instalatii de ridicat si transportat - n. boteanu

DEPARTAMENTUL ID – IFR

SPECIALIZAREA ELECTROMECANICĂ

Conf.univ.dr.ing. Niculae BOTEANU

INSTALAŢII DE RIDICAT ŞI TRANSPORTAT

MANUAL UNIVERSITAR

pentru învăţământ cu frecvenţă redusă

EDITRA UNIVERSITARIA Craiova, 2012

Referenţi ştiinţifici:

Prof.univ.dr.ing. Gheorghe Manolea - Universitatea din Craiova Prof.univ.dr.ing. Daniela Roşca - Universitatea din Craiova

Copyright 2012 Universitaria Toate drepturile sunt rezervate Editurii Universitaria Craiova

Descrierea CIP a Bibliotecii Naţionale a României

BOTEANU, NICULAE

Instalaţii de ridcat şi transportat / Niculae Boteanu. – Craiova: Universitaria, 2012 Bibliogr. ISBN 978- Apărut: 2012 TIPOGRAFIA UNIVERSITĂŢII DIN CRAIOVA Str. Brestei, nr. 156A, Craiova, Dolj, România Tel.: +40 251 598054 Tipărit în România


3


CUPRINS Instalaţii de ridicat şi transportat. Introducere ............................................................. 7

U1. Introducere în instalaţiile de ridicat şi transportat ........................................................ 9

U1.1. Introducere ................................................................................................................... 9 U1.2. Obiectivele unităţii de învăţare .................................................................................... 9 U1.3. Clasificarea instalaţiilor de ridicat şi transportat. Automatizarea manipulării .......... 10

U1.3.1. Particularităţi privind instalaţiilor de ridicat şi transportat ............................. 10 U1.3.2. Clasificarea instalaţiilor de ridicat şi transportat ............................................. 12

U1.3.2.1. Instalaţii de ridicat ............................................................................... 12 U1.3.2.2. Instalaţii de transport continuu ............................................................ 13 U1.3.2.3. Instalaţii transport terestru şi suspendat .............................................. 13

U1.3.3. Particularităţi privind logistica transportului uzinal şi a manipulǎrii .............. 14 U1.4. Modele abstracte în analiza sistemelor de transport .................................................. 16

U1.4.1. Modelul matematic al transportului discret ..................................................... 16 U1.4.2. Modelul matematic al transportului de masă ................................................... 19

U1.5. Rezumat ..................................................................................................................... 21 U1.6. Test de autoevaluare a cunoştinţelor.......................................................................... 22 Bibliografie U1 ......................................................................................................... 22

U2. Parametrii instalaţiilor de ridicat şi transportat .......................................................... 23

U2.1. Introducere ................................................................................................................. 23 U2.2. Obiectivele unităţii de învăţare .................................................................................. 23 U2.3. Parametrii instalaţiilor de ridicat ............................................................................... 23

U2.3.1. Sarcini şi forţe ................................................................................................. 23 U2.3.2. Mărimi cinematice ........................................................................................... 23 U2.3.3. Regimuri de funcţionare .................................................................................. 25 U2.3.4. Grupe de funcţionare ....................................................................................... 27 U2.3.5. Cuplul static ..................................................................................................... 31

U2.4. Parametrii instalaţiilor de transport continuu ............................................................ 32 U2.5. Rezumat ..................................................................................................................... 33 U2.6. Test de autoevaluare a cunoştinţelor.......................................................................... 34 Bibliografie U2 ............................................................................................................. 34

U3. Organe flexibile ................................................................................................................ 35

U3.1. Introducere ...................................................................................................................... 35 U3.2. Obiectivele unităţii de învăţare ....................................................................................... 35 U3.3. Elemente flexibile ale instalaţiilor de ridicat şi transportat ........................................... 36

U3.3.1. Funia (Frânghia) .............................................................................................. 36 U3.3.2. Banda ............................................................................................................... 36 U3.3.3. Lanţurile........................................................................................................... 37 U3.3.4. Cabluri din oţel ................................................................................................ 38


4

U3.3.4.1. Noţiuni generale .................................................................................. 38 U3.3.4.2. Clasificarea cablurilor din oţel ............................................................ 41 U1.3.4.3. Calculul şi verificarea cablurilor din oţel ............................................ 42

U3.4. Rezumat .......................................................................................................................... 47 U3.5. Test de autoevaluare a cunoştinţelor .............................................................................. 48 Bibliografie U3 ............................................................................................................... 48

U4. Organe de înfăşurare şi ghidare ..................................................................................... 49

U4.1. Introducere ...................................................................................................................... 49 U4.2. Obiectivele unităţii de învăţare ....................................................................................... 49 U4.3. Elemente de înfăşurare şi ghidare ale instalaţiilor de ridicat şi transportat ................... 50

U4.3.1. Clasificare ........................................................................................................ 50 U4.3.2. Tobe (tamburi) de cablu şi lanţ ........................................................................ 50

U4.3.2.1. Generalităţi .......................................................................................... 50 U4.3.2.2. Calculul tobelor ................................................................................... 51

U4.3.3. Role de ghidare pentru cabluri şi lanţuri ......................................................... 54 U4.3.3.1. Role de cablu ....................................................................................... 50 U4.3.3.2. Roţi profilate pentru lanţuri sudate şi cu eclise ................................... 56 U4.3.3.3. Roţi cu fricţiune................................................................................... 57

U4.4. Palane de sarcină ............................................................................................................ 59 U4.4.1. Calculul palanelor considerând organul flexibil de tracţiune inextensibil ...... 59 U4.4.2. Calculul palanelor cu legături elestice şi de frecări ......................................... 62

U4.5. Rezumat .......................................................................................................................... 64 U4.6. Test de autoevaluare a cunoştinţelor .............................................................................. 64 Bibliografie U4 .............................................................................................................. 64

U5. Dispozitive de suspendare şi prinderea sarcinilor ........................................................ 65

U5.1. Introducere ...................................................................................................................... 65 U5.2. Obiectivele unităţii de învăţare ...................................................................................... 65 U5.3. Alegerea şi verificarea cârligelor ................................................................................... 66

U5.3.1. Generalităţi ...................................................................................................... 66 U5.3.2. Alegerea şi verificarea cârligului simplu ......................................................... 66 U5.3.3. Alegerea şi verificarea cârligului dublu ........................................................... 69 U5.3.4. Ochiuri ............................................................................................................. 70 U5.3.5. Mufla ............................................................................................................... 71

U5.4. Organe auxiliare pentru apucarea sarcinilor ................................................................... 73 U5.4.1. Organe flexibile de prindere a sarcinilor ......................................................... 73 U5.4.2. Traversa ........................................................................................................... 74 U5.4.3. Cleşti de prindere ............................................................................................. 74 U5.4.4. Electromagneţii de sarcină............................................................................... 76

U5.5. Manipularea sarcinilor în vrac ........................................................................................ 76 U5.6. Rezumat .......................................................................................................................... 79 U5.6. Test de autoevaluare a cunoştinţelor .............................................................................. 80 Bibliografie U5 .............................................................................................................. 80

U6. Clasificarea ....................................................................................................................... 81

U6.1. Introducere ...................................................................................................................... 81 U6.2. Obiectivele unităţii de învăţare ....................................................................................... 81 U6.3. Dispozitive de frânare. ................................................................................................... 82

U6.3.1. Clasificare ........................................................................................................ 82 U6.3.2. Frâne radiale .................................................................................................... 82

U6.3.2.1. Frâne cu saboţi .................................................................................... 82


5

U6.3.2.2. Frâne cu bandă .................................................................................... 84 U6.3.3. Frâne axiale...................................................................................................... 86

U6.4. Dispozitive de blocare. ................................................................................................... 89 U6.4.1. Clasificare ........................................................................................................ 89 U6.4.2. Dispozitivul de blocare cu clichet ................................................................... 89 U6.4.2. Dispozitive de blocare cu fricţiune .................................................................. 90

U6.5. Rezumat .......................................................................................................................... 91 U6.6. Test de autoevaluare a cunoştinţelor .............................................................................. 92 Bibliografie U6 ............................................................................................................... 92

U7. Dispozitive de siguranţă la instalaţiile de ridicat .......................................................... 93

U7.1. Introducere ...................................................................................................................... 93 U7.2. Obiectivele unităţii de învăţare ....................................................................................... 93 U7.3. Limitatoarele de sfârşit de cursă şi de sarcină. ............................................................... 94

U7.3.1. Clasificare ........................................................................................................ 94 U7.3.2. Limitatoarele de sfârşit de cursă ...................................................................... 95 U7.3.3. Limitatoarele de sarcină ................................................................................... 95

U7.4. Limitatoarele de cuplu. ................................................................................................... 98 U7.4.1. Clasificare ........................................................................................................ 98 U7.4.2. Limitator de cuplu la macarale hidraulice cu braţ telescopic .......................... 98

U7.5. Dispozitive de siguranţă folosite la macarale şi ascensoare. .......................................... 99 U7.5.1. Dispozitive de siguranţă folosite la macarale .................................................. 99 U7.5.2. Dispozitive de siguranţă folosite la ascensoare ............................................. 101

U7.5.2.1. Paracăzătoare..................................................................................... 101 U7.5.2.2. Limitatorul de viteză şi tampoane ..................................................... 104

U7.6. Rezumat ........................................................................................................................ 105 U7.7. Test de autoevaluare a cunoştinţelor ............................................................................ 106 Bibliografie U7 ............................................................................................................. 106

U8. Mecanismul de ridicare ................................................................................................. 107

U8.1. Introducere .................................................................................................................... 107 U8.2. Obiectivele unităţii de învăţare ..................................................................................... 107 U8.3. Mecanismul de ridicare în regim staţionar. .................................................................. 108 U8.4. Mecanisme de ridicare cu trepte de microviteză. ......................................................... 112 U8.5. Diagrama de sarcină la mecanismul de ridicare. .......................................................... 113 U8.6. Rezumat ........................................................................................................................ 117 U8.7. Test de evaluare a cunoştinţelor ................................................................................... 118 Bibliografie U8 ............................................................................................................. 118

U9. Mecanismul de translaţie .............................................................................................. 119

U9.1. Introducere .................................................................................................................... 119 U9.2. Obiectivele unităţii de învăţare ..................................................................................... 119 U9.3. Mecanismul de translaţie în regim staţionar. ................................................................ 120 U9.4. Aderenţa şi structura mecanismului de translaţie. ........................................................ 123

U9.4.1. Determinarea condiţiei de aderenţă ............................................................... 123 U9.4.2. Elemente componente ale mecanismului de translaţie .................................. 125

U9.5. Diagrama de sarcină la mecanismul de ridicare. .......................................................... 126 U9.6. Rezumat ........................................................................................................................ 128 U9.7. Test de evaluare a cunoştinţelor/Temă de control ........................................................ 128 Bibliografie U9 ............................................................................................................. 128

U10. Mecanismul de de rotire şi basculare braţ ................................................................ 129


6

U10.1. Introducere .................................................................................................................. 129 U10.2. Obiectivele unităţii de învăţare ................................................................................... 129 U10.3. Mecanismul de rotire. ................................................................................................. 130

U10.3.1. Generalităţi .................................................................................................. 130 U10.3.2. Mecanismul cu coloană rotitoare in regim stabilizat ................................... 132

U10.4. Mecanismul de basculare braţ. ................................................................................... 135 U10.4.1. Mecanismul de basculare braţ în regim staţionar ........................................ 135 U10.4.2. Sistem de basculare pentru deplasarea pe orizontală a sarcinii ................... 136

U10.5. Rezumat ...................................................................................................................... 139 U10.6. Test de evaluare a cunoştinţelor/Temă de control ...................................................... 140 Bibliografie U10 ......................................................................................................... 140

U11. Dispozitive auxiliare .................................................................................................... 141

U11.1. Introducere .................................................................................................................. 141 U11.2. Obiectivele unităţii de învăţare ................................................................................... 141 U11.3. Dispozitive de alimentare în bucăţi ............................................................................ 142

U11.3.1. Dispozitive de depozitare ............................................................................ 142 U11.3.2. Construcţia dispozitivelor de alimentare în bucăţi ...................................... 144

U11.4. Dispozitive de orientare .............................................................................................. 145 U11.5. Rezumat ...................................................................................................................... 148 U11.6. Test de evaluare a cunoştinţelor/Temă de control ...................................................... 148 Bibliografie U11 ......................................................................................................... 148

U12. Dispozitive auxiliare .................................................................................................... 149

U12.1. Introducere .................................................................................................................. 149 U12.2. Obiectivele unităţii de învăţare ................................................................................... 149 U12.3. Instalaţii de transport continuu cu element flexibil de tracţiune ................................ 150

U12.3.1. Particularităţi privind construcţia instalaţiilor de transport cu bandă .......... 150 U12.3.2. Calculul transportoarelor cu bandă pe role .................................................. 155 U12.3.3. Particularităţi ale construcţiei transportoarelor cu lanţ ................................ 161 U12.3.4. Particularităţi ale construcţiei transportoarelor cu plăci .............................. 162 U12.3.5. Particularităţi ale construcţiei transportoarelor cu cupe .............................. 163 U12.3.6. Transportoare cu raclete .............................................................................. 165 U12.3.7. Transportoare suspendate ............................................................................ 167

U12.4. Instalatii de transport continuu fară organ flexibil de tractiune ................................ 168 U12.4.1. Transportoare gravitaţionale ........................................................................ 168 U12.4.2. Transportoare elicoidale .............................................................................. 170 U12.4.3. Transportoare oscilante ................................................................................ 171 U12.4.4. Particularităţi ale construcţiei transportoarelor cu plăci .............................. 162

U12.5. Transportoare pneumatice .......................................................................................... 175 U12.5.1. Construcţia transportoarelor pneumatice ..................................................... 175 U12.5.2. Calculul transportoarelor pneumatice .......................................................... 178

U12.6. Rezumat ...................................................................................................................... 182 U12.7. Test de evaluare a cunoştinţelor/Temă de control ...................................................... 184 Bibliografie U12 ......................................................................................................... 184 Instalaţii de ridicat şi transportat / Bibliografie .......................................................... 185 ANEXĂ/ Trescripţii şi standarde .............................................................................. 187 A1.Prescripţii generale ......................................................................................... 187 A2. Standarde ....................................................................................................... 190

A2.1. Standarde generale ............................................................................. 190 A2.1. Standarde pentru funcţionare în medii cu potenţial exploziv............. 192


7

Instalaţii de ridicat şi transportat Introducere

Tendinţa actuală de dezvoltare a societăţii, este de a face distincţie între categoria de

creştere economică cu esenţă cantitativă şi cea de dezvoltare economică cu principale consecinţe de eficienţă şi calitate a proceselor tehnologice, a produselor şi a serviciilor. În acest context manualul universitar Instalaţii de ridicat şi transportat, reprezentând prelegerile prelucrate, tinute studenţilor din anul III, profil elctromecanic, se adresează în primul rănd acestora, dar poate fi utilizat de toţi cei carea consideră că lumea modernă ne obligă, pe fiecare în parte, să facem câţiva paşi spre strucura intimă a tehnicii.

Creşterea gradului de industrializare cu tot ansamblul de măsuri de care trebuie să se ţină seama la fiecare categorie de lucrări, presupune echiparea diverselor instalaţii tehnologice cu echipamente performante din categoria instalatiilor de ridicat şi transportat. Instalatiile de ridicat şi transportat sunt prezente în aproape toate domeniile de activitate, reprezentând unul din factorii care contribuie la creşterea productivităţii mincii, eliberând operatorul de efortul fizic şi asigurându-i protecţia în timpul procesului tehnologic.

Lucrarea de faţă are ca obiectiv prezentarea principiilor, caracteristicilor şi regimurilor de funcţionare ale instalatiilor de ridicat şi transportat, ceea ce face ca obiectul ei să fie de actualitate şi de mare importanţă. La eleborare s-a plecat de la fundamentul cunoştiinţelor dobândite de studenţi la celelalte discipline, precum şi de la baza de informaţii de care aceştia au nevoie la celelalte discipline de speialitate. Tratarea este făcută sistemic, problemele specifice de proiectare fiind prezentate algoritmic, oferind astfel elementele de bază pentru proiectarea asistată a unor astfel de instalaţii şi echipamente.

Obiectivele cursului

Instalaţii de ridicat şi transprtat face parte din disciplinele de specialitate impuse

care aigură analiza şi cunoaşterea principalelor elemente şi mecanisme componente

ale instalaţiilor de ridicat şi transportat, astfel înât la finalul cursului studenţii vor fi

capabili să:

• opereze cu noţiuni specifice instalaţiilor de ridicat şi transportat: pachetizare,

paletizare, containerizare, stare de solicitare, grupă de funcţionare, etc.;

• aplice algoritmii şi normele specifice privitoare la proiectarea, punerea în funcţiune şi exploatarea instalaţiilor de ridicat şi transportat; • facă parte din echipele responsabile de luarea deciziilor în procesul de evaluare şi expertizare a instalaţiilor de ridicat şi transportat; • valorifice în practică aspectele legate de construcţia, punerea în funcţiune şi exploatarea instalaţiilor de ridicat şi transportat; • utilizeze informaţiile privind modernizarea şi reproiectarea instalaţiilor de ridicat şi transportat conform prescripţiilor şi normativelor ISCIR; • dezvolte abilitatea de a transmite eficient informaţii despre proiectarea, utilizarea şi exploatarea instalaţiilor de ridicat şi transportat;


8

• creeze baza necesară proiectării echipamentelor electromecanice complexe care au în componenţă instalaţii de ridicat şi transportat. • înveţe să aibă atitudinea potrivită pentru dezvoltarea abilităţilor tehnice.

Mijloace de lucru

Parcurgerea unităţilor de învăţare nu necesită mijloace sau instrumente de lucru

specifice, fiind suficiente materialele puse la dispoziţie studenţilor spre studiu.

Structura cursului

Manualul universitar Instalaţii de ridicat şi transprtat este structurat în 12 unităţi

de învăţare, care cuprind: obiective, aspecte teoretice privind tematica unităţii de

învăţare respective, exemple, teste de evaluare şi autoevaluare precum şi probleme

propuse spre discuţie şi rezolvare. La sfârşitul unităţilor de învăţare este indicată câte

o temă de control, a căror rezolvare este obligatorie. Acestea vor fi predate de către

studenţi la ativităţile faţă în faţă până la o dată prestabilită.

Durata medie de studiu individual

Parcurgerea de către studenţi a unităţilor de învăţare ale cursului de Instalaţii de

ridicat şi transprtat (aspectele teoretice şi rezolvarea testelor de autoevaluare şi

rezolvarea problemelor propuse) se poate face în 2-4 ore pe unitate de învăţare.

Gid pentru parcurgerea resursei de învăţământ

Prezenta resursă de învăţare conţine toate informaţiile necesare însuşirii

cunoştinţelor teoretice referitoare analiza şi cunoaşterea principalelor elemente şi

mecanisme componente ale instalaţiilor de ridicat şi transportat şi metodice pentru

proiectarea, exploatarea şi instreţinerea instalaţiilor de ridicat şi transportat.

Conţinutul este structurat in unităţi de invăţare, în aşa fel încât să eşaloneze şi să

faciliteze parcurgerea materialului şi însuşirea sa.

Pentru parcurgerea resursei de învăţământ se recomandă următoarea succesiune:

1. Citirea, cu atenţie, a fiecărei unităţi de studiu şi, consultarea recomandărilor

bibliografice în legătură cu aceasta.

2. Parcurgerea rezumatului fiecărei unităţi de studiu.

3. Rezolvarea temelor şi testelor de autoevaluare la fiecare unitate de învăţare.

Evaluarea

La sfârşitul semestrului, fiecare student va primi o notă finală, constituită, în

proporţie de 50%, din contribuţia la examenul de final examen ce constă în întrebări

teoretice din materia prezentată în cadrul acestui material, de 30% din activităţi

asistate de laborator şi din20% din contribuţia la testele de evaluare şi temele de

control, realizate pe parcursul semestrului.


9

Unitatea de învăţare nr.1

INTRODUCERE ÎN INSTALA ŢIILE DE RIDICAT ŞI TRANSPORTAT

Cuprins

U1.1. Introducere ........................................................................................................................ 9 U1.2. Obiectivele unităţii de învăţare ......................................................................................... 9 U1.3. Clasificarea instalaţiilor de ridicat şi transportat. Automatizarea manipulării ............... 10 U1.4. Modele abstracte utilizate în analiza sistemelor de transport ......................................... 16 U1.5. Rezumat .......................................................................................................................... 19 U1.6. Test de evaluare a cunoştinţelor ..................................................................................... 22 Bibliografie unitatea de învăţare nr.1 ........................................................................... 22

U1.1. Introducere

Instalaţiile de transport şi ridicat contribuie prin caracterul lor la mărirea productivităţii muncii şi eficienţei economice prin includerea lor în linii tehnologice, ceea ce impune mecanizarea manipulǎrii, transportului şi depozitǎrii. Având în vedere rolul important al instalaţiilor de transport şi ridicat in industrie, şantiere de construcţii, sectoarele extractive precum şi rolul acestor instalaţii în mecanizarea lucrărilor grele cu volum mare de muncǎ, se acordǎ o atenţie deosebitǎ creşterii şi diversificǎrii producţiei unor astfel de instalaţii la nivelul celor mai avansate tehnologii. Pentru a exemplifica utilizarea la scarǎ din ce în ce mai mare în procesul de producţie a instalaţiilor de transport şi ridicat prezentǎm câteva exemple de mecanizare în diferite ramuri industriale. În industria siderurgicǎ transportul a fost mecanizat de la minereu pânǎ la laminate, efectuându-se o serie de operaţii de ridicat sau transportat care au înlocuit total efortul fizic.

În atelierele de turnǎtorie şi forjǎ se folosesc astfel de instalaţii de la încǎrcarea cuptoarelor până la ultima operaţie de forjare a pieselor. În atelierele de prelucrǎri prin aşchiere la ridicarea şi transportarea pieselor la şi de la maşinile unelte se folosesc diferite tipuri de mecanisme de ridicat şi transportat. Instalaţiile de transport şi ridicat prezintǎ deosebitǎ importanţǎ în mecanizarea lucrǎrilor din atelierele de montaj (benzi transportoare, robocare, conveioare etc.); operaţii de încǎrcare-descǎrcare din depozite, gări, porturi (macarale, elevatoare, etc); mecanizarea lucrǎrilor în şantiere (macarale, ascensoare, etc.) şi în exploatǎri (ascensoare, benzi transportoare, etc.).

M1.U1.2. Obiectivele unităţii de învăţare

Această unitate de învăţare îşi propune ca obiectiv principal să dezvolte capacitatea

studenţilor de a urmări şi controla modul cum se ralizează transportul şi manipularea

sarcinilor la nivelul întreprinderiilor şi atelierelor, până la nivelul locului de muncă.

La sfârşitul acestei unităţi de învăţare studenţii vor fi capabili să:


10

înţeleagă importanţa clasificării instalaţiilor de ridicat şi transportat;

înţeleagă funcţiile şi obiectivele deservirii automate;

explice rolul automatizării manipulării;

înţeleagă rolul specialistuli în utilizarea şi proiectarea modelelor abstracte în

deservirea, manipularea şi stabilirea planului optim de manipulare;

stabilească legături multiple între aspectele studiate, analiza lor aprofundată,

elaborarea mai multor variante necesare luării deciziilor de către conducere

Durata medie de parcurgere a primei unităţi de învăţare este de 2 ore.

U1.3. Clasificarea instalaţiilor de ridicat şi transportat. Automatizarea manipulării

1.3.1. Particularităţi privind instala ţiile de transport şi ridicat

Dezvoltarea şi modernizarea proceselor de producţie implicǎ mecanizarea şi automati-

zarea producţiei, prin operaţii de containerizare, paletizare, extinderea fronturilor de încǎrcare

descǎrcare, alimentare continuǎ cu semifabricate şi modernizarea tranporturilor.

Paletizarea este operaţia de mecanizare a transportului de mǎrfuri pe platforme simple

sau duble manevrate cu ajutorul electrocarelor şi al stivuitoarelor.

Pachetizarea este operaţia de mecanizare a manipulǎrii, trasportului şi depozitǎrii unui

grup de mǎrfuri strânse între ele printr o legaturǎ.

Containerizarea este sistemul de ambalare format din rame, lǎzi, containere, etc. care

serveşte în mod repetat la transportul mecanizat.

Pentru aplicarea paletizǎrii şi containerizǎrii sarcinile de transportat şi ridicat trebuiesc

constituite în unitǎţi de încǎrcǎturǎ grupate convenabil în scopul manipulǎrii, cu dimensiuni care

trebuie sa aibǎ la bazǎ un modul. Din punct de vedere dimensional, paletele (de uz general sau

special) respectiv containerele (universale sau speciale), sunt modulate după standarde în

vederea efectuării operaţiilor de manipulare, depozitare şi transport.

Pentru a exemplifica eficienţa economicǎ a paletizǎrii se prezintǎ o stivǎ de 1000 unitǎţi

de încarcaturǎ stivuite manual şi mecanizat prin lise, cǎrucioare manuale, benzi transportoare,

respectiv paletizate prin utilaje cu furcǎ şi stivuitor (fig.1.1.). Fundamentarea ştiinţificǎ a

sistemului de transport şi depozitare prin palete, pachete şi containere prevede creerea cadrului

organizatoric cu stabilirea necesarului de dotare cu utilaje din cadrul instalaţiilor de transport şi

ridicat. În tehnica instalaţiilor de transport şi ridicat s-au stabilit prin norme de tipizare şi

standarde rezultatele obţinute privind valorile funcţionale (de lucru) şi dimensionale (de

constructii).

În contextul verificǎrii, prescripţiilor şi regulilor de calcul s-a impus FEM (Federation

Europenne de la Manutation 1953) cu elaborarea unor reglementǎri care conduc la modernizarea

şi îmbunatǎţirea parametrilor funcţionali prin:

execuţie în serie, prin soluţii constructive economice;

utilizarea în limite largi a condiţiilor de exploatare şi funcţionare rezultate în practicǎ;


11

dimensionarea în baza duratei de viaţǎ necesare;

criterii de clasificare după condiţiile de funcţionare, etc.

S-a trecut de la concepţia izolatǎ a fiecărei operaţii în care este descompus procesul de

transport, la concepţia integratǎ, acordându-se un rol important tipizării. Aceasta implicǎ pe de o

parte grupare morfologicǎ a pieselor şi subansamblurilor, iar pe de altǎ parte tipizarea

elementelor componente ale echipamentelor. Structura echipamentelor care formează sistemul de

transport este constituitǎ dintr-un număr de ansambluri funcţionale, care fac parte din module

tipizate. Constituirea sistemelor de module tipizate pleacă de la cerinţa asigurării funcţiunilor

care trebuiesc realizate în timpul procesului de transport.

Standardizarea din domeniul instalaţiilor de ridicat şi transport cuprinde rezolvarea unor

preocupări îndelungate în activitatea de unificare a normelor de tipizare creând posibilitatea de

dezvoltare dinamicǎ a tipizatelor în cadrul principalelor valori funcţionale şi dimensionale

stabilite.

Maşinile de ridicat şi transportat sunt utilizate pentru manipularea sarcinilor între limitele

unei încăperi sau ale unui teren liber. Spre deosebire de transportul îndepărtat (feroviar, rutier,

aerian) care transportǎ sarcini la distanţe mari, dispozitivele de ridicat şi transportat, deplasează

sarcinile pe distanţǎ relativ scurtǎ şi numai în anumite cazuri ele pot atinge distanţe mari

(asigurarea unei comunicaţii permanente între doua sau mai multe puncte legate prin procesul de

producţie).

Transportul aferent unei întreprinderi cuprinde operaţii de manipulare a sarcinilor în

exteriorul sau în interiorul sǎu.

Transportul exterior serveşte pentru aprovizionarea cu materii prime, semifabricate,

combustibili precum şi desfacerea producţiei finite sau eliminarea deşeurilor.

Transportul interior serveşte la distribuţia materiilor prime, semifabricatelor, pentru

executarea operaţiilor de transport între unităţile de lucru legate prin procesul de producţie

precum şi pentru aducerea producţiei finite şi a deşeurilor la punctele de încărcare-descărcare ale

sistemului de transport exterior. Operaţiile de acest gen constau nu numai din operaţia de

transport propriu zisǎ, ci şi din operaţiile de încărcare şi descărcare a sarcinilor pe organele ce

poartǎ dispozitivele de ridicat şi transportat, aşezarea lor în depozite sau pe maşinile unelte care

Fig.1.1 Explicativǎ paletizare


12

efectuează diversele operaţii tehnologice. Pentru executarea operaţiilor de încărcare şi

descărcare unele maşini de ridicat şi transportat sunt prevăzute cu organe speciale pentru

apucarea sarcinilor (electromagneţi, graifare), altele sunt deservite de maşini şi instalaţii auxiliare

speciale, altele necesitând o deservire manualǎ.

Transportul intern cuprinde la rândul sǎu transportul dintre ateliere şi transportul în

interiorul atelierului (depozitului).

O categorie specialǎ a transportului din interiorul atelierului il constituie transportul

dintre douǎ operaţii tehnologice succesive care executǎ deplasarea produselor de la o instalaţie

de prelucrare la alta, fiind strâns legat de executarea operaţiilor tehnologice din atelier sau

fabricǎ. Transportul dintre operaţii joacǎ un rol important în producţia de serie asigurând legătura

dintre instalaţii şi maşini unelte independente, înlesnind procesul de producţie al atelierului după

un anumit ritm de lucru.

1.3.2. Clasificarea instalaţiilor de transportat şi ridicat Marea varietate a maşinilor de ridicat şi transportat conduce la o clasificare dificilǎ,

problema complicându se şi prin aceea cǎ se poate face o clasificare pe criterii diferite: după

caracteristicile constructive; după felul şi numărul mişcărilor, după destinaţia lor, după modul de

acţionare ,etc.

Principalele tipuri de maşini de ridicat şi transportat, grupate după particularităţile lor

constructive sunt prezentate în continuare.

1.3.2.1 Instalaţii de ridicat

Grupa instalaţiilor de ridicat cuprinde maşinile prevăzute în însăşi construcţia lor cu un

mecanism pentru ridicarea sarcinilor, diferenţiindu se prin caracteristicile constructive

următoarele:

Mecanismele de ridicat sunt instalaţii de ridicat de complexitate redusǎ, cu acţiune periodicǎ şi

care în general au un singur mecanism, cel de ridicare, dintre care se pot aminti:

cricuri cu cremalierǎ, cu şurub, hidraulice; palane manuale şi electropalane;

platforme ridicătoare manuale; vinciuri.

Macaralele sunt instalaţii de ridicat utilizate la manipularea sarcinilor prin ridicarea

neghidatǎ pe verticalǎ şi deplasarea pe orizontalǎ a acestora. Gradul de complexitate al unei

macarale depinde de numărul mişcărilor şi de mijloacele cu care se realizează aceste mişcări,

adaptate în general la necesităţile tehnologice ale fluxului de lucru în care este integratǎ

macaraua. Dintre acestea putem aminti:

a) Macarale rotitoare staţionare:

macarale cu contrafixǎ; macarale cu coloanǎ fixǎ;

macarale de perete cu tirant; macarale cu coloanǎ rotitoare;

macarale cu placǎ turnatǎ.

b) Macarale cu deplasare pe sinǎ de ghidare:

macarale consolǎ; macarale turn;

macarale de tavan; macarale portal.

macarale velociped;


13

c) Macarale cu deplasare pe cǎi fǎrǎ şinǎ:

macarale montate pe cărucioare manuale sau mecanice;

macarale montate pe autocamioane macarale montate pe tractoare;

macarale autopropulsate.

d) Macarale de cale feratǎ sau pe şenile:

e) Macarale cu platforme rulante;

macarale cu grindǎ suspendatǎ; poduri rulante cu douǎ grinzi principale;

macarale caprǎ şi semicaprǎ; poduri transbordoare;

poduri rulante cu o singurǎ grindǎ principalǎ.

Ascensoarele alcătuiesc grupa de maşini cu acţiune periodicǎ, destinate pentru ridicarea

sarcinilor pe ghidaje, putând aminti:

ascensoare de persoane şi materiale; ascensoare catarg şi funiculare;

schipuri.

