2
Pn - nazivna snaga motora
(kW)
P - snaga opterećenja Vrijeme kočenja
tk =
Ju ⋅ n
9.55 ⋅ (M k ± M t )
+ t2
n – broj obrtaja u minuti
t 2 - vrijeme reagiranja ( 60 – 660 mS ) kočnice −1
+ moment tereta – doprinosi kočenju (min ) - moment tereta – ne doprinosi kočenju ( S ) M k = moment kočenja ; M t = moment tereta
Uredjaji za aktiviranje i deaktiviranje kočnice
Aktiviranje (deaktiviranje) kočnice se može izvoditi : a) oprugom b) utegom Opruga i uteg zahtijevaju otkočni uredjaj koji može biti : 1. elekto magnetni a) za istosmjernu struju b) za naizmjeničnu struju 2. elektrohidraulični a) eldro – uredjaji b) uljni – uredjai 3. centrifugalni uredjaji 4. zavojno – kuglasti – uredjaji Svi ovi uredjaji se koriste za zadržavajuće kočnice koje su u stanju mirovanja tereta aktivne , a u toku dizanja i spuštanja deblokirane . Kod kočnica za vožnju i regulirajućih kočnica neophodno je aktiviranje kočnica od strane kraniste nožnim ili
187 ručnim putem . Deblokiranje se izvodi putem opruge ili utega . Prenos sile od kraniste (nožne ili ručne ) može biti : 1. polužnim putem 2. hidrauličnom polugom 1. Nepogodne za velika rastojanja , velika vlastita težina ,slabija osjetljivost kraniste zbog uticaja trenja , gybi se univerzalnost elemenata jer poluge moraju po dužini biti prilagodjene svakoj novoj konstrukciji krana . 2. Kod velikih kočnica semože nožna ili ručna dejstva kraniste zamjeniti sa servo – upravljivom motornim pumpom . Uredjaji za kočenje sa hidrauličnom polugom Ukoliko rade na otvorenom prostoru izloženi su dejstvu vjetra te moraju imati i zadržavajuću kočnicu kada je dizalica izvan pogona . Zbog toga su oni snadbjeveni dodatnom mogućnošću kočenja opruge ili težine kada je dizalica izvan pogona . Kod diyalica kranova velikih masa postoje pored mehaničkih kočnica sa hidrauličnom sa hidrauličnom kočnicom prilagodjene na pogonske motore i električne kočnice koje rade na principu “vrtložnih struja”. Njihov zadatak je da djeluju na početku faze kočenja , smanjujući brzinu krana , a tačno pozicioniranje (zaustavljanje) krana se ostvaruje nožno ili ručno opslužvanom mehaničkom kočnicom.
MAŠINE KONTINUIRANOG TRANSPORTA Mašine kontinuiranog transporta transportuju materijal u neprekidnom toku bez posebno izraženog radnog hoda mašine . 1. Prema materijalu koji transportujemo, ove mašne se mogu podijeliti na : a) mašine za transport komadnog materijala; b) mašine za transport rasutog (sipkog) materijala; c) mašine za transport tečnog i gasovitog materijala. 2. Prema načinu transporta možemo ih podijeliti na a) b) c) d)
mašine koje nose materijal; mašine koje guraju materijal kroz mašinu; mašine koje inercijalnim putem transportuju materijal; mašine za pneumatski transportuju materijala .
3. Prama načinu pogona materijala a) pogon trenjem; b) pogon prisilnim zahvatom materijala. 4. Prema konstrukciji ( DIN 15101 )
188 I za transport sipkih materijala a) elevatori
b) grabuljasti transporteri (grabuljari)
c) pužni transporteri
d) vibracioni transporteri
e) pneumatski transporteri
II za transport komadnog i sipkog trakasti transporteri pločasti transporteri
b)
189 a) trakasti transporteri
III Za transport komadnog materijala
transporteri sa valjcima (rolganag )
porteri b) pločasti trans
190
Osnovi mehanike sipkih materijala
Fµ Gsinβ
G β
β
β = ugao osipanja (nasipni ugao ) Osnovne karakteristike materijala: 1. ugao osipanja β 2. granulacija
a′ =
a min + a max [ mm ] 2 Sortirani rasuti teret
Nesortirani rasuti teret 3. koeficijent punjenja
ψ =
popunjena zapremina raspoloziva zapremina
4. zapreminska težina
γ [
kN ] m3
5. koeficijent spoljašnjeg trenja 6. koeficijent unutrašnjeg trenja G sin β ≤ µ ⋅ G cos β tgρ = µ ≥ tgβ
β≤ρ ρ = ugao unutrašnjeg trenja 7. sposobnost habanja = obrazivost Granulacija: prema granulaciji materijali se mogu podijeliti na:
a max : a min ≤ 2.5 a max : a min > 2.5
191 a) b) c) d) e) f) g)
finopraškasti materijali praškasti sitnozrnasti krupnozrnasti sitnokomadni materijali srednjekomadni materijali krupno konadni materijali preko
a ′ = 0.05 mm 0,05 – 0,5 mm 0,50 – 2 mm 2 – 10 mm 11 – 60 mm 61 – 160 mm 160 mm
Odredjivanje kapaciteta transportnih uredjaja Dok kod transportnih mašina koje rade sa prekidima kapacitet karakteriše nosivost Q i raspon L kod transportnih mašina neprekidnog transporta kapacitet se izražava : a) zapreminski b) težinski c) brojem komada - komadni
m3 / h kN / h kom / h
Polazna jednačina za transportne mašine kontinuiranog tipa za kapacitet protoka je jednačina : Q = A v [m3/s ]
A[ m2] v [ m/s ]
odnosno Q = 3600 A v [ m3/h ] zapreminski kapacitet Q = 3600 A v γ [kN/h ] težinski kapacitet
Ako je s zamišljeni put radnog transportera za 1 sat s = 3600 ⋅ v [m ]
192 a Z- broj komada koji se transportuje na 1 sat Z=
s 3600 ⋅ v kom = [ ] a a sat
onda se Z naziva komadni kapacitet .
ELEVATORI Elevator je kofičasti transporter transporter za vertikalno, ili blisko vertikali, dizanje materijala. Najčešće se koristi u građevinarstvu, elektrotehnici – hidroelektrane .
