Zadatak Grujic.docx

1. PRORAČUN POGONSKIH MEHANIZAMA

Karakteristike dizalice su: - nosivost……………….. m = 20 (t) - brzina dizanja ………….Vd = 16 (m/min) - brzina kretanja vitla ........Vv = 32 (m/min) - brzina kretanja dizalice...Vm = 50 (m/min) - visina dizanja ..................H = 25 (m) - raspon dizalice ................L = 32 (m) Prema uslovima rada (režima) i zadatog srednjeg rednog ciklusa dizalice, sama dizalica – noseća konstrukcija i njeni pogonski mehanizmi su svrstani u treću pogonsku klasu (teški uslovi rada) prema JUS M.D1.020.

Dizalica se napaja trofaznom strujom napona 380 V. Upravljanje dizalicom se ostvaruje iz kabine. 1. Proračun mehanizma za dizanje 1.1. Polazni podaci Nosivost: m = 20000 (kg) = 20 (t) Sila težine tereta: Q = m · g = 20 · 9,81 = 196,2 (KN) Brzina dizanja: Vd = 0,2666 (m/sec.) = 16 (m/min) Visina dizanja: H = 16 (m) Pogonska klasa: 3 (teška).

3

Slika 1. Srednji radni ciklus 1.2. Šema mehanizma Pošto je dizalica opšte namene usvaja se jednokraka kuka, kao univerzalni uređaj za zahvatanje tereta u sklopu donje dvojne koturače (7) (sl. 2.). Oba kraja užeta (6) namotavaju se na doboš (5), čiji je pogon ostvaren pomoću zupčaste spojnice specijalne izvedbe.

Slika 4.2 Komponente mehanizma; kliznokolutni motor (1); elastična spojnica (2); u kombinaciji sa dvopapučnom kočnicom (3) sa hidrauličnim podizačem ; horizontalni reduktor (4) i doboš (5) su klasično raspoređene. 1.3. Donja koturača Za nosivost m = 20 (t) i treću (tešku) pogonsku klasu iz tabele I (dodatak) je usvojena standardna koturača (redni broj 08) sa dva kotura, koja se u mehanizmu za dizanje koristi kao dvojna koturača. 1.3.1. Opšti podaci Broj krakova užeta : n = 4 Prenosni odnos koturače : i k =

n 4 = =2 2 2

4

Koeficijent iskorišćenosti: η k =

1  0,98 2 1   oik = = 0,99 2 1  0,98 ik 1   o 

gde je:  o = 0,98 – stepen korisnosti jednog kotura sa kotrljajućim ležajevima 1.3.1.2. Izbor užeta Maksimalna sila u užetu: FU

max

=

Q = 49,545 (KN) n  k

Sila kidanja u užetu : S = k · F U max = 6,3 · 49,545 = 312,136 (KN) gde je: k = 6,3 – stepen sigurnosti užetu na kidanje prema JUS M.D1.070 za 3. pogonsku klasu. Na osnovu sile kidanja usvaja se desnohodno unakrsno predeno uže: d 22 · (6 x 37 = 222) Tip B – DIN 655 sa jačinom kidanja jedne žice  M = 1570 (N/mm²) · (160 kp/cm²), čija je računska sila kidanja S o = 279 (KN)>S = 249,707 (KN) Stvarni stepen sigurnosti: 𝛾=𝐹

𝑆𝑂

𝑈 𝑚𝑎𝑥

279

= 49,545 = 5,631

Karakteristike užeta: -

prečnik žice δ = 1 (mm) površina metalnog preseka F = 174,4 (mm²) težina dužnog metra q = 1,64 (kg/m)

Ukupna težina užeta (80m dužine) Gu = 132 kg

5

1.3.3. Izravnjavajući kotur Prečnik izravnjavajućeg kotura :

 D Dik     du  12  22  264mm  d  ik Odnos (D/d) ik = 12 za treću (3) pogonsku klasu prema JUS M.D1.070. Usavaja se standardni kotur: D = 320 mm Ukupna težina izravnjavajućeg kotura : G ik = 90 (kg) 1.3.4. Glavne mere koturače Glavne mere koturače su usvojene iz standarda (Tabela I - Dodatak). Za koturaču 08 glavne mere su date u narednoj tabelu: KOD Nosivost (t) 08 I II III IV 08 25 20 16 12,5

d1

d2

d3

d4

e1

e2

W

500 100 576 605 366 555 345 555

Ležajevi Aksijal. 110TA12 100BC02

Radijal

Prečnik kotura : D Dkot = ( ) K · d U = 22 · 22 = 484 mm d

D ) = 22 za treću (3) pogonsku klasu prema JUS M.D1.070 : d K Standardni prečnik je D = 500 mm što odgovara vrednosti d1 usvojene koturače. Odnos (

Slika 3.