1.3.2.2 Instalaţii de transport continuu

Instalaţiile de transport continuu sunt destinate deplasării sarcinilor în mod continuu

cuprinzând: transportoare, transbordoare şi dispozitive auxiliare.

Transportoarele sunt instalaţii destinate pentru deplasarea sarcinilor pe o traiectorie

determinatǎ prin acţionarea mecanicǎ continuǎ a organului lor activ, în anumite situaţii forţa de

deplasare este o componentǎ a greutăţii proprii a sarcinii.

a) Transportoarele cu organ flexibil se caracterizează prin prezenţa unui organ de tracţiune

flexibil f ǎrǎ sfârşit care executǎ o mişcare continuǎ primitǎ de la organul de acţionare,

transmiţând astfel la transportor forţa necesarǎ pentru deplasarea sarcinii:

transportoare cu bandǎ; transportoare cu plǎci sau raclete;

transportoare cu lanţ; scări rulante.

transportoare cu cupe; transportoare suspendate;

b) Transportoare farǎ organ flexibil, nu au organ flexibil de tracţiune, forţa necesarǎ deplasării

sarcinii realizându-se prin diferite piese rigide (cilindrii, tuburu, jghiaburi ):

transportoare gravitaţionale; transportoare cu rulouri;

transportoare elicoidale (şnecuri); transportoare oscilante;

tuburi rotitoare pentru transport.

Instalaţiile de transbordare alcătuiesc grupa mecanismelor deplasabile cu acţiune

continuǎ, destinate lucrărilor de încărcare descărcare a sarcinilor sub formǎ de mase granuloase:

transportoare deplasabile; încărcători mecanici; încărcători auto.

Dispozitivele auxiliare sunt destinate sǎ deservească funcţionarea diferitelor categorii de

maşini de transportat: planuri înclinate, buncǎre, închizǎtori, alimentatori, descărcători de

buncǎre, cântare, etc.

1.3.2.3 Instalaţii pentru transporturi terestre şi suspendate

Cărucioare fǎrǎ şine destinate deplasării sarcinilor pe cǎi fǎrǎ şine:

cărucioare manuale; electrocare; motostivuitoare; electrostivuitoare.


14

Instalaţii de manevrǎ şi deplasare prin rulare destinate pentru depla-sarea în interiorul

inteprinderilor a vagoanelor şi vagonetelor de cale feratǎ:

cabestane; trolii de manevrǎ; platforme turnante; dispozitive de întoarcere.

Cǎile suspendate alcătuiesc grupa instalaţiilor pentru transporturi suspendate, destinate

pentru deplasarea pe cǎi suspendate a unor cărucioare care poartǎ sarcina:

cǎi suspendate cu şine; cǎi suspendate cu cabluri.

1.3.3. Particularităţi privind logistica transportului uzinal şi a manipulǎrii

Orice sistem industrial (SI - fig.1.5), se descompune în subsisteme care sǎ corespundǎ

funcţiunilor sale de bazǎ. Stǎrile subsistemelor sunt: tehnologie (T), manipulare (M), control (C)

şi comandǎ (P). Subsistemul de manipulare asigurǎ transferul, orientarea, poziţionarea şi

depozitarea pe tot parcursul procesului de fabricaţie. Subsistemul de manipulare are ca semnale

de intrare confirmarea de alimentare cu reperele ce trebuiesc asamblate sau prelucrate şi

condiţiile care anunţǎ execuţia operaţiilor tehnologice şi determinǎ manipularea

subansamblurilor realizate. Semnalele de ieşire confirmǎ

executarea manipulărilor pentru aducerea pieselor la posturile de

lucru, aducerea la postul de control şi punctul de expediţie.

Creşterea productivităţii muncii prin automatizarea

manipulǎrii este similarǎ cu efectul dat de tehnologizare.

Complexitatea operaţiilor de manipulare este un argument al automatizǎrii operaţiilor de

manipulare. Efectuarea manualǎ a operaţiilor de manipulare se face prin coordonarea ochi-mânǎ.

O astfel de mişcare printr-un sistem cibernetic nu este încă utilizatǎ pentru industrie în totalitate.

Proiectantul de sisteme tehnologice dispune în micǎ mǎsurǎ de dispozitive şi echipamente

de automatizare a manipulǎrilor adaptate cerinţelor practice. Problema tipizatelor destinate

manipulǎrii automate a pieselor a devenit o preocupare de prim ordin a firmelor cu preocupǎri de

tehnologizare. Considerând sistemul modular de manipulare (fig.1.6), în prima fazǎ se

descompune funcţia generalǎ de manipulare în funcţii elementare (depozitare, schimbări de loc şi

de direcţie, schimbări de poziţie, apucare şi eliberare, verificare poziţie, etc.) şi asocierea

fiecăreia cu un sistem modular.

Pentru definirea elementelor fiecărui subsistem în parte se foloseşte metoda cutiei

morfologice, care reprezintă o clasificare a tuturor elementelor componente ale subsistemului

SI

T M C P

Fig. 1.5. Sisteme de fabricaţie

Fig. 1.6. Explicativă system modular de manipulare

Manipulare

Schimbare de loc şi de poziţie

Depozitare Schimbare de

poziţie

Apucare şi eliberare

Verificare poziţie

Transfer Alimentare Evacuare Adunare Sortare Mecanic Electric Pneumatic Hidraulic Cilindric Paralelipipedic Sheric Plat < 0,1 kg 0,1 < G < 1/9 kg 1 < G < 5 kg > 5 kg


15

după mai multe criterii. În prima linie se face clasificarea în funcţie de caracteristicile interne

(natura operaţiei respective) ale funcţiei elementare. Se mai ţine seama de caracteristicile externe

ale funcţiunii (agent folosit pentru acţionare): mecanic, electric, pneumatic şi hidraulic.

Următoarele condiţii sunt determinate de forma şi dimensiunile elementelor supuse

manipulării. Parcurgerea unei asemenea scheme reprezintă prim ea însăşi aplicarea tipizării şi

unificării în concepţia sistemului modular.

Constituirea sistemului modular de automatizare a manipulării constǎ în conceperea a

câte unei familii de module de manipulare specifice fiecărei funcţiuni (fig.1.7). Analizând

structura fiecărei funcţiuni se constatǎ cǎ ele se compun dintr-o succesiune de mişcări elementare

şi parametrii geometrici, succesiunea lor în timp diferind funcţie de situaţie.

Pe aceastǎ bazǎ se poate concepe sistemul modular de elemente de automatizare a

manipulării, prin asocierea câte unei familii de module cu fiecare mişcare elementarǎ. Va rezulta

o familie de module de translaţie una de rotaţie şi alta de dispozitive de apucare-eliberare.

Combinând aceste trei tipuri de elemente şi prevăzând un sistem de comandǎ adecvat,

care sǎ asigure succesiunea în timp şi parametrii geometrici ai mişcărilor, se poate rezolva orice

problemǎ de manipulare. Constituirea corectǎ a dispozitivelor de manipulare implicǎ cunoaşterea

comportării în mişcare a diferitelor corpuri geometrice.

Logistica transportului uzinal este determinatǎ de structura fluxului tehnologic şi spaţiul

pe care se desfăşoară. Funcţie de aceste douǎ elemente se aleg echipamentele adecvate şi se

întocmeşte în baza modelului abstract schema optimǎ pentru operaţiile de transport.

Pentru un sistem de fabricaţie organizarea manipulării se poate face prin:

sisteme clasice cu grad redus de mecanizare;

flux de transport continuu cu utilizarea diferitelor tipuri de transportoare (transportoare

cu plǎci, cu racleţi, elicoidale, cu bandǎ etc.) care asigurǎ alimentarea şi transferul produsului la

posturile de lucru cu grad de automatizare ridicat;

flux automatizat de transport, care cuprinde întregul flux tehnologic, de la începerea

fabricaţiei până la depozitare.

Alegerea uneia din soluţii este funcţie de importanţa procesului tehnologic şi posibilităţile

tehnologice ale întreprinderii. Utilizarea tehnologiilor robotizate nu poate fi conceputǎ fǎrǎ

asigurarea unei manipulări operative, după un plan de desfăşurare în timp minim funcţie de

Fig. 1.7. Module de automatizare specifice pe funcţii

Foncţii de manipulare

Mod de manipulare

Tipe de piese

Dimensiuni

Gravimetric Dimensional Funcţie de contur

Cilindric Paralelipipedic Sferic

Transfere

Rotaţie

Alimentare

Sortare

D3 D4 D1 D2 D5 D6


16

natura procesului tehnologic. Constituirea corectǎ a dispozitivelor de manipulare implicǎ

cunoaşterea comportării în mişcare a diferitelor corpuri geometrice.

Logistica transportului uzinal este determinatǎ de structura fluxului tehnologic şi spaţiul

pe care se desfăşoară. Funcţie de aceste douǎ elemente se aleg echipamentele adecvate şi se

întocmeşte în baza modelului abstract schema optimǎ pentru operaţiile de transport.

Având în vedere clasificarea prezentată mai sus, identificaţi, pentru fiecare clasă

de instalaţii o utilizare posibilă a acestora în corelare cu particularităţile

tehnologicea ale sistemului deservit.

Să ne reamintim...

I. Clasificarea instalaţiilor de ridicat şi transportat se realizează după:.

A: Caracteristicile constructive;

B: Felul şi numărul mişcărilor;

C: Destinaţupă destinaţie;

D: Modul de acţionare

II. Logistica transportului uzinal este determinatǎ de structura fluxului

tehnologic şi spaţiul pe care se desfăşoară. Funcţie de aceste douǎ elemente se aleg

echipamentele adecvate şi se întocmeşte în baza modelului abstract schema optimǎ

pentru operaţiile de transport.

U1.4. Modele abstracte utilizate în analiza sistemelor de transport

1.4.1. Modelul matematic al transportului discret

Utilizarea modelelor abstracte (matematice sau grafice), servesc la stabilirea unui plan optim de manipulare a produselor cu satisfacerea unor criterii care sǎ asigure un optim local sau global în funcţionarea sistemelor.

Rezultatele obţinute permit o alegere corectǎ a sistemului de transport, stabilirea legii de comandǎ, identificarea posibilităţilor de reducere a costurilor, a consumurilor energetice, de creştere a productivităţii, a randamentului, etc.

Pentru stabilirea modelului matematic utilizat la analiza instalaţiilor de transport cu

sarcini individuale, se considerǎ sistemul de transport descris de următorul protocol de

funcţionare (fig.1.2):

A1/ a1 Am/ am

B1/ b1 Bk/ bk Bn/ bn

x11 C11

xmn Cmn

x1nC1n x1k

C1k

xm1 Cm1 xmk

Cmk

Fig.1.2 Plan de transport


17

A i(i = 1..m) - m centre (depozite, centre de prelucrare, fabrici, etc.) unde o sarcinǎ omogenǎ oarecare este disponibilǎ în cantităţile a1, a2, ... am;

Bj(j=1...n) - n centre de consum, cu necesarul b1, b2,...bn; dij - distanţele de transport între utilizatori; xij - cantităţi unitare de sarcinǎ ce se transport; cij - costul transportului unităţii de produs pe distanţa dij. Ţinând seama de problematica sistemului de transport se formulează restricţiile: sarcina totalǎ expediatǎ din cele m centre de distribuţie Ai spre cele n centre de

consum Bj, trebuie sǎ fie egalǎ cu disponibilul din Ai; cantitatea totalǎ de sarcinǎ primită de centrul de consum Bj de la cele m centre de

distribuţie trebuie sǎ fie egalǎ cu necesarulcentrului de consum Bj; condiţia de existenţǎ şi negativitate a cantităţilor transportate; se presupune cǎ întreaga sarcinǎ disponibilǎ în cele m centre, este expediatǎ în exclusi-

vetate celor n centre de consum, care nu sunt alimentate decât din cele m centre de producţie. Ţinând seama de restricţiile impuse, se obţine modelul matematic

m n

i ji=1 j=1

ij

nij i

j=1m

j ji=1

a b

0x

, ( i = 1, 2, .... m )ax

= , (j = 1,2,...n)x bi

=

( i = 1, 2, .... m; j = 1,2,...n)≥

=∑

∑

∑ ∑

Modelul matematic este descris de un sistem de (m+n-1) ecuaţii liniar independente, cu m n necunoscute.

Rezolvarea sistemului înseamnă determinarea necunoscutelor xij , care sǎ satisfacă

restrictţiile impuse şi sǎ asigure un maxim sau minim al funcţiei criteriu (soluţie optimǎ). Considerând cǎ pentru planul de transport se impune sǎ se realizeze un minim de

cheltuieli, funcţia de optimizat va fi

min x c = f ijij

n

1j=

m

1=i

→∑∑

Problema transporturilor ocupǎ un loc important în programarea liniarǎ. Deoarece: m>1; n>1; m, n∈ N, este satisfăcuta relaţia:

n m < 1-n+m Sistemul este nedeterminat şi admite o infinitate de soluţii. Soluţia optimǎ impune determinarea mai întâi a unei soluţii de bazǎ şi verificarea dacǎ ea

este sau nu optimǎ. Iterativ se verificǎ succesiv soluţiile până la determinarea celei optime. Se considerǎ cǎ

după un număr finit de paşi se ajunge întotdeauna la un optim. Iteraţia este determinatǎ de dimensiunea problemei (m n), mărimea elementelor

necunoscute ( c ,b ,a ijjj ) şi algoritmul folosit.

Literatura de specialitate oferă metodele pentru obţinerea soluţiei iniţiale: metoda distribuţiei în scarǎ, metoda minimului pe coloanǎ, metoda minimului pe linie, metoda diferenţelor maxime, etc.


18

Pentru determinarea soluţiei iniţiale prin metoda distribuţiei în scarǎ, (nord-vest), se

alege variabila x11 situatǎ pe prima linie şi prima coloanǎ (colţul nord-vest)

( )11 1 1x min a ,b=

Dacǎ a = ) b ,a ( min 111 , se obţine, a=x 111 , iar 0=nx=....=x=x 11312 .

Se eliminǎ prima linie şi se determinǎ x21 cu relaţia

) a -b ,a ( min = x 11221 Dacǎ b=)b,a(min 111 se obţine 11 1= bx , iar

21 31 m1= = .... = = 0x x x

Se eliminǎ prima coloanǎ şi se determinǎ x12 cu relaţia:

)b,b-a(min=x 21112 Iteraţia se aplicǎ succesiv valorilor xij , pânǎ la obţinerea soluţiei optime.

Soluţa iniţială prin metoda elementelor minime pe linie, permite determinarea necunoscutelor xij ţinând seama de valorile minime ale variabilelor cij situate pe fiecare linie.

Se alege variabila x1j , corespunzător căreia elementul c1j este minim:

)c ...., ,c ,c ( min = c 1n12111k Se determinǎ: ) b ,a ( min = x k11k Dacǎ: b<a k1 , se obţine

0=x-=x=x=....=x=x;a=x 1n1+k1,1-k1,121111k

Se eliminǎ prima linie şi procedeul se repetǎ cu a doua linie.

Dacǎ , b>a k1 se obţine b=x k1k ; 0=x=...=x mk2k ,se eliminǎ, coloana k şi iteraţia se

continuǎ, alegând variabila x1j ,situatǎ pe prima linie ce corespunde costului minim rǎmas dupǎ

suprimarea coloanei k. Algoritmul se continuǎ cu celelalte linii pânǎ la satisfacerea tuturor centrelor de consum.

În cazul utilizări metodei elementului minim pe coloanǎ, necunoscutele xij , sunt

determinate ţinând seama de valoarea minimǎ a elementelor cij , situate pe fiecare coloanǎ.

În prima coloanǎ elementul minim este: ) c ...., ,c ,c (min = c 1m2111k1 Se determinǎ: ) b ,a ( min = x 1kk1

Dacǎ: b<a 1k , se obţine a=x kk1 , 0=x=....=x=x knk3k2 . Se eliminǎ linia k, iteraţia

continuând, alegând variabilele xi1 situate pe prima coloanǎ, rǎmase după suprimarea liniei k, ce

corespund costului minim.

Dacǎ: b>a 1k se obţine :

0=x=...=x=x=....=x=x;b=x m11,1+k1,1-k12111k1

Se eliminǎ prima coloanǎ, iteraţia fiind continuatǎ în mod analog cu celelalte coloane.

Metoda elementului minim al matricei, presupune alegerea variabilei xij , ce

corespunde costului minimcij .

Dacǎ: ) c ( min = c ijji,

rk , se determinǎ: ) b ,a ( min = x krrk

Iteraţia continuǎ până când toate valorile xij , au fost determinate.


19

După determinarea soluţiei de bazǎ prin una din metodele expuse sau prin altele cunoscute de literatura de specialitate, se verificǎ dacǎ soluţia este optimǎ.

În cazul cǎ nu este optimǎ se continuǎ îmbunătăţirea ei prin micşorarea funcţiei criteriu dacǎ se cere minimizarea, sau majorarea dacǎ se cere maximul.

În acest caz se poate utiliza metoda distributivǎ, metoda diferenţelor, sau metoda diferenţelor comparate. Metoda diferenţelor comparate permite obţinerea soluţiei optime fǎrǎ cunoaşterea soluţiei iniţiale.

1.4.2. Modelul matematic al transportului de masǎ

În cazul transportului de masǎ ( pneumatic şi hidraulic ), se defineşte proprietatea transportatǎ m = T [kg], ca fiind mǎrimea sau complexul de mǎrimi care defineşte calitatea şi cantitatea transportului.

Potenţialul sau densitatea de proprietate transportatǎ se defineşte în funcţie de natura proprietǎţii transportate

]m[kg/ v

m = P 3 .

Proprietatea transportatǎ este o mărime extensivǎ fiind dependentǎ de masǎ, astfel cǎ fluxul de proprietate (debitul) reprezintă cantitatea transportatǎ în unitatea de timp

A = ψϕ unde: ψ - fluxul unitar;

A - suprafaţa prin care se transportǎ proprietatea. Fluxul unitar este un vector la suprafaţa echipotenţialǎ dar de sens contrar gradientului de

potenţial. În cazul transportului de masǎ, influenţa mediului asupra transportului este exprimatǎ de

coeficientul de difuzibilitate D. Dacǎ dintr-un mediu imobil, omogen şi izotrop se separǎ un volum de control cu laturile dx, dy, dz fluxul de proprietate transportatǎ se poate calcula cu relaţia (fig.1.3)

A n

P D - = m δ

δϕ

unde: D - coeficient de proporţionalitate;

n

P

δδ

- gradientul de potenţial;

A-suprafaţa prin care se efectuează transportul (perpendicularǎ pe direcţia de transport).

Bilanţul fluxurilor intrate şi ieşite din volumul de control

y z1

x

y z2x

Pd = - D d d

P

d = D P + d x d d x

δϕ

δδ δ −ϕ δ δ

Astfel cǎ fluxul acumulat dupǎ axa x este

vx

zyxx

21x dP

D = ddd P

D = d - d = d2

2

2

2

δδ

δδϕϕϕ

Analog pentru direcţiile y şi z

Px

dy

dφ1

dz dx

dφ1

δPP d xδx

+

Fig. 1.3. Transport de masǎ


20

2 2

2 2v; vy z

y z

P Pd = D d d = D dδ δϕ ϕ

δ δ

Se obţine fluxul total:

ϕϕϕϕ yzxm d + d + d = d .

Acest flux total va provoca o variaţie în timp a potenţialului volumului de control, astfel încât conform principiului conservării masei şi energiei

τϕττδ

δ d d = dv d

P m

Astfel cǎ

)z

P +

y

P +

x

P ( D =

P 2

2

2

2

2

2

δδ

δδ

δδ

τδδ

În regim staţionar se obţine

0 =

P

τδδ

; 0 = P2∆ .

În cazul transportului de masǎ convectiv laminar, când transportul se realizeazǎ printr-un mediu în mişcare, prin suprafeţele echipotenţiale trec fluxuri materiale de mediu care poartǎ cu ele sarcinile de transport.

Prin suprafaţa 1 (fig.1.3), în unitatea de timp intrǎ debitul mediu dydzw x , care transportǎ

fluxul:

zyx dd Px w= dϕ

Prin faţa opusǎ iese fluxul:

( ) zyxx

zyxxx d d d Pw x + d dPw = d + d

δδ

ϕ .

Fluxul orientat dupǎ axa x este

( ) vxx

dx +x x d P w

- = d - dδδ

ϕϕ .

Pentru celelalte direcţii de transport se obţin rezultate similare încât fluxul acumulat sau cedat de volumul de control prin transport convectiv laminar este

( ) ( ) ( ) vcl d P wzz + P w yy

+ P w x x - = d

δδ

δδ

δδ

ϕ .

Exemplu

Modelul matematic pentru instalaţiile de transport continuu (cu bandǎ, raclete, suspendate, etc), care asigurǎ manipularea sarcinilor caracterizate de anumite proprietăţi (densitate, granulaţie, umiditate, etc.) se stabileşte

conside-rând instalaţiile de transport ca un sistem cu timp mort. Pentru transportorul cu bandǎ (fig.1.4), cu lungimea ℓ şi viteza de transport v, timpul Tm necesar deplasării materialului din A în B este Tm = l/v Proprietatea de material este variabilǎ în

timp, dar rǎmâne constantǎ pe distanţa de transport.

Fig. 1.4. Transport cu bandă

B A

v

l


21

Să ne reamintim...

Obiectivul fundamental al utilizării modelelor abstracte este: stabilirea

unui plan optim de manipulare a produselor cu satisfacerea criteriilor care sǎ

asigure un optim local sau global în funcţionarea sistemelor cu obţinerea directă

de date exacte şi clare, adaptate la diferitele aspecte ale automatizării manipulării

şi utilizarea lor raţională, astfel încât, să se pregătească şi să se elaboreze un

ansamblu coerent de previziuni privind automatizarea manipulării .

U1.6. Rezumat

Dezvoltarea şi modernizarea proceselor de producţie implicǎ mecanizarea şi

automatizarea producţiei, prin operaţii de containerizare, paletizare, extinderea

fronturilor de încǎrcare descǎrcare, alimentare continuǎ cu semifabricate şi

modernizarea tranporturilor. Pentru aplicarea paletizǎrii şi containerizǎrii sarcinile

de transportat şi ridicat trebuiesc constituite în unitǎţi de încǎrcǎturǎ grupate

convenabil în scopul manipulǎrii, cu dimensiuni care trebuie sa aibǎ la bazǎ un

modul. Din punct de vedere dimensional, paletele (de uz general sau special)

respectiv containerele (universale sau speciale), sunt modulate după standarde în

vederea efectuării operaţiilor de manipulare, depozitare şi transport.

Marea varietate a maşinilor de ridicat şi transportat conduce la o clasificare

dificil ǎ, problema complicându se şi prin aceea cǎ se poate face o clasificare pe

criterii diferite: după caracteristicile constructive; după felul şi numărul mişcărilor,

după destinaţia lor, după modul de acţionare ,etc.

Principalele tipuri de maşini de ridicat şi transportat, grupate după

particularităţile lor constructive sunt: instalaţii de ridicat, instalaţii de transport

continuu şi instalaţii pentru transporturi terestre şi suspendate

Logistica transportului uzinal este determinatǎ de structura fluxului

tehnologic şi spaţiul pe care se desfăşoară. Funcţie de aceste douǎ elemente se aleg

echipamentele adecvate şi se întocmeşte în baza modelului abstract schema optimǎ

pentru operaţiile de transport.

Constituirea sistemului modular de automatizare a manipulării constǎ în

conceperea a câte unei familii de module de manipulare specifice fiecărei funcţiuni.

Din analiza structurii fiecărei funcţiuni se constatǎ cǎ ele se compun dintr-o

succesiune de mişcări elementare şi parametrii geometrici, succesiunea lor în timp

diferind funcţie de situaţie şi de caracteristicile sistemului de manipulare.

Având în vedere modelele utilizate în scopul realizării unor planuri optime de

transport, stabiliţi, pentru diverse clase de instalaţii planul optim de transport.


22

Modele abstracte (matematice sau grafice), servesc la stabilirea planului

optim de manipulare a produselor cu satisfacerea unor criterii care sǎ asigure un

optim local sau global în funcţionarea sistemelor. Rezultatele obţinute permit o

alegere corectǎ a sistemului de transport, stabilirea legii de comandǎ, identificarea

posibilităţilor de reducere a costurilor, a consumurilor energetice, de creştere a

productivităţii şi a randamentului. Funcţie de caracteristicile sarcinilor transportate

se face distincţie intre modelul matematic al transportului de masǎ şi modelul

matematic al transportului discret

U1.7. Test de autoevaluare a cunoştin ţelor

1. Ierarhizaţi, de la simplu la complex, noţiunile care se folosesc în legătură cu

clasificarea instalaţiilor de transport şi ridicat. 2. Definiţi logistica sistemelor de transport. Exemplificaţi. 3. Definiţi automatizarea manipulării. Exemplificaţi. 4. Definiţi modelele abstarcte. Exemplificaţi. 5. Care sunt metodele folosite în rezolvarea sistemelor de transport discret? 6. Care sunt mărimile caracteristice specifice transportului de masa?

Temă de control

Realizaţi un studiu de caz prin exemple, de maxim 5 pagini, care să conţină

argumentări privind „Utilitatea modelelor abstracte în stabilirea planului optim de

transport”.

Bibliografie unitate de învăţare nr. 1

1 Alecsandrov, M.P., Materials handling equipement, English translation, Mir Publishers, 1981.

2 Alămoreanu, M., Iofcea D., Album de desene şi elemente tipizate pentru maşini de ridicat şi transportat, Partea a II-a, ediţia I, I.C.B.1982

3 Boteanu. N., Degeratu. P., Manolea Gh.,

Instalatii de ridicat şi transportat, curs, Reprografia Universităţii din Craiova, 1997.

4 Boteanu N., Installation de levage et transport, Editura Universitaria, Craiova, 2006.

5 Vîţă I., Sârbu L., Nuţeanu T., Alexandru C.,

Maşini de ridicat în construcţii. Exploatare, întreţinere, reparaţii,Editura Tehnică, Bucureşti, 1989


23


PARAMETRII INSTALA ŢIILOR DE RIDICAT ŞI TRANSPORTAT

Cuprins

U2.1. Introducere ...................................................................................................................... 23

U2.2. Obiectivele unităţii de învăţare ....................................................................................... 23

U2.3. Parametrii instalaţiilor de ridicat .................................................................................... 24

U2.4. Parametrii instalaţiilor de transport continuu ................................................................. 28

U2.5. Rezumat ......................................................................................................................... 32

U2.6. Test de evaluare a cunoştinţelor ..................................................................................... 34

Bibliografie unitatea de învăţare nr.2 ........................................................................... 34

U2.1. Introducere

Modernizarea sistemelor de transport prin structurǎ, parametrii şi programe

de funcţionare, au o mare importanţǎ, prin faptul cǎ permit o mai ridicatǎ şi eficientǎ

utilizare a elementelor tipizate. Astfel structura echipamentelor nu mai reprezintă o

concepţie izolatǎ, trecându-se la o concepţie integratǎ, fiind constituitǎ dintr-un

număr de ansambluri şi subansambluri, ce fac parte din sisteme de module tipizate.

Privind instalaţiile de ridicat şi transportat ca un sistem orientat (fig.2.1), se

pot pune în evidenţǎ elementele vectorului variabilelor de

intrare U, stare X, ieşire Y, cu ajutorul cărora se poate

descrie funcţionarea sistemului.

În vederea proiectării verificării şi exploatării

instalaţiilor de ridicat şi transportat se stabilesc principalii parametrii care definesc

valorile funcţionale (de lucru) şi dimensionale (de construcţie).

U2.2. Obiectivele unităţii de învăţare

Această unitate de învăţare are în vedere explicarea parametrilor funcţionali şi

dimensionali, caracteristicile lor, sfera de cuprindere şi particularităţile funcţionalele.

După studierea acestei unităţi, studentul va fi capabil:

- să explice conceptele de sarcini, forţe şi grupe de funcţionare;

- să facă diferenţierile între parametrii funcţionali şi dimensionali;

- să identifice şi să utilzeze parametri instalaţiilor de ridicat sau de

transportat, funcţie de partcularităţile tehnologice ale instalaţiei tehnologice;

- să delimiteze aria de aplicabilitate a instalaţiilor de ridicat şi transportat

funcţie de parametrii funcţionali şi dimensionali.


YX

U

Fig.2.1 Sistem orientat


24

U2.3. Parametrii instalaţiilor de ridicat

2.3.1. Sarcini şi for ţe Sarcinile şi forţele sunt mărimi caracteristice ale instalaţiilor de ridicat, standardizate prin

STAS 9064/2-82. Capacitatea de ridicare Qs, este valoarea maximǎ a masei care este admisǎ a fi ridicatǎ

de mecanismul sau instalaţia de ridicat, în cazul funcţionǎrii în cel mai uşor regim de lucru, exprimatǎ în Kgf sau tf.

Caracteristica de sarcinǎ (fig.2.2), reprezintă dependenţa dintre capacitatea de ridicare a instalaţiei de ridicat şi raza de acţiune Qs = f(R).

Sarcina nominalǎ QN,este valoarea maxi-mǎ a masei (inferioarǎ capacitǎţii de ridicare) admisǎ a fi ridicatǎ de mecanismul sau instalaţia de ridicat în cazul funcţionǎrii în condiţiile date de grupa de funcţionare conform STAS 4662-79.

Sarcina utilǎ Qu, este valoarea masei maxime care poate fi preluatǎ, după caz de dispozitivul de prindere,

dispozitivul de legare sau direct de dispozitivul de ridicare. Sarcina variabilǎ admisibilǎ, este valoarea maximǎ a masei care este admisǎ sǎ fie

ridicatǎ de instalaţia cu braţ, funcţie de raza de acţiune, rezultatǎ din caracteristica de sarcinǎ. Sarcina de încercare este valoarea sarcinii la care este încercatǎ o instalaţie de ridicat,

un dispozitiv de prindere, un dispozitiv de legare a sarcinii, etc. cu ocazia probelor şi recepţiei pentru un scurt interval de timp.

Masa organului de prindere este masa dispozitivului de apucare nedemontabil (muflǎ cu cârlig, cleştele macaralelor speciale, etc.).

Masa dispozitivului de ridicare (portant) exprimǎ masa dispozitivului de apucare demontabil (benǎ, graifer, electromagnet, etc).

Forţa de tracţiune la tambur este suma forţelor rezultate din eforturile în cablu care acţionează asupra tamburului.

Astfel pentru proiectare, funcţie de caracteristicile constructive, sarcina la instalaţiile de ridicat este : Q = Qu + Qo [Kgf]; uzuall [tf];unde: Qu - sarcina utilǎ ; Qo-sarcina datǎ dupǎ caz de masa organului de prindere, a dispozitivului de ridicare, legare, etc (masa moartǎ).

2.3.2. Marimile cinematice

Cinematica are ca obiectiv calculul elementelor diagramelor de mişcare în timp, dacǎ se cunoaşte sau se impune una dintre dependenţele :

- acceleraţia liniarǎ a = f1(t) - acceleraţia unghiularǎ ε = f4(t) viteza liniarǎ v = f2(t) - viteza unghiularǎ ω = f5(t) spaţiul liniar x = f3(t) - spaţiul unghiular θ = f6(t)

Determinarea se face pe baza relaţiilor diferenţiale

dv dx da d d d

a ; v ; s ; ; ; s ;dt dt dt dt dt dt

ω α ε= = = ε = ω = =

Fig.2.2 Caracteristica de sarcina

F

Qi


25

sau integrale a sdt; v a dt; x vdt; sdt; dt; dt;= = = ε = ω = ε α = ω∫ ∫ ∫ ∫ ∫ ∫

ţinând seama de restricţiile impuse de instalaţie sau procesul tehnologic (v ≤ vmax, a ≤ amax, s ≤ smax ), condiţii ini ţiale şi finale, indice de performanţǎ, etc.

Uzual pentru instalaţiile de ridicat se utilizează tahograme trapezoidale cu interval de funcţionare la o vitezǎ redusǎ la sfârşitul ciclului, pentru mărirea preciziei de poziţionare (fig.2.3). La instalaţiile speciale, de mare înălţime, unde sunt

necesare accelerări rapide şi funcţionare cu vitezǎ de regim staţionar mare se impune utilizarea tahogramelor cu şoc limitat (fig.2.4). Viteza de regim v- [m/s], (uzual se foloseşte [m/min] ) la mecanismele de ridicat este determinatǎ de mărimea sarcinii şi regimul de lucru. Pentru celelalte mecanisme viteza de regim este determinatǎ de regimul de lucru al mecanismului.