1 – vučni element (lanac) 2 – kofice 3 – vučni doboš (lančanik) 4 – zatezni doboš (lančanik) 5 – gornji oklop 6 – srednji oklop 7 – donji oklop Elevatori se dijele : 0
1. Po vrsti konstrukcije na : a) vertikalne b) kose δ = 70 – 75 2. Po vrsti vučnog elementa a) trakaste b) lančane (sa 1 i 2,3 lanaca ) 3. Prema brzini a) brzohodne i b) sporohodne 4. Prema rasporedu kofica a) razmaknute kofice b) primaknute kofice 5. Prema načinu punjenja a) grabljnjem sa gomile b) punjenje sipanjem u kofe
193 Prednosti elevatora - sposobnost vertikalnog transporta i do 60 m - zauzimaju mali prostor, - mogućnost rada u zatvorenom oklopu . Nedostatci elevatora - velika dinamička opterećenja pri radu sa krupno komadastim tvrdim materijalima i zahvatanju iz donje glave, - manji vijek trajanja - osjetljivost na preopterećenje ( potrebno doziranje – ćelijski dozatori ) Elevatori sa trakom - ravnomjeran i bezšuman rad - priprema za veće brzine dizanja i do 2,5 m/s - manja težina dimenzije i cijena
Elevatori sa lancem - veće sile zatezanja vučnog elementa - veće visine dizanja ( traka je nedovoljno jaka za veće visine ) - sigurnija veza kofica sa vučnim elementom - manje brzine max 1,25 m/s
194
Elevatori za transport komadnih materijala a) ljuljuškar b) viličar
1 – noseće platforme (viljuške) 2 – dodavač 3 – prekidač dodavača 4 – vođica lanca 5 – pogonska stanica 6 – zatezna zvijezda 7 - odlagalište
Istresanje kofa – vedrica a) pod dejstvom centrifugalne sile (brzohodni elevatori ) b) pomoću odbojnih lančanika (gravitacioni ) c) usmjeravanjem preko poleđine kofa
195
l
l
r1
α
Parabola
∑X =0 Fc − G ⋅ sin α = o 2
G v ⋅ = G ⋅ sin α g r 2
v ( trenutak kada počinje pražnjenje ) sin α = g ⋅r
G l G ⋅g ⋅r g ⋅r = = = 2 2 Fc r G ⋅v v
l =
g ⋅r v
2
2
;
r =
l =
l r1 r < l < r1
Težina materijala u kofi
D ; 2
v=
D ⋅π ⋅ n ; 60
895 n
2
gravitaciono pražnjenje centrifugalno pražnjenje kombinovano pražnjenje
196 G = V0 ⋅ γ ⋅ψ
V0 = teoretska zapremina kofe (m3) γ = zapreminska težina (kN/m3) V = 0.6 – 0.9 - koeficijent ψ = V0 punjenja, zavisi od vrste
Q=
G ⋅ v ⎡ kN ⎤ a ⎢⎣ S ⎥⎦
v – brzina kretanja [m/s] a – rastojanje kofica = 2 – 3 h0
Q = 3600
G ⋅ v ⎡ kN ⎤ a ⎢⎣ h ⎥⎦
Proračun pogona elevatora
h0 = visina kofica
197
198
Pužni (zavojni) transporteri Zavojni ili pužni transporteri su uredjaji koji pok+mjeraju materijal u žlijebu pomoću obrtne zavojne površine . Prednosti pužnih transportera : a) mala težina i male dimenzije b) rad bez prašine (zatvoreni) Nedostatak pužnih transportera : a) veća potrošnja energije ( uslijed klizanja materijala ) b) veće habanje površina zavojnice i žljeba Karakteristike pužnih transportera : a) kapacitet 20 – 40 m3/ h max 100 m3/ h b) dužina transporta 30 – 40 m Podjela pužnih transportera može biti : a) prema nagibu 1.) horizontalni 2.) nagnuti do 200 3.) vertikalni b) prema mjestu utovara i istovara 1.) utovarna strana suprotna od pogona ( vuče ) 2.) utovarna strana na strani pogona
199
c) prema konstrukciji puža 1.) puni pužni transporteri 2.) trakasti pužni transporteri 3.) sa profilnom zavojnicom 4.) lopatičaste zavojnice (isječena helikoidalna )
200 1. Puna zavojnica Koriste se za transport cementa, gipsa, pepela, suvog pijeska. Koeficijent punjenja žljeba ψ = 0.30 – 0.45 i broj obrtaja nz = 50 – 120 min-1. 2. Trakaste ili lopataste zavojnice Koriste se za transport komadastog materijala: krupan šljunak, pješčar, krečnjak, šljaka. Koeficijent punjenja žljeba ψ = 0.25 – 40, nz = 40 – 100 min-1. Transport tjestastog i mokrog materijala: mokra glina, beton, cementni rastvor. Koeficijent punjenja ψ = 0.15 – 0.30, nz = 30 – 60 min-1.
d) prema broju hodova zavojnice 1.) jednohodni 2.) višehodni – veći kapacitet transportera Izrada zavojnica a) od razrezanog prstena varenjem b) presovani segmenti debljine 3 – 6 mm c) liveni segmenti
D
201
Opterećenje vratila transportera 1.) opterećenje uslijed težine puža i vlastite težine 2.) aksijalno opterćenje uslijed djelovanja sila na zavojnicu
Aksijalni ležaj treba stojati na strani istovara materijala, jer je vratilo puža tada opterećeno na istezanje, a ne na pritisak, čime je izbjegnuta mogućnost izvijanja .
pužni transporter sa mješanjem materijala
202
jedno vratilo, a protuhodne zavojnice smanjenju aksijalne sile .
Proračun puža 1.)
A2
Koeficijent punjenja ψ = A1 / A2
A1
A2 = D2π/4 ; A1 = ψD2π/4 ; ψ = 0.15 – 0.45
2.) kapacitet pužnog transportera Q = 3600 A1 v γ [ kN / h ]
A1 [ m2], v[ m / s ] , γ[ kN / m3], D [ m ]
α Dπ
v = t n /60 ; n [min-1];
t
203 α = 14 – 180 ;
t = πD tgα = φD [m]
φ = 0.6 – 1; t ~D;
D 2π tn γ Q = 3600ψk 4 60 Q = 15 ψ k D2 π t n γ Ovdje je k - koeficijent smanjenja kapaciteta usljed nagiba transportera za ugao δ. nmin = 15 – 25 min-1 nmax = 75 – 150 min-1, 00 1.0
δ k
50 0.9
100 0.8
150 0.7
200 0.6
Empirijska formula za odredjivanje broja obrtaja : nmax =
E D E = zavisi od vrste materijala E = 65 laki i nehabajući materijal (brašno) E = laki i malohabajući materijal ( žita ) E = 45 teški i malohabajući materijal E = 30teški i habajući materijal (pijesak )
D = (10 – 12) ⋅ bmax
(za sortirane materijale)
D = (6 – 8) ⋅ bmax
(za nesortirane materijale)
bmax F’0
F’Nmax F'N
3. Aksijalna sila tg (α + ρ ) = F0' / Fax′
Fµ
Fax′ = F ⋅ ctg ⋅ (α + ρ ) L Fax = ∑ Fax′ = ⋅ F0' ⋅ ctg (α + ρ ) t ' 0
α
ρ α
F’ax
F0 = ∑ F0'
rm
rM = (0 . 7 − 0 . 8 ) Tm - težište materijala
M =
L ' F0 ⋅ rM : t
D 2 M =
P
ω
204 Fax = 0
P ctg (α + ρ ) ω ⋅ rM
ρ - ugao trenja izmedju zida i materijala = 35 - 40
0
Snaga kod pužnih transportera Snaga mkotora ya pogon transportera se troši za prenos za prenos materijala po vertikali i savlađivanje otpora: a) b) c) d) e) f) g)
otpori od dizanja materijala na visinu H (kod nagnutih transportera), otpor zbog trenja materijala po koritu , otpor radi trenja materijala po zidu helikoide, otpor na glavnim radijalnim i aksijalnim ležajevima, otpor na srednjim ležajima , otpori usljed gomilanja i začepljenja materijala , otpori uslijed trenja u prenosnom mehanizmu, a koji su obuhvaćeni stepenom korisnosnog dejstva mehanizma.
Prema ISO 7119 snaga za pogon transportera se izračunava po formuli: P = PL + PT + PH gdje je: PL – snaga potrebna za pomijeranje materijala na dužini transportera L, PL = QLµ0/3600 PT- snaga potrebna za pokretanje praznog transportera, PT = DL/20
(kW)
Pδ - snaga potrebna za savlađivanje nagiba transporta (visine H), Pδ = QH/3600 Pa je ukupna snaga: P = Q(Lµ0 +H)/3600 +DL/20
205 U slučaju trakaste zavojnice kapacitet se smanjuje za 20 – 30 % u odnosu na punu zavojnicu, ali je potrebna snaga zato do 10 % manja.