6

1.4. Proračun doboša Konstrukcija doboša je zavarena sa cilindričnim omotačem na kome su narezani žljebovi (levi i desni navoj). Krajevi užeta za omotač doboša su vezani pomoću pločica i zavrtnjeva. Za jedan kraj užeta predviđene su tri veze. Obrtni momenat sa izlaznog vratila reduktora na doboš se prenosi pomoću posebno izvedene zupčaste veze. Omotač doboša je od Č.0361, a osovine od Č.1530.

Slika 4.

1.4.1. Mere omotača doboša -

Nazivni prečnik doboša

D ) d ·d U = 22 · 22 = 484 mm d Usvaja se standardni prečnik D = 500 mm Ddob = (

- Dimenzija žljebova : Za prečnik užeta d = 22 mm usvojene su sledeće dimenzije žljebova : S = 25 mm r = 13 mm a1 = 3 mm 7

Slika 5.

-

Dužina doboša

Ld = 2b + 2Lnar + Lq (mm) b = 50 mm Ukupan broj žljebova : z=4+

2  16 ik  H d =4+ = 24,37 = 25 û  Dd û  0,5

Lnar = z · S = 25 · 25 = 625 (mm) Lq = 260 (mm) – veličina određena iz uslova da se uže najviše otklanja u odnosu na osu žljeba 5˚. Ld = 2 · 50 + 2 · 625 + 260 = 1610 (mm) Odnos: Ld/Dd = 1610/500 = 3,22 < 4 - Debljina omotača doboša : h=

FUmax 49,545 = 2,5×12,5= 1,585 (cm) S   doz

Usvaja se vrednost: h = 16 (mm) Dozvoljeni napon za Č.0361 iznosi  doz = 12,5 (KN/cm²) 1.4.2. Izbor ležajeva: -

Broj obrtaja doboša:

ηd = -

2  10 ik  Vd = = 12,732 (min 1 ) = 0,212 (sec 1 ) û  0,5 û  Dd

Sile reakcije u osloncima osovina doboša 8

1

FA = 1655 [49,545 × (1015 + 1770)] = 52,988 (KN) 1

FA = 1655 [49,545 × (640 + 1540)] = 46,102 (KN) U osloncu A je usvojen dvoredni samoudesivi ležaj sa burićima tipa 75 SD 23. Dimenzije: d = 75mm, D = 160 mm, B = 55 mm, T = 3,5 Nosivost : C = 294,30 KN, Co = 309,50 KN U osloncu B je usvojen dvoredni samoudesivi ležaj sa burićima tipa 110 SD 22 Dimenzije: d = 110 mm, D = 200 mm, B = 53 mm, T = 3,5 Nosivost : C = 294,30 KN, Co = 309,50 KN

1.4.3. Provera ležajeva, osovine i omotača doboša Provera ležajeva, osovine i omotača doboša može da se sprovede na osnovu poznatih metoda i proračuna proučavani u okviru mašinskih elemenata i konstrukcije. Konstruktivne mere doboša i elemenata pogona doboša mogu da se usvoje iz odgovarajućih priloženih standarda. Ukupna težina doboša Gd = 770 kg 1.5. Elektromotor 1.5.1. Merodavna snaga za izbor motora -

Snaga dizanja: 𝑄×𝑉

𝑑 P = 1000×𝜂 =

196200∗0,2666 1000×0,90

= 58,12𝐾𝑊

gde je:

η = η · η · η = 0,99 · 0,98 · 0,93 = 0,90 k

d

r

- Relativno trajanje uključenja (stvarna intermitenca) i n

εd% = -

t i 1

To

i

 100 % =

2  (24  16)  100  44,44 (%) 180

Broj rednih ciklusa na čas :

9

C= -

3600 3600   20(cikl / h) To 180

Broj uključenja motora na čas :

z = (zn + zk) · C = [ 4 + (2 ÷ 4) ] · 20 = 120 ÷ 160 (uklj/h) gde je : zn = 4 – normalni broj uključenja motora mehanizma za dizanje u toku jednog radnog ciklusa dizalice. zk = 2 ÷ 4 – korekturni broj uključenja motora. -

Potrebna snaga motora sa standardnom intermitencom ED 40% Po = P

-

 d ED

 29,05 

44,44  30,62KW 40

Izbor elektromotora :

