Tehnologija transporta

VISOKA TEHNIČKA SKOLA STRUKOVNIH STUDIJA UROŠEVACSA PRIVREMENIM SEDISTEM U ZVEČANU

Drumski saobraćaj

SEMINARSKI RAD

PREDMET:Transportni uređajiTEMA:Proračun mosne dvogredne dizalice i Proračun trakastog transportera

Predavač Studentdr Predrag Pavić

Datum prijema rada:_____________

Ocena rada:_________________

1

1. Proračun mosne dizalice

4. Primeri proračuna dizaličnih mehanizama4.1. Proračun pogonskih mehanizama mosne dvogredne dizalice

Karakteristike i opis dizalice:Mosna dizalica je opšte namene, koristi se za rad u mašinskoj hali i ima sledeće

karakteristike:

Nosivost mQ = 11 [t]Brzina dizanja Vd = 8 [ ]

Brzina kretanja kolica (vitla)Vv = 28 [ ]

Brzina kretanja dizalice (mosta) Vm = 60 [ ]

Visina dizanja H = 12 [m]Raspon mosta L = 20 [m]Pogonska grupa 2mIz Tabele 2.7. usvaja se pogonska klasa dizalice III čije je učestanost B (N = 2105).

2

Slika 1. Dvogredna mosna dizalica

4.1.1. Mehanizam dizalice

1. Polazni podaci

nosivost težina tereta

brzina dizanja

visina dizanja pogonska rupa 2m

Pogonska rupa mehanizma za dizanje može da se odredi na dva načina prema nameni dizalice koristeći tabelu za grupisanje pogonskih mehanizama, ili da se računa ako za to postoje podaci.

Ako se primeni prvi način onda je prema tabeli T.2.11 pozicija 4 – dizalica za radionice, mehanizam dizanja ima rupu 2m.

Ako se ipak uradi proračun koristeći date (pretpostavljene ili izmerene) radne cikluse dizalice i mehanizma za dizanje onda je postupak proračuna sledeći.

Da se odredi pogonska grupa mehanizama potrebno je kako je napred rečeno da znamo dva faktora: stanje opterećenosti i klasu radnog vremena.

Stanje opterećenosti za koje u ovom slučaju nemamo dovoljno podataka, usvajamo da je srednje (dva) sa korficijentom opterećenje K = 0.25. Klasa radnog vremena mehanizama dobija se iz ukupnog veka trajanja koji za radni cuklus od 180 (s) iznosi:

Trajanje rada mehanizma za dizanje iznosi:

– klasa V2

gde je:

2. Šema mehanizama za dizanje

Klasično rešenje mehanizama za dizanje prikazano je na sl.2, čije su komponente:

1) Kliznokolutni electromotor tipa ZSD “Sever” – Subotica;2) Elastična spojnica sa kočionim dobošem – JUS M.C1.515;3) Dvopapučna kočnica sa hidrauličnim podizačem (S MUN – Niš);4) Horizontalni reduktor sa ozubljenjima izlaznim vratilom ( S MIN – Niš);5) Doboš sa zupčastom spojnicom ( S MIN-a);6) Unakrsno použeno uže sa prostom usukanim strukovima – JUS C.X1.074;7) Donja koturača (DIN);

3

8) Izravnjavajući kotur.

Pošto je dizalica opšte namene usvaja se jednokraka kuka u sklopu koturače, kao najjednostavniji i najuniverzalniji element za hvatanje tereta.Donja koturača se koristi kao dvojna, što omogućava veći broj krakova užeta i ugradnju izravnjavajućeg kotura.Ovim se dobija manja sila u užetu, što povlači manji prečnik užeta u dobošu, odnosno manji prenosni odnos reduktora, a time jednostabniji i kompaktniji mehanizam za dizanje. Oba kraja užeta kod mehanizma sa dvojnom koturačom moraju se namotavati na doboš, što svakako iziskuje veću dužinu omotača doboša.