µ0
TRAKASTI TRANSPORTERI Trakasti transporteri su najrasprostranjenije mašine neprekidnog transporta . Transportuju rasipne i komadaste materijale, kako po horizontalnoj tako i po nagnutoj putanji . Osnovne odlike trakastih transportera su : a) b) c) d) e)
jednostavna konstrukcija visoki kapacitet velike dužine transportovanja miran i bezšuman rad lagana i savitljiva traka
206
TRAKASTI TRANSPORTERI Trakasti transporteri su najrasprostranjenije mašine neprekidnog transporta . Transportuju rasipne i komadaste materijale, kako po horizontalnoj tako i po nagnutoj putanji . Osnovne odlike trakastih transportera su : a) b) c) d) e)
jednostavna konstrukcija visoki kapacitet velike dužine transportovanja miran i bezšuman rad lagana i savitljiva traka
Podjela transporter1. Prema vrsti trake a) sa trakom od tekstilnih vlakana b) sa trakom od vještačkih vlakana c) sa trakom od žičanih vlakana
207 2. Prema obliku poprečnog presjeka a) b) c) d)
sa ravnom trakom sa koritastom trakom girlanda (viseći set ) za velike transportere V – oblik
0
Ugao nagiba trake treba da bude za 10 manji od ugla klizanja materijala koji se transportuje po traci kada se ona kreće . Ugao nagiba trake je manji od ugla klizanja materijala o traku zbog toga što je stvarni ugao nagiba trake u okolini nosećih valjaka veći zbog ugiba trake izmedju susjednih nosećih elemenata . Povećanje ugla se 0
postiže putem ugradbe rebara koja sprečavaju klizanje materija δ ~ 60 max . Preporučene vrijednosti za brzinu kretanja nalaze se u nizu vrijednosti ( JUS M.D2 050 ): 0.10 ; 0.16 ; 0.25 ; 0.42 ; 0.63 ; 0.85 ; 1.06 ; 1.32 ; 1.70 ; 2.12 ; 2.65 ; 3.35 ; 4.25 ; 5.30 ; 6.70 ; 8.50 m/s . Brzina trake se bira u ovisnosti od vrste materijala, dužine puta i namjene transportera (v = 0,85 m/s – ugalj , 4.25 m/s - žita ) . Kod transportera za specijalne namjene važi :
208 a) za transportere za sortiranje b) za transport paketa c) za transportere sa polugom za zabacivanje
0,25 – 0,63 m/s 0,42 – 0,63 m/s 0,85 – 1,70 m/s
Trake
Traka je osnovni i najodgovorniji element transportera . Traka treba da bude : a) gipka b) da ima dovoljnu jačinu c) da je otporna na habanje i udare Traka se sastoji iz nosećih slojeva (1) medjusobno spojenih gumiranjem, pri čemu se na gornjoj radnoj strani trake se postavlja habajući sloj (2) debljine 2 – 6 mm zavisno od namjene trake, a sa donje strane ova debljina je 1,5-2 mm
Noseći sloj (najmanje 3 sloja ) : a) pamučna tkanina b) tkanina sintetičkog porijekla c) čelični ulošci
209 a) Kvalitet pamučne tkanine je propisan sa JUS F.C3.101 koji definiše tri vrste pamučne tkanine : B 50 , B 60 , B 80 , B100 . Oznake 50 , 60 , 80 i 100 označavaju prekidnu silu po 1 cm širine trake (dN/cm ) . B – oznaka za pamuk . b) Tkanine izrađene od vještačkih materijala imaju veću prekidnu silu , koja se kreće i do 250 – 300 dN/cm širine , a standardizovane su JUS G.E2.222. Nedostatak im je što se više izdužuju tokom vremena , pa zahtijevaju veći hod uredjaja za zatezanje. I – trake sa ulošcima od čisto hemijskih vlakana : - celulozna vuna 1000 – 8000 N/cm sa oznakom “Z” - Rayon 2000 – 40.000 N/cm sa oznakom “R”
Ulošci trake:
II – trake sintetičkih vlakana - poliamid 2000 – 4000 N/cm sa oznakom “P” - poliester 2000 – 4000 N/cm sa oznakom “E”
Čelič. ulošc
pamučna
III – trake sa ulošcima od kombinovanih hemijskih vlakana
Čvrstoća
Raylon – poliamid 2000 – 4000 N/cm “RP” Polyester – poliamid 2000 – 4000 N/cm “EP” IV – trake sa ulošcima od prirodnih i hemijskih vlakana
Pamuk celulozna vlakna 4000 – 6300 N/cm “BZ” c) Trake sa čeličnim ulošcima (užad ) Čelieni ulošci su čelična užad prečnika 1,2 – 4 mm presvučena bakrom koji silu kidanja povećava na 7000 N/cm .
3
1
4
3 Slika xx – Trake sa ulošcima od čeličnih užadi
1- Unutrašnji sloj, visoke čvrstoće, oko čeličnih užadi 2- Međuslojevi visoke čvrstoće, otporni na habanje 3- Habajući spoljni gumeni slojevi 4- Ulošci od čeličnih užadi
210 Specijalne trake - se koriste u uslovima visokih temperatura. To je ravna čelična traka od ugljeničnog i nehrdjajućeg čelika debljine 0,6 – 1,2 mm , širine 350 – 800
mm . Omogućava transport pri temperaturama od 100 – 120 C 0
0
. Dozvoljeni nagib
trake 2 – 5 . Brzina ≤ 1 m/s . nedostatak je veliki prečnik doboša koji mora biti 800 – 1200 puta veći od debljine trake .
211
Dimenzioniranje trake obuhvata :
1. odredjivanje broja uložaka trake 2. odredjivanje širine trake 1.)
Određivanje broja uložaka trake
Najmanji broj slojeva uložaka platna je 3, a potreban broj slojeva izračunava se na osnovu maksimalne sile zatezanja trake koja mora biti manja od dozvoljene .
Fmax = B ⋅ Z ⋅
Kt
ν
B – širina trake Z – broj nosećih slojeva trake K t - jačina na kidanje 1 cm širine nosećeg sloja trake
ν - stepen sigurnosti
Z
2–3
4–5
6–8
9 – 11
ν
9 – 10
9,5 – 10,5
10 – 11
11 – 12
Stepen sigurnosti se povećava sa brojem slojeva trake uslijed neravnomjerne raspodjele opterećenja u slojevima . Za čeličnu traku je maksimalno dozvoljena sila:
Fmax = σ doz ⋅ A0
σ doz =
σv ; ν ≈ 10 ν
A0 - površina presjeka trake 2. Odredjivanje širine trake Kapacitet transportera: Q = 3600 A v γ Za dati materijal koji se transportuje odrede se podaci za: - specifičnu težinu γ - ugao osipanja β - visine H materijala
212 - kapacitet ransportera Odavde je :
A′ =
Q [m2] v ⋅ γ ⋅ 3600
brzina v = biramo A) Ravna traka A′′ =
1 2 ⋅ b ⋅ tg ⋅ β ′ 6
β= 300
b1 = B / 1.25 β ′ ~ 0.35 ⋅ β
A’’ β'= ε
dinamički ugao osipanja A’=A’’ b2tgβ’/6 = Q/(3600 v γ) b=
Q 600 ⋅ v ⋅ γ ⋅ tgβ '
A1
B) Koritasta traka
A2
h
1 2 ⋅ b ⋅ tgβ ′ 6 a+b A2 = ⋅h 2 A1 =
A′′ = A1 + A2
Širina trake B se određuje iz izraza b = 0.9 B – 0.05 b = B – 0.25
za B < 2 m za B > 2 m
Brzina trake v bira se u zavisnosti od vrste materijala koji se transportuje, kao i od dužine puta i namjene transportera. Podaci su dati u tabelama . (0,85 m/s ugalj – 4,25 žita ) Ovako izračunata širina trake mora zadovoljiti uslov da je veća od najvećeg komada pri transportu : -
nesortiranih materijala sortiranih materijala
2 – 2,5 puta 4 – 5 puta
Na slici xx je prikazana priprema krajeva trake za spajanja trake procesom vulkanizacij
½ širine
213 Doboši trakastih transportera (JUS. M. D2. 060)
Razlikujemo : a) pogonske b) prevojne c) zatezne d) otklonske doboše
Slika xx – Vrste doboša kod trakastih transportera Funkcija doboša je da predaju obrtni momenat traci ili da izmjene pravac kretanja trake .