Exemplu Valorile vitezelor de regim staţionar sunt standardizate STAS 7287-73:

a) viteza de ridicare :

pentru sarcini Q 0 ( 2 ... 50 tf ), v = 32 ... 2 [m/min] ;

pentru sarcini Q 0 ( 50 ... 320 tf ), v = 6,3 ... 0,4 [m/min] .

b) viteza de translaţie pentru cărucioare :

regim uşor şi mediu v = 12,5 ... 32 [m/min];

regim greu v = 16 ... 63 [m/min] .

c) viteza de translaţie pentru macarale şi poduri rulante :

regim uşor şi mediu v = 20 ... 100 [m/min] ;

regim greu v = 32 ... 125 [m/min] .

d) viteza de variaţie a deschiderii braţului v = 6 ... 80 [m/min] .

e) viteza de rotire calculată ca viteză periferică a sarcinii pentru

deschiderea maximǎ a braţului v = 40....250 [m/min] .

Acceleraţia a - [m/s2], determinǎ mărimea forţelor de inerţie care stau

la baza alegerii şi verificării motoarelor în faza de accelerare şi a frânelor în

faza de oprire. Uzual pentru acceleraţie se recomandǎ valorile:

accelerare, aa = 0.5...1 [ m/s2 ];

decelerare, ad = 0.45...0.9 [ m/s2 ].

2.3.3. Regimul de funcţionare

Regimurile de funcţionare ale unei maşini de lucru, sunt determinate de ansamblul valori-lor variabilelor de intrare-stare-ieşire ce caracterizeazǎ funcţionarea instalaţiei la un moment dat.

Fig.2.3 Tahograma trapozoidala ta ts tps t''d t0 t'd

t[s]

v v[m/s]; a[m/s2];ş[m/s3]

a ş

Fig.2.4 Tahograme cu şoc limitat

a

ta1 ta2 ta3

t[s]

a[m/s2];ş[m/s3] v[m/s] ]]

a v ş

ta

b

t[s]

a[m/s2];ş[m/s3] v[m/s] ]]

a

v

ş

ta


26

Regimul de lucru este o caracteristicǎ importantǎ a instalaţiilor de ridicat de care trebuie sǎ se ţină seama atât în proiectare cât şi în exploatare. Cunoaşterea regimurilor de funcţionare este necesarǎ pentru alegerea corectǎ a mecanismului de transmisie, a motorului electric de acţionare şi a ansamblului de comandǎ. Pe baza regimurilor de funcţionare se aleg rezistenţele admisibile, coeficienţii dinamici şi coeficienţii de siguranţǎ, care stau la baza dimensionǎrii mecanismelor şi construcţiei metalice.

Specific instalaţiilor de ridicat sunt regimurile de funcţionare intermitente, caracterizate de o succesiune de cicluri, cu duratǎ mai micǎ de zece minute, fiecare ciclu fiind format din intervale de lucru la sarcinǎ constantǎ şi intervale de pauzǎ (fig.2.7). Regimurile nominale de funcţionare ale instalaţiilor de ridicat şi ale mecanismelor componente sunt standardizate (STAS 4662-79,tab.2.1): regimul de funcţionare uşor, mediu şi greu.

Pentru o instalaţie, regimul de funcţionare este determinat în general de regimul de funcţionare al mecanismului principal de lucru. Regimurile de funcţionare ale instalaţiilor de ridicat sunt determinate de:

a) Duratǎ relativǎ de funcţionare

[ ]%100tc

t%DF iΣ

=

unde: Σti - suma timpilor efectivi de funcţionare ; tc - timpul ciclului care convenţional poate fi de maxim zece minute.

Durata ciclului este datǎ de : tc = Σti + Σt0

unde: Σto - suma timpilor de pauzǎ. Durata relativǎ de funcţionare este standardizatǎ la valorile: 15%, 25%, 40%, 60%. Funcţie de valoarea duratei relative, regimurile de funcţionare sunt:

regimul de funcţionare uşor: 10% < DF% ≤ 25% ;

regimul de funcţionare mediu: 25% < DF% ≤ 60% ;

regimul de funcţionare greu: 60% < DF% ≤ 80% . b) Factorul de încǎrcare, se determinǎ cu relaţia

N

medi Q

QK

−

unde: Qmed[Kgf] - sarcina medie transportatǎ în timpul unui an ; QN[Kgf] - sarcina nominalǎ . c) Numǎrul de conectǎri pe orǎ, se determinǎ cu relaţia:

+++β=

h

con

tttt

3600n

descr1c

unde: ß = 1,1 coeficient de corecţie care ţine seama de posibilitatea cumulării timpilor intermediari;

tl[s] - timpul de legare a sarcinii ; tr[s] - timpul de ridicare a sarcinii ; td[s] - timpul de deplasare a sarcinii ;

Fig.2.7 Regim intermitent

t[s]

Ms1

t01

Ms2Ms[Nm]

t1 t2 t02

tc


27

tc[s] - timpul de coborâre a sarcinii ; tdes[s] - timpul de deslegare a sarcinii. d) Coeficientul relativ de utilizare anualǎ, determinat de:

kra = kz ≅ ka [ heures/année] unde: kz = Nh/24 - coeficientul de utilizare zilnicǎ;

ka = Nz/365 - coeficientul de utilizare anualǎ; Nh - numǎrul de ore lucrate pe zi; Nz - numǎrul de zile lucrate într-un an. e) Temperatura mediului ambiant, τ[0C], necesarǎ pentru verificarea din punct de

vedere termic a motoarelor electrice de acţionare. Dacǎ temperatura mediului de lucru diferǎ de temperatura standardizatǎ,este necesarǎ recalcularea puterii reale la care poate fi încǎrcat motorul.

f) Sarcina relativǎ de lucru,se determinǎ cu relaţia:

Qn

Qn=QN

iir

Σ

unde: ni - numǎrul curselor efectuate cu sarcina Qi ; Qi - sarcina curentǎ în exploatarea instalaţiei; n - numǎrul total de curse; QN - sarcina nominalǎ. g) Coeficientul de stabilitate, este determinat de raportul:

15,1M

MK

r

ss ≥=

unde: Ms - cuplul dat de forţele care tind sǎ stabilizeze instalaţia de ridicat; Mr - cuplul forţelor care tind sǎ răstoarne instalaţia de ridicat.

tab : 2.1

Regimul de functionare

ta Ki DA [%]

nc [con/h]

τ [0C]

uşor 1000 0,5…0,25 15…25 < 60 250

mediu 1000…2500 0,75…0,5 25…60% 60..240 25..450

greu >2500 >0,7 60..80 >240 45..600

Diferitele mecanisme ale aceleiaşi instalaţii pot avea regimuri de lucru diferite, aprecierea

corectǎ fiind necesarǎ atât pentru a preveni suprasolicitări cât şi pentru evitarea supradimensionărilor.

2.3.4. Grupe de funcţionare

Proiectarea şi construirea mecanismelor de ridicat, care sǎ fie adecvate scopului şi locului de exploatare, necesitǎ încadrarea lor în grupe de funcţionare determinate de condiţiile de lucru şi toţi factorii care pot interveni în timpul exploatării.

Grupele de funcţionare ale mecanismelor se referǎ la prescripţii generale de calcul (STAS 4662-79 ), fiind stabilite funcţie de clasa de utilizare şi starea de încărcare.

Clasa de utilizare caracterizează timpul de funcţionare mediu zilnic apreciat sau determinat şi durata de serviciu, în baza căruia se disting zece clase T0 … T9.


28

La stabilirea claselor de utilizare se considerǎ mecanismele ca funcţionând cu vitezǎ nominalǎ. Clasele de utilizare T0, T1, încadrează mecanismele cu utilizare rarǎ, ocazionalǎ. În clasele T2, T3 se pot încadra mecanismele care fac numai mişcări de schimbare a poziţiei fǎrǎ sarcinǎ. Clasele de utilizare T4...T9 încadrează mecanismele cu utilizare intensǎ. Clasa de utilizare este caracterizatǎ de frecvenţa de încǎrcare a instalaţiilor de ridicat pe durata lor de viaţǎ, determinatǎ de numǎrul ciclurilor efectuate de mecanism. Pentru practicǎ s-au stabilit patru spectre de eforturi unitare: spectrul sarcinilor uşoare corespunzǎtor cǎruia sarcina nominalǎ este ridicatǎ în mod excepţional; încǎrcǎri la sarcinǎ curentǎ 1/3 din sarcina nominalǎ; încǎrcǎri la sarcinǎ curentǎ 2/3 din sarcina nominalǎ; încǎrcǎri la sarcinǎ nominalǎ.

Pentru a stabili starea de încǎrcare, se va preciza starea de solicitare, tipurile de solicitare şi ipotezele asupra stǎrii de încǎrcare.

Starea de solicitare precizeazǎ mǎsura în care mecanismul sau un alt element al mecanismului, este supus la solicitǎri maxime respectiv solicitǎri mai mici date de sarcinile curente. Convenţional poate fi caracterizatǎ prin spectrul sarcinilor ridicate (fig.2.8), care indicǎ

procentual proporţia de ridicare a sarcinii nominale raportatǎ la numǎrul de cicluri de lucru efectuate (N) într-o perioadǎ de timp determinatǎ. Ciclul de lucru reprezintǎ totalitatea mişcǎrilor necesare pentru efectuarea completǎ a transportului. Se disting astfel trei stǎri de solicitare a mecanismelor sau elementelor de mecanism (fig.2.8);

S1 - Starea de solicitare uşoarǎ, caracterizeazǎ mecanismele sau elementele de mecanism supuse la solicitǎri maxime decât în mod excepţional, uzual fiind supuse la solicitǎri inferioare.

S2 - Starea de solicitare medie, caracterizeazǎ mecanismele sau elementele de mecanism, supuse în durate aproximativ egale la solicitǎri uşoare, medii şi maxime.

S3 - Starea de solicitare grea, caracterizeazǎ mecanismele sau elementele de mecanism supuse aproape tot timpul de funcţionare la solicitǎri maxime sau apropiate de ele.

Încadrarea mecanismelor sau elementelor de mecanism în una din cele trei stǎri de solicitare se face pe baza coeficientului mediu cubic (STAS 4662/79)

( ) ( ) ( )3s

32

321

31 ...K ταγ++τα+γ+β+τα+γ+βδ=

unde: N

N p

QSarcina nominala=

Sarcina nominala + Masa organului portant +Q Qδ =

u

N

dp dl

N

p

N

QSarcina utila= = ;

Sarcina nominala Q+Masa organului de prindere + Masa dispoz. de ridicare M M

= = ;Sarcina nominala Q

QMasa organului portant= =

Sarcina nominala Q

β

γ

α

i

s

Timpul de actionare cu sarcina utila si elemente auxiliare=

Timpul total de actionare

Timp de actionare numai cu dispozitiv de ridicare si legare=

Timp total de actionare

τ

τ

Fig.2.8 Spectrul sarcinilor

S1

S2

S3 Q[%]

N[%]

100

100

50

50


29

La greutăţi mici ale dispozitivului portant de sarcinǎ (α<0,05), valorile acestuia se pot

neglija, iar δ = 1. Stările de solicitare ideale, reprezintă diagramele în baza cărora s-au calculat

valorile limitǎ ale coeficientului mediu cubic.

Starea de solicitare idealǎ 1 (fig.2.9a), caracterizatǎ prin încǎrcǎrile:

1/10 din timpul de funcţionare cu sarcinǎ maximǎ; 4/10 din timpul de funcţionare cu masa

moartǎ + 1/3 QN; 5/10 din timpul de funcţionare numai cu masa moartǎ. Considerând valorile γ

=0,16 şi t3 = 0,5 se obţine: ß1 = 1-γ = 0,84; t1 = 0,1;t2 = 0,4; ß2 = (1-γ)/3 = 0,28.

Corespunzător ciclului de funcţionare, se obţine

0,530,5160,+0,40,16)+(0,28+0,10,16)+(0,84=K 3 3331 ≅⋅⋅⋅ .

Starea de solicitare idealǎ 2 (fig.2.9b), caracterizatǎ de încărcările: 1/6 din timpul de

funcţionare cu sarcina maximǎ; 1/6 din timpul de funcţionare cu sarcina 2/3QN + masa moartǎ;

1/6 din timpul de funcţionare cu sarcina 1/3QN +masa moartǎ; 3/6 din tf cu masa moartǎ (0,32).

Înlocuind se obţine valoarea limitǎ a coeficientului K2 = 0,67.

Starea de solicitare idealǎ 3 (fig.2.9c), caracterizatǎ de ciclul de funcţionare: 1/2 din

timpul de funcţionare cu sarcina maximǎ; 1/2 din timpul de funcţionare cu sarcina moartǎ.

Considerând γ =0,6 se obţine K3 =0,85.

Starea de solicitare uşoarǎ (S1), se obţine pentru valorile K1 ≤ 0,53 .

Starea de solicitare medie (S2), se obţine pentru 0,53 ≤ K2 ≤ 0,67.

Starea de solicitare grea (S3), se obţine pentru 0,67 ≤ K3 ≤0,85.

Pentru mecanismele de deplasare sau rotire coeficientul mediu cubic se determinǎ

(fig.2.10) funcţie de parametrii:

maxII

timpul de accelerare sau franare =

timpul total de functionaresolicitare la care este supus mecanismul in absenta vantului

= solicitarea S

′α

′γ

)

Mecanismele maşinilor de ridicat sunt supuse la solicitări de tipul S şi R.

Solicitările de tip S depind direct de cuplurile exercitate asupra mecanismelor de motoare sau frâne: solicitările SQ corespund forţei dată de sarcina normală şi masa organului portant; solicitările SG corespunzătoare deplasării

verticale a centrului de greutate al elementelor mobile; solicitările SF corespunzătoare frecărilor de care nu s-a ţinut seama în calculul randamentului la mecanism; solicitările SA corespunzătoare acceleraţiilor sau deceleraţiilor; solicitările SV determinate de acţiunea vântului asupra mecanismului.

Fig.2.9 Stări de solicitare ideale

t1

Qi/QN

β1γ

t[s]

c

ts t1

Qi/QN

β1 γ t[s]

t2 ts

β 3

β 2

t3

b

t1

Qi/QN

β1γ

t[s]t2 ts

β 2

a

Fig.2.10 Coeficientul mediu cubic la translaţie

1

γ

α'=0,63

α'=0,46

α'=0,25

k

1

0,5

0,5


30

Solicitări de tip R, sunt determinate de recţiunile exercitate asupra elementelor mecanismului, dar care nu sunt echilibrate printr-un cuplu ce acţionează asupra arborilor de acţiunea motoarelor şi frânelor: solicitări RC datorate sarcinii de serviciu; solicitări RG datorate greutăţii proprii care acţionează asupra piesei considerate; solicitări RA datorate acceleraţiilor şi deceleraţiilor; solicitări RV datorate vântului, determinante pentru presiunea maximǎ.

Ipotezele de încărcare pentru care se determinǎ valoarea solicitǎrii maxime cu care se efectuează calculul de rezistenţǎ, se determinǎ funcţie de condiţiile specifice de exploatare a mecanismelor. Ipoteza unu de încǎrcare o constituie încadrarea corespunzătoare condiţiilor normale de lucru; sarcini corespunzătoare procesului tehnologic cǎruia îi este destinatǎ instalaţia, demararea şi frânarea linǎ a mecanismelor, starea normalǎ a cǎii de rulare, lipsa totalǎ a vântului. Elementele de mecanism, la care aceastǎ încǎrcare conduce la un numǎr mare de cicluri de variaţie a eforturilor, se calculeazǎ la obosealǎ. Solicitările cu valoare variabilǎ se iau în considerare cu o valoare medie echivalentǎ. Ipoteza doi de încǎrcare o constituie încadrarea corespunzătoare condiţiilor normale de lucru în prezenţa vântului, dimensionarea elementelor făcându-se din condiţia de rezistenţǎ la solicitǎri statice. Ipoteza trei de încǎrcare, corespunde funcţionǎrii instalaţiilor de ridicat în condiţii grele, excepţionale, inaccesibile omului. Considerând curba la obosealǎ (fig.2.11), dimensionarea elemente-lor mecanismelor se face funcţie de numărul ciclurilor de variaţie a eforturilor (N) astfel: la obosealǎ dacǎ N > NB; la durabilitate limitǎ dacǎ NA < N < NB; la solicitare staticǎ dacǎ N < NA; unde: NB - numǎrul ciclurilor de bazǎ; NA - numǎrul ciclurilor determinat de tipul solicitǎrii şi mecanism.

Determinarea numǎrului de cicluri de variaţie a eforturilor ce îl suportǎ un mecanism sau element de mecanism, necesitǎ determinarea numărului total al orelor de funcţionare

[ ]ore100

1DFtAtAt aef ==

unde: A [ani] - durabilitatea de calcul a mecanismului;

Exemplu Sarcina echivalentǎ Qe, necesarǎ calculului mecanismelor de ridicat se

determinǎ din curba la obosealǎ (considerând secţiunea constantǎ).

ctNQN mm ==σ .

Considerând: N1, N2,…,Nn numǎrul ciclurilor efectuate de mecanism; Q1, Q2, ...,Qn (Q1<Q2<...<Qn) sarcinile curente; N numǎrul total al ciclurilor;

se obţine

nmn2

m21

m1

me NQ...NQNQNQ +++= ,

sau:

mn

m

1

n2

m

1

211e N

Q

Q...N

Q

QN

N

1QQ

++

+= .

Se ia în considerare Qe, când N1 ≤ NB, altfel se considerǎ ca sarcinǎ

echivalentǎ sarcina Q1. Determinarea sarcinii echivalente presupune cunoaşte-

rea ciclului de funcţionare a instalaţiei de ridicat, dat prin tema de proiectare.

Fig.2.11 Curba la oboseală

σA

N

σ

NA

NB


31

tef [ore/an] - timpul efectiv de lucru al mecanismului; ta [ore/an] - durata de utilizare anualǎ a mecanismului; DF [%] - durata relativǎ de funcţionare.

2.3.5. Cuplul static

Cuplul static, caracterizează comportarea instalaţiei de ridicat în regim staţionar şi reprezintǎ cuplul pe care îl opune aceasta motorului de acţionare în timpul desfǎşurǎrii procesului tehnologic.

Pentru mecanismele de ridicat cuplul static este o funcţie dependentǎ de spaţiul liniar, poziţia unghiularǎ sau timp

Ms = f(x,α,t) Cuplul static are o componentǎ utilǎ, corespunzătoare lucrului mecanic necesar

desfǎşurǎrii procesului tehnologic şi o componentǎ de pierderi determinatǎ de frecǎrile specifice elementelor în mişcare.

Pentru instalaţiile de transport pe verticalǎ şi plan înclinat, cuplul static este activ, putând sǎ întreţinǎ sau sǎ se opunǎ mişcǎrii.

La instalaţiile de mare adâncime sau înǎlţime (instalaţii de extracţie minierǎ, instalaţii de foraj, ascensoare de mare înǎlţime, etc.) unde greutatea organului flexibil de tracţiune poate fi comparabilǎ cu a sarcinii, la calculul cuplului static se ţine seama de greutatea cablului de extracţie şi echilibrare (fig.2.12).

Notând Gv - greutatea cabinei goalǎ; Gu - greutatea utilǎ; q1 - greutate pe metru liniar a cablului de tracţiune; q2 - greutate pe metru liniar a cablului de echilibrare.

Se obţine: ( )( )[ ]21us x2HG2

DM γ−γ−+=

La instalaţiile de micǎ adâncime sau înălţime, se poate considera greutatea cablului de tracţiune neglijabilǎ în raport cu greutatea sarcinii utile (fig.2.13).

Cuplul static devine: Q2

DM s = .

Diametrul organului de înfăşurare este constant la înfăşurarea într-un singur strat şi variabil la înfăşurarea în mai multe straturi.

D

H

H-x

x

q1

q2 Qc+Q

Fig.2.12 Instalaţie cu rolă de fricţiune

Qc

Fig. 2.13. Instalaţie cu troliu

Qu+Q0

D

h min

H H-x

x

ω

Fig.2.11 Cuplul static pentru instalaţia cu roată de fricţiune

q1= q2

x[m]

Ms[Nm]

H/2 H

q2> q1

q2=0


32

U2.4. Parametrii instalaţiilor de transport continuu

Productivitatea instalaţiilor de transport continuu, reprezintǎ cantitatea de material transportatǎ în unitatea de timp: ]s/kg[vqQ =

unde: q - sarcina liniarǎ [Kg/m]; v - viteza de deplasare a sarcinii [m/s]. Uzual, în practicǎ productivitatea se exprimǎ în [t/h], iar pentru instalaţiile de transport

continuu, care deplasează sarcini individuale, productivitatea se mai exprimǎ în [buc/orǎ]. La deplasarea continuǎ a sarcinii, sarcina liniarǎ este: γψ A = q o1

unde: γ - greutatea specificǎ a materialului transportat în stare afânatǎ,[kg/m3]; Ao - aria secţiunii normale a dispozitivului purtător de sarcinǎ, [m2]; Ψ - coeficient de umplere a dispozitivului purtător, determinat de natura materialului.

În cazul transportării materialului în cupe, sarcina liniarǎ devine:

γψ l

c = q2

unde: c - capacitatea cupei, [m3]; l - distanţa între vasele purtǎtoare de sarcinǎ, [m]. La deplasarea individualǎ sau în grup a sarcinilor, sarcina liniarǎ devine:

l

zG =

l

G = q3 ψψ

unde: G - greutatea sarcinii independente, [kg];z - numǎrul sarcinilor independente transportate. Granulaţia materialului, determinatǎ în baza diagramei granulometrice, exprimǎ în

procente mǎrimea granulelor cu dimensiuni de pânǎ la 100% din dimensiunea maximǎ a granulei

celei mai mari. Dacǎ raportul amax/amin < 2,5, materialul se considerǎ sortat, iar dacǎ amax/amin ∃ 2,5 materialul este amestecat. Granulaţia caracteristicǎ a materialului sortat, se determinǎ ţinǎnd

seama de dimensiunile bucǎţilor minime şi maxime: 2

a + a = a

minmaxc , respective a sarcinilor

amestecatecate este ac = 0.8 amax Unghiul de taluz natural, reprezintă unghiul format de generatoarea conului de material

vǎrsat, care se depune liber pe o suprafaţǎ planǎ orizontalǎ. Unghiul de taluz natural (fig.2.14) este dat de unghiul de frecǎri interne al materialului, fiind determinat de natura materialului. Dacǎ suprafaţa purtǎtoare de sarcinǎ se aflǎ în mişcare se definşte unghiul de taluz dinamic, dependent de viteza de transport:

ϕϕ ) 0.7 ... 0.55 ( = ) v( f = d

Coeficientul de frecare, al materialelor vǎrsate în repaus sau în mişcare. Valorile coeficientului de frecare în repaus sunt determinate de natura material-

lului vǎrsat (sortat sau amestecat) şi natura materialului de sprijin (oţel, lemn, cauciuc). Un corp care poate aluneca pe un support este supus acţiunii a trei forţe: sarcina Q, forţa de deplasare F şi reacţiunea R a suportului asupra corpului (fig.2.15). În caz general forţa de

reacţiune R formează unghiul ϕ în raport cu normala la suprafaţa de alunecare. Această forţă poate fi descompusă în două componente:

Fig.2.14 Unghiul de taluz

Qa

φnat

φ

Q

F

Fn R

Ft

v

Fig.2.15 Coeficientul de frecare


33

forţa Fn normală la suprafaţa de contact şi Ft forţă tangentă la această suprafaţă. Se numeşte coeficient de frecare mărimea

t

n

Ftanφ

F= =µ .

Valoarea coeficientului de frecare la alunecare depinde (ca ordin de importanţă descrescătoare) de: caracteristicile perechilor de materiale în contact, de coeficientul de curgere, de starea surfeţelor materialelor în contact. Valoarea coeficientului de frecare nu depinde: de geometria şi aria suprafeţei în contact, de intensitatea efortului normal normal.

Termenul de nealunecare este utilizat pentru a caracteriza comportamen-tul cinematic al unei legături (deplasarea fără alunecare pe calea de rulare).

Termenul de aderenţă est utilizat în statică şi în dinamică pentru a caracteriza componenta tangenţială a acţiunii mecanice transmisibilă la nivelul unei legături atunci când se ia în considerare frecarea. Valoarea coeficientului de aderenţă pentru un cuplu de material dat este superior sau egal valorii coeficientului de frecare cu alunecare pentru acelaşi cuplu de material, din cauza influenţei foarte mari a stării suprafeţelor în contact.

Abrazivitatea este proprietatea sarcinilor de a produce uzura suprafeţelor pe care se deplaseazǎ sau pe care cad, fiind determinatǎ de duritatea materialului transportat.

Higroscopicitatea materialelor vǎrsate, este proprietatea sarcinilor de a acumula umezealǎ din mediul înconjurător. Datoritǎ acesteia sarcinile transportate aderǎ la pereţii echipamentelor de transport sau se aglomerează în blocuri, schimbându-şi astfel caracteristicile de transport.

U2.5. Rezumat

În vederea proiectării verificării şi exploatării instalaţiilor de ridicat şi transportat se

stabilesc principalii parametrii care definesc valorile funcţionale (de lucru) şi

dimensionale (de construcţie). Sarcinile şi forţele sunt mărimi caracteristice ale

instalaţiilor de ridicat, standardizate prin STAS 9064/2-82. Cinematica are ca obiectiv

calculul elementelor diagramelor de mişcare în timp, dacǎ se cunoaşte sau se impune una

dintre mărimile: acceleraţie, viteză, spaţiu, şoc.

Regimurile de funcţionare ale unei maşini de lucru, sunt determinate de ansamblul

valorilor variabilelor de intrare-stare-ieşire ce caracterizeazǎ funcţionarea instalaţiei la

un moment dat de care trebuie sǎ se ţină seama atât în proiectare cât şi în exploatare.

Proiectarea şi construirea mecanismelor de ridicat, care sǎ fie adecvate scopului şi

locului de exploatare, necesitǎ încadrarea lor în grupe de funcţionare determinate de

condiţiile de lucru şi factorii care pot interveni în timpul exploatării.

Grupele de funcţionare ale mecanismelor se referǎ la prescripţii generale de calcul,

fiind stabilite funcţie de clasa de utilizare şi starea de încărcare.

Clasa de utilizare caracterizează timpul de funcţionare mediu zilnic apreciat sau determinat şi durata de serviciu, în baza căruia se disting zece clase T0 …. T9, la stabilirea cărora se considerǎ mecanismele ca funcţionând cu vitezǎ nominalǎ. Starea de încǎrcare este determinată de starea de solicitare, tipurile de solicitare şi ipotezele asupra stǎrii de încǎrcare.


34

Cuplul static, caracterizează comportarea instalaţiei de ridicat în regim staţionar şi reprezintǎ cuplul pe care îl opune aceasta motorului de acţionare în timpul desfǎşurǎrii procesului tehnologic.


1. Care din următoarele mărimi caracteristice nu sunt sarcini şi forţe?: a) capacitatea de ridicare; c) viteza de regim; b) domeniul de lucru; d) masa organului de prindere;

2. Care din următoarele mărimi caracteristice determină regimul de funcţionare?: a) durata relativă de funcţionare; c) sarcina relativă; b) consumul de materiale auxiliare; d) cheltuielile cu salariile personalului direct;

3. Care din următoarele categorii de elemente determină grupa de funcţionare?: a) clasa de utilizare; c) cheltuielile cu automatizarea; b) consumul de materii prime; d) starea de încărcare;

4. Care din următoarele mărimi caracteristice nu determină starea de încărcare?: a) starea de solicitare; c) tipurile de solicitări; b) clasa de utilizare; d) ipoteze asupra stării de încărcare.

5. Care din următoarele mărimi caracteristice determină cuplul static la mecanismele de idica?t: a) spaţiul liniar; c) consumul de materii prime; b) poziţia unghiulară; d) timp.

Rezultate TEST: 1.b, c); 2.a, c); 3.a, b, d); 4.b); 5.a); 6.a, b, d).

Temă de control

Calculaţi coeficientul mediu cubic pentru starea de solicitare ideală S1 la încărcările 1/10 din timpul de funcţionare cu sarcinǎ maximǎ; 4/10 din timpul de funcţionare cu masa moartǎ + 1/3 QN; 5/10 din timpul de funcţionare numai cu masa moartǎ.








Maşini de ridicat în construcţii. Exploatare, întreţinere, reparaţii,Editura Tehnică, Bucureşti, 1989.


35

Unitatea de învăţăre nr. 3

ORGANE FLEXIBILE

Cuprins

U3.1. Introducere ...................................................................................................................... 35


U3.3. Elemente flexibile ale instalaţiilor de ridicat şi transportat ........................................... 36

U3.4. Rezumat .......................................................................................................................... 47


Bibliografie unitatea de învăţare nr.4 ........................................................................... 48

U3.1. Introducere

Maşinile de ridicat şi transport au în componenţa lor elemente flexibile, care

fac legătura între organele purtătoare de sarcinǎ şi cele de acţionare sau ghidare.

Organele flexibile servesc la legarea, suspendarea, ridicarea şi transportul sarcinilor.

Ele trebuie sǎ fie suficient de rezistente, durabile şi flexibile. Se utilizează ca organe

flexibile: funia, cablul, lanţul şi banda.

Cablurile sunt cele mai folosite organe flexibile utilizate la mecanismele de

ridicat, precum şi la diferite tipuri de transportoare sau mecanisme de tracţiune,

asigurând mecanismului o funcţionare sigurǎ, silenţioasǎ.

Lanţurile sunt organe de maşini cu largǎ utilizare la mecanismele de ridicat

şi transportat, ce funcţionează în condiţii grele de lucru (temperaturi ridicate,

suprasolicitări, lovituri, uzurǎ de frecare şi de coroziune).

Benzile sunt elemente flexibile care asigurǎ transportul, ghidarea şi

susţinerea sarcinilor în cazul transportoarelor cu bandǎ, fiind în acelaşi timp şi

organul de tracţiune


Această unitate de învăţare îşi propune o iniţiere a studenţilor în interesanta

lume a elementelor flexibile indispensabil în echiparea oricărui tip de instalaţie de

ridicat şi transportat.

La sfârşitul acestei unităţi de învăţare studenţii vor fi capabili:

- să identifice tipurile de elemnte felexibile specifice fiecărui tip de instalaţie;

- să aleagă şi să verifice elemntele felexibile specifice utilizate ca elemente de

- susţinere a sarcinii pentru toate tipurile de instalaţii de ridicat şi transportat;

- să delimiteze limitele de utilizare a diverselor tipuri de elemente flexibile;.



36

U3.3. Elemente flexibile ale instalaţiilor de ridicat şi transportat

3.3.1. Funia (Frânghia) Funia, având rezistenţa la rupere şi durabilitate relativ micǎ se foloseşte ca organ flexibil

numai la mecanismele cu acţionare manualǎ pentru sarcini pânǎ la 1 tf şi cu caracter temporar, folosindu-se însă frecvent la legarea sarcinilor, datoritǎ flexibilit ăţii lor mari.

Funia se confecţionează din in sau cânepǎ, cu o rezistenţǎ admisibilǎ σa=100kgf/cm2. Frânghiile mai pot fi realizate şi din materiale sintetice sau naturale, care le conferă o mare rezistenţǎ (80...100 kgf/mm2). Firele toarse (lungime minimǎ 300 m) se împletesc în toroane şi toroanele de obicei în număr de trei prin împletire formează funia (fig.3.1).

Durabilitatea micǎ a funiilor este determinatǎ de pătrunderea umezelii care determinǎ putrezirea. Protejarea funiilor împotriva putrezirii se face prin gudronare, ceea ce determinǎ însă scăderea rezistenţei cu circa 10%.

Dimensionarea funiilor şi alegerea din standardul de dimensiuni se face în baza relaţiei de calcul a forţei de rupere:

sr kFF ⋅=

în care: F - forţa din funie; ks - coeficientul de siguranţǎ (ks = 4). Verificarea ţine seama numai de solicitarea la tracţiune:

a2t d

F4 σ≤πϕ

=σ ,

undeϕ reprezintă coeficientul de umplere al secţiunii consideratǎ circularǎ de diametru d.