Slika 2.Šema mehanizma za dizanje sa odgovarajućim dijegramima brzine – vreme (vd – t) i obrta momenta – vreme (M – t)

3. Tok Proračuna i izbor komponente mehanizma za dizanje

3.1. Donja koturača

Za nosivost mQ = 11 [t] i 2m pogonsku grupu iz odgovarajućih tabela u dodatku usvaja se standardna donja koturača sa dva kotura:

KOTURAČA br. 12 – DIN

3.1.1.Opsti podaci

broj krakova užeta m = 4

4

prenosni odnos koturače

koeficijent iskorišćenja

gde je:

0 = 0.98 – stepen korisnosti jednog kotura.

3.1.2.Proračun i izbor čeličnog užeta

- sila kidanja

- S = k Fu max 4.5 27 121[kN]

gde je:k = 4.5 – stepen sigurnosti užeta prema FEM-u za 2m pogonsku grupu

- Stvarni stemen sigurnosti užeta:

3.1.3.Izravnavajući kotur

Prečnik izravnavajućeg kotura (4.3.1):Dik H1 H2 du = 14 1 20 = 280 [mm]Gde je:H1 = 14 – koeficijent (T.4.3)H2 = 1 – koeficijent.

3.1.4.Glavne mere gonje koturače

Glevne mere donje koturače br. 12 po DIN-u je Dk = 500(mm), čime je zadovoljena relacija (4.3.1)

3.1.5.Provera nosećih elemenata donje koturačeProvera elemenata donje koturače (kuke, traverze, nosećeg lima i osnovine)

sprovodi se prema izrazima datim u poglavlju 4.4.Provera vrata kuke:Napon zatezanja u najmanjem preseku stabla I – K (4.4.4.)

Gde je:

5

ve = 235 [N/ ] – granica razvlačenja za material Č1205 (T.4.5)

– dozvoljeni stepen sigurnosti (4.4.6)

Stepen sigurnosti:

Stepen sigurnosti:

Gde je:

0.7 ve = 0.7 235 = 165 [N/ ] - granica razvlačenja na smicanje.

S – površina poprečnog presekak – koeficijent krivine štapa.Približno iste vrednosti napona e i c u ivičnim tačkama preseka A-B mogu se dobiti

iz dijagrama sa sl. 3 (0 = 125 N/ i c = 50 N/ )

3.2. Proračun doboša

Konstrukcija doboša je zavarena, sa cilindričnim omotačem, na kome su narezani žljebovi (levi i desni) radi pravilnijeg namotavanja užeta na doboš i smanjivanja kontaktnog pritiska između doboša i žica čeličnog užeta.

Krajevi užeta su vezani za omotač doboša pomoću pločica i vijaka.Za jedan kraj užeta predviđene su tri veze. Za ostvarivanje veze na omotaču se moraju predvideti do 2 žljeba i najmanje još 2 za osiguranje veze.

Obrtni moment sa izlaznog vratila reduktora se prenosi na doboš pomoću posebno izvedene zupčaste veze (zupčaste spojnice).

Omotač doboša i diskovi su od Č 0361, a osovine od Č 1530.

6

Slika 3. Doboš i šema opterećenja

3.2.1.Mere omotača doboša

- Nazivni prečnik doboša Dd H1 H2 du = 18 1 20 = 360 [mm]Gde je:H1 = 18 – koeficijent (T.4.3)H2 = 1 – koeficijent.

Usvaja se standardni prečnik Dd = 450 mm ; što odgovara prečniku standardnog doboša iz tabele u dodatak (T.III 1), za nosivost mQ = 11 t i 2m pogonsku grupu.

- Dimenzije žljebova (sl. 4)

7

Slika 4. Dimenzije žljebova

- Dužina omotača: Sa slike 4 jasno se uočava dužina omotača doboša

3.2.2.Izbor ležajeva- Broj obrtaja doboša:

3.2.3.Provera ležajeva, osovina i omotača doboša

Provera ležajeva, osovina i omotača doboša može da se sprovede na osnovu poznatih metoda i proračuna, koji su proučavani u okviru mašinskih elemenata i konstrukcija.

Konstruktivne mere doboša mogu da se usvoje iz odgovarajućih tabela III 1 i III 2 u dodatku.