Slika xx – Različiti slučajevi postavljanja doboša
214
Slika xxxx
Slika xxx – Pogonska stanica trakastog transportera Prečnik pogonskog doboša Db : gdje je
Db = k0 Z
,
Z = broj nosećih slojeva trake k0 = koeficijent zavisan od vrste materijala nosećeg sloja i njegove čvrstoće i iznosi:
- za tekstilne tkanine - za sintetičke tkanine sa Kt do 1500 N/cm - za sintetičke tkanine sa Kt do 2000 N/cm - za sintetičke tkanine sa Kt do 3000 N/cm
k0 = 125-180 k0 = 160-200 k0 = 200-220 k0 = 240-280
215
Db
Slika xxx – Osnovne dimenzije pogonskog doboša Površinski pritisak na doboš : p=
F0
π ⋅ Db 360
⋅α ⋅ B
2
≤ p doz = 10 − 35 N/cm
Prečnik prevojnog i zateznog doboša je određen sa: Dp = Dz = 0.8 Db Prečnik otklonskog doboša je određen sa Doboši se rade : a) livenjem (veće serije) b) zavarivanjem
D0 = 0.65 Db
Slika xx – Varena konstrukcija doboša sa obostranim pogonom
Slika xxx – Doboš sa pogonom u monobloku
216
Radi povećanja koeficijenta trenja izmedju trake i doboša, radna površina doboša se oblaže drvetom, tekstilnom ili gumenom trakom, plastikom čime se povećava vijek trake i koeficijent trenja i do µ = 0.45
Elementi za oslanjanje i centriranje trake Valjci – sprečavaju ugib trake uslijed vlastite težine i težine tereta. Moguće je kretanje trake po glatkoj ravnoj površini na maloj dužini. Broj valjaka na jednom oslonačkom mjestu iznosi 1 do 5, što zavisi od širine trake i dubine oluka .
Slike xxx – Oblici oslonih i povratnih valjaka
217 Elementi za oslanjanje i centriranje trake Valjci – sprečavaju ugib trake uslijed vlastite težine i težine tereta. Moguće je kretanje trake po glatkoj ravnoj površini na maloj dužini. Broj valjaka na jednom oslonačkom mjestu iznosi 1 do 5, što zavisi od širine trake i dubine oluka .
Slike xxx – Oblici oslonih i povratnih valjaka
Zaptivači za ležajeve Broj obrtaja valjaka n < 300 min-1
Slika xxx – Uležištenje valjaka
Slika xxx – Valjčani set – girlanda Slika xxx – Valjčani set – girlanda
218
to = 1-1.5 m
40-
Rastojanje valjaka: -
- u zoni punjenja razmak valjaka je t < t0 /2 , na povratnoj strani je razmak valjaka t = 2 t0 .
Valjci za centriranje trake postavljaju se na razmaku 20-25m
Slika xxx - Okretni valjčani set sa valjcima za centriranje trake
219 Pogonski i zatezni uredjaji
Slika xxx – Različiti načini pogona tzrakastog transportera S1
Sile na pogonskom dobošu F0 = (S1 –S2)max
S2
µα
S1 =S2 e
(
F0max = S 2 e
µ ⋅α
)
− 1 = S1
e
µ ⋅α
e
−1
µ ⋅α
Povećanje F0 max se može postići sa povećanjem S2 , α, µ . µ = 0.1 – 0.5 ; S2 = 1.5 – 2.5 [ kN ] Povećanje ugla α se može ostvariti sa više pogonskih doboša.
S1 S2
S12
220
Nedostatci dva pogonska doboša : a) naizmjenično savijanje trake ( smanjuje se vijek trajanja ) b) nečista, radna strana trake se previja preko drugog doboša što stvara oštećenje trake c) neophodna sinhronizacija brzine doboša Pogon sa sa dodatnim pritiskom ili dodatnom obuhvatnom trakom radi smanjenja proklizavanja. - Pomoćna traka vrši dodatni pritisak na glavnu traku . - Dopunsko opterećenje ležaja bubnja.
Analiza sila i snage kod pogona sa dva doboša ( bubnja ) F0 = F01 +F02 S1
F01 = S1 – S12 F02 = S12 –S2
S1 = e µ ⋅α1 ; S12
S2
S12 = e µ ⋅α 2 S2
P1 = F01 v P2 = F02 v
P1 F01 = P2 F02
Progib trake izmedju dva valjka
∑M0
=0
S12
Za α1 = α2
P1 F01 µ ⋅α = =e P2 F01
Za α1 ≠ α2
1 P1 −1 µ ⋅α 2 e =e ⋅ µ ⋅α P2 e 2 −1
µ ⋅α
221
(q + q 0 ) ⋅ t 2 f =
t
t ⋅ − S min ⋅ f = 0 4
(q + q 0 ) ⋅ t 2 8S min O
f ≤ f doz = 0.025 ⋅ t S min = 5(q + q 0 )
t
Smi t/4
(q
Ovdje je : q = težina materijala [ kN/m ] q0 = težina trake [ kN/m ] t = rastojanje valjaka S4 Težina utega zatezača
Szat
Gzat = 2 S4 = 2 Smin = 10 (q + q0 )t Moć nošenja F0 sistema bubnja sa obuhvatnom trakom, koja je zategnuta silom S, se
′
′
određuje na osnovu sila S1 i S 2 na nailaznoj i silaznoj strani glavne trake .
′ S1 = S1 + S ′ S2 = S2 + S ′ ′ µ ⋅α S1 = S 2 ⋅ e
S1 + S = (S 2 + S ) ⋅ e S1 = S 2 ⋅ e
µ ⋅α
(
+S e
(
F0 = (S 2 + S ) e
µ ⋅α
µ ⋅α
µ ⋅α
)
−1
)
−1
222 Zatezni uređaji
Hod zatezanja treba da bude za trake sa tekstilnim ulošcima 1-2 % L, ali ne manje 400 mm (za horizontalni transporter ), a 0.1-0.15% za reake sa ulošcima od čeličnih užadi.
223 Uredjaj za punjenje i pražnjenje trake
224
Uređaji za čišćenje trake
Otpori u trakastom transporteru Snaga transportera se može podjeliti na: a) snagu za podizanje materijala na vidinu H; b) snagu za premještanje materijala po horizontalnoj dužini L. Otpori kretanja su dosta složeni i za njihovo odredjivanje se primjenjuju tri postupka: a) paušalne formule DIN 22 101 ( najčešće ) b) empirijske formule proizvodjača (npr. Goodier SAD , Eickhoff BRD ) c) proračun pomoću pojedinačnih otpora (instituti HANOVER – prof. Vierling )
Slika xxx - Otpori
225 Otpori se mogu podjeliti na : a) glavne otpore - otpori okretanju valjka , - otpor valjanja: 1) uslijed savijanja trake i materijala pri prelasku preko valjka , 2) uslijed utiskivanja valjka u traku .
b) Sporedni otpori -
otpor od savijanja trake oko bubnjeva otpor u ležajevima bubnja otpor od inercije i trenja materijala na mjestu utovara
c) Posebni otpori -
otpor uslijed podizanja materijala ( za otpor uslijed prisustva čistača trake .