La alegerea funiilor se mai ţine seama de condiţia care limitează solicitarea la încovoiere a funiei, prin înfăşurarea pe organele de ghidare de diametru D

d10D ⋅≥

3.3.2. Banda

Banda este elementul component al transportoarelor cu bandǎ de a cǎrui duratǎ de viaţǎ depinde eficacitatea utilizǎrii transportoarelor. Pentru a asigura exploatarea în condiţiile concrete ale procesului tehnologic, banda trebuie sǎ rǎspundǎ urmǎtoarelor cerinţe: flexibilitate transver-salǎ limitatǎ pentru a nu se deschide prea mult între doi suporţi cu role; rezistenţǎ longitudinalǎ mare la rupere; flexibilitate longitudinalǎ şi transversalǎ; deformaţii longitudinale elastice şi permanente cât mai mici sub sarcina de lucru; rezistenţǎ la exfoliere datoratǎ trecerii peste role şi tobe; rezistenţǎ la strǎpungere; higroscopicitate redusǎ; rezistenţǎ la putrezire; înǎdire uşoarǎ; stabilitate la creşterea temperaturii; antiimflamabilitate; pǎstrarea caracteristicilor în condiţiile lucrului la temperaturi scǎzute -30 -400C; sǎ nu se încarce electrostatic; stabilitate împotriva îmbǎtrânirii datoritǎ mediului înconjurǎtor, etc.

Rezistenţa la rupere a benzilor cu inserţie textilǎ este datǎ de:

[Kgf] Bn=F riir σ⋅⋅ ,

unde: ni - numărul inserţiilor (f ǎrǎ cele de protecţie); B - lăţimea benzii, [m]; σri - rezistenţa specificǎ la rupere a unei inserţii, [Kgf/m]. Numărul inserţiilor textile variază între 2 şi 12, uzual fiind 3 pânǎ la 6.

Fig. 3.1. Secţiune funie

D

Dt


37

La verificare coeficientul de siguranţǎ la ruperea benzii este:

11...8F

FK

a

rs ==

unde forţă Fa este datǎ de sarcina admisibilǎ de lucru. Alegerea benzi ca număr şi calitate a inserţiilor corespunzător rezistenţei necesare la

rupere, ţine seama de faptul cǎ banda trebuie sǎ ia forma de albie şi sǎ o păstreze între suporţi cu role.

Benzile cu cord din oţel au lǎţimi B ≥ 1 m, forţa de rupere este: Fr = nc Frc; [Kgf]

unde: nc - numǎrul cablurilor din bandǎ; Frc - forţa de rupere a unui cablu. Coeficientul de siguranţǎ în baza cǎruia se face verificarea benzilor cu cord din oţel este

7- 9. Benzile se livreazǎ în tamburi cu lungimi de ordinul zecilor de metri, îmbinarea fǎcându-se demontabil sau nedemontabil.

3.3.3. Lanţurile

Lanţurile sunt elemente flexibile de tracţiune utilizate la mecanismele cu funcţionare în condiţii grele de lucru. Lanţurile utilizate în construcţia echipamentelor de ridicat şi transportat sunt: lanţurile sudate, lanţurile articulate şi lanţurile forjate.

Lanţurile sudate din oţel rotund sunt alcătuite dintr-o succesiune de elemente identice (zale) de formǎ ovalǎ, confecţionate din oţel rotund. Elementele caracteristice ale lanţurilor sunt: diametrul zalei lanţului d, pasul lanţului p şi lǎţimea zalei lanţului B (fig. 3.3).

Din punct de vedere al preciziei lanţurile sunt: calibrate cu t ± 3% d; B ± 5% d; necalibrate cu t ± 10%; B ± 10% d.

Din punct de vedere al mǎrimii pasului lanţurile sudate pot fi: cu zale scurte (lungimea zalei este mai mică decât 5d) cu zale lungi pentru (lungimea zalei este mai mare de 5d).

Lanţurile cu zale scurte se utilizeazǎ pentru instalaţiile de ridicat cele cu zale lungi la echipamentele de transport.

Lanţurile necalibrate se utilizeazǎ ca elemente de suspendare şi apucare iar cele calibrate pentru acţionare.

Utilizarea este redusǎ din cauza dezavantajelor introduse de acest gen de transmisie: greutate proprie mare, uzurǎ mare, siguranţǎ micǎ în exploatare (ruperi bruşte), caracter neuniform al mişcǎrii (şocuri), etc.

Alegerea lanturilor se face din standard, verificarea se face la forta de tractiune, cu admiterea unor rezistenţe admisibile micşorate pentru a tine seama de nedeterminarea staticǎ a zalelor din punct de vedere a rezistenţelor cât şi de rezistenţele suplimentare produse prin încovoiere la înfǎşurarea lanţurilor:

σ≤π

σ attef d2

2F =

unde: F - forţa din ramura de lanţ; σat- rezistenţa admisibilǎ la tracţiune corectǎ.

Fig.3.3.Lant cu zale sudate

B

t+2d

d

t


38

Lanţurile articulate cu bolţuri şi eclise, sunt utilizate în construcţiea echipamentelor atât ca lanţuri de tracţiune cât şi ca lanţuri ale transmisiilor prin lanţ care fac parte din lanţul cinematic al mecanismelor. Sunt utilizate pentru instalaţiile de ridicat cu viteze mici şi supuse la eforturi mari, pentru care se măreşte numărul ecliselor dar se micşorează lungimea lor.

Lanţurile articulate sunt constituite din plǎcuţe (eclise), legat articulat prin bolţuri (fig.3.4). Eclisele se obţin prin ştanţare din tablǎ.

Bolţurile pot fi scurte pentru îndoire sau lungi care se monteazǎ din loc in loc, servind la strângerea capǎtului liber al lanţului pentru a nu incomoda lucrul.

Eclisele se asigurǎ prin nituire, sau prin ştifturi la lanţurile care necesitǎ o desfacere sistematicǎ. Pentru sarcini mari sub capǎtul nituit al bolţului se interpun rondele, numǎrul ecliselor putând ajunge la 12.

Lanţurile articulate prezintă unele avantaje în comparaţie cu cele sudate: siguranţǎ în funcţionare, flaxibilitate mǎritǎ ceea ce determinǎ diametre mici pentru organele de înfǎşurare şi

ghidare, uzurǎ de frecare mai micǎ la aceeaşi capacitate de ridicare, etc. Principalul dezavantaj este cǎ nu pot prelua

sarcini decât într-un singur plan, solicitǎrile înclinate faţǎ de planul care se mişcǎ lanţul duc la ruperea bolţului. Sunt sensibile la funcţionarea în medii cu praf. Se construiesc în variantele cu zale scurte şi lungi.

În general au o largǎ utilizare în domeniul instalaţiilore de transport cu lanţ alunecǎtor sau lanţ cu role de rostogolire montate pe bucşe sau rulmenţi, cu zale lungi.

Lanţurile forjate sunt utilizate în construcţia transportoarelor cu raclete şi a celor suspendate. Lanţul (fig.3.5) se compune din zala exterioarǎ 1, zala interioarǎ 2 şi bolţul 3. Pasul lanţului variazǎ între 50 - 300 mm. Verificarea se face pentru zale la tracţiune şi forfecare în zonele cu secţiune redusǎ şi la solicitarea compusǎ de încovoiere forfecare şi presiune de contact pentru bolţ.

3.3.4. Cabluri din otel

3.3.5.1. Noţiuni generale Cablul este ansamblul constituit din mai multe sîrme (cablu simplu) sau mai multe

toroane (cablu compus) înfǎşurate elicoidal, sprijinite pe o inima cen-tralǎ, într-unul sau mai multe straturi suprapuse. Cablurile se confecţioneazǎ din oţeluri de cea mai bunǎ calitate, cu rezistenţa la rupere σr=160..220 kgf/mm2, conţinut de carbon variind între 0,3 % pîna la 0,85 %, 0,3% Si şi 0,8% Mg. Realizarea unui diametru "d" din punct de vedere al rezistenţei necesitǎ fire multe şi subţiri, limitare impusǎ de condiţia de uzurǎ care impune fire cât mai groase şi deci în numǎr mic. Elementul de bazǎ al cablului este toronul.

Toronul este elementul cablului constituit dintr-un ansamblu de mai multe sîrme, înfǎşurate elicoidal, sprijinite pe o inimǎ centralǎ în unul sau mai multe straturi suprapuse. Un toron se caracterizeazǎ prin: natura inimii; numǎrul straturilor de sârmǎ; sensul şi pasul elicei descrise de cǎtre sîrma mijlocie; diametrul toronului.

Fig. 3.4 Lanţ articulat

Fig.3.5. Lanţ forjat


39

Inima este partea centralǎ a unui toron sau cablu, în jurul cǎreia se înfǎşoarǎ sârmele sau toroanele componente, materialele folosite depinzând de condiţiile şi mediul de explotare a cablurilor.

a) Inima vegetalǎ mǎreşte flexibilitatea cablului, constituie în permanenţǎ un rezervor de lubrefiant pentru sârme şi toroane şi atenueazǎ şocurile. Se confecţioneazǎ din fibre dure naturale (sizal, manila) sau din fibre moi naturale (cânepǎ, bumbac pescǎresc, iutǎ) înfǎşurate cu un anumuit pas. Prin lubrefiere se micşoreazǎ uzura de frecare şi se realizeazǎ protecţia anticorosivǎ.

b) Inima sinteticǎ se confecţioneazǎ din fibre sintetice (nylon, capron, perlan) sau textile sintetice (poliamidǎ, polietilenǎ, polipropilinǎ), notarea se face indicând :

c) Inima mineralǎ se utilizeazǎ în cazul în care cablul lucreazǎ în medii cu temperaturǎ înaltǎ, la care se impune o anumitǎ flexibilitate, confecţionân-du-se din fibre de azbest impregnate cu unsori consistente. Notarea se face:

d) Inima metalicǎ se utilizeazǎ în cazul în care cablul este solicitat la sarcini mari transversale - înfǎşurare în mai multe straturi. Se confecţioneazǎ din aceeaşi sârmǎ din care este confecţionat şi cablul. Notarea inimilor metalice se face cu M. Existǎ şi inimi metalice independente care asigurǎ o flexibilitate sporitǎ faţǎ de celelalte.

Numǎrul sârmelor într-un toron se reprezintǎ sub forma unei sume nee-fectuate, în care primul termen reprezintǎ firul central, iar urmǎtoarele numǎrul de sârme al straturilor succesive de la interior cǎtre exterior .

Când toronul are o inima vegetalǎ pe care sunt înfǎşurate straturile de sârmǎ se va trece la primul toron în loc de cifra 1 litera h (h + 12).

Un cablu compus dublu flexibil în construcţie 6 x 24 în care toroanele au şi ele inimǎ vegetalǎ se noteaza H + 6 (h + 9 + 15).

Un cablu compus, construcţie triplǎ 6 x 6 x 7 în care toroanele au inimǎ vegetalǎ se noteaza: H + 6[H1 + 6(1 + 6)].

Toroanele se pot clasifica dupǎ caracteristicile constructive şi funcţionale. Dupǎ forma secţiunii transversale: toron cu secţiune rotundǎ; toron cu secţiune triunghiularǎ; toron cu secţiune ovalǎ; toron cu secţiune platǎ.

Dupǎ compoziţia inimii centrale: toron cu inimǎ metalicǎ; toron cu inimǎ vegetalǎ; toron cu inimǎ sinteticǎ.

Dupǎ procedeul tehnologic de toronare: toroane cu contact punctiform al sârmelor în straturile succesive; toroane cu contact liniar al sîrmelor în straturile succesive.

Toronarea este operaţia de înfǎşurare a sârmelor în formǎ elicoidalǎ în taroane. Sensul de înfǎşurare în jurul inimii poate fi (fig.3.6): împletire stânga S; împletire dreapta Z; împletire mixtǎ.

Dupǎ procedeul tehnologic de toronare, toroanele pot fi cu conctact punctiform sau liniar al sârmelor în straturile succesive. Toroanele cu contact punctiform se caracterizeazǎ prin aceea cǎ sensul de înfǎşurare a straturilor de sârma

alterneazǎ. Contactul punctiform duce la concentrarea eforturilor dintre sârme în punctele lor de contact şi deci la uzura localǎ. Fiecare sârmǎ sprijinindu-se în puncte, este supusǎ la încovoiere în timpul exercitǎrii presiunii dintre cablu şi organul de rulare (fig.3.7). Astfel de toroane intrǎ în componenţa cablurilor purtǎtoare, de ghidare şi suspendare. La toroanele cu contact liniar,

Fig.3.6. Sens infasurare


40

fiecare sârmǎ se reazemǎ pe toatǎ lungimea ei, pe sârmele din stratul interior, astfel eforturile se concentreazǎ pe linia de contact (fig.3.8) micşorându-se efortul specific, iar efectul de încovoiere

nu apare, astfel conferind cablului o durabilitate mai mare. Toate straturile au acelaşi pas de înfǎşurare, toronul efectuându-se într-o singurǎ operaţie.

Principalele tipuri de toroane cu contact liniar sunt: normal cu contact liniar (NL), Filler(F), Seale(S), Warington(W).

Toronul tip Filler (fig.3.9.b) se caracterizeazǎ prin aceea cǎ sârmele din diferitele straturi au aceleaşi diametre, iar golurile dintre straturi sunt umplute cu sârme subţiri de care nu se ţine seama la calculul secţiunii active a toronului.

Toronul tip Seale (fig.3.9.c), este alcǎtuit din sârme de diametre diferite, dar cu acelaşi diametru şi numǎr de sârme pe strat.

Toronul tip Warington (fig.3.9.d) are sârme de grosimi diferite în stratul exterior cele groase alternând cu cele subţiri, numǎrul de sârme din stratul exterior fiind dublu faţǎ de cel interior. Coeficientul de umplere al acestor cabluri ajunge pâna la 90 %.

Pasul de toronare a unei sârme în toron reprezintǎ distanţa mǎsuratǎ paralel cu axa toronului între douǎ puncte consecutive în care o sârmǎ întâlneşte aceiaşi generatoare a cilindrului corespunzǎtor

Unghiul de toronare (αt), este unghiul dintre axa toronului şi tangenta la axa neutrǎ a sârmei înfǎşurate (fig.3.10):

( )tt

tt dK

ddtan

−π=α unde d este diametrul sârmei

din stratul la care se determinǎ unghiul. Cablarea este operaţia de înfǎşurare a

toroanelor în jurul inimii. Funcţie de modul de înfǎşurare a sârmelor în toron şi a toroanelor în cablu, cablarea poate fi cruce, paralelǎ şi mixtǎ:

a) Cablare în cruce dreaptǎ (S/Z) înfǎşurarea toroanelor se face dreapta iar a sârmelor din stratul exterior al toroanelor stânga.

b) Cablare în cruce stânga (Z/S) înfǎşurarea toroanelor în jurul inimii se face stânga, iar a sârmelor din stratul exterior dreapta.

c) Cablare paralel dreapta (Z/Z) la care înfǎşurarea toroanelor în jurul inimii se face dreapta, iar a sârmelor în toroane tot dreapta;

d) Cablare paralel stânga (S/S), înfǎşurarea toroanelor şi a sârmelor fǎcându-se la stǎnga; e) Cablare mixtǎ (SZ/Z) la care înfǎşurarea toroanelor în jurul inimii se face dreapta (Z)

sau stânga (S), iar sârmele din toroane au înfǎşurare dreapta şi stânga, alternând;

Fig.3.10. Elemente de toronare

Fig.3.8. Contact liniar Fig.3.7. Contact punctiform

Fig.3.9 Tipuri de toroane in cablu


41

f) Cablare dublǎ (S/Z/Z sau S/Z/S) la care toroanele au sârmele stratului exterior spre stânga (S), toroanele se înfǎşoarǎ la dreapta (Z) în jurul unui toron sau inimǎ vegetalǎ înfǎşuratǎ la dreapta sau stânga.

Cablǎrile cruce asigurǎ rigiditate mǎritǎ cablului datoritǎ sensului opus de înfǎşurare a sârmelor şi taroanelor, dar stabilitatea construcţiei lor le acordǎ o largǎ utilizare.

Cablǎrile paralele prezintǎ flexibilitate mǎritǎ şi în acelaşi timp sârmele din cablǎrile paralele sunt mai puţin solicitate în timpul încovoierii cablului.

Prin modul de realizare a înfǎşurǎrii cablǎrile paralele prezintǎ tendinţa de dezrǎsucire, inconvenient evitat prin aşa numita operaţie de preformare. Tendinţa de dezrǎsucire se datoreşte tensiunilor elastice interne, care apar la înfǎşurarea sârmelor în toroane şi a toroanelor în cablu. Preformarea asigurǎ trecera sârmelor printre trei role aşezate convenabil, astfel cǎ prin avansare şi rǎsucire sǎ capete formǎ elicoidalǎ, identicǎ cu cea pe care o au în cablu. Cablul corect preformat nu se dezrǎsuceşte, permiţând aşezarea la loc a toroanelor desfǎcute. Preformarea corectǎ prezintǎ urmǎtoarele avantaje: flexibilitate mare, variaţii mici ale pasului de cablare în exploatare; repartiţie uniformǎ a efortului în cablu; rezistenţǎ mǎritǎ la obosealǎ; reducerea numǎrului de sârme rupte care nu ies în afara cablului, ceea ce evitǎ deteriorarea sârmelor vecine şi a organului de înfǎşurare; vibraţii reduse în exploatare, etc.

3.3.4.2. Clasificarea cablurilor din oţel

Conform STAS 1710 - 75 cablurile din oţel se calsificǎ astfel : a) După forma secţiunii transversale a cablului: cabluri rotunde; cabluri plate. b) După secţiunea transversală a toronului: rotund; profilat, oval, triunghiular, plat. c) Dupa natura materialului inimii cablului: cu inimǎ vegetalǎ; cu inimǎ metalicǎ

(metalicǎ independenta); cu inimǎ sinteticǎ; cu inimǎ mineralǎ. d) Dupǎ sensul de infǎşurare a cablurilor şi toroanelor: dreapta; stânga. e) Dupǎ poziţia reciprocǎ a sensului de înfǎşurare a cablului toronului: cablu cu

infǎşurare în cruce dreapta sau stânga: sensul de înfǎşurare al toronului este invers cu al cablului; cablu cu înfǎşurare paralelǎ dreapta sau stânga: sensuri de înfǎşurare identice ale cablului şi toroanelor;

f) Dupa felul acoperirii suprafeţei sârmelor: matǎ, zincatǎ, cositoritǎ; g) Dupǎ caracteristicile constructive de baza ale cablurilor: I. Cabluri rotunde: construcţie simplǎ (închise, semiînchise, deschise); compuse,

construcţie dublǎ (normale, flexibile, combinate, concentrice); compuse, construcţie triplǎ. II. Cabluri plate. Cablul rotund este cablul a cǎrei secţiune poate fi înscrisǎ într-un cerc, astfel încât

fiecare element care formeazǎ stratul exterior sǎ fie tangent la acest cerc. Diametrul cablului este diametrul cercului circumscris.

Cablul simplu deschis, (monoton) este ansamblul constituit din unul sau mai multe sârme rotunde dispuse elicoidal, spijinite pe o inima metalicǎ sau vegetalǎ în unul sau mai multe straturi (fig.3.12.a).

Cablul simplu semiânchis (fig.3.12.b), este cablul la care stratul exterior este format din sârme profilate, alternate cu sârme rotunde care asigurǎ o închidere relativǎ a straturilor interioare, obţinute din sârme rotunde.


42

Cablul simplu închis (fig.3.12.c), este cablul la care unul sau mai multe straturi exterioare sunt alcǎtuite din sârme profilate, dispuse sǎ formeze o suprafaţǎ cilindricǎ cât mai

netedǎ. Când condiţiile de exploatare cer cabluri cu flexibi-litate şi elasticitate maximǎ, rezistenţa mecanicǎ şi coeficientul de umplere ramânând pe plan secundar se utilizeazǎ cabluri compuse (remorcǎri, susţinere). Cablurile compuse sunt obţinute prin cablarea

mai multor toroane sau a mai multor cabluri infǎşurate elicoidal intr-unul sau mai multe straturi. Cablurile compuse duble construcţie normalǎ, se obţin prin cablarea intr-un singur

strat a mai multor toroane pe o inimǎ, toroanele fiind alcǎtuite din sârme de acelaşi diametru Cablurile compuse duble construcţie combinatǎ, sunt alcǎtuite din toroane cu sârme de

diferite diametre cablate în jurul unei inimi vegetale, metalice sau metalice independente Cablurile compuse duble construcţie concentricǎ, sunt obţinute prin cablarea a mai

multor toroane în douǎ sau mai multe straturi concentrice Cablurile de construcţie triplǎ sunt formate prin cablarea mai multor cabluri compuse

duble în jurul unei inimi vegetale sau metalice. Cablul plat este cablul cu secţiune dreptunghiu-larǎ, format din mai multe cabluri,

compuse fiecare din patru toroane cusute simplu sau dublu în acelaşi plan, sensul de cablare al cablurilor alǎturate fiind alternativ dreapta şi stânga. Nu are tendinţa de dezrǎsucire. Se folosesc drept cabluri de echilibru fiind înlocuite de cablurile rotunde antigiratoare.

3.3.4.3. Calculul şi verificarea cablurilor din oţel

Determinarea tensiunilor reale care se dezvoltǎ în secţiunea transversalǎ a cablului din oţel, reprezintǎ o problemǎ dificil ǎ din cauza complexitǎţii stǎrii de solicitare. Având în vedere toate acestea, calculele uzuale sunt simplificate, dimensio-narea cablului se face în baza forţei de rupere, iar verificarea la solicitarea compusǎ (tracţiune - încovoiere) şi la durabilitate.

Dimensionarea standardizatǎ a cablurilor ( STAS 7526-73 ) se face ţinând seama de condiţiile de funcţionare (prin încadrarea în grupele de funcţionare), solicitǎrile din cablu şi de materialul cablului.

Diametrul cablului se determinǎ cu relaţia

r1 1

s

Fd k F k

k= =

unde: d - diametrul cablului [mm]; F - forţa maximǎ în cablu [daN]; k1coeficient determinat de grupa de funcţionare şi construcţia cablului.

Forţa datǎ de sarcina maximǎ în cablu se determinǎ ţinând seama de solicitarea staticǎ în cablu, şi solicitǎrile dinamice prin coeficientul de siguranţǎ.

Forta de rupere a cablului se determinǎ cu relaţia Fr = F ks

unde: F - forţa maximǎ din ramura de cablu; ks - coeficient de siguranţǎ. Verificarea cablului din oţel se face la solicitarea compusǎ de încovoiere întindere şi

durabilitate. Efortul unitar la tracţiune se determinǎ cu relaţia

Fig.3.12. Cabluri rotunde

a b c


43

d2F4

= A

F =

eft

⋅π⋅

σ

unde: F - forţa de tracţiune din ramura de cablu; A - aria efectivǎ ( activǎ ) a cablului.

s

2

QkF = k

unde: Q - sarcina maximǎ care revine pe ramura de cablu şi se determinǎ ţinând sema de sarcina de ridicat şi de numarul de ramuri de cablu; ks - coeficient de siguranţǎ; k2- coeficient de cablare.

Efortului unitar la încovoiere se determinǎ conform legi lui Hooke E = i ⋅εσ

unde: ε - alungirea relativǎ medie a fibrei; E -modulul de elasticitate longitudinal al materialului.

Alungirea relativǎ a fibrei exterioare determinatǎ de încovoierea cablului pe organul de înfǎşurare sau ghidare (fig.3.13) este

L - L

= L

′ε

unde: L = AB =( D/2 + d); α-lungimea fibrei exterioare dupǎ îndoire; L' = CE = (D/2 + d/2)α- lungimea fibrei medii a secţiunii considerate; D - diametrul organului de înfǎşurare sau ghidare; d - diametrul cablului; α - unghiul de înfǎşurare.

Alungirea relativǎ a fibrei considerate devine

( D/2 + d ) - ( D/2 + d/2 ) d/2

= = ( D/2 + d ) D/2 + d

α αεα

.

Deoarece D/2 d, se obţine: d / Dε ≈ . În cazul unei împletiri perfect rigide, când sârmele în toron, respectiv toroanele în cablu

lucrează ca o barǎ de diametru d (fig. 3.14.a): id

= ED

σ .

iar în cazul unei impletiri în care sârmele lucreazǎ independent (fig.3.14.b) se obţine

i = ED

δσ .

Cazul real de împletire este între cele douǎ cazuri extreme, astfel cǎ efortul la încovoiere se corecteazǎ cu admiterea unui coeficient 'ß', care dupǎ BACH are valoarea 3/8, ţinând

seama de impletirea cablului: i = ED

δβσ , unde: Dmin - diametrul

minim al organului de ghidare sau înfǎşurare; δ - diametrul sârmei din toron.

Efortul total la care este supus cablul la solicitarea compusǎ este:

tot t ief min

F = + = + E

A D

δβσ σ σ .

Astfel se obţine condiţia de verificare Fig.3.13. Calculul alungirii relative

δ

α

S S

L=AB L '=CE

D

C A

B

E

Fig.3.14. Eforturi la încovoiere

δ

-σim

Dm

in

σim

δδ

σiM

d

-σiM

Dm

in


44

ra

ef min s

F+ E =

A D kδ σβ ≤ σ

unde: σr - efortul unitar de rupere la tracţiune a materialului; ks - coeficient de siguranţǎ. Verificarea la durabilitate a cablurilor este necesarǎ pentru determinarea duratei de

viaţǎ a cablurilor. Practica exploatarii maşinilor de ridicat a aratat cǎ sârmele cablului încep sǎ se rupǎ dupa un anumit timp independent de faptul cǎ acesta rezistǎ bine la solicitǎrile statice.

Cauza o constituie fenomenul de obosealǎ a mate-rialului, constatându-se o creştere a durabilitǎţii cablului la înfǎşurarea unui numǎr mai mic de role, în acelaşi sens, precum şi cu mǎrirea coefici-entului de siguranţǎ.

Durabilitatea de serviciu a cablurilor pentru un acelaşi numǎr de indoituri depinde de

raportul Dmin/d, constatându-se cǎ pentru un acelaşi raport durabili-tatea cablului este

aproximativ invers proporţionalǎ cu numǎrul de indoiri pe unitatea de timp. Se numeşte îndoiturǎ

trecerea cablului din forma rectilinie într-o formǎ curbǎ sau invers. Indoirea în sens invers (in

sens contrar indoirii precedente) reduce la jumatate durabilitatea sau este echivalentǎ cu douǎ

îndoiri. Cunoscănd schema de infăşurare se determină număul de îndoituri (fig.3.15).

Din cercetǎrile fǎcute s-a constatat cǎ pentru mǎrirea durabilitǎţii cablului cu numar

diferit de indoiri, este necesar ca influenţa îndoirilor sǎ fie compensatǎ prin modificarea

corespunzatoare a raportului Dmin/d ( tab. 3.1.).

tab. 3.1

Numǎrul de îndoituri se considerǎ 1 la pǎrǎsirea tamburului, 1 la fiecare indoire în acelaş sens şi 2 la fiecare schimbare a sensului de înfăşurare.

Verificarea la durabilitate a cablurilor se face cu relaţia: D=Zr / N

unde: Zr - numǎrul de îndoiri pânǎ la rupere determinat experimental funcţie de coeficientul de siguranţǎ şi de raportul

D/δ ( fig.3.16 ); N - numǎrul de îndoiri pe an al cablului în exploatare funcţie de schema de montaj şi durata de funcţionare.

Fixarea cabluriloe se poate face în funcţie de utilizarea

lor prin: ochet prin împletire sau matisare, fixare cu cleme, manşon turnat, manşon cu o panǎ,

manşon cu douǎ pene (fig.3.17). La manşonul cu panǎ apar în zona de îndoire solicitǎri

periculoase dotoritǎ curburilor mici ale penei, asigurând ofixare sigurǎ, strângera crescând odatǎ

cu sarcina (fig.3.17.a,b). Prezintǎ avantajul unei montǎri şi demontǎri rapide a cablului. Fixarea

prin manşon cu plumb (fig.3.17.c), este sigurǎ dar se

realizeazǎ mai greu şi nu permite desfacerea decât prin

distrugere. Fixarea prin împletire şi matisare este cel mai

simplu sistem (fig.3.17.d). Fixarea cablurilor se mai face

şi cu ajutorul clemelor, distanţa între cleme şi numărul

lor se alege funcţie de diametrul cablului.

Nr.module 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16

Dm/d 16 20 23 25 26,5 28 30 31 32 33 34 35 36 37 37,5 38

Fig.3.16. Dependenţa Zr = f(D/δ)

Zr ks1

D/ δ

ks2 ks3

Fig.3.17.Posibilit ăţi fixare cablu


45

Exemplul 1: Calculul cablurilor de extracţie se efectueazǎ în baza sarcinii statice maxime

aplicate cablurilor cu verificarea coeficientului de siguranţǎ. Pentru indstalaţia de extracţie cu cablu de echilibrare (fig.3.18) se cunoaşte: Qt= Qc +Qu - sarcina staticǎ totalǎ (cabinǎ, colivie, skip, sarcinǎ utilǎ); q - greutatea pe metru a cablului de extracţie; q1 - greutatea pe metru a cablului de echilibrare.

În lipsa cablului de echilibrare (q2=0), situaţia cea mai dezavantajoasǎ este când vasul de extracţie se gǎseşte la orizontul infertior:

γσ q

xk

=Hxq+Q=qxH+Q=Q 1

s

rttmax

Greutatea minimǎ necesarǎ pe metru liniar a

cablului de tracţiune este H-

k

Q=q

sx

r

t1

γσ

unde: σr - rezistenţa de rupere a sârmei la tracţiune Kgf/mm2; γ - greutatea specificǎ a cablului Kgf/mm3; ks - coeficient de siguranţǎ.

Cunoscând greutatea pe metru a cablului de extracţie se determinǎ aria:

2

max s

r

Q kd qA

4

π= = =γ σ

.

Cunoscând secţiunea se determinǎ diametrul:

max s

r

4Q kd =

πσ.

Cunoscând greutatea pe metru a cablului se alege din standard un cablu cu

greutate pe metru liniar cel puţin egalǎ cu cea rezultatǎ din calcul.

Ţinând seama de sarcina realǎ minimǎ de rupere a cablului St, se recalculeazǎ coeficientul de siguranţǎ (care trebuie sǎ fie mai mare decât cel prevǎzut prin norme ISCIR), cu relaţia

STAS

' ts

t

Sk

Q q H=

+.

Se determinǎ gradul de neechilibrare staticǎ a sistemului de extracţie, funcţie de cinematica instalaţiei (kd)

ed u

qH

k Q∆ = .

Pentru ∆ ≈ 0,55 .. 0,65, se recomandǎ utilizarea cablurilor de echilibrare (q2

> 0), obţinându-se: ( )2 1

ed u

q q H

k Q

−∆ = .

Sub propria greutate cablul se poate rupe. Considerând L0 lungimea, iar G0 greutatea proprie sub care se poate rupe cablul, se obţine

Fig.3.18 Instalaţie de extracţie cu roată de fricţiune

D

H

H-x

x

q1

q2 Qc+Qu

Qc


46

00 r = q = A G L σ pentru care uzual 1001

≈γ

de unde se determină lungimea pentru care sub propria greutate cablul se rupe

0 rA r= 100 [m]L

qσ

≈ σ .

Pentru instalaţiile multicablu sarcina aplicatǎ este: Qt / nunde n reprezintă numǎrul cablurilor de tracţiune. Inconvenientul major al utilizǎrii acestei soluţii este repartiţia inegalǎ a sarcinii de ridicat, ceea ce determinǎ solicitǎri diferite ale cablurilor şi chiar ruperea când sarcina este preluatǎ de un singur cablu.

Exemplul 2

Pentru instalaţiile de transport pe plan înclinat (fig.3.19), ţinând seama de componentelor forţelor date de sarcinǎ şi greutatea cablului se obţine:

rmax

q = Q (sin + f cos ) + q L (sin + cos ) = Q

ks γσα α α µ α

unde: f - coeficientul de frecare cu rostogolire al roţilor;

µ - coeficientul de frecare al cablului pe role sau vatra puţului;

L - lungimea înclinatǎ a puţului. Greutatea pe metru a cablului de tracţiune:

t

r

s

(sin + f cos )Qq

- H (sin + cos ) k

α α=

σ α µ αγ

.