Iz odgovarajućeg kataloga za vrstu pogona S4 , standardnu intermitencu ED 40% broj uključenja z = 150 (uklj/h) usvaja se : Kliznokolutni dizalični motor tipa : ZPD – 250 Mk-6 - ˝ Sever ˝ - Subotica – (B3) Nominalna snaga Pn = 33 KW ; broj obrtaja n1 = 974 min 1 = 16,233 sec 1 ; moment inercije rotora motora Ir = 1,52 kgm²; prevrtni faktor preopterećenja Ψm = Mm/Mn = 5,7 Težina elektromotora : Gm = 520 kg. 1.5.2. Pogonske karakteristike motora -

Ugaona brzina pogonskog vratila

ω1 = -

û  nd û  975   102 (sec 1 ) 30 30

Nominalni momenat motora

Mn = 9550 · -

Pn 33  9550 · = 323,5 (Nm) 975 n1

Moment upuštanja (zaletanja) motora – srednja računska vrednost

10

Mu = Ψsr · Mn = 1,6 · 323,5 = 517,6 (Nm) gde je:

sr 

min  max 1,1  2,1   1,6 - srednji fakto preopterećenja 2 2

Usvaja se:

min =

M min  1,1 i Mn

max =

M max  2,1 < m = 5,7 Mn

1.6. Elastična spojnica -

Moment tereta pri ustaljenom kretanju tereta

M=

Q  Dd P 58,12 = 9550 = 9550 974 = 569,862 (Nm) 2  ik  ir   n1

Pošto se deo elastične spojnice koristi kao kočioni doboš dvopapučne kočnice iz tabele XIII za nazivnu snagu motora Pn 33 KW pri 40 % ED I broj obrtaja motora n1 = 974 min 1 usvaja se prečnik kočionog doboša Dk = 315 mm. Na osnovu izloženog usvaja se elastična spojnica: Ø315 JUS M.C1.516, koja može da prenese obrtni moment M = 630 (Nm), širina kočionog doboša

φ5 = 120 mm. Težina elastične spojnice Ges = 62 kg 1.7. Kočnica sa hidrauličnim podizačem 1.7.1. Mere dvopapučne kočnice -

Prečnik i širina kočionog doboša

Dk = Des = 315mm, φ5 = 120 mm. Obloge papuča su od presovanog azbesta sa provučenim mesinganim žicama, čiji je koeficijent trenja µk = 0,4. Obuhvatni ugao obloga je ß = 70º, a širina B = -

φ5 – (5 ÷10 ) = 120 – 10 = 110mm

Površina obloge:

11

Ap = -

û  Dk   û  31,5  70  B   11  212 cm² 300 300

Dimenzije poluga i prenosni odnos kočnice

Slika 6.

Dimenzije poluga:

Dk 315   160 mm 2 2 a = 2,5 · b = 2,5 · 160 = 400 mm c = 4,2 · d = 4,2 · 50 = 210 mm b=

d = 50 mm

Prenosni odnos

a c 400 210     10,5 b d 160 50

ik =

1.7.2. Hidraulički podizač -

Moment kočenja kočnice

Mk = γ · M · η² = 2,5 · 284,83 · 0,9² = 576,78 Nm gde je: γ = 2,5 – usvojena vrednost stepena sigurnosti kočenja kočnice. -

Sila kočenja

Fk =

Mk 576,78 = = 468,77 (N) ik  k   k  Dk 10,5  0,93  0,4  0,315

12

gde je:

 k = 0,93 – stepen korisnosti polužja kočnice Na osnovu sile kočenja usvaja se hidraulički podizač: EHT – 50 F - ˝ Elektrokovina ˝ - ˝ Maribor ˝ čija je: -

povratna kočiona opruga jačine Fk = 470 N, sila podizanja Fp = 500 N visina u neukočenom stanju H = 420 mm, hod podizanja hp = 50 mm, iskorišćena vrednost hoda h = 50 – (10 ÷ 20) ≈ 30 mm, visina podizača u ukočenom stanju: Hk = H – (10 ÷ 20) = 420 – 20 = 400 mm težina podizača G = 20kg ukupna težina kočnice Gk = 50 kg

1.7.3. Provera kočnice Stepen sigurnosti -

Normalna sila na kočionom dobošu

FN = Fk · ik · ηk = 470 · 10,5 · 0,93 = 4589,55 (N) -

Stvarni moment kočenja kočnice

Mk = = Fk · ik · ηk · µk · Dk = 4589,55 · 0,4 · 0,315 = 578,28 (Nm) - Stvarni stepen sigurnosti kočenja kočnice γ=

Mk 578,28 = = 2,506 što zadovoljava. 2 M  284,83  0,9 2

Provera kočionih obloga - Specifični pritisak p= -

FN 4589,55 = = 21,68 N/cm², što je u granicama dozvoljenog pritiska 212 Ap Kritična brzina kočenja na obodu kočionog doboša