δ >0)
Svi ovi otpori se mogu svrstati u dvije grupe i to: a) linijski otpori b) lokalni otpori Linijski otpori
δ a) Otpori na radnoj strani
δ
Fr = Gr w = ((q + q0 ) cosδ + (ΣGvr /L)) L w + (q + q0 ) L sinδ b) Otpori na povratnoj strani
226 Fp = Gp w = ((q0 cosδ + (ΣGvp /L)) L w – Lq0 sinδ Tabela xxx – Koeficijenti otpora kretanja trake
Uslovi rada
Dobri
Srednji
Teški
Koeficijent otpora w Olučasti valjci
Karakterist Ravni valjci ike suvo,čisto,bez naslaga na valjcima nomalna vlažnost nezagrijana sredina , male naslage nezagrijana sredina velika vlaga velike naslage
0,018
0,020
0,022
0,025
0,035
0,040
Lokalni c) Otpori u ležajevima bubnja F1 S1 S2
R = S1 + S 2 + Gb
Db Gb
d0
F1 =
R ⋅ µ ⋅ d0 Db
d) Otpor od savijanja trake oko bubnja F2
F2 = p Sn Sn- nailazna sila na bubnju
δ
p
< 90 90
0
0
180
0
0.02 – 0.03 0.03 – 0.04 0.05 – 0.06
e) Otpor uslijed nasipanja materijala (inercijalna – reaktivna sila ) F3
227 F3 = Φ =
dm ⋅ vr dt
qs Q ⋅ (v 2 − v1 ) = ⋅ (v 2 − v1 ) + trenje o zidove usipnog lijevka g 3600 ⋅ g Ako se reaktivnoj sili pridodaju i otpori usljed trenja materijala o zidove usipnog lijevka onda je ukupni otpor na mjestu usipanja određen sa izrazom: F3′ =
F 3 = (1 . 3 ÷ 1 . 5 )
Q ⋅ (v 1 − v 2 ) 3600 ⋅ g
f) Otpor na mjestu istovara (dolazi od plužne daske) materijal teži bočno F4
F4 = (2.7÷3.6) q B
g) Otpor na mjestu čistača trake F5 F5 = pč B
pč = 300 ÷ 500 N/m za čelični čistač u obliku
strugača
pč = 2 ÷ 6 vč za čistač u obliku doboša
Sabiranje otpora n
S1 = S 2 + Fr + F p + FH + ∑ Fi S4 L
S1
i =1
S2
S3 L
228 Postupak određivanja najveće sile u traci se izvodi tako što se polazi od sile S 2 na silaznoj strani pogonskog doboša kao nepoznatoj sili a potom se sabiraju redom svi pojedini otpori u smijeru kretanja trake . Na kraju se dobiva da je :
S1 = S 2 ⋅ x + y = S 2 ⋅ e
µ ⋅α
gdje je y = suma konstantnih otpora od S 2 x = otpori zavisni od S 2 Odavde se dobiva da je :
S2 =
y e
µ ⋅α
−x
S1 =
y⋅e
µ ⋅α
µ ⋅α
−x
e
Ukoliko je S 4 ≤ S min treba proračun ponoviti s tim da se od te tačke pođe u obilazak transportera sa silom S 4 = S min kao polaznom silom .
Obimna sila na pogonskom dobošu Potrebna snaga elektromotora iznosi
F0 = S 1 − S 2 . P=
F0 ⋅ v1
η
.
η = stepen korisnosti reduktora = 0,8 Stanje transporta u fazi startovanja
U fazi ubrzavanja startovanja stvaraju se dodatna opterećenja usljed inercijalnih sila i momenata što pred konstruktora postavlja dva dodatna pitanja : 1. 2.
da li je snaga motora za ustaljenu vožnju dovoljna za startovanje; da li traka može izdržati dodatna naprezanja u fazi ubrzanja.
Za kapacitet Q > 10 MN/h, brzinu v > 2 m/s i dužine L ≥ 100 m nepohodna je provjera ovih pitanja . Iz stanja mirovanja sistemu treba saopštiti energiju: a) rotacionih masa (valjci, radni i povratni bubnjevi ) b) translatornih masa (materijal i traka ) Ek = ∑ Inercijalna sila
J iω i2 m ⋅ v2 +∑ i i 2 2
229 Fa = ∑ m i ⋅ a + ∑
J i ⋅ ϕ&&i ri
Pošto su elektromotori takvih karakteristika da imaju velike potezne karakteristike (trofazni asinhroni motori sa kliznim kolutovima ili trofazni asinhroni motori sa kratko spojenim rotorom ) da u periodu t1 < 10 s mogu razviti maksimalni moment M max = (2 ÷ 3) ⋅ M n , to oni mogu uglavnom da zadovolje fazu puštanja u rad sa povećanim opterećenjem . 3. Traka ne može da izdrži inercijalno opterećenje ako nije dimenzionirana. Fin = Fmax = 1,6 ⋅ Fst = 1,6 ⋅ S1
Grabuljasti transporteri (strugači) Primjenjuje se kod rastresitih materijala. Materijal se kreće po nepokretnom koritu, pomjeran od niza ploča – grebena, koje su vučene zajedno, beskonačnim lancem. Lanac dobija pogon od pogonskog lančanika, a zateže se zateznim lančanikom .
1. Podjela prema obliku korita: a) sa otvorenim koritom
a1 – trapezni presjek, a2 -pravougaoni presjek a3 – trouglasti presjek
b) sa zatvorenim koritom (redleri).
230
2. Prema vučnom organu (lanac – lamelasti ili okrugli zavareni kalibrisani) a) sa jednim lancem , b) sa dva lanca , c) sa tri lanca .
231
3. Prema uglu nagiba a) horizontalni b) kosi c) vertikalni (redleri) Prednost grabuljara: jednostavnija konstrukcija Karakteristike: • • • •
kapacitet do 600 kN/h, dužine do 50 m , visine dizanja do 20 m, brzina 0,2 – 1 m/s.
Nedostastatci grabuljara : a) lome zrna, b) habanje zidova, c) velika potrošnja energije (veća nego kod trakastih, kofičastih, pločastih, pužnih transportera).
Koeficijent popunjenosti žljeba (korita)
ψ = 0.5 – 0.6 za rastresite materijale, 0.7 – 0.8 za manje rastresite materijale.