Diametrul cablului nou neîntins este superior cu 2 - 5% faţǎ de cel teoretic (cuprinzând toate toleranţele de fabricaţie) astfel cǎ dupǎ un timp de funcţionare prin punerea în serviciu a sârmelor şi toroanelor se ajunge la valoarea diametrului teoretic.

Construiţi un exemplu asemănător de determinare a cuplului static pentru o altă instalaţie.

Să ne reamintim... Organele flexibile servesc la legarea, suspendarea, ridicarea şi transportul

sarcinilor. Se utilizează ca organe flexibile: funia, cablul, lanţul şi banda.

Cablurile sunt organele flexibile utilizate la mecanismele de ridicat şi la diferite alte tipuri de transportoare sau mecanisme de tracţiune, asigurând mecanismului o funcţionare sigurǎ, silenţioasǎ.

Benzile sunt elemente flexibile care asigurǎ transportul, ghidarea şi susţinerea sarcinilor în cazul transportoarelor cu bandǎ, fiind în acelaşi timp şi organul de tracţiune

Lanţurile sunt organe de maşini cu largǎ utilizare la mecanismele de ridicat şi transportat, ce funcţionează în condiţii grele de lucru (temperaturi ridicate, suprasolicitări, lovituri, uzurǎ de frecare şi de coroziune).

Fig.3.19. Explicativă transport pe plan inclinat

Qt

qL α

F L


47

U3.4. Rezumat

Maşinile de ridicat şi transport au în componenţa lor elemente flexibile,

care fac legătura între organele purtătoare de sarcinǎ şi cele de acţionare sau

ghidare, care servesc la legarea, suspendarea, ridicarea şi transportul sarcinilor. Ele

trebuie sǎ fie suficient de rezistente, durabile şi flexibile.

Funia, având rezistenţa la rupere şi durabilitate relativ micǎ se foloseşte ca organ flexibil numai la mecanismele cu acţionare manualǎ (sarcini pânǎ la 1 tf şi cu caracter temporar), folosindu-se frecvent la legarea sarcinilor, datoritǎ flexibilit ăţii lor mari. Se confecţionează din in / cânepǎ, cu rezistenţǎ admisibilǎ σa=100kgf/cm2 şi din materiale sintetice sau naturale, cu o mare rezistenţǎ (80...100 kgf/mm2).

Banda este elementul component al transportoarelor cu bandǎ de a cǎrui duratǎ de viaţǎ depinde eficacitatea utilizǎrii transportoarelor şi trebuie sǎ rǎspundǎ urmǎtoarelor cerinţe: flexibilitate transversalǎ limitatǎ pentru a nu se deschide prea mult între doi suporţi cu role; rezistenţǎ longitudinalǎ mare la rupere; flexibilitate longitudinalǎ şi transversalǎ; deformaţii longitudinale elastice şi permanente cât mai mici sub sarcina de lucru; rezistenţǎ la exfoliere datoratǎ trecerii peste role şi tobe; rezistenţǎ la strǎpungere; higroscopicitate redusǎ; rezistenţǎ la putrezire; etc.

Lanţurile sunt elemente flexibile de tracţiune utilizate la mecanismele cu funcţionare în condiţii grele de lucru în variantele: lanţurile sudate, lanţurile articulate şi lanţurile forjate. Lanţurile sudate au o utilizarea redusǎ din cauza dezavantajelor introduse de acest gen de transmisie: greutate proprie mare, uzurǎ mare, siguranţǎ micǎ în exploatare (ruperi bruşte), caracter neuniform al mişcǎrii (şocuri), etc. Lanţurile articulate cu bolţuri şi eclise, sunt utilizate în construcţiea echipamentelor atât ca lanţuri de tracţiune cât şi ca lanţuri ale transmisiilor prin lanţ care fac parte din lanţul cinematic al mecanismelor. Lanţurile forjate sunt utilizate în construcţia transportoarelor cu raclete şi a celor suspendate.

Cablurile se confecţioneazǎ din oţeluri de cea mai bunǎ calitate, cu rezistenţa la rupere σr=160..220 kgf/mm2, conţinut de carbon variind între 0,3 % pîna la 0,85 %, 0,3% Si şi 0,8% Mg.

Clasificare a cablurilor din oţel se face conform STAS 1710 – 75. - Dupa forma secţiunii transversale a cablului: cabluri rotunde; cabluri plate; - Dupa forma secţiunii transversale a toronului : toron rotund; toron profilat, oval,

triunghiular, plat; - Dupa natura materialului inimii cablului: cu inimǎ vegetalǎ; cu inimǎ metalicǎ

(metalicǎ independenta); cu inimǎ sinteticǎ; cu inimǎ mineralǎ. - Dupǎ sensul de infǎşurare a cablurilor şi toroanelor: dreapta; stânga. - Dupǎ poziţia reciprocǎ a sensului de înfǎşurare a cablului toronului; - Dupa felul acoperirii suprafeţei sârmelor: matǎ, zincatǎ, cositoritǎ; - Dupǎ caracteristicile constructive de baza ale cablurilor: cabluri rotunde:

construcţie simplǎ (închise, semiînchise, deschise); compuse, construcţie dublǎ (normale, flexibile, combinate, concentrice); compuse, construcţie triplǎ; şi cabluri plate.


48

Dimensionarea standardizatǎ a cablurilor ( STAS 7526-73 ) se face ţinând seama de condiţiile de funcţionare (prin încadrarea în grupele de funcţionare), solicitǎrile din cablu şi de materialul cablului.

Diametrul cablului se determinǎ cu relaţia

r1 1

s

Fd k F k

k= =

unde: d - diametrul cablului [mm]; F - forţa maximǎ în cablu [daN]; k1coeficient determinat de grupa de funcţionare şi construcţia cablului.

Verificarea la durabilitate a cablurilor este necesarǎ pentru determinarea duratei de viaţǎ a cablurilor. Durabilitatea de serviciu a cablurilor pentru un acelaşi numǎr de indoituri depinde de raportul Dmin/d, constatându-se cǎ pentru un acelaşi raport durabili-tatea cablului este aproximativ invers proporţionalǎ cu numǎrul de indoiri pe unitatea de timp. Creşterea durabilitǎţii cablului cu numar diferit de indoiri, este necesar ca influenţa îndoirilor sǎ fie compensatǎ prin modificarea corespunzatoare a raportului Dmin/d.


1. Ierarhizaţi, de la simplu la complex, noţiunile care se folosesc în legătură cu clasificarea instalaţiilor de transport şi ridicat.

2. Definiţi logistica sistemelor de transport. Exemplificaţi. 3. Definiţi automatizarea manipulării. Exemplificaţi. 4. Definiţi modelele abstarcte. Exemplificaţi. 5. Care sunt metodele folosite în rezolvarea sistemelor de transport discret? 6. Care sunt mărimile caracteristice specifice transportului de masa?

Temă de control

Realizaţi un studiu de caz, de maxim 5 pagini, care să conţină argumentări privind

„Utilitatea modelelor abstracte în stabilirea planului optim de transport”.

Bibliografie unitatea de învăţare nr. 3






5 Cuciureanu, C., Mateescu, D., Ascensoare electrice, Editura Tehnică, Bucutrşti,1985.




49


ORGANE DE ÎNFĂŞURARE ŞI GIDARE

Cuprins

U4.1. Introducere ...................................................................................................................... 49


U4.3. Elemente înfăşurareşi ghidare ale instalaţiilor de ridicat şi transportat ......................... 50

U4.4. Palane de sarcină ............................................................................................................ 59

U4.5. Rezumat .......................................................................................................................... 63


Bibliografie unitatea de învăţare nr.4 ............................................................................ 64

U4.1. Introducere Maşinile de ridicat şi transport au în componenţa lor elemente flexibile, care

fac legătura între organele purtătoare de sarcinǎ şi cele de acţionare sau ghidare. Organele flexibile servesc la legarea, suspendarea, ridicarea şi transportul sarcinilor. Ele trebuie sǎ fie suficient de rezistente, durabile şi flexibile. Se utilizează ca organe flexibile: funia, cablul, lanţul şi banda.

Cablurile sunt cele mai folosite organe flexibile utilizate la mecanismele de ridicat, precum şi la diferite tipuri de transportoare sau mecanisme de tracţiune, asigurând mecanismului o funcţionare sigurǎ, silenţioasǎ.

Lanţurile sunt organe de maşini cu largǎ utilizare la mecanismele de ridicat şi transportat, ce funcţionează în condiţii grele de lucru (temperaturi ridicate, suprasolicitări, lovituri, uzurǎ de frecare şi de coroziune).

Benzile sunt elemente flexibile care asigurǎ transportul, ghidarea şi susţinerea sarcinilor în cazul transportoarelor cu bandǎ, fiind în acelaşi timp şi organul de tracţiune.


Această unitate de învăţare îşi propune o iniţiere a studenţilor în interesanta

lume a elementelor flexibile indispensabil în echiparea oricărui tip de instalaţie de

ridicat şi transportat.


- să identifice tipurile de elemnte felexibile specifice fiecărui tip de instalaţie;

- să aleagă şi să verifice elemntele felexibile specifice utilizate ca elemente de

susţinere a sarcinii pentru toate tipurile de instalaţii de ridicat şi transportat;

- să delimiteze limitele de utilizare a diverselor tipuri de elemente flexibile.



50

U4.3. Elemente de înfăşurare şi ghidare ale instalaţiilor de ridicat şi transportat

4.3.1. Clasificare

Dispozitivele de înfăşurare reprezintă ultimele organe de transmitere, cu mişcare de rotaţie, ale mecanismului de ridicare a sarcinii, iar în anumite cazuri particulare şi ale altor mecanisme ale instalaţiilor de ridicat şi transportat.

Ele sunt destinate să asigure transmiterea mişcării către elementul flexibil servind la suspendarea sarcinii şi la modificarea direcţiei de mişcare.

Dispozitivele de ghidare (dirijare) servesc pentru modificarea direcţiei elementelor flexibile şi suspendarea sarcinii.

Ţinând seama de caracteristicile constructive se disting următoarele tipuri de dispozitive pentru înfăşurare şi ghidare: tobe, role şi roţi de acţionare.

I. Tobele se pot clasifica ţinând seama de: a) elementul flexibil pe care îl acţionează : pentru cabluri; pentru lanţuri sudate, cu eclise şi forjate. b) suprafaţa pe care se înfăşoară organul flexibil: cu suprafaţă netedă;

cu suprafaţă canelată. c) modul de acţionare a organului flexibil : cu fixare; cu fricţiune. d) forma geometrică de înfăşurare: cilindrică, conică. II. Role: pentru ghidarea cablurilor pentru ghidarea lanţurilor. III. Roţi de acţionare: pentru lanţuri sudate; pentru lanţuri cu eclise şi bolţuri (roţi stelate).

4.3.2. Tobe (tamburi) de cablu şi lanţ

4.3.2.1. Generalităţi

Tobele pentru acţionarea cablurilor şi lanţurilor sunt folosite la instalaţiile de ridicat ale macaralelor, la trolii, cărucioare şi transportoare. La ridicarea, coborârea sau deplasarea sarcinii, datorită cuplului motor ia naştere o forţă periferică tangenţială, care se opune efortului din organul flexibil datorat sarcinii.

Pentru instalaţiile de ridicat se utilizează variantele de tambur simplu sau dublu (fig.4.1.). Tobele au în general forma cilindrică, utilizându-se în unele cazuri şi tobe de formă tronconică (fig.4.6). La înălţimi mari de ridicare, pentru evitarea lungimilor mari ale tobelor se admite înfăşurarea cablului în mai multe straturi, ceea ce duce la micşorarea durabilităţii în exploatare a cablului. În acest caz tamburul folosit este cu suprafaţa netedă, având marginile înălţate cu o mărime egală cu aproximativ de două ori diametrul cablului.

Uzual tobele se construiesc canelate (fig.4.2), cu şanţ după o elice cilindrică, (elementele canelurii fiind standardizate STAS 6979/1989), pentru ca spirele vecine de cablu să nu se frece


51

una de cealaltă. Totodată canelarea măreşte suprafaţa de contact a cablului cu toba, micşorând astfel, presiunea de contact între cablu şi tobă, ceea ce duce la mărirea durabilităţii cablului.

Elementele tobelor canelate sunt: t- pasul canelurii; r- raza de curbură a canelurii; d - diametrul cablului; h - înălţimea caneluri; D - diametrul mediu; De - diametrul exterior; Di – diametrul interior. Importanţă deosebită se acordă poziţiei ramurii cablului care se înfăşoară pe tobă prin

unghiul de abatere α a axei cablului făcută de tangenta dusă la mijlocul canalului. Unghiul de abatere α1, spre porţiunea neînfăşurată, trebuie să nu depăşească o valoare admisibilă, spre a nu produce aşezarea cablului pe bordura canalului elicoidal, iar unghiul de abatere α2 spre porţiunea înfăşurată cu cablu va trebui să fie suficient de mic pentru a evita contactul între ramura ce se înfăşoară pe tobă şi ramura înfăşurată pe tobă.

Mecanismele de ridicare care utilizează palan dublu fără role de dirijare, pentru a evita deplasarea laterală a sarcinii în timpul coborârii sau ridicării ei, utilizează tobe canelate în sensuri contrare, cu fixarea cablului la extremităţi.

Cablul se fixează la tambur cu şurub de presiune, cu pană sau cu eclise. Prin prinderea cablului se evită frângerea lui prea bruscă. Pentru siguranţa asamblării, ultimele două, trei spire ale cablului nu se vor desfăşura niciodată de pe tambur, asigurându-se în acest fel o descărcare aproape completă a elementelor asamblării.

La tobele cu înfăşurare, un capăt sau ambele capete ale organului flexibil se fixeaza pe tambur, astfel încât odată cu rotirea acestuia organul flexibil se înfăşoară sau se desfăşoară ( fig.4.3 ). Tobele cu fricţiune (fig.4.4), sunt utilizate la mecanismele destinate deplasării orizontale a sarcinilor - cabestane. Mişcarea se transmite cablului datorită frecării dintre cablu şi

toba pe care se află înfăşurate un număr constant de spire, o ramură se înfăşoară, cealaltă desfăşurându-se.

4.3.2.2. Calculul tobelor

Principalele dimensiuni ale tamburilor de cablu sunt: diametrul, lungimea activă şi grosimea peretelui.

Q

ωT

ω

v S

ωT

ω

v S

S

ωc

S

Fig.4.3 Structură de tobă cu înfăşurare Fig.4.4 Tamburi cu frictiune

Fig.4.2 Elementele canelării

d

t

r φ1 φ2

Di

De

D

h δ

Fig.4.1 Tipuri de tobe

L

ℓ ℓo

L

ℓ1 ℓ1

ℓ2

b a


52

Funcţie de diametrul cablului ales pentru transmisia prin cablu, grupa de funcţionare a mecanismului, construcţia şi modul de înfăşurare, se determină diametrul minim al tamburilor conform STAS 283 - 69.

( )d1-hh D 21=

unde: d - diametrul cablului care se înfăşoară; h1- coeficient funcţie de grupa de funcţionare şi construcţia cablului; h2- coeficient funcţie de modul de înfăşurare. Lungimea tamburului trebuie să asigure depunerea corectă a cablului până la ridicarea

muflei în poziţia cea mai de sus (acţionare limitator ridicare), sau la coborârea muflei în poziţia cea mai de jos, trebuind să rămână cel puţin două spire înfăşurate pe tambur, înainte de fixarea de capăt n2.

Lungimea părţii canelate a unui tambur se determină funcţie de tipul tamburului cu relaţiile :

tambur simplu:

( ) tnndD

iHl 2

e

p

++

+π=

tambur dublu:

( ) t2nndD

iHl2 2

e

p1

++

+π=

Lungimea tobei duble L este :

201 l2ll2L ++=

unde: ℓ, ℓ1 - lungimea canelată a tamburilor până la locul de fixarea cablului; H - înălţimea de ridicare ; ip - raportul de transmitere al palanului; De - diametrul exterior al tamburului; d - diametrul cablului; p - pasul canelurii; ℓ0- lungimea parţii necanelată; n1- numărul de spire de siguranţă (1...3); n2- număr de spire necesar pentru prinderea cablului pe tambur (2...3); ℓ2- lăţimea marginilor tobei. Lungimea părţii necanelate la tobele duble este determinată de suprafaţa tobei şi modul

de prindere (fig.4.5.b):

γ±= tgh2Bl min0

unde: B - lăţimea blocului de role pentru egalizare; τ - unghiul de înclinare a cablului (2 .. 6 o); hmin - distanţa minimă între muflă şi tobă. Unghiul de înclinare al cablului (fig.4.5.a), determină distanţa minimă între tobă şi corpul

rolelor palanului. În practică valorile maxime ale unghiului de înclinare pentru ramurile de cablu ale

palanului sunt:


53

palan cu tobă necanelată: o1 2=γ ;

palan cu tobă canelată: o2 6=γ ;

Astfel se poate determina distanţa minimă pentru: palan cu tobă necanelată:

onc 2ctg

2

1l =

palan cu tobă canelată:

onc 6ctg

2

1l =

Tamburii se executa din oţel prin turnare sau sudare. Se mai realizează şi din fontă turnată, soluţie constructiv mai omogenă, mai rezistenţă şi cu greutate mai mare. Tamburii în timpul funcţionării sunt supuşi la solicitări de torsiune, încovoiere şi compresiune; dintre aceste solicitări cea mai importantă este solicitarea la compresiune. La tamburii lungi este necesară şi o verificare la încovoiere.

La mecanismele la care tensiunea în cablu variază în timpul înfăşurării acestuia pe tobă, pentru a obţine cupluri constante sau aproape constante la tambur se utilizează tobe tronconice (fig.4.6), care asigură în acelaşi timp variaţia vitezei de înfăşurare a cablului la turaţie constantă a tobei.

Tobele tronconice se execută cu suprafaţă netedă dacă unghiul făcut de generatoarea conului cu axa sa nu depăşeşte α ≤ 10o şi cu suprafaţă canelată, pentru a împiedica alunecarea

cablului la unghiuri α >10o. Diametrul minim se alege funcţie de clasa de încadrare a mecanismului de ridicare şi construcţia cablului. Diametrul maxim se determina cu relaţia:

min

maxminmax S

SDD =

unde Smaxşi Smin sunt tensiunile maximă şi minimă în cablu. Lungimea tobei tranconice se determină după diametrul mediu ca şi la toba cilindrică. Calculul la compresiune transversală se face considerând toba ca un cilindru cu pereţi

groşi supusă la presiune exterioară uniform repartizată pe circumferinţă, produsă de înfăşurarea cablului. Presupunând că se taie din tobă o jumătate de inel de grosime egala cu pasul t (fig.4.7), influenţa celeilalte jumătăţi va fi înlocuită cu eforturile (S).

În acest fel se consideră că toba este solicitată la presiune centrică din exterior spre interior.

Secţionând inelul cu două planuri care formează între ele unghiul dφ, pe suprafaţa elementară dA determinată, acţionează forţa exterioară:

2

DdtpdApdP eϕ==

unde: De -diametrul exterior al tobei; p - presiunea ce acţionează pe unitatea de suprafaţă a

tobei ca urmare a înfăşurării cablului pe aceasta;

Fig.4.6 Tobă tronconică

t α

Dm

ax

Dm

in

S

N

De

N

Di

N

φ

dφ

p

p

p

p

p

p p S δ

Fig.4.7 Sollicitation tambour

γ

ℓ(ℓ1)

γ2

γ1

ℓ nc

ℓ c

a

ℓ0

Q

γ

h min

b

B

Fig.4.5 Calculul elemenelor palanului


54

t - pasul de canelare. Din condiţia de echilibru rezultă :

∫

π

=ϕϕ=2

0eDtpcosdtp

2

D2S2

de unde:

Dt

S2 = p

e

La tamburii cu pereţii groşi fără presiune exterioară efortul unitar maxim este:

( )2i

2e

e2i

2e

2e

maxDDt

DS4

DD

Dp2

−=

−=σ

Pentru: Di = De – 2 ⋅ δ, se obţine:

( )( ) ( )δδ−=

δ++δ−+=σ

e

e

eeee

emax Dt

DS

2DD2DDt

DS4

Deoarece: De>>δ efortul maxim devine :

ace

emax t

S

Dt

DSσ≤

δ=

δ=σ

unde σac este efortul unitar admisibil la compresiune centrică. Grosimea peretelui tobei se determină din condiţia:

act

S

σ≥δ

La tobele necanelate, la care cablul se înfăşoară în mai multe straturi, eforturile in corpul tobei cresc, ca urmare a încărcării suplimentare, determinată de fiecare strat de cablu.

Elementele asamblării cablului la tobă se calculează ţinând seama de micşorarea efortului în cablu, ca urmare a frecării dintre tobă şi spirele de fixare, care nu se desfăşoară pe tobă.Montarea tamburilor pe ax şi antrenarea lor se poate executa în două variante funcţie de condiţiile de lucru:

acţionarea directă, adică antrenarea de către arborele de ieşire din reductor; acţionarea indirectă, cu roţi dinţate.

4.3.3. Role de ghidare pentru cabluri si lanţuri

4.3.3.1. Role de cablu

Cablurile sunt ghidate prin role care au un profil standardizat conform STAS 3208/72 (fig.4.8), astfel ca ele să asigure un contact fără împănare şi să permită abaterea organului flexibil f ără ca acesta să iasă din canal.

Fig.4.8. Profilul rolelor de cablu


55

Rolele de cablu se execută din fontă pentru transmisiile cu acţionare manuală şi din oţel turnat sau în construcţie sudată la transmisiile prin cablu cu acţionare manuală. Rolele din fontă nu permit exercitarea de acţiuni dinamice asupra lor şi totodată au o durată de viaţă scurtă din cauza rezistenţei la uzură scăzută. Cele din oţel turnat OT45 - OT50 , permit exercitarea de acţiuni dinamice, având o durată de viaţă corespunzătoare, fapt ce le face utilizabile în orice transmisie prin cablu, indiferent de felul acţionării.

Montajul rolelor de cablu se face pe lagăre de alunecare (fig.4.9.a), sau pe rulmenţi când se roteşte inelul exterior (fig.4.9.b),sau când se roteşte inelul interior al rulmentului (fig.4.9.c).

Din punct de vedere funcţional rola într-o schemă cinematică poate fi rolă fixă (fig.4.10.a), sau rolă mobilă (fig.4.10.b). Rolele mobile pot fi multiplicatoare de forţă sau multiplicatoare de spaţiu.

Calculul mecanic al rolei evidenţiază pierderile datorate rigidităţii organului flexibil (fig.4.11.a) şi a montajului (4.11.b).

Neglijând pierderile prin frecare forţa necesară ridicări sarcini este (fig.4.11.b):

QF0 =

Forţa care solicită axa roţii va determina forţa de frecare:

2

sinQ2Ffαµ=

unde: µ - coeficientul de frecare în axul roţi; α - unghiul de înfăşurare al cablului pe rolă. Pierderile provocate de rigiditatea cablului sunt determinate de rezistenţa elastică de

deformare a sârmelor componente şi de frecarea interioară a acestora. Datorită rezistenţei elastice de deformare, în momentul înfăşurării pe rolă, cablul nu va lua dintr-o dată forma rolei rămânând deplasat spre exterior cu distanţa e, iar ramura cablului care se desfăşoară va rămâne în continuare în contact cu rola, deplasându-se aproximativ cu aceeaşi distanţă spre interior (fig.4.11.a). Aceasta deoarece cablul datorită frecărilor interioare caută să-şi păstreze forma iniţială. Considerând rola în stare de echilibru se obţine:

( )( ) ( )ecosRQecosRWQ +ϕ=−ϕ+

unde W este forţa necesară învingeri rigidităţi cablului. Se obţine:

ecosR

e2QW

−ϕ=

Din condiţia de echilibru, considerând suma tuturor momentelor care acţionează faţă de centrul rolei se obţine:

Fig.4.10 Tipuri de role

F Q Q

F

Q a b a

Fig.4.9 Montaj role

a b c

Fig.4.11 Explicativă pierderi

e e

Q+W Q

φ

R

a

Q

r

F(F0)

α

b


56

0RFRWrFRQ f =−++

Înlocuind se obţine:

ζ=

−ϕ+αµ+= Q

ecosR

e2

2sin

R

r21QF

unde ζ este coeficientul global de pierderi. Valorile coeficientului de pierderi pentru montajul pe lagăre de alunecare este cuprins

între 1,04 ..1.05, iar pentru lagăre ce rostogolire între 1,01 ..1,02. Se defineşte randamentul rolei fixe:

ζ

=

−ϕ+αµ+

==ηQ

1

ecosR

e2

2sin

R

r21

1

F

Q

Calculul rolelor mobile determină relaţiile între forţa de acţionare şi sarcină, respectiv randament. Pentru rola amplificatoare de forţă se obţine:

( )

ζ+ζ=

ζ+

=η+

=

−η

=+=

1Q

11

1Q

1

1QF

FQ1

F;SFQ

În cazul rolei ideale (fără frecări) se obţine:

2

1

2

1

Q

1

2

Q

F

F0mf

+η=ζζ+=

ζζ+==η

Se obţine ηη > m , deci rezistenţele la rolele mobile sunt mai mici decât la rola fixă.

În acelaşi mod se obţine pentru rola mobilă amplificatoare de spaţiu:

ηη1

+1Q=Q1

+Q=S+Q=F

ζ

=η+

η=

η

==η+1

2

1

2

1+1Q

Q2

FF0

mi

Şi în acest caz randamentul rolei mobile este mai mare decât al cele fixe. De regulă randamentul nu se calculează ci se adoptă funcţie de montaj şi unghiul de înfăşurare α:

a) pentru lagăre de alunecare: pentru α=90o se obţine η=0,96, iar pentru α=180o se

obţine ''

η=0,95;

b) pentru lagăre de rostogolire : pentru α=90o se obţine ''

η=0,98, iar pentru α=1800 se

obţine ''

η=0,97.

4.3.3.2. Roţi profilate pentru lanţuri sudate şi cu eclise Rolele şi roţile de lanţ se utilizează pentru ghidarea şi acţionarea lanţurilor sudate din oţel

rotund, asigurând forme de pofile pentru: o conducere precisă, viteze mici, viteze mari. În timpul înfăşurării lanţului, se produc pierderi mari prin frecare, ceea ce micşorează randamentul şi produce uzura lanţului şi a roţii profilate.


57

Din această cauză se recomandă ca lanţul şi roata să fie periodic unse cu un amestec de ulei şi grafit.

Diametrul roţii profilate (fig.4.12), se determină cu relaţia:

z

90cos

d+

z

90sin

p=OA2=D

22

p

unde: p - pasul lanţului; d - diametrul rolei; z - numărul de locaşuri de pe roată.

Numărul minim admis de locaşuri este z = 5, pentru evitarea şocurilor în funcţionare.

În cazul transmisiilor prin lanţ cu eclise şi bolţuri, diametrul primitiv al roţii stelate de acţionare (fig.4.13.), este:

==

z

180sin

pOA2Dp

unde p este pasul lanţului iar z reprezintă numărul de dinţi

Numărul de dinţi se determină ţinând seama de cinematica sistemului, în condiţia funcţionării f ără şocuri. Pentru siguranţa în exploatare, de regulă se introduce ansamblul într-o carcasă specială, care serveşte ca organ de ghidaj, împiedicând slăbirea lanţului. La înălţimi mari de ridicare, se prevăd dispozitive speciale pentru strângerea lanţului pe ramura liberă.

4.3.3.2. Roţi cu fricţiune

Roţile cu fricţiune sunt utilizate frecvent în construcţia de ascensoare şi telefonice mişcarea transmiţându-se prin fricţiune.

Prin apăsarea cablului pe roata de fricţiune (fig.4.14.) pe

porţiunea delimitată de unghiul dϕ, decalat cu unghiul elementar ϕ faţă de punctul în care cablul părăseşte roata de fricţiune, acţionează

forţa dN, corespunzător căreia apare forţa tangenţială µ ⋅ dH.

Eforturile în cablu la extremităţile unghiului elementar dϕ vor fi S şi S+dS. Făcând suma proiecţiilor forţelor pe orizontală şi verticală se obţine:

( ) 0dN2

dsinS

2

dsindSS =−

ϕ+

ϕ+

( ) 0dN2

dcosS

2

dcosdSS =µ−

ϕ−

ϕ+

Ţinând seama că dφ este foarte mic şi neglijând produsele de infiniţi mici rezultă : dNdS;dNdS µ==ϕ

Dp

t

d

Fig.4.12 Roţi pentru lanţuri

Fig.4.13 Explicativă de calcul Dp pentru lanţuri

A

α

O

t

Fig.4.14 Explicative des efforts en câble

dN

φ∆φ

µ dN

S S+dS

S1 S2

1 2

+ω -ω


58

c. a c b

Fig.4.15 Profiluri de canal roată cu fricţiune

AN N AA N AA

β N

A

α

b

v


φµ= dSdS sau ϕµ= dS

dS

Integrând şi ţinând seama de condiţiile ini ţiale, se obţine eforturile în cablu în ramura ascendentă (punctul 2 ) pentru care φ = α:

µα= eSS 12

Forţa tangenţială care se poate transmite prin fricţiune este:

( )1eSSSF 112 −=−= µα

unde: α - unghiul de înfăşurare a cablului pe roata de fricţiune; µ - coeficientul de frecare între cablu şi roată; S2- efortul în ramura ascendentă de cablu; S1- efortul în ramura descendentă de cablu. Pentru obţinerea unei forţe de antrenare mare transmisă prin fricţiune, în condiţiile

păstrării diametrului de cablu şi a diametrului roţii respectiv a unghiului de înfăşurare pe roata de fricţiune, se majorează coeficientul de frecare.

Coeficientul de frecare aparent care determină antrenarea are valoarea:

N

A0∑µ=µ

unde: µ0 este coeficientul de frecare aparentă, (µ0 ≈ 0.09); A - recţiunile determinate în secţiune.

Exemplu Coeficientul de frecare aparent care determină antrenarea are

valoarea: N

A0∑µ=µ

unde: µ0 - coeficientul de frecare aparentă, (µ0 ≈ 0.09);

A - recţiunile determinate în secţiune.

Coeficientul de frecare pentru diferite forme de pofile este:

a) tambur lis: µ=µ0

b) canelură semicirculară: µ= 4µ0/π c) şanţ semicircular cu uluc;

( )°°∈ββ−β−π

β−µ=µ 110...70;

sin2

sin14 0

d) şanţ trapezoidal:

( )°°∈γγ

µ=µ 45...25;sin

10

Majorarea coeficientului de frecare depinde de forma şanţului pe care se înfăşoară cablul (fig.4.15). O altă metodă de majorare a coeficientului de frecare, constă în căptuşirea roţilor de fricţiune cu materiale metalice sau nemetalice, cu o mai bună fricţiune.


59

Identificaţi şi alte posibilităti de modificarea a coeficientului de frecare.

Să ne reamintim...

Obiectivul fundamental al utilizării dispozitivelor de înfăşurare şi ghidare este transmiterea mişcării către elementul flexibil servind la suspendarea sarcinii şi la modificarea direcţiei de mişcare.

Neglijând pierderile prin frecare, pierderile provocate de rigiditatea cablului sunt determinate de rezistenţa elastică de deformare a sârmelor componente şi de frecarea interioară a acestora.

Valorile coeficientului de pierderi pentru montajul pe lagăre de alunecare este cuprins între 1,04 ..1.05, iar pentru lagăre ce rostogolire între 1,01 ..1,02.

U4.4. Palane de sarcină

4.4.1. Calculul palanelor considerând organul flexibil de tracţiune inextensibil

Palanul reprezintă ansamblul de role fixe şi mobile înfăşurate alternativ de organul flexibil de tracţiune. Este elementul specific maşinilor de ridicat şi transportat servind pentru amplificarea forţelor de acţionare, putând fi utilizat şi ca mecanism independent pentru ridicarea sarcinilor. În cazuri speciale (mecanisme cu acţionare hidraulică sau pneumatică), palanul este utilizat pentru creşterea vitezei. Palanul cu cablu poate fi: a) simplu (fig.4.16.a, fig.4.17), atunci când un capăt al cablului se fixează pe tambur, celălalt capăt al organului flexibil de tracţiune fixându-se la unul din corpurile de role ale palanului; b) dublu (geamăn), atunci când ambele capete ale organului flexibil de tracţiune se înfăşoară pe tobă (fig.4.16 b,c).