Vk =

û  Dk  n1 û  0,315  974 K   1,1  17,67 (m/s) 60 60

gde je: K = 1,1 ÷ 1,2 – stepen sigurnosti. 13

- Specifična snaga kočenja kočnice pVk = 21,68 · 17,67 = 383 (N/cm² · m/sec) < (pVk)dk = 500 (N/cm² · m/sec) Na osnovu ovog približnog (toplotnog) proračuna obloge papuča zadovoljavaju. 1.8. Dinamika mehanizma za dizanje Elementi kretanja pri kočenju spuštanja tereta Vreme kočenja J r  1 2,318  102 t= = = 0,68 sec ≈ 0,7 sec M k  M  578,28  230,71 -

gde je:

J r - redukovani momenat inercije pri kočenju J r = 1,5 Ir + m (

Vd 0,1666 )² η = 1,5 · 1,52 + 16 · 10 3 ( )² · 0,9 102 1

J r = 2,318 kgm² M  - moment tereta na prvom vratilu u periodu kočenja Q  Dd   = M ·  2 = 284,80 · 0,9² = 230,71 Nm 2  ik  ir Mk = 578,28 Nm – momenat kočenja kočnice M =

a= -

Usporenje

Vd 0,1666 = = 0,238 ≈ 0,24 m/sec² tk 0,7 Zaustavni put

Vd  t k 0,1666  0,7 = = 0,058 m ≈ 60 mm 2 2 Specifikacija težina elemenata mehanizma za dizanje: Sk 

1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8.

Elektromotor ................520 kg Elastična spojnica .........62 kg Kočnice .........................50 kg Reduktor .......................1770 kg Doboš ...........................770 kg Uže ...............................132 kg Donja koturača ..............315 kg Izravnjavajući kotur .......90 kg Gm = Gu = 3709 kg 14

2. Proračun mehanizma za kretanje električnog vitla 2.1. Polazni podaci Nosivost: m = 20 (t) (Q = 196,200 KN) Brzina kretanja vitla : Vv = 32 (m/min) = 0,5333 (m/s) Pogonska klasa: 3 Dijagram srednjeg radnog ciklusa:

Ukupna priblizna masa vitla: mv = ( 0,3 ÷ 0,4 ) · m  10 % = ( 0,3 ÷ 0,4 ) · 16  10 % ≈ 5,2 (t)

2.2. Izbor vrste mehanizma za kretanje Kako je mehanizam namenjen srednjoj nosivosti dizalice to je pogodno usvojiti centralni pogon sa dva slobodna I dva pogonska točka. Sastavni podsklopovi mehanizma, prikazanog na narednoj skici, su sledeći: 1. 2. 3. 4. 5. 6.

Elektromotor (KZK) Elastična spojnica (JUS M.C1.515) Vertikalni reduktor, Pogonsko vratilo prenosa, Zupčasta spojnica, Pogonski točak ( JUS M.D1.110 ) Slobodni točak ( JUS M.D1.111 )

15

Slika 7. Širina konstrukcije vitla B i raspon točka L određuju se prema gabaritu mehanizma za dizanje električnog vitla. Ova slika poslužiće da se, nakon izvedenog proračuna pogonskog mehanizma, odrede osnovne geometrijske veličine. 2.3. Izbor točka Ekvivalentni pritisak po točku električnog vitla: F = Fp max =

m  mv   g =

(20+5,2)⋅9,81

N

4

= 61,803 (KN)

gde je: N = 4 – Ukupan broj točkova električnog vitla. Prema T.17. za uslovnu nosivost točka Fur = 69 (KN)>F usvojen je točak prečnika D = 250 mm i širine b = 45 mm sa radijusom zaobljenja r = 4 mm. Materijal točka tvrdoće 45 (HRC). Provera prečnika točka: Iz T.18. Iz T.18.

pdr = 0,75 (kN/cm²) k1 = 1,0

Broj obrtaja točka: Vk 32 = = 40,743 (o/min) DT  û û  0,25 Iz T.19. k2 = 0,97 – za broj obrtaja točka prethodno izračunat Iz T.20. k3 = 0,9 nT 

16

Provera prečnika točka: Fekv 52  =21,46 cm Pdr  k 2  k3  b  2  r  0,75  0,97  0,9  4,5  2  0,4 DT min = 21,46 (cm) < DT = 250 (mm) Usvojen : Pogonski točak Ø 250 JUS M.D1.110 (kom 2) Slobodni točak Ø 250 JUS M.D1.111 (kom 2) Težina točka : G = 0,65 (kN) Potrebne dimenzije : l = 220, b2 = 285 (mm) DT min 