232 Kapacitet transportera
Q = 3600 ⋅ A ⋅ v ⋅ γ [ kN/h ] U slučaju nagiba grebenastog transportera kapacitet se smanjuje za koeficijent k Q = 3600 (b ⋅ h ⋅ v ⋅ γ ) ⋅ ψ ⋅ k [ kN/h ]
ugao nagiba
k
0 sitnozrnasti rastresiti mater. krupnozrnasti rastesiti materijal
0
1 1
10
0
20
0
0.85 0.65 1
1
30
0
δ 35
0
40
0
0.5 0.75 0.60 0.50
Otpori kretanju grabuljaru
1. otpor uslijed trenja materijala po dnu žlijeba W1 2. otpor uslijed trenja materijala po bokovoma žlijeba W2 3. otpor uslijed podizanja materijala za δ > 0, 4. otpor u ležajevima pogonskog i povratnog lančanika 5. otpor uslijed savijanja lanca . 1. Otpor uslijed trenja materijala po dnu žlijeba W1
W1 = ψ µ b L py max py max = ψ γ h W1 = ψ γ h b L µ 2. Otpor uslijed trenja materijala po bokovoma žlijeba W2
W2 = 2 p sr h l µ
x
Py
p sr = p xmax / 2 Px
px ⎛π ρ ⎞ = tg 2 ⎜ − ⎟ py ⎝4 2⎠
p x max = p y max
y
⎛π ρ ⎞ ⋅ψ ⋅ γ ⋅ h ⋅ tg ⎜ − ⎟ ⎝4 2⎠ 2
233 ρ⎞ ⎛π W 2 = ψ ⋅ µ ⋅ h 2 ⋅ l ⋅ tg 2 ⎜ − ⎟ 2 ⎠ ⎝ 4
ρ = ugao trenja
Otpori pod tačkom 3., 4. i 5 proračunavaju se kao kod elevatora . Snaga transportera: - određuje se metodom obilaska po konturi, tako da se prvo odredi : a) nailazna sila na pogonski lančanik S 1 , b) sialzna sila na pogonski lančanik S 2 , c) obodna sila . F0 = S1 – S2
P=
F0 ⋅ v
ηR
Koristi se takođe i empirijska formula : P=
Q ⋅l Q⋅H ⋅ w0 ± [ kW ] 3670 3670 AL γ w v
Inercijalni transporteri
234
Inercijalni transporteri Inercijalni transporteri se primjenjuju za transport rasipnih materijala kao i za dodavanje materijala drugim transportnim sredstvima . Njihov osnovno dio je žlijeb ( konto ) koji se kreće oscilatorno . Prednosti oscilatornih transportera su : a) jednostavna konstrukcija , b) manja cijena koštanja , c) mala osjetljivost prema neravnomjernoj putanji materijala. Nedostatci inercijalnih transportera su : a) b) c) d) e)
znatne dinamičke sile koje izazivaju oscilovanje noseće konstrukcije, relativno mali kapacitet, jako smanjenje kapaciteta sa nagibom prema horizontali, veća potrošnja energije nego kod trakastih i lančanih transportera, bučne i glomazne mašine.
Ptavac oscilovanja Pravac transportovanja
Marcus-ov inercijalni transporter
Pravac transportovanja
Njihajući transporter
1. Podijela transportera prema namjeni a) transporteri za doziranje
b) vibracioni transporteri za čisti transport
235
c) vibracioni transporteri za doziranje iz bunkera
2. Podijela prema vrsti pogona transporta
a) sa polugama
b) sa neuravnoteženim pločama
c) sa elektromagnetima , pneumatski, hidraulični
236 3. Podjela prema pritisku materijala na dno mašine (oluka) a) sa konstatnim pritiskom materijala na dno p = const.
b) sa promjenjivim pritiskom materijala na dno p > 0
c) sa promjenjivim pritiskom materijala na dno p ≥ 0
237 Dijagram pritiska a
p
b
c
t
(s)
MARCUSOV – inercijalni transporter sa konstantnim pritiskom v
t
v
Za kretanje žlijeba naprijed
t Za kretanje žlijeba unazad vp
vp
ma
µ0 mg
mg
ma < µ0 mg materijal nošen u žljebu, ma > µ0 mg materijal klizi po žljebu, ma = µ0 mg prelazni slučaj
238 napred
nazad
AC – pomijeranje materijala
Srednja brzina transportovanja Vsr = s m / 60 m – broj vibriranja ( obrtanja ) u minuti [ min Kapacitet transportera Q = 3600 A vsr γ [kN/h] vsr = 0.2 m/s Za ove transportere je : - amplituda oscilovanja 50 – 150 mm - frekvencija oscilovanja 50 – 100 min-1 - dužina do 50 m (max 100 m ) Snaga transportera ( iskustveni podatci ) a) b)
P = Q L w /3670 [kW]
P = 0.0014 G0
w = 1.5 – 3 iskustveni podaci G0 [dN ] – težina materijala i žlijeba (korita)
−1
]
239 Inercioni njihajući transporteri sa promjenjivim pritiskom
δ
aV
arez
p aV < g
aH
aV > g g mg ΣV=0
FN + FV in - G = 0 FN = G – FV in = mg – maV = 0 FN = 0 FN > 0
g ≤ aV g > aV
Fvin = m a V
240
Kapaciteti : Q < 20 MN / čas za transportere za pražnjenje bunkera Nagib : normalno δ = 00 može ići do δ = 6-8 0 Dužina transportovanja Frekvencija Amplituda Srednja težina
L = 10 – 15 m f = 10 – 80 min-1 A = 200 –300 mm vsr = 0,2 – 0,7 m/s
Vibracioni transporteri
241
L = 0,5 – 10 m A = 1 – 10 mm f = 10 – 25 s-1 vsr = 0,05 – 0,4 m/s
L=1–5m A = 0,1 – 2 mm f = 50 – 100 s-1 v sr = 0,01 – 0,15 m / s
242
Vibracioni transporteri imaju žljeb oslonjen ili okačen na nepokretni ram pomoću elestičnih elemenata. Kretanje se realizuje putem vibratora (mehanički ili elektromagnetni ) . Razlikuju se : •
Makrobacači: f = 300 –500 min –1, A = 20-30mm
•
Mikrobacači: f ≥ 1000 –3000 min –1, A = 3-5 mm
243
L = 2 – 20 m f = 5 – 15 min-1 A = 6 – 30 mm V sr = 0,3 – 0,7
Regulacija kapaciteta
Pogoni inercijalnih transportera : polužni , neuravnotežene ploče , elektromagneti . 1. Polužni : promjenom radijusa elektromotora , promjena visine sloja 2. Neuravnotežene ploče : promjnom frekvencije , promjenom položaja tegova , promjenom visine sloja 3. Elektromagneti : promjenom napona putem transformatora , promjenom otpora , promjenom frekvencije
244
245
Pločasti transporteri Dosta rasprostranjeniji u industriji u okviru odredjenog tehnološkog postupka : termička obrada , pranje , sušenje . Prednosti : - veće specifično opterećenje q - transport komadnih tereta veće težine - transport zagrijanih materijala
246
247
248
249
δ = 15 − 20 max 35
0
Vučni elementi : lanci ( lamelasti – vareni , kalibrisani ) , užad ( rjedje ) .
250
Konvejeri – viseći transporteri
Transporteri za transport materijala po zatvorenoj prostornoj liniji . Pirimjenjuje se mnogo u masovnoj proizvodnji kao sredstvo transporta i mjesto za montažu . Vučni element : lanci – lamelasti , zavareni , specijalni , uže Prednosti : - pmogućuje visok stepen automatizacije - male brzine kretanja , podesljive prema tehnološkom procesu - pogonski sistem na jednom mjestu Prema načinu vezivanja vučnog elementa sa sredstvom prenošenja materijala razlikujemo sljedeće tipove konvejera : a) vučni konvejeri b) potiskujući konvejeri ( teži 2,5 puta , skuplji veća visina 600 – 700 mm ) c) konvejer za vuču Otpori kretanju konvejera
Gm - materijala Gv - vješalice
251 q eT - lanca Gvm - vozni mehanizam ⎛ Gv + Gvm + Gm ⎞ + q e ⎟⎟l 01 ⋅ w = F −1 m a ⎝ ⎠
na djelu 0 – 1 W01 = ⎜⎜ na djelu 1 – 2
(prelazak preko koturova i lančanika ) (prelazak preko koturova i lančanika ) W1− 2 = Fn −1 ⋅ ζ w = koeficijent otpora kretanja = 0,04 ζ = koeficijent potpora prelaza preko lančanika = 1,06 – 1,07
Metoda obilaska po konturi – grafički
Dječkov : Podvjesni konvejeri - metode za proracun konvejera Snaga konvejera
P=
∑W ⋅ v ζ
v[m/s] v = 0.5 – 1.5 m / s
- Minimalna sila Fmin = 100 -150 N - U tehnološkim procesima brzina kretanja konvejera diktirana tehnološkim postupkom Pogonski mehanizam reduktor – varijator – mogućnost varijacije brzine
252
Konvejeri – viseći transporteri Transporteri za transport materijala po zatvorenoj prostornoj liniji . Pirimjenjuje se mnogo u masovnoj proizvodnji kao sredstvo transporta i mjesto za montažu .