Dezavantajele suspendări directe a sarcini de capătul cablului sunt: ramurile cablului se află în acelaşi plan, ceea ce duce la balansarea sarcinii deci o stabilitate redusă; în timpul ridicării sarcina capătă şi o deplasare orizontală, deoarece cablul înfăşurându-se pe tobă se deplasează pe întreaga ei lungime; diametre mari pentru cablu, role şi tobă. Pentru evitarea acestor inconveniente, se întrebuinţează palanele duble, care asigură o ridicare şi coborâre verticală, ramurile cablului fiind simetric aşezate faţă de mijlocul tobei. În

Fig.4.16 Palan de cablu

Q

ω

Q

ω

vN

Q

ω

a

Nc

N

v

b

v


60

această situaţie sarcina este suspendată pe un număr dublu de ramuri de cablu, ceea ce determină reducerea încărcări ramurilor de cablu, deci a diametrului cablului. Numărul ramurilor portante ale palanului se alege funcţie de greutatea sarcinii şi raportul de transmisie.

Se numeşte grad de multiplicare (raport de transmitere) al palanului pi a, raportul dintre

numărul de ramuri de cablu pe care este repartizează sarcina (n) şi numărul ramurilor de cablu care se înfăşoară pe tambur (m). Astfel : pentru palanul simplu ( m = 1 )

pn

= = nim

(0.1)b

pentru palanul dublu ( m = 2 )

pn

= i2

(0.2)c

În ipoteza neglijării pierderilor, eforturile în fiecare ramură de cablu sunt:

n

Q = S = S = ...... S = S n21 .

ca şi cum sarcina s-ar repartiza uniform pe cele m ramuri de cablu. Determinarea forţei de tracţiune, a relaţiei dintre viteza sarcinii şi viteza capătului activ al cablului şi randamentului, se face cu suficientă exactitate pentru calculele practice, considerând organul flexibil de tracţiune inextensibil, neglijând masa variabilă a ramurilor în timpul lucrului şi inerţia rolelor. În cazul ridicării sarcinii (fig. 4.17), ţinând seama de pierderile de putere datorită condiţiilor de montaj şi rigiditatea cablului, puterea transmisă la tobă este: v S = P nnn

unde: nS d - efortul în rama activă;

nv e - viteza capătului activ.

Puterea transmisă ramurii următoare este: P = vS = P nn1n1n η−− .

Din relaţiile anterioare se obţine:

εη−−

= 1

= S

S = P

P

1n

n

1n

n ,

unde: ε - coeficientul global de pierderi al rolelor; η - randamentul rolelor de cablu presupus aproximativ egal pentru toate rolele.

Extinzând raţionamentul din aproape în aproape se obţine:

εη−

− = 1

= ...S

S = ...... = S

S = S

S

1

2

2n

1n

1-n

n .

Deci eforturile din ramurile portante ale palanului vor fi:

2 n 2 n 1n n 1 n n 2 n 2 n 1 nS ; S S ; S S ;...; S S ; S Sη η η η− −

− −= = = = .

Q

Q

S1 S2S3 S4

S5 Sn-1 Sn

TM

h

Fig.4.17 Eforturile în cablu la ridicarea şi coborârea sarcinii


61

Din condiţiile de echilibru suma tuturor eforturilor din ramurile cablului, trebuie să echilibreze sarcina. Se obţine:

Q = ) + ... + + + 1 (S = S + ... + S + S1n2

n11nn ηηη −− .

Termenul din paranteză este o progresie geometrică, obţinându-se:

Q = ) + ... + + + 1 (S = S + ... + S + S1n2

n11nn ηηη −− .

Randamentul palanului simplu la urcare este:

Q 1

1 = S ; Q =

1

1S nn

n

nη−η−

η−η−

.

pn

S = η

Sf


η−

η−η−

η−η

1

1

i

1 =

1

1

n

1 =

i

p

n

p

p.

Forţa necesară ridicări sarcinii în ramura activă a palanului simplu se determină din relaţia:

ηpp

nai

Q = S = S .

La coborârea sarcinii caz luat în considerare la alegerea frânelor, ţinând seama de transferul de energie, relaţiile între eforturile din ramurile portante de cablu devin:

η−

−

− = 1

S

2S = ... =

S

S = S

S

cc

2cn

1cn

1cn

cn .

Se obţine:

n

cn cn-1 c cn cnn 1 n 1

1 1 1 1 + + ... + 1 = ( 1 + + ... + ) = = QS S S S S

1η

η ηη η− −

−−

Efortul în ramura activă la coborârea sarcinii este:

Q 1

1 = S n

1ncn

η−η−

η − .

Randamentul palanului la coborârea sarcini se determină cu relaţia:

η−η−

ηη−η−

ηη −−i

1ipn

1ncnpc

p

p

1

1 i =

1

1 n =

SS = .

Comparând randamentele la coborâre şi ridicare se constată că randamentul palanului la ridicare este mai mic decât la coborâre.

η

−ηp

pc1

2 = .

Forţa necesară coborâri sarcinii este :

ηpcp

cn i

Q = S .

Ţinând seama de principiul conservări energiei: Q h = Sl


62

unde: h - înălţimea de ridicare; l - lungimea cablului.

Se obţine astfel: p = i hl .

În acelaşi mod se determină viteza de înfăşurare sau desfăşurare a ramurii de cablu de pe tobă vc, funcţie de viteza de ridicare sau coborâre a sarcinii vQ: c p Q = i vv

Pentru calculul palanelor duble se face acelaşi raţionament ca şi pentru palanul simplu, ţinând seama de raportul de transmitere a mişcării.

Exemplu:

Pentru palanul duble eforturile în cablu în ramura activă sunt:

la ridicare: ηη−

η−

ppid

ddpd i 2

Q =

1

1

2

Q = S ,

η−η−

η−η−

η 1

1

i

1 =

1

1

n

2 =

i

p

2

n

p

p

d;

la coborâre: ηη−

η−η −

ppi

1id dc

dpd

pc

i 2

Q =

1

1

2

Q = S ,

unde: ηη−

η−η

η−

η−η −

− 1 iip

12

n

2

nppd

pdddc

1

1 i =

1

1

2

n = .

Particularizaţi pentru a determină viteza de înfăşurare sau desfăşurare a

ramurii de cablu de pe tobă vc, funcţie de viteza de ridicare sau coborâre.

4.4.2. Calculul palanelor cu legături elestice şi de frecări

În anumite situaţii mecanismul presupune accelerarea unor mase importante cu legături elastice şi de frecări, a căror punere în mişcare se face într-un timp ce nu poate fi neglijat. Astfel pentru a vedea dacă ipotezele simplificatoare au efecte neglijabile se realizează modelul matematic (fig.4.18), care să ţină seama de elasticitatea organului flexibil de tracţiune, cu determinarea vitezelor şi eforturilor în ramurile de cablu.

La calculul vitezelor se consideră rigiditatea punctului de fixare ca fiind absolută, deci viteza capătului mort este nulă vA = 0. Alungirea ramurii de cablu sub efortul S0g este:

S lk

1 = l 0

00∆ ,

unde: k - constanta elastică a materialului; l0 - lungimea iniţială a ramurii de cablu. Ca urmare a alungirii cablului sub acţiunea efortului S0 variabil în timp, punctul B se deplasează faţă de A cu viteza:

( ) 0B 0

0

d 1 dSv = = dt k dt

∆ ll

.

Neglijând efectul elasticităţii pe porţiunea BC (arcul BC mic) se obţine: C B v v≡ h

Fig.4.18 Explicativă du model matematic

Q

S5S4

S3S2

S1Sn-1

Sn

h

S0


63

Asupra rolei 2 (fig.4.19), acţionează efortul tangenţial S2 care determină rostogolirea pe ramura de cablu (C,D) şi încărcarea centrică fc dată de sarcină. Punctul de tangenţă D' al rolei cu ramura de cablu (1,0), are viteza

ascensională v şi viteza faţă de capătul mort: D' C CD'v v v v= + −

Componenta vCD' este determinată de elasticitate, fiind variabilă cu lungimea ramurii:

( ) ( )1

CD' 11 1

ds1 vv s

k v dt dt k v dt= +

− −∫ ∫l l

unde l1 este lungimea iniţială a ramuri de cablu. Punctul D al cablului care la un moment dat coincide cu D', se deplasează în sens contrar lui D' şi are faţă de acesta viteza relativă:

DD

= 2 vv ′

Se obţine astfel viteza punctului D în raport cu punctul fix:

D D' C CD'v = v + 2 v = v + v + v

Punctul E avându-l pe D' centru instantaneu de rotaţie, are o viteză de două ori mai mare

decât a acestuia, se obţine: ED' ED ED' DD'v 3v;v v v v= = − = ; E D ED C CD'v v v v v 2v= + = + + .

Punctul F are faţă de E viteza relativă:

( ) ( )

2EF 22

ds1 vV s

k vdt dt k vdt= +

− −∫ ∫l l

.

Se obţine: v2vvvvvv FE'CDCFEEF +++=+= .

Prin analogie se obţine viteza capătului activ sub forma:

( ) ( )

i nii n0 i 0i

n 20 1 i 0 1

v sds ds1 1

V 2n vk dt k vdt dt k vdt

=

= =

== + + +

− −

∑

∑∫ ∫l l

l

.

Forţa de tracţiune echilibrează următoarele forţe: forţa echivalentă dată de sarcină şi dispozitivul de prindere; greutatea variabilă a ramurii cablului; rezistenţa dinamică şi de frecări a rolelor din palan.

Particularizaţi pentru a determină viteza de înfăşurare sau desfăşurare a ramurii

de cablu pentru palanul simplu, ţinând seama de raportul de transmitere a mişcării.

Să ne reamintim...

Palanul cu cablu poate fi:

- simplu atunci când un capăt al cablului se fixează pe tambur iar celălalt capăt

al organului flexibil de tracţiune se fixează la unul din corpurile de role ale

palanului;

- dublu (geamăn), atunci când ambele capete ale organului flexibil de tracţiune

se înfăşoară pe tobă.

Factorii care determină condiţiile de alegere şi verificare a palanelor sunt:

- pierderile de putere datorită condiţiilor de montaj şi rigiditatea cablului;

- legături elastice şi de frecări.

S3 S2 S1

S0

A

B C F G

D E

D'

v

fc

(1,0) (2,1)

ℓ0

Fig.4.19 Explicative vitesses


64

U4.5. Rezumat

Dispozitivele de înfăşurare reprezintă ultimele organe de transmitere, cu mişcare de rotaţie, ale mecanismului de ridicare a sarcinii, iar în anumite cazuri particularre şi ale altor mecanisme ale instalaţiilor de ridicat şi transportat, destinate să asigure transmiterea mişcării către elementul flexibil servind la suspendarea sarcinii şi la modificarea direcţiei de mişcare.

Tobele pentru acţionarea cablurilor şi lanţurilor sunt folosite la instalaţiile de ridicat ale macaralelor, la trolii, cărucioare şi transportoare.

Tobele cu înfăşurare au un capăt sau ambele capete ale organului flexibil fixeate pe tambur, astfel încât odată cu rotirea acestuia organul flexibil se înfăşoară sau se desfăşoară. Tobele cu fricţiune, sunt utilizate la mecanismele destinate deplasării orizontale a sarcinilor. Lungimea tamburului trebuie să asigure depunerea corectă a cablului până la ridicarea muflei în poziţia cea mai de sus (acţionare limitator ridicare), sau la coborârea muflei în poziţia cea mai de jos, trebuind să rămână cel puţin două spire înfăşurate pe tambur, înainte de fixarea de capăt.

Cablurile sunt ghidate prin role care cu un profil standardizat, astfel ca ele să asigure un contact fără împănare şi să permită abaterea organului flexibil fără ca acesta să iasă din canal. Roţile cu fricţiune sunt utilizate frecvent în construcţia de ascensoare şi telefonice mişcarea transmiţându-se prin fricţiune.

Palanul reprezintă ansamblul de role fixe şi mobile înfăşurate alternativ de organul flexibil de tracţiune, servind pentru amplificarea forţelor de acţionare, putând fi utilizat şi ca mecanism independent pentru ridicarea sarcinilor.

Temă de control

Realizaţi un studiu de caz, care să conţină argumentări privind „Utilitatea

modelelor de calculul al palanelor cu legături elestice şi de frecări la instalaţiile de

foraj.





3 Segal, H., Maşini de ridicat şi de transportat pentru construcţii , Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1966.



5 *** Colecţia de standarde în domeniul instalaţiilor de ridicat şi transport.


1. Definiţi principalele dimensiuni ale tamburilor de cablu. 2. Clasificaţi dispozitivele de înfăşurare. Exemplificaţi. 3. Definiţi condiţiile de alegere şi verificare ale tobelor. Exemplificaţi.


65


DISPOZITIVE DE SUSPENDARE ŞI PRINDEREA SARCINILOR

Cuprins

U5.1.Introducere ....................................................................................................................... 65

U5.2.Obiectivele unităţii de învăţare ........................................................................................ 65

U5.3.Alegerea şi verificarea cârligelor .................................................................................... 66

U5.4. Organe auxiliare pentru apucarea sarcinilor ................................................................... 73

U5.5. Manipularea sarcinilor în vrac ........................................................................................ 76

U5.6. Rezumat .......................................................................................................................... 79


Bibliografie unitatea de învăţare nr.5 .............................................................................. 80

U5.1. Introducere

În general suspendarea sarcinii la maşinile de ridicat se realizează prin intermediul cârligelor sau ochiurilor. Se folosesc cârlige simple pentru sarcini mici sau mijlocii, cârlige duble pentru sarcini mari şi ochiuri (scăriţe) pentru sarcini mari şi foarte mari.

Fixarea cârligului la cablu se poate face direct sau prin muflă. Organele de suspendare trebuiesc construite sau montate astfel încât ele să se poată roti liber în jurul axei lor verticale neantrenând prin aceasta cablul, altfel determinând dezrăsucirea cablului. Funcţie de forma sarcinii se utilizează dispozitive auxiliare de prindere a sarcinii.


Această unitate de învăţare are ca obiectiv principal cunoaşterea elementelor

pentru suspendarea sarcinii la maşinile de ridicat.

După parcurgerea acestei unităţi de învăţare studentul va fi capabil:

- să identifice fiecare element pentru suspendarea sarcinii la maşinile de ridicat;

- să facă diferenţierile între diversele elemente de suspendare şi prindere a

sarcinilor;

- să stabilească limitele de utilzeze diversele elemente de suspendare şi prindere a

sarcinilor, funcţie de partcularităţile tehnologice ale instalaţiei tehnologice;

- să delimiteze aria de aplicabilitate a diversele elemente de suspendare a sarcinilor;

- să crearea baza necesară proiectării diversele elemente de suspendare şi prindere a

sarcinilor din componenţă instalaţiilor de ridicat şi transportat

Durata medie de parcurgere a acestei unităţi de învăţare este de 3 ore.


66

U5.3. Alegerea şi verificarea cârligelor

5.3.1. Generalităţi

Cârligele sunt organe de prindere a sarcinii, standardizate în variantele: - cârlig simplu S; - cârlig dublu D. Se pot obţine prin forjare liberă sau în matriţă şi prin laminare. Cârligele forjate simple se

execută în 28 mărimi, iar cârligele forjate duble se execută în 22 mărimi. Se execută în patru clase de rezistenţă M, P, S şi T. Cele din clasa S şi T se utilizează numai în cazuri speciale, când se impune o reducere importantă a masei cârligului.

Notarea se face astfel: - denumirea; - definirea tipului (S, D); - numărul modelului pentru definirea mărimii; - lungimea cârligului (L sau Lp); - clasa de rezistenţă; - STAS 1944 / 84. Ex: Cârlig S 20 * 152,5 - P STAS 1944 / 84. Cârligul va fi marcat vizibil din forjare, prin poansonare sau prin gravare cu: marca de

fabrică, număr model, clasă de rezistenţă, an şi număr de fabricaţie, distanţele y (cârlig simplu) şi y1, y2 (cârlig dublu) necesare verificării la încărcarea cârligelor cu forţa de încercare.

Cârligele lamelare se utilizează rar la echiparea mecanismelor de ridicare datorită tehnologiei greoaie de obţinere a lor şi pierderilor mari de material.

Cârligele se livrează în mod obligatoriu cu dispozitive de siguranţă. Condiţiile tehnice generale de calitate pentru cârligele forjate utilizate la instalaţiile de

ridicat sunt reglementate în STAS 1944-84. Mărcile de oţeluri utilizate depind de clasa de rezistenţă a cârligului.

5.3.1. Alegerea şi verificarea cârligului simplu

Calculul cârligului simplu forjat se face cu o încărcare egală cu capacitatea de ridicare a cârligului (sarcina nominală corespunzătoare grupei de funcţionare a mecanismului la care sunt utilizate) astfel:

- determinare eforturilor unitare la tracţiune şi compresiune în secţiunea principală A-A ' supusă încovoierii;

- determinarea efortului unitar de tracţiune în secţiunea B-B'; - determinarea efortului unitar de forfecare în filet. În secţiunea principală de încovoiere (fig.5.1) eforturile unitare se determină în ipoteza că

încărcarea acţionează în centrul de curbură al axei centrului de greutate şi este suspendată pe o singură ramură de cablu. Considerând o secţiune x-x' normală pe axa cârligului, cârligul fiind încărcat cu sarcina Q după axa lui verticală, constatăm că secţiunea este supusă acţiunii unei forţe Q şi unui moment. Descompunând forţa Q după cele două direcţii ( perpendiculară pe secţiune şi în planul secţiunii), forţa QN va da naştere unor solicitări de întindere iar cea tangenţială QT va produce solicitarea de forfecare. Pe măsura apropierii de secţiunea A-A' în


67

planul orizontal care trece prin centrul curburi cârligului, creşte atât momentul încovoietor cât şi forţa QN care devine maximă, rezultând o secţiune periculoasă.

Cârligul fiind o bară curbă, efortul unitar total este:

rA

M

rx

x

k

1

rA

M

A

Q

+++=σ

în care: M - momentul încovoietor; Q - sarcina curentă; A - suprafata secţiunii de minimă rezistenţă;

r - raza de curbură a secţiunii periculoase ( distanţa de la centrul ei de greutate la centrul de curbură );

k - coeficientul care ţine seama de forma secţiunii şi curbura barei; x - distanţa de la fibra în care se calculează efortul până la axa neutră a secţiunii.

Distanţa x este negativă dacă fibra considerată se află între centrul de curbură şi axa neutră a secţiunii şi pozitivă pentru fibrele aflate dincolo de axa neutră. Momentul încovoietor se consideră pozitiv dacă tinde să micşoreze raza de curbură şi negativ dacă tinde să o mărească.

Pentru secţiunea periculoasă se obţine:

( )1xa5,0QrQM +−=−=

unde: a - diametrul deschiderii cârligului; x1- distanţa de la axa neutră la baza mare a secţiunii. Se obţinem astfel expresia efortului într-un punct al secţiunii:

rx

x

k

1

A

Q

rx

x

k

1

rA

rQ

rA

rQ

A

Q

+−=

+−−=σ

Efortul unitar de tracţiune se obţine pentru x = -x1:

a

x2

k

1

A

Q 1t =σ

Efortul unitar la compresiune se obţine pentru x = x2;

ha5,0

x

k

1

A

Q 2c +

=σ

unde: h - înălţimea secţiunii; x2 - distanta de la axa neutră până la baza mică a secţiunii. În secţiunea minimă (B-B') supusă la tracţiune, diametrul ei este dat de relaţia:

a'BB

Q4d

σπ=

Sunt situaţii când tija cârligului ia o poziţie strâmbă, fiind solicitată astfel şi la încovoiere. În calcule se ţine seama de această solicitare întâmplătoare prin corectarea efortului unitar admisibil σac = cσa.

În filet efortul unitar se determină, în primul pas al filetului în ipoteza că acesta preia jumătate din sarcină şi înălţimea secţiunii supusă la forfecare este jumătate din pasul filetului. Înălţimea piuliţei se determină din condiţia de rezistenţă a filetului la strivire astfel:

Fig 5.1 Cârlig simplu


68

p ) d - d (

tQ 4 = H

a21

2π

unde: t - pasul filetului; d, d1 - diametrul interior, exterior al filetului; pa - presiunea admisibilă ( oţel pe oţel pa = 3...3,5 daN/mm2 ).

Alegerea unui cârlig se face ţinând seama de următoarele: sarcina nominală a mecanismului de ridicare pe care-l echipează; grupa de funcţionare a mecanismului de ridicare pe care-l echipează; clasa de rezistenţă a materialului din care se confecţionează cârligul.

Având aceste elemente din standarde STAS 1944-84 se alege cârligul corespunzător. Coeficientul de formă al secţiunii se poate determina: a) din nomogramă cunoscând raza de curbură r, raportul r/x1 şi forma secţiunii; b) analitic:

dArx

x

A

1k

2

1

x

x∫ +

−=

care pentru o secţiune trapezoidală cu bazele b, b1 şi înălţimea h este:

( ) ( ) ( )

−−

++

+−

++

+−= 11

22

11

1bb

cr

erlnre

h

bbb

hbb

21k

c) grafic - Se desenează la scară secţiunea transversală care se analizează (fig.5.2). Se fixează sistemul axelor de coordonate. Axa absciselor se împarte în intervale egale sau nu. Pe verticalele respective se iau produsele S = xy, unde x este distanţa de la punctul D la verticala corespunzătoare, iar valorile y reprezintă mărimile respectivelor verticale delimitate de conturul secţiunii. Unind punctele rezultate se obţine suprafaţa f, putând determina abscisa centrului de greutate:

A

f = xc

unde: f - suprafaţa obţinută prin planimetrare; A - suprafaţa secţiuni periculoase.

Din centrul de curbură " O " se duc dreptele (di) prin punctele de intersecţie a verticalelor construite cu conturul secţiunii.

Prin centrul de greutate se duc paralele (g1) la (di). La intersecţia paralelelor cu verticalele construite se obţin punctele (pi) pe care unindu-le printr-o linie continuă se obţin supra-feţele f1 şi f2 adiacente în punctul C. Diferenţa ( f1 - f2 ) este întotdeauna negativă.

Coeficientul de formă al secţiunii se obţine din:

A

) f - f ( 2 - =k 21

Pentru practică se consideră că axa neutră (fibra neutră) coincide cu axa centrelor de greutate. În realitate există o diferenţă determinată de:

k+1

kr = x1

unde: r - raza de curbură a centrului de greutate.

Fig 5.2 Coefficient de forme


69

5.3.2. Alegerea şi verificarea cârligul dublu

Cârligele duble au aceleaşi solicitări ca şi cârligul simplu ţinând seama de faptul că din cauza legăturii sarcinii, forţa din cablu de legare este îndreptată sub un unghi α/2 faţă de axa de simetrie a cârligului (fig.5.3).

Secţiunea periculoasă este obţinută printr-un plan care trece prin centrul deschiderii cârligului şi punctul de intersecţie al axei cârligului cu linia de contur inferioară (A-A ').

Aplicând în centrul de greutate al secţiunii periculoase două forţe egale şi de sens opus, paralele şi egale ca mărime cu sarcina din organul flexibil de legare a sarcinii, secţiunea A-A' va

fi solicitată de un moment M = Q ⋅ l şi o forţă Q care se descompune după normala şi tangenta la secţiune în componentele QN şi QT.

Valoarea efortului din organul flexibil de legare este:

2 cos 2

Q = Q n

α

Momentul încovoietor are valoarea:

( ) ( )n n1 1

sinQ Q 2

M Q l 0,5a x sin 0,5a x2 22cos cos

2 2

α β + α = ⋅ = + β + = + α α

unde: β - unghiul de înclinare al secţiunii faţă de verticală. Forţele normală şi tangenţială devin:

2cos

2cos

2

Q

2cosQQ

;

2cos

2sin

2

Q

2sinQQ

nT

nN

α

α+β=

α+β=

α

α+β=

α+β=

Se constată că secţiunea A-A' este supusă la încovoiere excentrică şi forfecare. Eforturile unitare în această secţiune vor fi date de relaţia:

rx

x

r

1

rA

M

rA

M

A

QN

+++=σ

Notaţiile fiind cele de la cârligul simplu, înlocuind valorile lui x se obţine efortul unitar la

tracţiune: ( ) ⋅α

α+β−−α

α+β=

−−−=σ

2cos

2sin

rA2

xa5,0Q

2cos

2sin

A2

Q

Xr

X

K

11

rA

M

A

Q 1nn

1

1Nt

−−+−

α

α+β=

−−⋅

1

11n

1

1

xr

x

k

11

r

xa5,01

2cos

2sin

A2

Q

xr

x

k

11

- efortul unitar la compresiune:

Fig 5.3 Cârlig dublu


70

+++−

α

α+β=

++−=σ

2

22n

2

2Nc xr

x

k

11

r

xa5,01

2cos

2sin

A2

Q

rx

x

k

11

rA

M

A

Q

Forfecarea apare datorită componentei tangenţiale:

2 cos

2

+ cos

2A

Q =

A

Q = nT

α

αβτ

Condiţia de rezistenţă este:

a2f

2tc 3 σ≤τ+σ=σ

Pentru celelalte secţiuni periculoase se modifică valoarea unghiului β

5.3.3. Ochiuri

Ochiurile se utilizează pentru echipamentele de ridicare cu capacitate mare de sarcină de peste 1000 kN. Se execută prin forjare: articulate (fig.5.4.a), sau ochiuri rigide (fig.5.4.b).

Ochiurile rigide sunt standardizate, alegerea lor se face în funcţie de sarcina maximă, şi se verifică apoi la solicitările principale date de sarcină. Ochiul rigid (fig.5.4.b) este solicitat la încovoiere în partea inferioară. În funcţie de modul de repartizare al eforturilor care acţionează asupra ochiului rigid, acesta este static nedeterminat. Pentru partea inferioară a ochiului, cuplul se poate calcula cu o relaţie aproximativă de forma:

6

LQM1 ≅

iar pentru părţile laterale:

13

LQM 2 ≅

unde: - Q - este greutatea sarcinii maxime de ridicat; - L - deschiderea ochiului, măsurată pe axa neutră.

Efortul unitar maxim produs de solicitările la încovoiere şi compresiune în secţiunea cea mai periculoasă, CC (fig.5.4.b) a ochiului este dat de:

Fig.5.4. Ochiuri pentru suspendarea şi manevrarea sarcinilor


71

σ≤σ a1

1

1

1e

A

F + W

M =

unde: M1 - momentul încovoietor în secţiunea CC:

xF + 6

L Q = M 11

F1 - forţa care produce solicitarea la compresiune:

α tg2

Q = F1

W1 - modulul de rezistenţă al secţiunii eliptice a ochiului; A1 - aria secţiunii considerate.

Porţiunile laterale ale ochiului sunt solicitate în plus la tracţiune. Efortul unitar la tracţiune în secţiunea A - A se determină cu relaţia:

σ≤ασ at

cosA 2

Q =

unde A este aria secţiunii considerate. Ochiurile articulate (fig.5.4.a), sunt formate din traversa 1, articulată cu tiranţii 2. Pentru

calcul, traversa 1 se consideră ca o grindă simplă rezemată şi încărcată la mijloc cu o forţă concentrată, de mărime egală cu sarcina de ridicat. Considerând traversa 1 ca o bară curbă, pentru calculul efortului unitar se aplică relaţia de la bare curbe sub forma:

σe + R

ek

1 - 1

RA M +

AN =

1

1i1

unde: N este forţa normală pe secţiune: α tg2

Q = N

A - aria secţiunii CC a traversei; Mi - momentul încovoietor în secţiunea CC a traversei:

α x tg2

Q +

4

L Q = M i

unde: L - deschiderea traversei; x - distanţa de la centrul de greutate al secţiunii la direcţia forţei; e1 - distanţa de la centrul de greutate al secţiunii din mijlocul traversei, la fibra

externă superioară a acesteia; k - coeficient de formă al secţiunii considerate. Urechea articulaţiei traversei cu tiranţii 2, se verifică la solicitarea de presiune de contact.

5.3.4. Mufla

În cazul repartizării sarcinii pe mai multe ramuri de cablu se folosesc muflele care asigură rotirea uşoară a cârligului. Ansamblul de piese suspendat în cablurile în care se montează cârligul se numeşte mufla cârligului. Mufla se compune din : - cârlig; - traversa muflei; - pereţii laterali ai muflei ce susţin traversa şi axul rolelor de cablu; - rola sau rolele de cablu; - rulment axial;


72

- piuliţa cârligului cu sistemul de siguranţă împotriva deşurubării necontrolate.

În cazul palanelor cu număr par de role, sau al palanelor duble, pot fi folosite mufle scurtate (fig.5.5), care au avantajul unei înălţimi mai mici şi folosind cârlige cu tijă lungă, rolele de cablu se montează pe traversa cârligului. Traversa cârligului este solicitată la încovoiere (fig.5.6).

Traversa încărcată fiind cu sarcină nominală se verifică în cele două secţiuni periculoase A-B şi C-D.

Momentul încovoietor în secţiunea A-B este:

4

d

2

Q

2

l

2

QM AB ⋅−⋅=

iar modulul de rezistenţă:

( ) 21 hdb

6

1W ⋅−⋅≅

Astfel efortul unitar în secţiunea A-B este:

W

MABAB =σ

În secţiunea C-D se obţine:

3a

CDCD

d

32Mi

π

⋅=

σ

unde: 2

a

2

QM CD =

Axa rolelor de cablu este solicitată la încovoiere (fig.5.7). Ţinând seama că nu se poate asigura repartizarea uniformă a presiunii în lungul butucilor rolelor, în cazul montării mai multor role pe axă se înlocuieşte această repartiţie cu forţe concentrate acţionând în centrul rolelor.

Momentul încovoietor maxim va fi:

−⋅=2

l

2

l

2

QM b

Modulul de rezistenţă are valoarea:

32

dW

3a⋅π=

Efortul unitar la încovoiere este:

( )

32d4

llQ32

d2

2

l

2

lQ

3a

bn3

a

b

i ⋅⋅π⋅

−=⋅

⋅π⋅

−=σ

În cazul montării rolelor pe bucşe, se verifică şi presiunea dintre acestea şi axă:

aba

pldn

Qp ≤

⋅⋅=

unde: n - numărul rolelor montate pe axă; pa- presiunea admisibilă 0,5...1 daN/mm2.

Fig.5.7 Axul rolelor de cablu

Fig.5.6 Traversă muflă

Fig.5.5 Ansamblu muflă


73

La mufla scurtă, traversa cârligului este în acelaşi timp şi axă pentru role (fig.5.8) determinând momentul:

−++⋅=4

d

2

lc

2

l

2

QM b

Traversa, respectiv axul rolelor, se fixează în scuturi (pereţi laterali) care sunt întăriţi prin platbande de otel (fig.5.9).

De obicei se face numai calculul tiranţilor de oţel, neglijându-se scuturile care au o grosime relativ redusă,

calculul rezultând din condiţia de rezistenţă la tracţiune:

sb

1

2

Q11BA =σ

( )sdb

1

2

Q

1BA 22 −

=σ

În funcţie de numărul de ramuri de cablu pe care le are transmisia prin cablu a mecanismului de ridicare se deosebesc următoarele tipuri de mufle cu cârlig:

- muflă cu o singură rolă, transmisia prin cablu cu două ramuri de cablu;

- muflă cu două role, transmisia prin cablu cu patru ramuri de cablu; - muflă cu patru role, transmisia prin cablu cu opt ramuri de cablu; - muflă cu şase role, utilizează transmisia prin cablu cu douăsprezece ramuri de cablu. Muflele cu mai mult de 6 role de cablu se utilizează mai rar pentru mecanismele de

ridicare de uz general. Muflele cu un număr impar de role (trei sau mai multe) nu se utilizează decât în cazuri

speciale, deoarece nu permit amplasarea la punct fix sau pe rola de egalizare a limitatorului de sarcină.