Ukupna masa doboša je Gd = 520 (kg)

3.3. Proračun snage dizanja i izbor elektromotora

3.3.1.Merodavna snaga i ostali parametri za izbor motora

- Snaga ustaljenog kretanja (4.6.4.):

8

Gde je: – ukupni stepen korisnisti mehanizma.

Relativno trajanje isključenja-stvarnaintermitenca:

Broj radnih ciklusa na čas:

Broj uključenja motora na čas:

3.3.2.Izbor motora

Iz odgovarajućeg kataloga (T.IV 1) za vrstu pogona S4, standardnu intermitencu ED = 40 % i broj uključenja Y = 150(uklj/h) usvaja se kliznokolutni šestipolni dizalični motor tipa:ZPD – 250 Mk – 6 “Sever” – Subotica (B3)Karakteristike motora su:Pn = 33 [kW] – normalna snaga,n1 = 974 [min-1] – broj obrtaja,It = 1.52 [kgm2] – moment inercije motora,m = Mm / Mn = 5.7 – prevrtni factor preopterećenja motora,G = 520 [kg] – masa elektromotorad = 70 [mm] – prečnik rukavca vratila (priključna mera)Ugaona brzina mogonskog vratila:

Nominalni moment motora:

3.4. Izbor elastične spojnice sa kočionim dobošem

9

Elastična spojnica je mnogo više opterećena u prelaznim režimima rada (period ubrzanja i kočenja) u odnosu na ustavljeno kretanje. Međutim, ti prelazni režimi relativno kratno traju, tako da je spojnica duže vremena opterećena momentum ustavljenog kretanja.Najveća vrednost momenta pri ustaljenom kretanju iznosi:

Pošto se deo elastične spojnice koristi kao kočioni dobos dvopapučne kočnice na strain reduktora, onda se iz tabele 4.10 za nominalnu snagu motora Pn = 33 [kW] pri ED 40 % i broju obrtaja n1 = 974 [min-1] usvaja prečnik kočionog doboša Dk = 315 [mm].Na osnovu izloženog usvaja se:elastična spojinica ф 315 – ЈУС М.Ц1.516,čiji je nominalni moment M1 = 630Nm pri nmax = 1820 min-1,nominalni prečnik spojnice Ds = 315 mm,moment inercije spojnice Is = 0.65 kgm2,širina kočionog doboša I5 = 120 mm,prikljucna mera na strain motora (d1 = 38 – 80 mm), usvaja se vrednost 70 mm, kao i prečnik rukavca vratila motora,masa elastične spojnice Gs= 64 kg.

3.5. Proračun dvopapučne kočnice i izbor hidrauličnog podizača

3.5.1.Mere dvopapučne kočnice

- prečnik i širina kočionog doboša:Dk = Ds = 315 mm Bk= I5 = 120 mm

- obuhvatni ugao obloga papuča: = 70

- širina obloga:

- površina obloga:

- koeficijent trenja obloga za presovani azbest sa provučenim mesinganim žicama:k = 0.35

- dimenzije poluga:

10

Slika 5. Dvopapučna kočnica sa hidrauličnim podizačem

b = Dk2 = 3152 160 mma = 2.5 b = 2.5 160 = 400 mmd = 55 mmc = (4 – 5) = (4 – 5) 55 = 240 mm

3.5.2.Proračun sile kočenja i izbor ELHY – podizača

- računski moment kočenja sa stepenom sigurnosti kočnice k = 2.5

Računska sila kočenja:

3.5.3.Provera kočnice 315-EБ 5050 C50

Ova kočnica je zacrtana kao standardna u T. VI.1, a njene osnovne karakteristike date su u T. VI.4.