pogon istovar
utovar
Zatezni uređaj
Vučni element : lanci – lamelasti , zavareni , specijalni , uže
253
Prednosti : - omogućuje visok stepen automatizacije - male brzine kretanja, podesive prema tehnološkom procesu . - pogonski sistem na jednom mjestu . Prema načinu vezivanja vučnog elementa sa sredstvom prenošenja materijala razlikujemo sljedeće tipove konvejera : a) vučni konvejeri b) potiskujući konvejeri ( teži 2,5 puta , skuplji veća visina 600 – 700 mm ) v) konvejer za vuču
254
Slika xxx - Vučni konvejeri – različite konstruktivne izvedbe
255 Slika xxx – Potiskujući konvejeri – različite konstruktivne izvedbe
Slika xxx – Konvejeri za vuču – različite konstruktivne izvedbe Vozna staze
Slika xxx – Vozne staze – različite konstruktivne izvedbe
256 Pogonski i zatezni mehanizmi
Slika xxx – Pogonski i zatezni uređaji ПМ – pogonski mehanizam, HM – zatezni zatezni
reduktor – varijator (mogućnost varijacije brzine) Slika xxx – Pogonski mehanizam a), oblici lančanika b)
257
Slika xxx – Različite forme pogonskih mehanizama
Slika xxx – Pogonski mehanizam sa pomoćmim lančanikom
258
Slika xxx - Zatezni mehanizam
Slika xxx - Vozni mehanizam
259
Slika xxx – Lančanici za krivljenje putanje konvejera u horizontalnoj ravni
Slika xxx – Prihvat i pražnjenje robe na konvejeru
260
Slika xxxx – Kriteriji za određivanje minimalnog rastojanja između vješalica konvejera a) radijus savijanja, b) nagib putanje, c) visina vješalica
Slika xxx – Konvejer za opsluživanje skladišta
261
Slika xx – Konstrukcija nosača vješalice za vertikalne i horizontalne putanje
Otpori kretanju konvejera
Gm - težina materijala Gv - težina vješalice ql
Gvm
- težina lanca - težina vozng mehanizama (platforme, vješalice, korpe)
262
Slika xxx – Određivanje pritiska na vozne točkove
Za određivanje otpora kretanju primjenjujemo metodu obilaska po konturi polazeći od nulte tačke (0) •
Otpor vožnje na pravolinijskom djelu opterećene putanje (dio 0 – 1 ): 0 1
3 2
⎛ G + Gvm + Gm ⎞ W01 = ⎜ v + qe ⎟l01 ⋅ w = F0−1 a ⎝ ⎠ w = koeficijent otpora kretanja = 0,04 •
Otpor vožnje na djelu 1 – 2 (prelazak preko koturova i lančanika )
W12 = F0−1 ⋅ ζ
ζ = koeficijent otpora prelaza preko lančanika = 1,06 – 1,07
263
Slika xxx - Metoda obilaska po konturi – grafički prikaz Dječkov : Podvjesni konvejeri - metode za proracun konvejera
Snaga konvejera
P=
∑W ⋅ v η
v[m/s] v = 0.5 – 1.5 m / s
- Minimalna sila zatezanja lanca F min = 100 − 150 N - U tehnološkim procesima brzina kretanja konvejera diktirana tehnološkim postupkom Pogonski mehanizam
264 TRANSPORTNI SISTEMI U FLEKSIBILNIM TEHNOLOŠKIM SISTEMIMA Fleksibilni tehnološki sistem obuhvata automatizovanu-računarom upravljanju proizvodnju i mašine. Rad čovjeka je ograničen na izradu programa za računar koji upravlja radom mašina. Da bi mašinamogla da radi potrebno ju je opsluživati materijalom, polufabrikatima i alatom, kao i vršiti transport gotovih proizvoda. Posljednjih decenija ovo pitanje se rješava takođe primjenom fleksibilnih transportnih sistema u vidu automatski vođenih vozila, konvejera za vuču, industrijskih transportnih robota, izmjenjivača paleta, automatskih regalnih skladišta. Fleksibilni transportni sistem čine dvije glavne komponente: • automatski vođena transportna sredstva za fizički transport materijala, • sistem upravljanja: a) direktno unošenje preko tastature, b) van vozila preko upravljačkie konzole (tastature računara).
Automatizovano skladište
Pomoćni uređaji i materijal
• •
•
Nosači radnih komada ili paleta Uređaji za transportradnih komada (robot, konvejer, autom. upr. vozilo) Uređaj za rukovanje dijelom
• • •
Integrisano rukovanje i transport materijala Radni komadi
•
Održavanje transporta Hlađenje i podmazivanje Energija Strugotina
Pomoćni i stezni pribor Alati •
•
Transport alata (pojedinačni alati, magacin alata) Postavljanje alata u magacin (ručno, robotom)
• •
Transport paleta do stanice za paletizaciju Univerzalni pomoćni stezni pribor
U okviru najvažnijih zadataka za transportni sistem i skladišta spadaju: • transport i skladištenje sirovog materijala, poluobrađenih i obrađenih dijelova, • transport i skladištenje alata (u magacinu alata i u automatizovanom skladištu), • transport i skladištenje praznih paleta, pomoćnih materijala, rezervnih dijelova i otpodaka.
265
Broj vozila
Za transportovanje materijala u fleksibilnim tehnološkim sistemima mogu se koristiti : a) konvejeri, b) šinski vođena automatska vozila, c) induktivno vođena automatska vozila, d) slobodno pokretna automatska vozila
1971
1977
1 . ŠINSKI VOĐENA VOZILA 1. 2. 3. 4.
5. 6. 7. 8. 9.
Najsličniji konvejeru, ali su fleksibilniji.
Dvije šine za kretanje po podu. Centralne šina služi za vođenje. Pogon motorom jednosmjerne struje (ili servo AC motorom). Hidraulični uređaj za utovar i istovar. Velika brzina kretanja (veći nego kod induktivno vođenih vozila). Pogodni za transport teških komada. Kretanje samo uzduž pravolinijskih staza Jednom postavljanje tračnice teško mijenjaju položaj.
godina
266 2. INDUKTIVNO VOĐENA AUTOMATSLA VOZILA 1. naviše rasprostranjena tehnika vođenja automatizovanih vozila, 2. mređža ukopanih električnih kablova ukopanih u pod u obliku zatvorenih
kompleksnih petlji, 3. niskofrekventna struja u kablovima stvara koncentrično magnetno polje, 2a x
es signal greške, ka upravljačkoj logici U
y
lj čki k l
15-20mm 6-10mm Si
ičk
l
4. dva kalema na vozilu na nekoliko centimenara iznad poda, 5. generisanje, pojačavanje i upoređivanje naizmjeničnih napona proprcionalnih
jačini polja, 6. formiranje signala greške es, koji se koristi za upravljanje vozilom,
es =
(a
kaxy
2
+ y 2 + x 2 ) − 4a 2 x 2 2
k – konstanta (konstruktivna), 2a – rastojanje između kalemova, y – vertikalno rastojanje između kalemova i kabla, x – odstupanje srednje tačke između kalemova i kabla. 7. motori jednosmjerne struje (v = 30 –70 m/min) 8. permanentni magneti na raskrsnicama (spred) pločice na:
a) na zaustavnim tačkama, b) na početku i završetku oštrih zavoja (povećanje i smanjenje brzine)
267 9.
Kablovi: kompleksne zatvorene petlje, sa strujama različite frekvencije u svakoj petlji (7-15 kHz)
10.