5.4. Organe auxiliare pentru apucarea sarcinilor

5.4.1. Organe flexibile de prindere a sarcinilor

Mărirea coeficientului de utilizare şi a productivităţii maşinilor de ridicat, depinde de micşorarea timpului utilizat pentru prinderea şi desfacerea sarcinilor. Pentru micşorarea timpului necesar prinderii şi desfacerii sarcinilor se utilizează dispozitive auxiliare pentru manevrarea sarcinilor care să satisfacă condiţiile: să apuce repede şi să elibereze repede sarcina; să corespundă formelor şi însuşirilor fizice ale sarcinilor; rezistenţă mecanică mare şi funcţionare sigură; să satisfacă cerinţele tehnice de securitate a muncii; să nu deterioreze sarcina; să aibă o greutate proprie mică; să fie comode în exploatare, etc.

Cele mai simple dispozitive şi cele mai frecvent folosite sunt organele flexibile de prindere, constituite din bucăţi de lanţuri sudate, cabluri sau frânghii, prevăzute la capete cu cârlige de construcţie specială. Lanţurile de prindere (fig.5.10.b,c,d), sunt formate din zale de prindere (A) de legătură (C), lanţuri necalibrate cu zale scurte de prindere (B) şi cârlige (D). Lanţurile pot fi cu o ramură (fig.4.10.d) sau două ramuri (fig.4.10.b,c).

Fig.5.8 Traversă la muflă scurtă

Fig.5.9 Tirant


74

Cablurile de prindere sunt cu o ramură sau două ramuri (fig.4.10.a), fiind matisate la ambele capete. Cablurile prezintă avantajul că se pot verifica uşor şi nu produc o rupere bruscă, aşa cum aceasta apare de obicei la lanţurile de legare, în schimb sunt mai rigide şi se manevrează greoi la sarcini mari. Calculul organelor flexibile de prindere se face pe baza eforturilor care apar în ramurile acestora. Corespunzător unei anumite sarcini de ridicat Qn şi un anumit număr de

ramuri portante, efortul de întindere S care ia naştere în fiecare ramură a cablului sau lanţului se determină cu

relaţia: n

1

cos2

QS

α=

unde: Q - sarcina de ridicat; α - unghiul de înclinare a ramurilor organului flexibil faţă de verticală; n - numărul ramurilor portante.

4.4.2. Traversa

Un alt dispozitiv foarte frecvent folosit este traversa (fig.5.11), construită dintr-o grindă metalică 1, care se prinde în cârligul mecanismului de ridicare, printr-un lanţ (cablu) 2, cu două

ramuri. Sarcina este fixată de traversă prin legăturile 3 (lanţuri, cabluri sau dispozitive speciale).

Traversele sunt în general, organe de prindere a sarcinii detaşabile din cârlig cu ajutorul cărora se manipulează sarcini având dimensiuni mari. Prin utilizarea traverselor, se realizează păstrarea echilibrului pieselor în timpul manipulării şi o utilizare raţională a lanturilor şi cablurilor de legare.

Funcţie de geometria sarcinilor manipulate distingem: traversa pentru manipularea ţevilor; dispozitive pentru manipularea grinzilor prefabricate; grinzi de egalizare ce se utilizează pentru sprijinirea sarcinilor cu suprafaţă mare, eliminând pericolul basculării, alunecării, încovoierii cât şi posibilitatea asigurării unor unghiuri de suspendare; jug cu dispozitive de prindere pentru manipularea tablelor.

5.4.3. Clesti de prindere

Pentru manipularea sarcinilor în bucăţi mari, fără ochiuri de agăţare se folosesc cleşti (fig.5.12) de diferite tipuri, la care strângerea sarcinii se realizează automat, sub acţiunea greutăţii proprii a acesteia. Deschiderea se face de obicei prin lăsarea sarcinii pe un suport sau cu ajutorul unei pârghii speciale acţionate manual. Funcţionarea cleştelui este dictată de condiţia ca forţa de frecare între acesta şi sarcina ridicată să fie mai mare decât greutatea proprie. Forţa de tracţiune

în tirantul cleştelui va fi: α cos 2

Q = T

Condiţia de reţinere a sarcinii se exprimă cu relaţia: Q N 2 ≥µ

Considerând un coeficient de siguranţă k se obţinem: µ

=2

QkN

Fig.5.10 Lanţuri de fixare

Fig.5.11 Traversă

Fig.5.12 Cleşti de ridicare


75

unde: µ - coeficientul de frecare între braţele de prindere a cleştelui şi sarcina de ridicat; k - coeficient de siguranţă (k=1,3...1,5). Forţa de strângere N se determină din condiţia de echilibru a braţelor cleştelui articulat în

punctul o:

02

cNcosTtgasinTabN =µ−αβ−α−

Înlocuind valorile forţelor T şi N se obţine:

( ) 02

c

2

Qkcostgasina

cos2

Qb

2

Qk =µ

µ−αβ+αα

−µ

Rezolvând se obţine ecuaţia care reprezintă condiţia de bază necesară pentru ridicarea

sarcinii: ( )

µ=β+α

2

cbktgtga

Pentru ridicarea foilor de tablă sau a pofilelor se utilizează cleşti cu strângere automată ( fig.5.13 ). Strângerea se realizează între una din fălcile cleştelui formată din cadrul 1 şi piesa excentrică 2. Cleştele se prinde în cârligul dispozitivului de ridicare prin elementul 3. Considerând µ1 şi µ2 coeficienţii de frecare pe cele două suprafeţe de contact, forţa totală de frecare se determină cu relaţia:

αµµ

µµtg

) + ( Q = ) + ( N = F 21

21f

Condiţia de reţinere a sarcinii este: µµ≤α≥ 21f + tg; Q F

Exemplu

Varianta de actualitate a cleştelui o reprezintă mâna mecanică, utilizată în construcţia manipulatoarelor şi a roboţilor industriali. Pentru mâna mecanică cu

acţionare hidraulică (fig.5.14), condiţia de reţinere a sarcinii este:

µ≥⇒≥µ= G

NGNF 22f

Din condiţia de echilibru a braţelor în articulaţiile acestora se obţine:

1

221 l

lNN =

unde: l1, l2 - lungimile proiecţiilor braţelor faţă de articulaţie.

Condiţia de ridicare a piesei în acest caz este: ) + ( tgN = F 1 βα

Cunoscând valoarea forţei F, se pot dimensiona componentele mâinii mecanice. Alegerea variantei constructive a mâinii de prindere şi a modului de acţionare se face în funcţie de forma şi greutatea sarcinilor manipulate.

Având în vedere principiul de funcţionare a dispozitivelor auxiliare, daţi câte 2

exemple de categorii de instalaţii care le utilizează.

Fig.5.13 Cleşte automat

Fig.5.14 Dispozitiv cu acţionare hidraulică


76

5.4.4. Electromagneţii de sarcină

Electromagneţii se utilizează pentru manipularea materialelor cu proprietăţi magnetice de forme şi dimensiuni variate, fiind organe de prindere a sarcinii, în general detaşabile din cârlig (fig.5.15).

Se pot prinde la cârlig fie direct fie prin intermediul unor traverse, caz în care se prind mai mulţi electromagneţi în vederea manipulării materialelor cu suprafeţe plane mari (tole). Prinderea directă a sarcinii conduce la reducerea duratei ciclului de lucru şi a personalului de deservire.

În anumite situaţii pentru a evita căderea sarcinilor se utilizează electromagneţi cu ghiare. Aceştia nealimentaţi au fălcile desfăcute sub propria greutate. La alimentarea bobinei electromagnetului, capetele superioare ale fălcilor sunt atrase spre

electromagnet astfel capetele inferioare se apropie realizând prinderea materialului. Alimentarea cu energie electrică a electromagneţilor de sarcină se face numai în curent continuu, de la un redresor propriu montat pe mecanismul de ridicare sau de la o sursă de curent continuu independentă de mecanism. Cablul de alimentare al electromagnetului de sarcină se înfăşoară pe un tambur cu mişcare de rotaţie sincronă cu cel al cablului de tracţiune. Evitarea accidentelor determinate de întreruperea alimentării cu energie electrică, impune prevederea cu baterii de acumulatori care să asigure funcţionarea până la depunerea sarcinii. Locul de manipulare se va îngrădi, accesul fiind prevăzut cu contacte electrice de siguranţă în schema de comandă a mecanismului.

Principalul avantaj îl constituie automatizarea operaţiilor de prindere şi desprindere a sarcinii. Dezavantajele esenţiale ale electromagneţilor constau în: scăderea capacităţii utile de ridicare datorită greutăţii proprii; variaţii în limite largi a forţei portante a electromagneţilor în funcţie de forma, dimensiunile, compoziţia chimică, temperatură, etc.

Din punct de vedere constructiv, electromagneţii de sarcină trebuie să suporte şocurile mari produse de sarcinile atrase şi să permită o demagnetizare rapidă la desprinderea sarcinii. Evitarea magnetismului remanent se face prin inversarea sensului curentului în bobina electromagnetului.

Manipularea sarcinilor neferoase cu suprafeţe plane se face, cu ajutorul dispozitivelor pneumatice. Datorită vidului creat între garnituri şi piese cu ajutorul pompei de vid, piesa rămâne fixată la dispozitivul de ridicare.

5.5. Manipularea sarcinilor în vrac

Pentru manipularea sarcinilor în vrac se utilizează cupe autodescărcătoare de diverse forme şi capacităţi. Încărcarea se face manual şi descărcarea automat prin răsturnare, deschiderea fundului sau a uşilor laterale.

Dispozitivul de golire trebuie să nu se deschidă necomandat, să permită golirea completă şi să dea posibilitatea reglării vitezei de golire, deoarece o golire bruscă provoacă şocuri puternice.

Graif ărele sunt dispozitive cu încărcare şi descărcare automată. Ţinând seama de modul de acţionare pot fi acţionate cu: cablu (unul, două sau patru cabluri de comandă), cu electromotor şi hidraulice. Construcţia cupelor diferă de la un tip la altul funcţie de destinaţia acestora.

Fig.5.15 Electromagnet


77

Graifărele cu un cablu sunt cele la care operaţiile de ridicare, coborâre sau închidere deschidere sunt realizate de organul flexibil de tracţiune. Graifărele bicablu (fig. 5.16) au cea mai mare utilizare datorită construcţiei simple şi a productivităţii mari comparativ cu celelalte tipuri.

Graifărul bicablu se compune din cupele 1, suspendate prin tiranţii 2, articulaţi la traversa superioară 3. Cupele sunt articulate în punctele A şi B ale traversei inferioare 4. Acţionarea graifărului se realizează prin intermediul unui troliu cu două tobe; pe toba 9 se înfăşoară cablul de ridicare 5 fixat la traversa superioară, iar pe toba 10 se înfăşoară cablul de închidere 6, legat prin rolele 7 şi 8 la traversa superioară şi inferioară. Cablul de închidere a cupelor

străbate liber traversa superioară 3 şi se înfăşoară pe tamburul de cablu 10. Deschiderea sau închiderea graifărului (fig.5.17) se face în orice poziţie, prin frânarea tamburului de ridicare şi desfăşurarea sau înfăşurarea cablului de închidere. Ridicarea sau coborârea graifărului se face înfăşurând sau desfăşurând simultan ambele cabluri cu aceiaşi viteză, menţinerea vitezei egale fiind absolut necesară pentru buna funcţionare a graifărului.

Închiderea deschiderea graifărului se poate face prin intermediul unui palan simplu sau dublu.

Suspendarea graifărului pe două ramuri de cablu măreşte stabilitatea în funcţionare.

Înfigerea cupelor în material se produce sub acţiunea greutăţii proprii a graifărului astfel că graifărul cu o greutate mai mică decât cea necesară pentru manipularea unui material va aluneca pe suprafaţa acestuia şi nu se va umple, iar cel cu o greutate prea mare se va înfunda în material.

Calculul graifărului (fig.5.18), constă în determinarea masei sale şi a raportului de transmisie al palanului de închidere, precum şi principalele dimensiuni geometrice.

Dimensiunile geometrice ale graifărului sunt determinate funcţie de volumul său. Forţa totală în mufla superioară a palanului de închidere se va determina cu relaţiile de

calcul specifice tipului de palan utilizat. Eforturile în tiranţi se calculează cu relaţia:

βcos 2F + G = T ss

unde: Gs greutatea traversei superioare; Fs forţa totală în mufla superioară. Efortul din cablul de ridicare, se determină

în condiţia de echilibru a traversei superioare:

F + cos T 2 + G = F ssr β

Recţiunile orizontale ale articulaţiilor cupei cu traversa inferioară sunt egale, putându-se determina analitic sau grafic:

Fig.5.18 Explicativă calcul graifăr bicablu

Fig.5.17 Evoluţia închidere graifăr

Fig.5.16 Graifăr bicablu


78

H = H = H BA

Forţa P de închidere a graifărului este: )2

Q +

2F -

2G

( = P ig ξ

unde: - Gg greutatea totală a graifărului; Fi forţa în ramura de cablu a muflei inferioare a palanului de închidere; ξ = l/ L, coeficientul de umplere a cupelor; l proiecţia pe orizontală a spaţiului parcurs de cupă la un moment dat; L deschiderea maximă a cupalor.

Exemple

Graifărele cu motor electric (fig.5.19), prezintă avantajul utilizării unui singur cablu, deschiderea - închiderea cupelor fiind realizată în orice poziţie cu ajutorul unui troliu montat pe traversa superioară. Troliul se compune dintr-un electromotor reversibil 1, un angrenaj melcat 2 şi un tambur 3, pe care se înfăşoară cablul 4, fixat la traversa inferioară 5. Ridicarea şi coborârea graifărului se face cu ajutorul cablului 6, care se înfăşoară pe tamburul troliului mecanismului de ridicare. Au o greutate proprie mare, capacitate mică şi viteza mică de închidere deschidere, ceea ce le limitează utilizarea.

Având în vedere principiul de funcţionare al graiferului identificaţi 5 scenarii în care se pot utiliza astfel de echipamente.

Graifărul hidraulic (fig.5.20), se compune din traversa superioară 1, traversa inferioară 2,

cupele 3, montate articulat la traversa inferioară, tiranţii 4 şi cilindrul hidraulic 5 pentru acţionarea cupelor. Asigură închiderea şi deschiderea cupelor în orice poziţie cu ajutorul unui

cilindru hidraulic. În vederea manipulării unor sarcini în vrac cu granulaţie mărită (şpan) se utilizează graifărele polip.

Platformele sunt dispozitive de susţinere a sarcinilor, detaşabile din cârlig. Au o largă utilizare în porturi la încărcare şi descărcare.

Se execută din metal sau lemn fiind în general prevăzute cu patru lanţuri de legare, unite într-un ochet care se prinde la cârligul macaralei. Prezintă avantaje din punct de vedere al tehnicii securităţii muncii cât şi al protecţiei sarcinii transportate. Au însă dezavantajul unui gabarit mare.

Dispozitivul de prindere cu bandă, se compune dintr-o traversă la capătul căreia se prinde o bandă pe care se aşează saci sau alte elemente asemănătoare, capetele benzii prinzându-se la cârligele traversei. Descărcarea se face prin desprinderea unui capăt al benzii, sarcina rostogolindu-se la ridicarea traversei. Elementelor de legătură a sarcinilor trebuie să li se acorde întotdeauna o atenţie sporită, deoarece funcţie de condiţiile de exploatare pot fi supuse unor

Fig.5.20 Graifăr hidraulic

Fig.5.19 Graifăr cu electromotor


79

solicitări mărite. Modificările aparent nesemnificative ale unghiului elementelor de legătură, afectează capacitatea portantă a acestora.

Legătura tip coş oferă un sistem de sprijinire a sarcinilor prin prinderea unui capăt al elementului de legătură la cârlig, înfăşurarea în jurul sarcinii şi fixarea apoi a celuilalt capăt la cârlig. Nu pot fi utilizate la manevrarea sarcini-lor ce nu-şi menţin echilibrul, deoarece sarcina se poate înclina sau aluneca.

Să ne reamintim...

Obiectivul fundamental al echipamentelor de suspendare şi prindere a

sarcinor este stabilirea condiţiilor optime de manipulare cu satisfacerea criteriilor

de asigurare a siguranţei în exploatarea şi funcţionarea sistemelor cu satisfacerea

condiţiilor de optimizarea timpilor de deservire, adaptaţi la diferitele aspecte ale

automatizării manipulării cu utilizarea raţională, astfel încât, să se asigure şi să se

elaboreze un ansamblu coerent de previziuni pentru automatizarea manipulării .

U5.6. Rezumat

Suspendarea sarcinii la maşinile de ridicat se realizează prin intermediul

cârligelor, ochiurilor, muflelor, dispozitivelor auxiliare şi a dispozitivelor pentru

manipularea sarcinilor în vrac. Se folosesc cârlige simple pentru sarcini mici sau

mijlocii, cârlige duble pentru sarcini mari şi ochiuri (scăriţe) pentru sarcini mari şi

foarte mari.

Calculul cârligului simplu forjat se face cu o încărcare egală cu capacitatea de ridicare a cârligului astfel cu determinare eforturilor unitare la tracţiune şi compresiune în secţiunea rincipală supusă încovoierii, cu determinarea efortului unitar de tracţiune în secţiunea şi determinarea efortului unitar de forfecare în filet.

Cârligele duble au aceleaşi solicitări ca şi cârligul simplu ţinând seama de

faptul că din cauza legăturii sarcinii, forţa din cablu de legare este îndreptată sub un

unghi α/2 faţă de axa de simetrie a cârligului

Ochiurile se utilizează pentru echipamentele de ridicare cu capacitate mare

de sarcină de peste 1000 kN, executate prin forjare (articulate, sau ochiuri rigide).

Muflela reprezintă ansamblul de piese suspendat în cablurile în care se

montează cârligul, se foloseşte în cazul repartizării sarcinii pe mai multe ramuri de

cablu şi asigură rotirea uşoară a cârligului. se numeşte mufla cârligului.

Dispozitive auxiliare se utilizează pentru micşorarea timpului necesar

prinderii şi desfacerii sarcinilor care să satisfacă condiţiile: să apuce repede şi să

elibereze repede sarcina; să corespundă formelor şi însuşirilor fizice ale sarcinilor;

rezistenţă mecanică mare şi funcţionare sigură; să satisfacă cerinţele tehnice de

securitate a muncii; să nu deterioreze sarcina; să aibă o greutate proprie mică; etc.

Pentru manipularea sarcinilor în bucăţi mari, fără ochiuri de agăţare se

folosesc cleşti. Electromagneţii se utilizează pentru manipularea materialelor cu


80

proprietăţi magnetice de forme şi dimensiuni variate, fiind organe de prindere a

sarcinii, în general detaşabile din cârlig

Pentru manipularea sarcinilor în vrac se utilizează cupe autodescărcătoare

de diverse forme şi capacităţi. Încărcarea se face manual şi descărcarea automat

prin răsturnare, deschiderea fundului sau a uşilor laterale


1. Care din următoarele elemente se folosesc pentru suspendarea sarcinilor?: a) cârlig dublu; c) platformă ridicătoare; b) electromagnet; d) mufla;

2. Care din următoarele elemente se folosesc ca dispozitive auxiliarede suspendarea sarcinilor?: a) traversa; c) dispozitive flexibile de prindere; b) electromagneţii de sarcină; d) graiferele;

3. În baza căror mărimi se face calculul cârligului simplu: a) clasa de utilizare; c) sarcina nominală /grupa de funcţionare; b) consumul de materii prime; d) starea de încărcare;

4. Care din următoarele mărimi caracteristice determină verificarea cârligului?: a) efortul unitar de tracţiune; c) efortul de forfecare în filet; b) clasa de utilizare; d) efortul unitar de tracţiune.

5. Cum se poate determina coeficientul de formă al secţiunii?: a) grafic; c) analitic; b) din nomogramă cunoscând raza de curbură, raportul r/x1 şi forma secţiunii;

d) din documentaţia cârligului.

Rezultate TEST: 1.a, b, c); 2.a, b, c); 3.c); 4.a, c, d); 5.a, b, c).

Temă de control


argumentări privind „Deservirea instalaţiilor de ridicat de către dispozitivele de

suspendare şi prindere a sarcinilor”.










81


DISPOZITIVE DE FRÎNARE ŞI BLOCARE Cuprins

U6.1. Introducere ...................................................................................................................... 81 U6.2. Obiectivele unităţii de învăţare ....................................................................................... 81 U6.3. Dispozitive de frânare .................................................................................................... 82 U6.4. Dispozitive de blocare .................................................................................................... 89 U6.5. Rezumat .......................................................................................................................... 91 U6.6. Test de evaluare a cunoştinţelor ..................................................................................... 92 Bibliografie unitatea de învăţare nr.6 ........................................................................... 92

U6.1. Introducere

Sarcina ridicată la o înălţime oarecare prezintă o rezervă de energie potenţială care se transformă în energie cinetică, dacă cuplul la axul tamburului datorat sarcinii este mai mare decât cel dat de mecanismul de ridicare.

Astfel este necesar introducerea în mecanismul de ridicare, a unui dispozitiv a cărui rezistentă însumată cu rezistenta opusă de mecanism, să dea un cuplu mai mare decât cel al sarcinii (dispozitiv de frânare), sau un dispozitiv care să împiedice rotirea în sensul coborârii (dispozitiv de oprire).

Pentru micşorarea vitezei unghiulare la arbore sau pentru aducerea în stare de repaus, mecanismele de ridicare sunt prevăzute cu frâne. Frânele se utilizează şi în cazul mecanismelor de deplasare a sarcinilor în plan orizontal (mecanismele de translaţie, de rotire sau înclinare a braţului) pentru oprirea sau micşorarea vitezei. La mecanismele de ridicare se utilizează în mod uzual frâne mecanice şi electrice, ultima numai împreună cu cea mecanică şi numai la mecanismele cu acţionare electrică.

Frânele transformă energia mecanică a maselor în mişcare, în energie calorică. La frânele mecanice conversia are loc prin intermediul frecări dintre organul de frânare, montat pe partea fixă a mecanismului şi discul de frână montat pe unul din arborii mecanismului, spre deosebire de cele electrice la care conversia energiei are loc prin inducţie electromagnetică, energia pierzându-se pe rezistenta de frânare.


Această unitate de învăţare îşi propune ca obiectiv principal să dezvolte

capacitatea studenţilor de a realiza, urmări şi controla sistemele de frânare pentru diverse tipuri de maecanisme de ridicat şi transportat. La sfârşitul acestei unităţi de învăţare studenţii vor fi capabili să: înţeleagă importanţa sistemelor de frânare la mecanismele de ridicat şi transportat; cunoască principalele sisteme de frânare ale mecanismelor de ridicat şi transport; aleagă principalele sisteme de frânare ale mecanismelor de ridicat şi transportat; înţeleagă rolul specialistuli în utilizarea şi proiectarea principalele sisteme de


82

frânare pentru mecanismele de ridicat şi transportat; stabilească legături multiple între aspectele studiate, analiza lor aprofundată, elaborarea mai multor variante necesare luării deciziilor la alegerea sistemelor de fânare.

Durata medie de parcurgere a unităţi de învăţare este de 2 ore.

U6.3. Dispozitive de frânare

6.3.1. Clasificarea dispozitivelor de frânare

Pentru buna funcţionare frâna trebuie să dezvolte cuplul de frânare cerut, cu uzură minimă a elementelor de frânare şi cu încălzirea sub. limita maximă admisă. Ele trebuie să asigure o frânare lină iar la defrânare să asigure întreruperea totală a contactului elementelor de frânare, să aibă o construcţie simplă, o reglare uşoară, dimensiuni de gabarit mici, preţ de cost redus, etc. Funcţie de rolul pe care îl îndeplinesc, frânele pot fi:

frâne de oprire, cu ajutorul cărora un arbore aflat în mişcare de rotaţie se aduce rapid în stare de repaus (Ω=0);

frâne de reglare cu ajutorul cărora se realizează reglarea turaţiei. Din punct de vedere constructiv, frânele pot fi: frâne radiale ( cu saboţi, cu bandă ); frâne axiale ( cu discuri sau conice ); frâne speciale ( centrifuge, cu clichet). După modul cum se face comanda, frânele pot fi: frâne comandate mecanic ( prin pedale, pârghii, manete, etc.); frâne comandate electric ( cu electromagnet, cu ridicător de frână electrohidraulic); frâne automate. După modul cum se realizează frânarea, frânele pot fi: frâne normal deschise, la care prin comandă se realizează frânarea; frâne normal închise la care prin comandă se realizează defrânarea.

6.3.2. Frâne radiale 6.3.2.1. Frâne cu saboţi Frânele cu saboţi sunt cu acţiune radială şi pot fi construite cu un sabot sau cu doi saboţi.

Frânele cu un sabot (fig.6.1), se utilizează pentru cupluri de frânare mici (acţionări manuale), deoarece arborele pe care este amplasat tamburul de frână este supus la încovoiere.

Frâna cu un sabot asigură forţa necesară frânării pentru cele două sensuri de rotaţie. Considerând: N forţa de apăsare pe sabot; µ coeficientul de frecare dintre tamburul de frână şi căptuşeala sabotului; T forţa tangenţiala ce trebuie frânată. Forţa de frânare µN, este îndreptată faţă de roata de frână in sens opus forţei periferice ce apare

datorită unui anume sens de rotaţie, iar faţă de saboţi este îndreptată în sensul de rotaţie al roţii de frânare. Forţa de apăsare pe sabot trebuie să îndeplinească condiţia:

Fig.6.1 Frână cu un sabot

O b a

µN=T

F

O'

c

-µN

ω M f

-ω -M f

N


83

TN =µ

Din condiţia de echilibru a forţelor ce acţionează asupra pârghiei frânei, în cazul rotirii tamburului frânei în sensul acelor de ceasornic rezultă valoarea forţei de frânare

a

cbNF

µ+=

În cazul rotirii în sens invers acelor de ceasornic obţinem

a

cbNF

µ−=

Pentru a obţine aceeaşi forţă de frânare în ambele sensuri, este necesar schimbarea formei pârghiei încât c să devină egal cu zero. Frânele cu doi saboţi fac parte din categoria frânelor radiale, prezentând avantajul că nu solicită la încovoiere arborele pe care este montată cupla de frânare, realizând cupluri de frânare mari pentru aceeaşi apăsare a saboţilor.

Frâna cu doi saboţi se compune din roata de frână 1 montată pe unul din arborii mecanismului (obişnuit pe arborele motor), saboţii 2 având suprafaţa de lucru cilindrică, elementul de frânare (greutate sau arc G) un sistem de pârghii şi elementul de defrânare (electromagnet sau ridicător electrohidraulic M).

Frâna cu doi saboţi (fig.6.2), cu contragreutate şi electromagnet, frânează sub acţiunea contragreutăţii G, şi defrânează sub acţiunea forţei portante a electromagnetului M.

Sub acţiunea contragreutăţii G, greutăţii proprii a pârghiei 7 şi greutăţii Ga a armăturii mobile a electromagnetului, în tirantul 6 apare forţa S, sub acţiunea căreia se roteşte triunghiul rigid 4, în ale cărui articulaţii acţionează forţele T şi R care se transmit pârghiilor portsabot 3.

Sub acţiunea componentei orizontale F, pârghiile portsabot se rotesc strângând saboţii pe roata de frână. Recţiunile normale N ale roţii acţionează de la roată spre sabot, iar recţiunile forţelor de frecare F1,2 asupra sabotului acţionează în sensul rotirii roţii de frână.

Din condiţia de echilibru a pârghiilor portsabot rezultă:

1 1

2 2

N b N c Fa 0N b N c Fa 0

− µ − =+ µ − =

Cuplul de frânare va fi:

( ) ( )f 1 2 1 2

2 2 2

D DM F F N N

2 2a a D ba

F FDb c b c 2 b c

= + = µ + =

= µ + = µ − µ + µ − µ

Fig.6.2 Frână cu doi saboţi

d T

c g

b

µN1

M

a

µN2F2

F1

T F

F R e

S

S

N1 N1 N2 N2

h

k f G

D

1 2

3

4 5

6

4

Gm


84

Din condiţia de echilibru a triunghiului rigid obţinem: dFeS =

e

d

ab

cb

D

M

e

dFS

222f µ−

µ==

Din condiţia de echilibru a pârghiei contragreutăţii rezultă valoarea contragreutăţii:

k

gGhG

k

fSG

pa +−=

Forţa portantă a electromagnetului pentru defrânare va fi:

( )0S;Gh

gG

h

kGM ap =++=

Pentru a ţine seama de frecările din articulaţii, valorile contragreutăţii G şi forţei portante a electromagnetului se majorează cu 10 % faţă de cele rezultate din calcule.

Pentru alegerea mărimii frânelor, respectiv a diametrului şaibei de frână, funcţie de cuplul de frânare necesar pentru mecanismul respectivei de cuplul de frânare capabil al frânei se recomandă pentru calcul utilizarea STAS 9188-72.

Frânele cu saboţi sunt realizate cu ridicător de frână cu electromagnet cu cursă lungă sau cu cursă scurtă.

Ridicătorul cu electromagnet are utilizare redusă datorită următoarelor dezavantaje: realizează o frânare bruscă cu şocuri; la neefectuarea completă a cursei de închidere a armăturii mobile pe armătura fixă,

bobina se poate arde; curent de anclanşare mare; scăderea forţei la căderi de tensiune, etc. Din aceste cauze există tendinţa de înlocuire cu ridicătoare electrohidraulice care au largă

răspândire, datorită avantajelor ce le au faţă de ridicătoarele cu electromagneţi: închiderea şi deschiderea frânei se execută lent fără şocuri; nu transmite în mecanism şocul dat la pornire de motor, acesta fiind preluat de frână; sunt robuste iar căderile de tensiune nu au influenţă mare; permit realizarea de trepte de microviteze, în cazul în care prin schema electrică, turaţia

motorului din ridicător se reduce. Ca dezavantaj major se menţionează tendinţa de coborâre a sarcinii după întreruperea

acţionării mecanismului, existând un timp relativ mare de închidere a frânei, dezavantaj înlăturat prin măsuri luate în schema electrică.

6.3.2.2. Frâne cu bandă

Frânele cu bandă (fig.6.3), se compun dintr-un disc de frână montat pe arborele ce trebuie frânat, o bandă metalică (de obicei căptuşită), care înfăşoară pe o anumită porţiune (α) roata de frână şi o pârghie care poate oscila în jurul unui punct fix. De pârghie sunt montate capetele benzii. Prin rotirea într-un sens al pârghiei se obţine apăsarea benzii pe roată, prin rotirea în sens invers se obţine slăbirea frânei.

Având în vedere faptul că deşi pot produce un efect de frânare mare şi au construcţie compactă, provoacă solicitarea puternică la încovoiere a arborelui pe care se montează şaiba de frână şi totodată produc o încălzire puternică.

Funcţie de modul cum se fixează banda, pot fi:


85

frâne cu bandă cu efect simplu (fig.6.3.a); frâne cu bandă cu dublu efect diferenţial (fig.6.3.b); frâne cu bandă cu dublu efect prin însumare (fig.6.3.c).

Efortul în bandă S2 (fig.6.4), în punctul de înfăşurare a benzii pe roata de frână este

αµ= eSS 12

unde: S1 - efortul în bandă în punctul de desfăşurare α - unghiul de înfăşurare

µ - coeficientul de frecare. Forţa tangenţială S2 - S1 produce cuplul de frânare

( ) ( )αµ

αµαµ −=−=−=

e2

1eSD1eS

2

DSS

2

DM 2112f

Presiunea de contact între bandă şi şaiba de frână este:

DB

S2

dDB

dS2

dDB

dN2p =

ϕϕ=

ϕ=

unde D este diametrul roţii de frână, iar B este lăţimea roţii de frână.

Presiunea va fi maximă pentru punctul în care efortul în bandă este maxim.

αµαµ

αµ=

−== ep

1e

e

BD

M4

DB

S2p min2

f2max

Considerând frâna cu acţiune dublă diferenţială pentru cele două sensuri de rotaţie, din condiţia de echilibru a pârghiei neglijând componentele date de greutăţile elementelor se obţine

2 1 I2 1 II

I S a S b F c 0II S b S a F c 0.

− + =− + =

Înlocuind eforturile în bandă, funcţie de cuplul de frânare se obţine

I 2 fI

II 2 fII

S b S a 2M b aeF

c Dc e 1S b S a 2M be a

F .c Dc e 1

µ α

µ αµ α

µ α

− −= =−

− −= =−

Se constată o diferenţă între forţele necesare frânării celor două sensuri de rotire. Deci o astfel de frână nu se poate utiliza când sunt necesare cupluri de frânare egale pentru ambele sensuri de rotaţie.