- Stvarna normalna sila na kočionom dobošu:

Stvarni kočioni moment:

11

Stvarni moment sigurnosti:

sto je u granicama dozvoljenog (doz = 2 – 3)

- Kritična brzina na obradu kočionog doboša:

Gde je k = 1.1 – 1.2

3.6. Prenosnik snage-reduktor

3.6.1.Izbor reduktora

- Prenosni odnos reduktora:

3.6.2.Provera odstupanja brzine

- Stvarni broj obrtaja doboša:

Stvarna brzina disanja:

- Odstupanje brzine:

3.7. Provera motora i kočnice u prelaznim režimima rada

12

3.7.1.Provera motora u period ubrzanja pri dizanju maksimalnog tereta

- Vreme ubrazanja za usvojeno ubrzanje au= 0.1 ms2:

3.7.2.Provera kočnice u period kočenja pri spuštanju maksimalnog tereta

- Vreme kočenja za kočnicu sa Mk = 554 NM:

4.1.2. Mehanizam za kretanje kolica

1. Polazni podaci- Nosivost mQ = 13tQ = 128 kN- Brzina kretanja vitla Vv = 29 mmin = 0.4833 ms- Pogonska grupa 2m

Dijagram srednjeg radnog ciklusa dat je na sl. 6.

Ukupna masa kolica približno je određena iz izraza:

mv = (0.3 0.4) 16 10% 5.2 t

2. Šema mehanizma za kretanje kolica

Sastavne komponente mehanizma, prikazanog na slici 6 su sledece:1. Kočioni kliznokultni motor sa ugrađenom elektromagnetnom kočnicom tipa KSK

Sever – Subotica, 2. Elastična spojnica bez kočionog doboša – ЈУС M. Д1. 515, 3. Vertikalni reduktor (S MIN – a), 4. Transmisionog vratilo,5. Zupčasta spojnice komada 3 (S MIN – a), 6. Pogonski točkovi ЈУС M. Д1. 110,Slobodni točkovi ЈУС M. Д1. 111.

13

Slika 6. Srednji radni ciklus mehanizma za kretanje kolica

Slika 7. Mehanizam za kretanje kolica (vitla)

3. Tok proračuna i izbor komponenti mehanizama za kretanje kolica

3.1. Proračun i izbor točka

- Ekvivalentni (maksimalni) pritisak po točku:

Gde je:N = 4 – ukupan broj točkova kolica

14

Nosivost: mQ = 11tQ = 108 kNUkupna masa kolica: mv = (0.3 0.4) 16 10% 5.2 t

Prema tabeli 4.12 za uslovnu nosivost točka sa ravnom glavom Fur = 69 kNFekv usvojen je točak prečnika Dt = 250 mmipoluprečnik zaobljenja r = 4 mm. Materijal točka Č0545 kaljen sa tvrdoćom nagaznog sloja od HB 4300 N/mm2HC450N/mm2.Provera točka

Gde su:Pdur = 0.75 kNcm2 i k1 = 1 iz tabele 4.13 za usvojeni material točka,k2 = 0.97 iz tabele 4.14 za broj obrtaja prethodno usvojenog točka,n1 = Vv Dt = 32 0.25 = 40.743 min-1,k3 = 1.0 iz tabele 4.15 za 2m za pogonsku grupu.Na osnovu prethodne relacije usvojeni su:

- Pogonski točkovi 250-ЈУС М.Ц1.110,- Slobodni točkovi 250-ЈУС М.Ц1.111.

Masa sklopa jednog točka Gt = 69 kg.Priključna mera: prečnik rukavca vratila točka d2= 50 mm.

3.2. Određivanje otpora i potrebne snage za kretanje kolica radi izbora motora

- Otpori ustaljenog kretanja:

Gde su:

f = 0.05 cm - otpor kotrljanja točkova po šini, = 0.003 - otpor trenja u kotrljanim ležištima, = 2.0 - otpor trenja oboda točkova u slučaju zakašnjenja, d = 6 cm - prečnik rukavca vratila na mestu ležaja (tabela VII.1)

- Snaga ustaljenog kretanja:

Gde je: = 0.9 – stepen korisnosti prenosa.