Aktivna petlja – ista frekvencija u svim petljama, ali je pod naponom samo ona petlja po kojoj se vozi, problem prelaska sa petlje na petlju
Pasivna petlja – različite frekvencije u svakoj petlji, koje su stalno pod naponom. Vozilo prati sekvence putanje sa programiranom frekvencijom skvence. 11. Kablovi za vođenje («steering cables») Kablovi za komunikaciju 12. Mogu da rade u zaprljanoj sredini, pouzdani su, velika primjena.
3. AUTOMATSKI VOĐENA VOZILA PO OZNAČENOJ LINIJI
FEROMAGNETNE TRAKE, trake nisu priključene na strujni izvor, pasivne trake. 2. Na vozilu: pobudni izvor magnetnog polja, senzor za registrovanje nastalog magnetnog polja u traci za vođenje. 3. Ostale operacije upravljanja slične induktivnom vođenju. 4. Komunikacija između vozila i upravljačkog računara se izvodi preko radio talasa i referentnih točkova- indirektno. 5. Laka izmjena i postavljanje putanja. 6. Traži se čista okolina bez velikog saobraćaja 7. OPTIČKO VOĐENJE – u pogonima lake industrije 8. Vozilo – osvjetljava liniju na podu ultravioletnom svjetlošću, izazivajući fluoroscenciju boje trake, 9. Dva fotosenzora- kao i kalemovi, detektuju intenzitet fluoroscencije, signali se pojačavaju i međusobno upoređuju da bi se dobio signal greške. 10. Nedostatak – manje osjetljiv, traži jednostavne putanje, otežano upravljanje na raskrsnicama, 11. Staze se oštećuju, nijsu pogodne za teške industrije. 12. Upravljanje – vlastito upravljanje, bez centralnog upravljača, obično - centralno upravljanje sa računarom preko referentnih tačaka i radio signala 1.
4. SOFTVERSKI PROGRAMIBILNO VOĐENJE AUTOMATIZOVANIH VOZILA 1. 2. 3. 4.
Ne zahtijevaju upotrebu staza, pa su u sve većem razvoju. Putanje se softverski programiraju, lako mijenjaju, fleksibilni Nema instalacija. Postoje različiti sistemi softverskog vođenja
268 4.1 Vođenje vozila pomoću mjerenja obrtanja pogonskih točkova 1. 2. 3. 4. 5.
Periodično mjerenje tačnosti obrtanja svakog pogonskog točka, primjenom npr. optičkih enkodera, Računar određuje poziciju u okruženju u odnosu na početnu tačku kretanja na osnovu izmjerenih vrijednosti uglova obrtanja točkova. Putanja se momoriše u mikroračunaru na bazi pravih i kružnih linija. Upravljanje – «diferencijalno upravljanje» - veći kapacitet nošenja, veliku sposobnost manevrisanja, različite brzine pogonskih točkova Kombinacija sa : poziciono-referentnim farovima radi provjere izračunavanja pozicije vozila.
Pogonski točkovi
Slobodni točkovi
269
4.2 Vođenje vozila pomoću poziciono-referentnih farova (laserom) 1. Refletivne trake sa bar kodom (linije različite debljine) na određenim pozicijama u
okruženju. 2. Laserski zrak sa vozila pretražuje okolinu. 3. Odbijeni zrak od reflektivnih traka sa kodovima se propušta kroz filtar ka većoj
fotodiodi 4. Signal sa fotodiode, pojačani u elektronskom modulu, služe za određivanje pozicije vozila 5. Provjera pozicije pomoću fiksnih farova u okruženju: • poznate pozicije tri kolinearne tačke T1, T2, T3 – senzora povezana radiopredajnikom • laserski zrak male snage pretražuje okolinu • kada zrak naiđe na fotosenzor, javlja se signal koji prihvata uređaj za dekodiranje. • izračunavanje pozicije računarom pomoću formula. a sin(α 1 + β ) sin θ 2tgα 1tgα 2 β = arctg ( ) − α1 tgα 2 − tgα 2 θ = χ − β, r=
χ = arctg (
y1 ) x1
270 x1, y1 - koordinate tačke T1 a = duž (T1T2) α1, α2 – izmjerene vrijednosti uglova Pozicija je određena koordinatama x = x1 + r cosθ y = y1 + r cosθ
4.3 Vođenje vozila pomoću optičke i ultrazvučne slike okruženja 1. «Apsolutna optička slika» okruženja sa željenim pozicijama vozila memorišu se
u mikroračunaru 2. Video kamera na vozilu periodično generiše «trenutnu sliku» okruženja 3. Poređenjem trenutnog snimka sa memorisanim može se odrediti pozicija vozila. 1. Ultrazvučna slika okruženja se dobiva emitvanjem ultrazvučnih impulsa sa
vozila u svim pravcima. 2. Vremenski relej simultano aktivira na vozilu i mjeri (eho) vrijeme odbijanja impulsa iz svih pravaca 3. Izračunavanje rastojanja od pojedinih objekata na bazi zvuka u vazduhu, dobiva se položaj vozila u odnosu na okolne objekte.
4.4 Vođenje vozila pomoću optičke stereoskopije Princip – praćenje jedne tačke na objektu iz okruženja pomoću dvije video kamere postavljene na vozilu. Mjeri se ugaoni položaj kamera prema referentnoj tački. Položaj vozila se određuje na osnovu uglova položaja kamera i rastojanja kamera Ako je objek prepoznatljiv u «apsolutnoj slici» okruženja, koja je momorisana na računaru, može se odrediti apsolutna pozicija. Ponavljajući ovu proceduru na nekoliko m objekata iz okruženja može se dobiti procjema o poziciji vozila
271 4.5 Zaključak 1. Tehnike vođenja sa slikom okruženja traže dosta vremena za proračune i analize
slike. 2. Metode sa optičkom slikom traže dobru vidljivost. 3. Metode sa ultrazvučnom slikom imaju pojavu zamućenosti usljed lutajuće
višestruke refleksije prenosnih impulsa te zavisnost brzine zvuka od temperature. 4. Optičko i zvučno vođenje- dinamičko mijenjanje putanje, ograničenje- traži se računar za obradu slike. 5. Manje zastupljena od induktivnog vođenja
6.
AUTOMATSKA VISEĆA VOZILA – EHB 1. Visokoefikasni sistem unutrašnjeg transporta, izveden standardnim mehaničkim i električnim elementima. 2. Nosivost do 200 kg, 3. jeftin, brz, prostorno štedljiv 4. mogućnost primjene u svim granama industrije 5. Neuporedivo veće brzine prenošenja od standardnih konvejera 6. Optimalno iskorištavanje radne i skladišne površine pošto se vozne staze smiještaju na tavanicu
7. Specijalni profil šine razvijen u cilju postizanja • Velike nosivosti • Velikih rastojanja između tačaka vješanja, • Malih vlastitih masa • Malih visina ugrađivanja • Brze i jednostavne montaže
272
8. Napajanje i upravljanje izvedeni u kliznim vodovima koji se jednostavno umeću u šinu 9. Jednostavni lukovi za vješanje šine sa najrazličitijim elementima za pričvršćenje omogućavaju široku primjenu u praksi
10. Točkovi presvučeni vulkolanom obezbjeđuju miran i tih rad 11. Pogonska kolica pokreće elektromotor sa kratkospojenim rotorom. Brzina se reguliše preklapanjem polova i regulacijom frekvencija, što dopušta brzine do 120m/min. 12. Jednostavnim kvačilom mogu se odvojiti pogonski točak i reduktor, čime se omogućava ručno pokretanje kolica 13. Laka i gipka konstrukcija strujnih potrošača omogućava isključenje komandne kutije za potrebe održavanja na proizvoljnom dijelu pruge. 14. Moguća nosivost i do 500 kg.
273