2.4. Određivanje otpora i potrebne snage Otpori ustaljenog kretanja: f = 0,05 (cm) µ = 0,01 ß = 2,5 d = 60 (mm) – iz T.XXI (prilog) za točak Ø 250. Fw = (m+mv) · g · (2 ·

0,05 6 f d   0,01  )·2,5 = ) · ß = (16 + 5,2) · 9,81 · (2· DT DT 25 25

FW  V

3,3275  0,533  1,97185 (KW)  0,9 Snaga za savlađivanje ineracionih otpora kretanja pretpostavljajući vreme ubrzanja električnog vitla: tu = 2,5 (s) i moment inercije motora Ir = 0,05 (kgm²) Fw = 3,3275 (KN), Pst 



(m  mv )  V 2 ( ) 2 (16  5,2)  103  (0,533) 2 (100,5) 2  1 , 5   I   1 , 5   2,98 (kN) r 103  tu  103  tu 103  2,5  0,9 103  2,5 Ir = 0,05 (kgm²) – predpostavljena vrednost momenta inercije rotora motora. Ukupna snaga potrebna za izbor motora se izračunava, predpostavljajući: Ψsr = 2 Pin 

Pst  Pin

1,97185  2,98  2,475 (kw)  sr 2 Usvojen elektomotor KZK – 132 S-6 T.XI, sa karakteristikama: Pn = 3 (kw) n1 = 960 (min 1 ) GD² = 0,155 (kgm²) Ir = 1/4·GD² = 0,0370 (kgm²) Ψk = Mm/Mn = 2,8 Ψk = Mm/Mn = 2,4 Puk 



Moment kočenja u motoru: Mkmax = 0,1 (kNm). 17

Obzirom na veličinu kočionog momenta vađenjem polovine opruga prepolovljuje se efektivni kočioni moment. Ovo je iz razloga što se za brzine kretanja manja od 25 m/min ne mora ugrađivati kočnica: 1 M k  M k max = 0,05 (kNm) = 50 (Nm) 2 Pogonske karakteristike motora: - Nominalni moment: P 3 M n  9550  9550   29,84 (Nm) n1 960 - Srednji moment upuštanja motora:   p 2,8  2,4 M u  0,852 k  M n  0,852   29,84 2 2 M u  56,054 (Nm) - Ugaona brzina:

u  n1 u  960   100,5 (s 1 ) 30 30 Geometrijski podaci: - priključna mera rukavica: D = 38 (mm) H = 132 (mm) - masa motora ................... 60 kg

1 

2.5. Izbor električne spojnice: Mn = 29,84 (Nm). Na osnovu nazivnog momenta motora elastična spojnica Ø100 (JUS M.C1.515) zadovoljava. Iz konstruktivnih razloga usvaja se spojnica Ø160 mm.

2.6. Izbor vertikalnog reduktora Potreban prenosni odnos reduktora:

i

ni 960   23,562 nt 40,743

Za treću pogonsku klasu (3) i broj obrtaja ( n1 ≈ 950 min 1 ), a potrebnu snagu i prenosni odnos (ir) usvajam: V2.32/VII sa karakteristikama: Pmax = 5,6 (kw), (ir) = 22,9 Konstruktivne mere: (G+2l) = 300+2·90 = 480, E = 320, (G1+l) = 160+60 = 220 (mm) d = 28 mm, D = 55mm, a = 625 mm 18

Masa reduktora: 110 kg Obzirom na razliku potrebnog i stvarnog prenosnog odnosa reduktora nastupiće odstupanje u brzini kretanja kolica, što se izračunava: n 960 nT  1   41,921 (min 1 ) iR 22,9 Vvst  u  D1  nT  u  0,25  41,921  32,92 (m/min)

Vvst  Vv 32,92  32  100   100 Vv 32 W = +2,875%<±8% W

2.7. Izbor zupčastih spojnica Moment na izlaznom vratilu reduktora: Mi = Mn · ir · η = 29,84 · 22,9 · 0,9 = 615 (mm) Moment na zupčastoj spojnici mehanizma za kretanje vitla: 1 Mzs = Mi = 307,5 (Nm) 2 Zadovoljava zupčasta spojnica: Br.01 sa Mt max = 500 (Nm). Iz konstruktivnih razloga zbog prečnika izlaznog vratila reduktora D = 55 mm, usvaja se zupčasta spojnica Br.03 Konstruktivne mere: Prečnik rukavca vratila..........d4 = 50 ÷ 63 (mm) Spoljasnji prečnik...................D = 200 (mm) D1= 145 (mm) D2= 100 (mm) Dužina.................................... l = 166 (mm) Masa spojnice......................... 16,6 (kg) 2.8. Proračun vremena ubrzanja Redukovani moment inercije svih masa na prvom vratilu:

VV

1

)² ·

1

= 1,5 · 0,037 +  0,5333 1 +(16 · 10 3 + 5,2 · 10 3 ) ( )² ·  0,719 (kgm²) 0,9 100,5 Jr = 1,5 Ir + (m+mv)(

Moment statičkih otpora na prvom vratilu: M=

Fst  DT 3327,5  0,25   20,18 (Nm) 2  iR  2  22,9  0,9

19

Moment ubrzanja motora: Mu = 56,054 (Nm) Koristeći izraz: Mu = M + Jr

1 tu

Vreme ubrzanja: tu 

J r  1 0,719  100,5   2,014 (S) M u  M 56,054  20,18

2.9. Proračun vremena zaustavljanja Maksimalno vreme zaustavljanja vitla se izračunava kada su najmanji otpori kotrljanja točkova, tj. kada nema zakošenja vitla u odnosu na stazu (ß = 1). U tom slučaju F Fw*  w = 1,331 (N)



Moment inercije svih masa redukovan na prvom vratilu za period kočenja: V J r  1,5  I r  (m  mv )( v ) 2  

1

0,5333 )² · 0,9 = 0,59276 (kgm²) 100,5 Moment usled statičkih otpora redukovan na vratilo elektromotora:

=1,5 · 0,037 + (16+5,2) · 10 3 (

Fw*  DT 1,331  0,25 =  8,072 (Nm) 2  ir  2  22,9  0,9 Iz osnovne – ravnoteže jednačine momenata na prvom vratilu: M * 

M k  M in  M *  J r 

1 tk

 M *

gde je: Mk = 50 (Nm) – moment kočenja motora. Sledi vreme zaustavljanja: tk 

J r  1 0,59276  100,5   1,026 (sec) * Mk  M 50  8,072

J r  1 0,59276  100,5   1,026 (sec) * Mk  M 50  8,072 Zaustavni put : V t 0,533  1,026 Sk  V k   0,274 (m) 2 2 tk 

20

3. Proračun mehanizma za kretanje dizalice 3.1. Polazni podaci Nosivost....................................m = 20 t (Q = 196,200 KN) Brzina kretanja dizalice............Vm = 50 (m/min) = 0,833 (m/sec) Raspon dizalice.........................L = 25 (m) Pogonska klasa..........................3 (teška) Srednji radni ciklus prema slici 4.8. Pretpostavljene mase vitla i mosta: mv = 5,2 t i mm = 23,8 t, odnosno sile težine: Gv = 51 KN, Gm = 233 KN 3.2. Šema mehanizma

Za kretanje dizalice usvaja se centralni pogon sa sporohodnim vratilima. Mehanizam za kretanje dizalice se sastoji iz: kliznokolutornog motora (1), elastične spojnice sa kočionim dobošom (2), dvopapučne kočnice sa EHT – podizačem (3). horizontalnog reduktora (4), zupčastih spojnica (5), uz reduktor i točkove kom. 4, krutih spojnica (6), vratila (7), sa ležajevima i dva kretna točka (8).

Slika 9. 21

3.3. Izbor točkova - Šeme opterećenja: Pretpostavlja se rastojanje e = 2 m - pritisci po točkovima: Fl 

1 L 25  1 Gm   Q  Gv   L  e  = ⋅ [23,8 ⋅ + (20 + 5,2) ⋅ 23] ⋅ 9,81 = 344 KN  2 L 2  25

Fd 

1  L 25  1  Gm  Q  Gv   e  [23,8 ⋅ + (20 + 5,2) ⋅ 2] ⋅ 9,81 = 136 KN 2 L  2  25

Fl 344  = 172 KN 2 2 F 136 Fp min  d  = 68 KN 2 2 2F  Fp min 2⋅172+68 = 133,833 KN Fekv  p max  3 3 Iz tabele T.17. usvaja se točak D1= 400 mm, čija je površinska tvrdoća nagazne površine 430 HB (45 RC) i šina sa ravnom površinom glave, čija je širina b = 65 mm i radijus zaobljenja r = 6 mm. Fp max 

Provera izabranog točka vrši se prema izrazu: D

-

Fekv Pdur  K1r  K 2  K 3  b  2  r 

Pdr = Pdur · K1r = 0,75 KN/cm² iz tabele 18 V 63 K2 = 0,94 za nT  m   50,134 min 1 iz tabele 19 u  D u  0,4 K3 = 0,9 za treću pogonsku klasu iz tabele 20 124,833 D 0,75  0,94  0,9  6,5  2  0,6 D = 37,12 (cm)