3.3. Izbor elastične spojnice bez kočionog doboša

15

Elastična spojnica kratkotrajno je opterećena momentum upuštanja , a

trajnije momentum ustaljenog kretanja:

Uzimajuci u obzir faktore odgovornosti i režima rada za spojnicu usvaja se:ELASTIČNA SPOJNICA 100-ЈУС М.Ц1.515Karakteristike spojnice su:

- Normalni moment Mt= 85 Nm; nmax = 5720 min-1,- Moment inercije Is = 0.004 kgm2,- Priključna mera-prečnik glavičine na strani motora d1 = 16 – 32 mm, usvaja se

vrednost 28 mm, kao i prečnik rukavca vratila motora, - Masa elastične spojnice

3.4. Izbor vertikalnog reduktora:

- Potreban prenosno odnos reduktora:

Za 2m pogonski grupu, broj obrtaja nt = 935 min-1, računski odnosit =22.948 i nominalne snage motora Pn= 2.2 kW usvaja se:

DVOSTEPENI VERTIKALNI REDUKTOR V2.32.00VII S MIN – Niš

Karakteristike reduktora:- Nominalna snaga Pn = 6.3 kW za n1 = 950 min-1 i 2m pogonsku grupu, - Stvarni prenosni odnos ist = ir = 22.9,- Maksimalni prečnik reduktora ulaznog vratila za vezu sa zupčastim spojnicama

iznosi D = 56 mm,

- Masa reduktoraGr = 110 kg.

S obzirom na to da ne postoji razlika između potrebnog i stvarnog prenosnog odnosa neće nastupiti razlika u brizini kretanja kolica pa je nepotrebno određivati odstupanje brzine (W

% 0).

3.5. Izbor zupčaste spojnice

Ova spojnica u toku rada izložena promenljivom momentu uvijanja.- Trajanje opterećenja zupčaste spojnice i vratila (moment ustaljenog kretanja):

- Kratkotrajno preopterecenje zupčaste spojnice:

16

Usvaja se zupčasta spojnica 266 001 S MIN.

Slika 8. Kolica dvogrede mosne dizalice (mosta)

4.1.3. Mehanizam za kretanje dizalice (mosta)

1. Polazni podaci

17

- Nosivost mQ = 11t tj.Q = 108 kN- Raspon dizalice (mosta) L = 25 m- Pogonska grupa (T.4.11) 2m

- Masa vitla mv 5.2 t (Gv = 51kN)

- Pretpostavljena masa mosta mm = 23.8 t (Gm = 51kN)

2. Šema mehanizma za kretanje

Za kretanje dizalice usvaja se centralni pogon sa sprohodnim vratilima, koji je prikazan na sl. 9. Sastavne komponente ovog mehanizma su:

1. Dizalični klizno-kolutni motor tipa ZPD “Sever” – Subotica, 2. Elastična spojnica sa kočionim dobošem – JUS M.C1.516,3. Dvopapučna kočnica sa ELHY – podizačem,4. Horizontalni regulator sa vratilom koje ima dva izlaza (S MIN),5. Zupčaste spojnice uz reduktor i točkove 4 kom. (S MIN),6. Krute spojnice JUS H.C.510,7. Transmisiona vratila sa ležajevima,8. Kretni točkovi JUS M.D1.111.

Slika 9.Mehanizam za kretanje dizalice sa centralnim pogonom

3.10. Proračun varijantnog rešenja mehanizma za kretanje mosta sa odvojenim pogonima

Pogonski mehanizam za kretanje dizalice može se veoma uspešno izvesti pomoću dva nezavisna pogona postavljena uz pogonske točkove na krajevima mosta. Ovaj mehanizam uz jedan pogonsku točak, kako je prikazano na sl. 10. se sastoji iz:

18

1. Elektromotora tipa ZPD2. Elastične spojnice JUS M. C1.516.3. Dvopapučne kočnice sa ELHY – podizačem4. Horizontalnog reduktora5. Zupčaste spojnice6. Kretnog točka

Slika 10. Odvojeni pogon mehanizama za kretanje dizalice

Ovakva koncepcija, čiji je rad sinhronizovan električnim putem, dosta se primenjuje kao pogon kod dvogrednih i jednogrednih mosnih dizalica. Prednost ovog rešenja je u odsustvu dugačkih trensmisionih vratila sa ležištima. Danas je praktična eksploatacija potvrdila veliku pouzdanost u radu ovih mehanizama. Redosled proračuna ove koncepcije je isti, kao I kod mehanizama sa centralnim pogonom.