Usvojena su dva kretna točka Ø400 JUS M.D1.110 dva slobodna točka Ø400 JUS M.D1.111 Težišna tačka: G = 255 kg

22

3.4. Određivanje otpora, proračun snage i izbor motora -

Otpori ustaljenog kretanja i n d  f Fst  FW   m  g   2        D  D i 1 0,05

10

=(20+5,2+23,8) · 9,81·10³ · (2 ⋅ 40 + 0,01 ⋅ 40) ⋅ 2,5 = 6.008 (N) gde su koeficijenti: - otpor kotrljanja f = 0,05 cm, - otpor trenja u ležajevima µ = 0,01, - zakošenje ß = 2,5 - d = 100 mm – prečnik rukavca. Snaga za savlađivanje inercijalnih otpora: (m  mv  mm )  Vm2 12 (20+5,2+23,8)⋅103 ⋅1,052 + 1,5 ⋅ 0,547 ⋅ Pin   1 , 5  I   r 103 ⋅4⋅0,9 103  tu  103  tu 100,52

=11,472 (KW) U prvom proračunu je usvojeno ubrzanje oko au = 0,26 m/sec², koje zahteva vreme ubrzanja tu = 4 sec, a moment inercije rotora motora je pretpostavljen: Ir = 0,547 (kgm²) - Snaga ustaljenog kretanja: F V 6,008⋅0,833 Pst  W m  1000⋅0,9 = 5,56 KW 1000  gde je: η = 0,9 – stepen iskorišćenja prenosa. 103 ⋅4

-

Ukupna snaga:

Puk 

Pst  Pin 5,56+11,472  = 9,462 KW 1,8 sr

gde je: Ψsr = 1,8 – pretpostavljen srednji faktor preopterećenja. -

Relativno trajanje uključenja: i n



 ti

(29  28)  100%  31,66% To 180 - Broj uključenja motora na čas: Dizalica ima C = 20 (cikl/h), a prosečno se može uzeti da je broj uključenja motora u toku jednog ciklusa zu ≈ 4 Z = C · Zu = 20 · 4 ≈ 80 (uklj/h)

d% 

-

i 1

 100% 

Potrebna snaga motora sa standardnom inermitencom ED 25%

23

Po  Puk 

d % ED%

= 12,38 

31,66 = 13,93 KW 26

-

Izbor elektromotora Za vrstu pogona S4, standardnu intermitencu ED% i broj uključenja Zo = 150 uklj/h usvaja se: Kliznokolutorni dizalični motor: ZPD – 180 L – 6 – „Sever“ – Subotica B3 Nominalna snaga Pn = 14 KW, broj obrtaja n1 = 950 min 1 moment inercije rotora motora Ir = 0,24 kgm², prevrtni faktor preopterećenja Ψ = Mm/Mn = 3. Težina motora Gm = 227 kg - Pogonske karakteristike motora: - Ugaona brzina: u  n1 u  950 1    99,5 min 1 30 30 - Nominalni moment motora:

Nn 14  140,74 Nm = 9,550· 950 n1 - Moment upuštanja (zaletanja) motora: Mn = 9,550·

Mu = Ψsr · Mn = 1,8 · 140,74 = 253,332 Nm gde je:

min  max 1,1  2,5  1,8 - srednji faktor preopterećenja  2 2 usvaja se: Ψmin = 1,1 i Ψmax = 2,5< Ψm = 3 sr 

3.5 Elastična spojnica Na osnovu nominalne snage motora Pn = 20 KW za intermitencu 25% ED i broju obrtaja n1 = 950 min 1 pri brzini kretanja dizalice Vm = 50 m/min iz tabele T.16 usvojen je prečnik kočionog doboša Dk = 200 cm. Prema tome, usvaja se elastična spojnica: Ø200 JUS K.C1.516 koja može da prenese obrtni moment Mn = ?00 km, širina kolovoznog doboša l = 75 cm Težina spojnice: Ges = 14 kg

24

3.6 Kočnica sa EHT podizačem: - Mere dvopapučne kočnice Dk = Des = 200 mm, l5 = 75 mm,

B = l5 - ( 5÷10 )mm = 75 – 5 = 70 mm

-

Prenosni odnos kočnice: a c 255 185 ik      10,2 b d 100 45

-

Moment kočenja kočnice: M k    M n  2  1 · 140,74 · 0,9² = 113,99 ≈ 114 (Km)