19

2. Proračun trakastog transportera

Za proračun trakastog transportera potrebni su sledeći polazni podaci:

Kapacitet transportera Q t / h, Gustina (zapreminske mase) transportovanog materijala t / m3, Najveće dimenzije komadnog (krupnoća zrna) amax, dmax, mm, Karakteristike linije transportera (rastojanje između centra doboša, dužine

horizontalnih I vertikalnih delova trake, uslovi nagiba…)

1. Klasirani šljunak gustine = 1,5t / m3, krupnoća zrna do dmax = 60 mm, transportuje se trakastim transporterom čiji ugao nagiba iznosi = 18 . Visina

20

podizanja materijala iznosi H = 12 m. Kapacitet transportera iznosi Q = 180 t / h, a dužina horizontalne deonice iznosi Lh2 = 25 m. Brzina trake iznosi = 1,0m/s. Istovar se obavlja preko krajnjeg doboša. Pri istovaru nema istovarnih kolica.

A. Širina trake transportera (B)

S obzirom da je širina trake, koja se određuje sadržana u kapacitetu transportera, iz toga

sledi kapacitet: Q = A

Q = A

Gde je:

A = 0.11 B2– površina poprečnog preseka materijala.

ako je traka u obliku žleba: A = 0.11 B2

ako je traka ravna: A = 0.05 B2

Usvaja se A = 0.11 B2– površina poprečnog preseka materijala kada je traka u obliku žleba . = 1,2 m/s - brzina trake, = 1,8 t / m3 - gustina transportovanog materijala.

Usavršavanjem podataka dobija se:, pa je:

Provera širina trake:Posto se prenosi krupniji material mora se vršiti provera širine trake.

B (4 5) dmax

B 4 0.05

B 0.2 m - provera zadovoljava, jer je:

B = 0.43 m B 0.2 m.

Iz tabele (III – 10), strana 227 (S.Tošić) – usvaja se standardna širina trake B = 500mm.

B. Određivanje potrebne snage elektromotora

Snaga na pogonskom vratilu trakastog transportera određuje se iz izraza:

21

Gde je: Q = 100 t/h – kapacitet transportera,Lh – dužina horizontalne projekcije trake trakastog transportera, sa koje je očito:

, pa je: ,, to je:

B = 500 mm - širina trake, = 1,2 m/s - brzina trake,k1= 1.1 – za L = (30 – 50) m - koeficijent zavistan od dužine transportera – Tablica III – 27, strana 232.K2 = 1 – koeficijent istovara (kada nema istovarnih kolica na transporteru)K3= 0 – koeficijent kojim se uzima u obzir utrošak energije pri istovaru preko krajnjeg doboša.

Uvrštavanjem podataka dobija se:

Pri stepenu iskorišćenja elektromotora: EM = 0.8 sledi:

- snaga na vratilu elektromotora.

C. Izračunavanje vučne sile u traci i broja umetaka trake:

Ukupna vučna sila na obodu pogonskog doboša iznosi:

Gde je:P= 6.9 kW - snaga na vratilu pogonskog doboša, = 1,2m/s - brzina trake.

Tada je:

Ova sila učestvuje na određivanju ukupne vučne sile u traci (Ft)

Gde je:Fb– ukupna sila na obodu pogonskog doboša,

22

e = 2.71 – osnova prorodnog logaritma, = 0.35 – koeficijent trenja između trake I doboša – Tabela (III – 7),r = 180 = - ugao obuhvata trake na dobošu izražen u radijanima.

Broj umetaka trake:

Gde je:Ft– ukupna vučna sila u traci.k – koeficijent sigurnosti (za B = 500 mm, je n = (3 – 6) slojeva – Tablica 44, str. 178 – S.Dedijer)B = 0.5 – širina trake,

= 500 N/cm2 - čvrstoća materijala – trake na kidanje po 1 cm - širine umetka.

, usvaja se broj umetaka trake:

D. Određivanje osnovnih dimenzija doboša

Prečnik pogonskog doboša:

Prečnik zameznog doboša:

Dužina doboša:

23