Sila kočenja: Mk 114 Fk   = 150 (N) ik  k   k  Dk 10,2  0,93  0,4  0,2

-

Usvaja se hidraulični podizač: EHT – 20F – „Elektrovina“ – Maribor Sila povratne opruge ........Fk = 180 N Visina podizača ................H = 400 mm Težina podizača ...............G = 18 kg Ukupna težina kočnice ....Gk = 40 kg -

Stvarni moment kočenja kočnice:

M k  Fk  ik k  k  Dk  180 · 10,2 · 0,93 · 0,4 · 0,2 = 136,6 Nm 3.7. Prenosnik snage ( reduktor ) -

Prenosni odnos reduktora :

ir 

n1 950 = = 18,949 nT 50,134

Za treću pogonsku klasu, ulazni broj obrtaja n1 = 950 min 1 , prenosni odnos ir = 18,949 i ulaznu snagu P = 14 kW. Usvaja se standardni horizontalni reduktor: H2.40.00/V = S. MIN – Niš koji može da prenese snagu P = 11,2 kW (jer snaga ustaljenog kretanja iznosi Pst = 6,438 kW) pri ulaznom broju obrtaja n1 = 950 min 1 i ima stvarni prenosni odnos i = 17,9 Težina reduktora Gr = 320 kg. -

Provera odstupanja brzine kretanja: 25

- stvarna brzina kretanja:

V  u  DT  nT  u  DT

n1 950 = 66,69 m/min = 1,111 (m/sec)  u  0,4  i 17,9

- odstupanje brzine: 66,69  63 V  Vm W  100  5,85% što je u granicama dozvoljenog.  100%  63 V 3.8. Izbor zupčaste i krute spojnice, dimenzionisanje vratila -

Moment na izlaznom vratilu reduktora:

M i  M n  i   140,74 ·17,9·0,9 = 2,267 Nm -

Raspodela izlaznog momenta na kretnim točkovima

M l  M max  M i 

a 2,316  2,267   1,583 (Nm) 1 a 1  2,316

M d  M min  M i 

a 1  2,267   684 (Nm) 1 a 1  2,316

gde je:

Fp max

154  2,316 Fp min 66,5 Usvaja se jednostrana zupčasta spojnica (kom 4): Ø 200 – S MIN – Niš koja može da prenese obrtni moment M = 2.000 Nm. Težina G = 16 kg a



Usvaja se kruta spojnica (kom 6): Ø 200 – S MIN – Niš koja može da prenese obrtni moment M = 2.000 Nm. Težina G = 32 kg -

Prečnik vratila

5 Mt

5  158,3 = 4,29 cm, d = 50 mm 10  doz za Č0545 σ doz = 10 (KN/cm²) d 3

=

3

26

dužina vratila l = 2345 mm. Ukupno ima 8 kom. težina vratila G = 36 kg. 3.9. Dinamika mehanizma za kretanje -

Određivanje vremena ubrzanja: J  tu  r 1 Mu  M 2

V  1  1,05  1 Jr = 1,5 Ir +  m     = 1,5·0,24·+45·10³·    i 1  99,5  0,9  1   Jr = 5,93 kgm² i 3

2

P 6,438 FW  DT  64,72 Nm  9,550 st  9,550 950 n1 2  i  Mu = 253,33 (Nm) 5,93  99,5 tu   3,13 sec , što je u dozvoljenim granicama. 253,33  64,72 - Vreme košenja za najnepovoljnije uslove zaustavljanja (ß = 1)

M

tk 

J r  1 Mk  M 2

V   1,05  J r  1,5I r   m    1,5·0,24·+45·10³·    0,9 i 1  00,5   1  J r  4,87 kgm² i 3

2

FW  DT  M  64,72    25,88 Nm 2  i     2,5 Mk = 136,6 (Nm) 4,87  99,5 tk   2,98 ≈ 3 sec 136,6  25,88 M

-

Usporenje V 1,05 a m   0,35 m/sec² tk 3 - Zaustavni put: V t 1,05  3 a m k   1,575 m/sec² 2 2

27

Specifikacija težina elemenata maehanizma za kretanje 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8.

Elektromotor............................ Elastična spojnica.................... Kočnica.................................... Reduktor.................................. Zupčasta spojnica..........4 x 16 Kruta spojnica...............6 x 32 Vratilo...........................8 x 36 Kretni točak..................2 x 255

227 14 40 320 64 216 288 510 1679 KG ≈ 1680 KG.

Slika 10. Električna mosna dizalica 1. Pokretno električno vitlo (kolica); 2. Pogon kretanja dizalice; 3. Noseća konstrukcija dizalice; 4. Korpa oduzimača struje; 5. Ormani elekto-opreme; 6. Zahvatni uređaji; 7. Kabina.

28