În aceleaşi condiţii pentru frâna cu acţiune simplă ( fig.6.3.a) se obţine (a=0)

f fI II

2M 2Mb b eF , F .

cD cDe 1 e 1

µ α

µ α µ α= =− −

a

c a

S2(S1) F S1(S2)

α ω M f

-ω -M f

c a

S2(S1) F S1(S2)

α ω M f

-ω -M f

b

c a

S2(S1) F S1(S2)

α ω M f

-ω -M f

b

b c

Fig.6.3 Frâne cu bandă

dN

α

Dpmax

pmin

S2 S1

dα

p

Fig.6.4 Efortul în bandă


86

Şi la acest tip de frână, forţele de frânare pentru sensuri opuse de rotire sunt diferite. În condiţiile construcţiei frânei astfel încât eforturile din capetele benzii să dea cupluri în

acelaşi sens ( fig.6.3.c), se obţine frâna prin însumare, care realizează forţe de frânare egale pentru ambele sensuri de rotaţie ( b = a )

1e

1e

Dc

bM2FF f

III−+== αµ

αµ

Determinarea cursei electromagnetului de defrânare sau a ridicătorului de frână electrohidraulic se face ţinând seama de deplasarea capetelor benzii.

La frâna diferenţială, deplasarea totală a capetelor benzii la slăbirea sau strângerea frânei este (fig.6.5) ( ) αε=α−αε+=∆−∆=∆ RR12

unde: µ - depărtarea radială a benzii faţă de roata de frână α - unghiul de înfăşurare al benzii pe roată.

Având în vedere asemănarea triunghiurilor (fig.6.5), se obţine

2 1a b

h, hd d

∆ = ∆ =

Înlocuind se obţine cursa electromagnetului:

ab

dh

−αε=

Pentru frâna simplă (a=0), cursa electromagnetului este :

b

dh αε=

La frâna prin însumare când cele două capete ale benzii se îndepărtează simultan la slăbirea frânei se obţine:

ab

dh

+αε=

Lăţimea benzii se alege din condiţia ca presiunea maximă să fie mai mică decât cea admisibilă pa

1e

e

Dp

M4B

2a

f

−≥ αµ

αµ

Verificarea la încălzire se face din punctul de vedere al presiunii medii, considerată la

jumătatea unghiului de înfăşurare: ( )am pp ν=ν

Grosimea benzii (δ) se determină din condiţia de rezistenţă la întindere

( ) at2

idB

Sσ≤

δ−

unde: d - grosimea niturilor ; i - numărul maxim de nituri în secţiune ; σat - rezistenţa admisibilă la tracţiune.

6.3.3. Frâne axiale

Frânele cu discuri sau cu conuri acţionează axial asupra arborelui pe care îl frânează. Aceste tipuri de frână datorită construcţiei compacte sunt utilizate la frânarea mecanismelor

Fig.6.5 Calculul cursei electromagnetului

d

M

b

h

a

F

α -ω -M f

b

ε

∆ 1

∆ 2

ω Mf


87

electropalanelor şi ca frâne ataşate la motoare electrice utilizate la mecanismele de ridicat, în vederea evitări construcţiei cu frâne radiale care conduc la gabarite mari. Deosebim următoarele tipuri constructive de frâne axiale:

frâne cu un singur disc (fig.6.6.a); frâne cu mai multe discuri (fîg.6.6.b); frâne cu con (fig.6.6.c). Forţa de apăsare a discurilor, respectiv a conului în mişcare de rotaţie se realizează prin

intermediul unor arcuri, a căror forţă de apăsare poate fi reglată.

Forţa necesară deschideri frânelor se realizează în cadrul frânelor cu discuri cu ajutorul unor electromagneţi, iar în cazul frânelor cu con de către câmpul magnetic al motorului electric.

Frânele axiale sunt automate de tipul închis, deschiderea lor făcându-se concomitent cu pornirea motoarelor de acţionare a mecanismului pe care îl echipează.

La dispariţia tensiunii de alimentare se întrerupe şi alimentarea electro-magnetului la frânele cu discuri sau dispare câmpul magnetic la cele cu con, ceea ce determină ca sub acţiunea arcurilor să se producă în mod automat frânarea.

Considerând frâna conică (fig.6.7), frânarea apare sub acţiunea forţei S. Astfel pe suprafaţa elementară dA apar forţele elementare normale

2sin

dRdRpdApdN

βϕ== , unde :

p-presiunea pe elementul de suprafaţă considerat;

2

β- unghiul făcut de generatoarea conului cu axa

frânei. Deplasării conului interior i se opun forţele

elementelor de frânare

2sin

dRdRpdNdF

βϕµ=µ=

unde µ estecoeficientul de frecare între suprafeţele în contact. Condiţia de echilibru a conului interior determină forţa axială de strângere a frânei:

( )

βµ+−π=β+β= ∫ ∫∫ ∫

ππ

2tg

1RRp2

cosdF2

sindNS 22

21

R

R

2

0

R

R

2

0

1

2

1

2

Forţa tangenţială de frânare la strângerea frânei determină cuplul de frânare

22

21

22

31

R

R

2

0ff

RR

RR

2cos

2sin

s

3

2dFRM

1

2−

−βµ+β

µ== ∫ ∫π

Fig.6.7 Frână conică

dl

R1

dN

R2

dNβ

dF

dF

dr

b A '

A

dφ

R

S

dFt

Secţiunea A- A

R

ω

Fig.6.6 Fig.6.6 Frâne cu discuri

R

R

F

F F

Fn

Fn

a b c


88

În cazul suprafeţelor plane cu i suprafeţe în contact

SiRR3

RR2M

22

21

32

31

f µ−−=

Verificarea la încălzire se face ţinând seama de viteza medie tangenţială: ( )apvpv ≤ .

Valorile admisibile sunt diminuate cu (30%-40%) faţă de cele luate în calcul la frânele cu saboţi, pentru a ţine seama de condiţiile dificile de evacuare a căldurii la frânele axiale.

Exemple de frâne automate axiale

Frână conică automată (fig.6.8) cu frânare continuă sub acţiunea sarcinii este

folosită la vinciuri, palane mixte şi palanele cu şurub melcat fără autofrânare. Forţa

periferică a roţii conice din transmisia cu şurub melcat ce apare sub acţiunea sarcinii

suspendate, tinde să deplaseze şurubul melcat în lungul axei. Aceasta produce forţa

de frânare care echilibrează cuplul produs de sarcină. Sub acţiunea sarcinii Q, roata

melcată a palanului tinde să se rotească în direcţia axei melcului, care creează un

cuplu de frânare între discurile 1 şi 2.

Blocarea în sensul coborârii este

asigurată de un clichet care prin modul

de danturare asigură ridicarea sarcini

nestingherită. La încetarea acţionării,

clichetul oprind discul 2 produce

frânarea. Pentru coborârea sarcini se

ridică clichetul şi se asigură arborelui

melcat un cuplu în sensul coborârii

sarcinii.

O altă categorie de frână axială este cea cu acţiune intermitentă de la sarcină

(fig.6.9) fiind întrebuinţată la palane, macarale, etc. Pe arborele 1 al mecanismului

este împănat discul 2 şi înşurubat discul 4. între discurile 2 şi 4 se montează liber

opritorul cu dantură 3. Arborele este astfel filetat încât prin rotirea lui în sensul

ridicării sarcini, sau prin rotirea discului 4 în

sensul coborârii sarcini, acesta este împins

către discul 2, realizând strângerea discului 3

între ele. Dantura discului opritor este astfel

aleasă încât clichetul nu împiedică ridicarea

sarcinii.

La oprire clichetul intră între dinţii discului 3 şi

opreşte coborârea sarcinii, discul 4 deplasându-

se spre stânga. Coborârea sarcinii este asigurată prin rotirea arborelui 1 în sensul

coborârii, discul 4 deplasându-se spre dreapta, astfel că frecarea dintre discuri

încetează. Sub acţiunea sarcinii viteza creşte şi când viteza pinionului 5 depăşeşte

viteza arborelui 1, discul 3 se va deplasa spre stânga frânând coborârea. Continua

1 2 3

Ri

R

r

β

2Fig.6.8 Frână automată cu acţiune

continuă de la sarcină

2

1

3

4

5

Rm

ed2

R

med

1

Fig.6.9 Frână automată cu acţiune intermitentă la sarcină


89

Să ne reamintim...

I. Clasificarea dispozitivelor de frânare se realizează după:.

A: Rrolul pe care îl îndeplinesc;

B: Din punct de vedere constructiv;

C: După modul cum se face comanda;

D: După modul cum se realizează frânarea.

II. Frânele cu acţiune radială deşi pot produce un efect de frânare mare şi au

construcţie compactă, provoacă solicitarea la încovoiere a arborelui pe care se

montează şi totodată produc o încălzire puternică

III. Frânele cu discuri sau cu conuri acţionează axial asupra arborelui pe care

îl frânează. Aceste tipuri de frână datorită construcţiei compacte sunt utilizate la

frânarea mecanismelor electropalanelor şi ca frâne ataşate la motoare electrice

utilizate la mecanismele de ridicat, în vederea evitări construcţiei cu frâne radiale

care conduc la gabarite mari.

U6.4. Dispozitive de blocare


În cazul în care este necesară menţinerea sarcinii într-o anumită (poziţie la troliile cu acţionare manuală sau alte tipuri de trolii), acestea sunt prevăzute cu dispozitive de blocare. Cele mai uzuale dispozitive de blocare sunt:

dispozitive de blocare cu clichet; dispozitive de blocare cu fricţiune; dispozitive de blocare cu role. În vederea realizării blocării, elementul de blocare este amplasat pe roată cu ajutorul unui

resort. Troliile cu acţionare manuală prevăzute cu dispozitive de blocare asigură rotirea în sensul ridicării sarcinii, blocând sensul de coborâre. Coborârea sarcinii de face prin ridicarea de pe roată a dispozitivului de blocare şi în conformitate cu prescripţiile I.S.C.I.R., se face acţionând asupra manivelelor troliilor.

6.4.2. Dispozitivul de blocare cu clichet

Dispozitivele de blocare cu clichet sunt cele mai utilizate dispozitive de blocare, putând fi utilizate doar la viteze reduse, având în vedere transformarea energiei cinetice a maselor în mişcare în energie de deformare.

Opritorul cu clichet (fig.6.10) este alcătuit dintr-o roată 1 cu dantură de profil special, solidară cu arborele 2 care se doreşte să se blocheze şi un clichet 3 montat articulat în axul fix 4. La ridicare, clichetul alunecă liber pe dantură sau poate fi ridicat cu mecanisme speciale pentru a nu produce zgomote. La coborâre intră în dantură, blocând mişcarea. Dantura poate fi interioară sau exterioară, clicheţii putând fi comprimaţi sau tracţionaţi. Pentru reducerea unghiului la blocare dispozitivele sunt dotate cu doi clicheţi. Solicitarea minimă a dintelui este determinată de condiţia de montaj a axului clichetului pe tangenta la cercul exterior al roţii prin punctul de

apropiere şi depărtare a discului 2 şi 4, reglează viteza de coborâre a sarcini.


90

contact al vârfului dintelui cu vârful clichetului. Blocarea este asigurată în condiţia în care clichetul în contact numai cu muchia dintelui alunecă sigur către baza acestuia. Condiţia de introducere a clichetului în locaşul dintelui în timpul funcţionării este dată de relaţia de echilibru a forţelor active şi rezistente la blocare (fig.6.10.b)

0 = 2

d F-cos L ) cos Ff - sin(F µααα

unde: F este forţa de fricţiune; f este coeficientul de frecare dintre clichet şi roată; µ1 este coeficientul de frecare la montajul clichetului; α este unghiul de aşezare al dintelui roţii; d - diametrul axului de montaj; L - distanţa de montaj.

Făcând calculele se obţine: ϕ

µµϕ

cos2L

d+=tg

22

1

Considerând unghiul de frecare ρ(µ1 = tg ρ) se obţine condiţia: ρα tg> tg

Deci unghiul format de flancul dintelui cu raza roţii de clichet care trece prin muchia lui α, trebuie să fie mai mare decât unghiul de frecare ρ.

În timpul funcţionării, efortul datorat cuplului de rotire este preluat de un singur dinte adesea cu şocuri, motiv pentru care roţile se construiesc cu diametre mici şi număr mic de dinţi, deci roţi robuste (h = m, a = 1,5m).

Diametrul exterior al roţii este determinat de , unde m este modulul roţii cu clichet determinat din condiţiile de rezistenţă la încovoiere a dintelui în momentul angrenării, iar z este numărul de dinţi.

6.4.3. Dispozitive de blocare cu fricţiune

Opritoarele cu fricţiune, realizează blocarea datorită forţelor de frecare. Prezintă avantajul unei funcţionări fără şocuri silenţioase. Se construiesc în variantele cu excentric şi cu role.

Opritorul cu excentric (fig.6.11), este realizat din roata 1 montată pe arborele care se doreşte să se blocheze şi excentricul 2. Permite blocarea unui sens de rotire "C" datorită frecării dintre excentric şi roată. La coborâre, sarcina tinde să rotească roata cu forţa tangenţială F. Excentricul tinde să se rotească în sensul săgeţii I, astfel că între roată şi excentric apare reacţiunea normală N care produce forţa de frecare µN, care se opune mişcării.

Condiţia de blocare este: µ≤µ≤N

F;NF .

Înlocuind se obţine ρ=µ≤γ= tgtgN

F,

unde: γ - unghiul de montare a excentricului; ρ - unghiul de frecare ( 5.. 6o).

Rezultanta care solicită axul excentricului este

γ

=sin

FT

Pentru mărirea unghiului de montare a excentricului se foloseşte roată cu canal trapezoidal, care măreşte efectul de blocare.

1 2

3 4

L α

fNN

N h d O1

a b

a

Fig.6.10 Dispozitiv de blocare cu clichet

Fig.6.11 Opritor cu excentric

µN

ω -ω

F 2

D

N Tγ

1

ωc


91

Opritorul cu role (fig.6.12), este format din semicuplajul 2 împănat pe arbore, prevăzut la exterior cu adâncituri în care sunt montate rolele 3, acţionate de resoartele 4 fixate în locaşurile 5, astfel încât formează cu semicuplajul 1 locaşuri în formă de pană. La ridicarea

sarcinii, rolele nu împiedică arborele să se rotească. La tendinţa de coborâre a sarcinii, rolele se împănează pe porţiunea îngustă a locaşului dintre semicuplaje împiedicând rotirea. Condiţia de autofrânare a opritorului este ϕ<α 2 , unde ρ este

unghiul de frecare dintre rolă şi semicuplaje. Forţa normală care acţionează asupra rolei se

calculează cu relaţia: zD

M2F

µ=

unde: µ - coeficient de frecare între rolă şi semicuplaj; z - numărul de role ( uzual 3 ..6 ); D - diametrul; M - cuplul.

Având în vedere clasificarea dispozitivelor de blocare, identificaţi, pentru 5

instalaţii de ridicat o utilizare posibilă a dispozitivelor de blocare în corelare cu

particularităţile tehnologicea ale sistemului deservit.

Să ne reamintim...

I. Dispozitivele de blocare cu clichet sunt cele mai utilizate dispozitive de blocare, putând fi utilizate doar la viteze reduse, având în vedere transformarea energiei cinetice a maselor în mişcare în energie de deformare.

II. Opritoarele cu fricţiune, realizează blocarea datorită forţelor de frecare.

Prezintă avantajul unei funcţionări silenţioase, fără şocuri. Se construiesc în

variantele cu excentric şi cu role.

U6.5. Rezumat Pentru micşorarea vitezei unghiulare la arbore sau pentru aducerea în stare

de repaus, mecanismele de ridicare sunt prevăzute cu frâne. Frânele se utilizează şi în cazul mecanismelor de deplasare a sarcinilor în plan orizontal (mecanismele de translaţie, de rotire sau înclinare a braţului) pentru oprirea sau micşorarea vitezei. La mecanismele de ridicare se utilizează în mod uzual frâne mecanice şi electrice, ultima numai împreună cu cea mecanică şi numai la mecanismele cu acţionare electrică.

Frânele cu saboţi sunt cu acţiune radială şi pot fi construite cu un sabot sau cu doi saboţi. Frânele cu doi saboţi fac parte din categoria frânelor radiale, prezentând avantajul că nu solicită la încovoiere arborele pe care este montată cupla de frânare, realizând cupluri de frânare mari pentru aceeaşi apăsare a saboţilor. Frânele cu bandă produc un efect de frânare mare, au construcţie compactă, dar provoacă solicitarea puternică la încovoiere a arborelui pe care se montează şaiba de frână şi totodată produc o încălzire puternică

Frânele cu discuri sau cu conuri acţionează axial asupra arborelui pe care îl

1 2 3 4 5

Fig.6.12 Opritorul cu role


92

frânează, fiind utilizate la frânarea mecanismelor electropalanelor şi ca frâne ataşate la motoare electrice utilizate la mecanismele de ridicat.

Pentru menţinerea sarcinii într-o anumită poziţie la troliile cu acţionare manuală sau alte tipuri de trolii, acestea sunt prevăzute cu dispozitive de blocare, dintre care se pot aminti: dispozitive de blocare cu clichet; dispozitive de blocare cu fricţiune; dispozitive de blocare cu role.


1. Identificaţi, de la simplu la complex, din punct de vedere constructiv principalele sisteme de frânare ale mecanismelor de ridicat şi transport .

2. Definiţi condiţiile de alegere şi verificare a frânelor cu saboţi. Exemplificaţi. 3. Definiţi condiţiile de alegere şi verificare a frânelor cu bandă. Exemplificaţi. 4. Definiţi condiţiile de alegere şi verificare a frânelor cu axiale. Exemplificaţi. 5. Care sunt condiţiile de bună funcţionare a dispozitivelor de blocare cu cliet? 6. Care sunt condiţiile de bună funcţionare a dispozitivelor de blocare cu fricţiune? 7. Care sunt condiţiile de bună funcţionare a dispozitivelor de blocare cu role?

Temă de control


argumentări privind „Utilitatea sistemelor de frânare şi blocare în comanda şi

automatizarea sistemelor de transport şi transfer”.




3 Boleanţu, L., Babeu, T., Instalaţii de transport uzinal, Institutul Politehnic Traian Vuia Timişoara, 1975




6 Boţan, N.V., s.a., Acţionarea electrică a macaralelor şi podurilor rulante, Editura Tehnică Bucureşti, 1968.

7 Dragos, D., s.a. Macarale şi mecanisme de ridicat. Indrumator pentru construcţie, exploatare şi verificare, Editura Tehnică, Bucureşti, 1978




93


DISPOZITIVE DE SIGURAN ŢĂ LA INSTALA ŢIILE DE RIDICAT

Cuprins

U7.1. Introducere ......................................................................................................................... 93

U7.2. Obiectivele unităţii de învăţare .......................................................................................... 93

U7.3. Limitatoarele de sfârşit de cursă şi de sarcină ................................................................... 94

U7.4. Limitatoare de cuplu .......................................................................................................... 97

U7.5. Dispozitive de siguranţă folosite la macarale şi ascensoare .............................................. 99

U7.6. Rezumat .......................................................................................................................... 105

U7.7. Test de evaluare a cunoştinţelor ...................................................................................... 106

Bibliografie unitatea de învăţare nr.7 ............................................................................ 106

U7.1. Introducere

Dispozitivele şi contactele electrice de siguranţă sunt elemente cu care se

echipează instalaţiile de ridicat pentru a asigura funcţionarea acestora fără pericol de

avarii sau accidente. Ele previn personalul de exploatare sau opresc mecanismul la

apariţia unei defecţiuni tehnice sau la executarea unor manevre greşite, oprind

automat instalaţia la ieşirea din funcţiune a unui astfel de dispozitiv.

Dispozitivele de siguranţă trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:

construcţia simplă, gabarit redus şi greutate mică;

să poată fi reglate uşor şi simplu şi să-şi păstreze reglajul în timp şi la

modificările condiţiilor de mediu;

precizia lor să permită încadrarea în limitele tolerate, prevăzute în

prescripţiile tehnice pentru mărimea pe care o protejează;

să-şi revină la starea iniţială după încetarea cauzei care a provocat

acţionarea dispozitivului;

să nu acţioneze la apariţia unor cauze de scurtă durată, care nu periclitează

securitatea instalaţiei sau nu constituie un pericol de accidente.


Această unitate de învăţare pune în temă studenţii cu principiile de construcţie şi de fucţionare ale dispozitivelor şi contactelor electrice de siguranţă.

După studierea acestei unităţi, studenţii vor fi capabili: - să explice conceptele de limitatoare de sfârşit de cursă şi de sarcină; - să explice conceptele de limitatoare cuplu; - să facă diferenţierile între limitatoare de sarcină şi de cuplu; - să delimiteze aria de aplicabilitate a limitatoarelor de sarcină şi de cuplu.



94

U7.3. Limitatoarele de sfârşit de cursă şi de sarcină

7.3.1. Clasificarea Dispozitivele de siguranţă care previn personalul de exploatare sau opresc mecanismul la

apariţia unei defecţiuni tehnice sau la executarea unor manevre greşite, oprind automat instalaţia

la ieşirea din funcţiune a unui astfel de dispozitivce se folosesc, după caz, la macarale şi

mecanisme de ridicat sunt următoarele:

limitatoare de sfârşit de cursă şi limitatoare de sarcină;

limitatoare de moment (cuplu);

dispozitive de reţinere a fluidului din cilindrii hidraulici;

dispozitive de blocare şi evitare a mersului oblic;

tampoane şi opritoare;

piese de reazem şi curăţitoare de şină;

siguranţe la cârlig.

Contactele electrice de siguranţă ce se folosesc, după caz, la macarale şi mecanisme de

ridicat sunt următoarele:

contacte electrice la porţile sau scările de acces pe macara;

contacte electrice la uşa şi chepengul de acces în cabina de comandă;

contacte electrice pe poziţia zero a manetelor aparatelor de comandă;

contacte electrice de la dispozitivele de blocare pe şine.

Dispozitivele de siguranţă folosite la ascensoare sunt:

limitatorul de viteză;

paracăzătoare, tampoane;

întreruptoare de fine cursă;

dispozitive de zăvorâre ale uşilor puţului.

Contecte electrice de siguranţa ce se folosesc la ascensoare:

contacte pentru controlul închiderii uşilor de acces la puţ;

contacte pentru controlul zăvorârii mecanice a uşilor de acces la puţ;

contact pentru întreruperea circuitului de comandă la intrarea în acţiune limitatorului de

viteză;

contact electric pentru întreruperea circuitului de comandă la intrarea în acţiune a

paracăzătoarelor;

contacte pentru controlul închiderii uşilor cabinei;

contacte pentru controlul închiderii chepengului cabinei;

contact pentru întreruperea circuitului de comandă al ascensorului la slăbirea sau

ruperea unuia sau mai multor cabluri de tracţiune;

contact de control pentru poziţia tamponului hidraulic;

contact la podeaua mobilă;

contact pentru controlul întinderii cablului (lanţului) de acţionare a limitatorului de

viteză;

contact pentru controlul dispozitivului de scurtcircuitare a rezistenţelor de demaraj ale

motorului.a dispozitivului de ridicare, legare, etc (masa moartǎ).


95

7.3.2. Limitatoarele de sfârşit de cursă Limitatoarele de sarcină sunt destinate să întrerupă automat acţionarea mecanismului de

ridicare (în sensul ridicării sarcinii), în cazul depăşirii sarcinilor nominale cu maxim 10% şi să

permită descărcarea acesteia.

Limitatoarele de sarcină măsoară şi compară mărimi de forţă, presiuni, deformaţii, pe

care le transformă în mărimi electrice. Ele trebuie să acţioneze promt pentru a nu permite

ridicarea suprasarcinilor de maximum 20% din sarcina nominală pe toate treptele de viteză, la

mai mult de 100 mm de la sol.

Trebuie să asigure accelerarea şi frânare mecanismului (acceleraţii de aproximativ 1 m/s2

produc forţe dinamice de până la 10% din sarcina nominală).

Nu trebuie să acţioneze la impulsuri de scurtă durată (sub 0,8 s).

Ca tipuri constructive limitatoarele de sarcină sunt diverse.

7.3.3. Limitatoare de sarcină

Limitatorul de sarcină cu capsulă cu arcuri disc (CAD) este un limitator fără reducere

de efort, şi este folosit la podurile rulante de (5 ÷160)t. Elementul de

măsurare şi declanşare al limitatorului îl constituie o capsulă cu arcuri disc

(fig.7.1). Limitatorul este alcătuit dintr-o tijă 1, de care se leagă capătul fix

al cablului de sarcină, şi care culisează în interiorul unei capsule 2,

conţinând arcurile disc 3. Partea superioară a tijei 1 este filetată şi pe ea se

înşurubează piuliţa 4 care se reazemă pe arcuri.

Capătul superior al tijei culisează în bucşa 5 şi împinge tija

întrerupătorului 6 . Când sarcina ridicată depăşeşte valoarea maximă

admisă, tija comprimă arcurile, depărtându-se de întrerupătorul 6, care

deschide circuitul de alimentare al motorului mecanismului de ridicare.

Limitatorul de sarcină cu sistem de pârghii funcţionează pe principiul pârghiei cu două

braţe la care asupra braţului a acţionează sarcina R, iar asupra braţului b forţa resortului N .

Limitatorul se montează la roata de deviere 1 a cablului de sarcină prinsă în vârful

turnului pe o pârghie 2, prin articulaţia 3. Capătul pârghiei 2 este

sprijinit pe resorturile 4. La o anumită comprimare a resortului 4,

este acţionat contactul electric 5 prin pârghia 6 , fixată rigid la 2

(fig.7.2). Condiţia de declanşare a limitatorului este :

bNaR >

Deoarece nu are dispozitiv de amortizare, acest tip de

limitator prezintă dezavantajul că poate declanşa la vârfuri de

sarcină de scurtă durată. Limitator de sarcină montat pe cablu se montează pe ramura fixă a cablului (fig.7.3).

Cablul este trecut peste roata fixă 1 montată pe suportul 2 şi rola de deviere 3 fixată pe tija cu

furcă 4 , care apasă pe resortul 6 cu tensiune reglabilă prin piuliţa 5. Limitatorul este susţinut de

cablul trecut peste rola de egalizare. Cablul este deviat de la poziţia lui verticală prin acţiunea

resortului. Sub acţiunea sarcinii cablul tinde să se îndrepte şi acţionează asupra contactului 7,

Fig.7.1 Limitator de sarcină tip CAD

1 2 3 4

5

6

Q

Fig.7.2 Limitator de sarcină cu pârghii

1 2 3

S

N

4 5

6

S Ra b


96

oprind mişcarea de ridicare când se depăşeşte sarcina maximă de

lucru. Posibilitatea de folosire a acestui limitator este determinată

de rigiditatea cablului.

Se poate adopta la macaralele care au capăt fix de cablu ,

dar reduce din înălţimea de ridicare a macaralei. Între tensiunea

din cablu T, forţa de comprimare a resortului f şi unghiul α există

relaţia:

α=2

cosT2f

Se observă că reglajul limitatorului se face prin alegerea

convenabilă a un-ghiului α.

Limitatorul electronic de sarcină tip ILC, este destinat a se monta pe poduri rulante,

unde permite realizarea funcţiei de cântărire şi limitare a sarcinii sau pe macarale turn sau portic,

unde permite realizarea funcţiei de cântărire a sarcinii şi limitare a cuplului dat de sarcină.

Valoarea sarcinii şi a deschiderii braţului sunt indicate de aparate tip analogic în cabina podului

rulant sau macaralei. Funcţia principală a instalaţiei este cea de limitare sarcină sau moment

sarcină (fig.7.4.).

Limitatorul electronic de sarcină are următoarea componenţă: raductorul gnetoelastic

TME, traductorul ziţie braţ TPB, unitatea principală de prelucrare a semnalului UP, unitatea de

afişare analogică UA şi sumatorul semnalelor SUM.

Taductorul gnetoelastic TME este compus din traductoarele de forţă 3, de tip

magnetoelastic montate pe jugurile 2, fixate pe axul 1 pe care se roteşte rola de cablu 4, sau rola

de egalizare la podurile rulante (fig.7.5). În funcţie de modul de

montare al jugurilor cu traductoare, prin ax se transmite o forţă care

este proporţională cu sarcina în cârlig şi care acţionează asupra

traductoarelor. Traductorul magnetoelastic constituie elementul de

măsurare care transformă efortul mecanic într-o mărime electrică.

Traductorul de poziţie braţ TME sunt utilizate la macaralele

turn la care sarcina admisibilă în cârlig depinde de poziţia braţului (unghiului pe care îl face cu

orizontala). Pentru indicarea poziţiei braţului se foloseşte un dispozitiv potenţiometric care dă la

ieşire un semnal analogic proporţional cu poziţia braţului care este folosit, pe de o parte pentru

indicarea poziţiei, iar pe de altă parte pentru crearea funcţiei de limitare a sarcinii. Traductorul

are rolul de a transmite informaţia despre poziţia braţului, potenţiometrul fiind cuplat mecanic cu

braţul macaralei prin intermediul unui dispozitiv de transmisie cu lanţ.

Unitatea principală de prelucrare a semnalului UP are funcţiunile:

prelucrarea semnalului de la traductorul de poziţie braţ;

4 5 6 T

3

T

T 1

2

7

Fig. 7.3 Limitator de sarcină montat pe cablu

α

TME SUM

TME UP UA

PM TPB

Fig. 7.4 Schema bloc a limitatorului ICL

Fig. 7.5 Juguri echipate cu traductoare TME

a

S

3 2

4

1

S

S


97

realizarea funcţiei de limitare;

alimentarea traductorului de forţă şi de poziţie braţ şi a echipamentului electronic.

Unitatea de afişare analogică UA serveşte pentru afişarea analogică a sarcinii şi a poziţiei

braţului cât şi pentru indicarea optică a funcţionării sau depăşirii domeniului de funcţionare.

Sumatorul semnalelor SUM traductoarelor de forţă serveşte pentru însumarea semnalelor

de la cele două traductoare.

Limitatorul de sarcină tip ICL, la podurile rulante, înlocuieşte dispozitivele mecanice sau

hidraulice şi serveşte la protecţia la suprasarcini şi permite cântărirea tehnologică a sarcinilor

ridicate în cârlig. în cazul macaralelor turn şi practic instalaţia permite cântărirea sarcinii şi

realizarea curbei "sarcina admisă funcţie de deschiderea braţului" stabilită de proiectantul

macaralei sub forma dreptei AB sau prin aproximarea în trepte a acesteia pe porţiunea de limitare

(fig.7.6.).

Numărul de trepte (1 până la 3) se stabileşte la

proiectarea instalaţiei, iar poziţia lor poate fi reglată sau ajustată

la montaj sau revizii. În momentul intrării în funcţiune a

protecţiei de suprasarcină, ridicarea sarcinii în continuare sau

mărirea deschiderii braţului nu mai este posibilă. Rămân

posibile doar coborârea sarcinii şi reducerea deschiderii

braţului. Precizia de măsurare a instalaţiei este 2,5% . Limitatorul electronic de sarcină cu traductor

în arbore cu membrane tip LES-TA-M este folosit

pentru întreruperea comenzii de ridicare sarcină,

translaţie cărucior înainte, sau basculare braţ coborâre,

în cazul în care sarcina atinge valoarea dinainte stabilită. Este alcătuit dintr-un traductor

magnetoelastic şi dintr-o unitate de prelucrare şi limitare, semnalul electric furnizat de acesta

fiind proporţional cu forţa care acţionează asupra traductorului. În momentul în care această forţă

depăşeşte un anumit nivel impus, semnalul electric determinat de limitator acţionează un releu

care întrerupe comenzile ce determină mărirea momentului de sarcină sau ridicare sarcină.

Dispozitivul se compune din arborele de măsură 1, traductorul magnetoelastic 2 şi

unitatea electronică 3 de prelucrare a semnalului şi limitare (fig.7.7).

Traductorul de forţă TME funcţionează pe principiul transportorului diferenţial. Asupra

arborelui AM tip bolţ, echipat cu traductor, se aplică o forţă care îl supune la încovoiere.

Traductorul este excitat de un semnal electric dat de unitatea de prelu-crare şi limitare UPL, el

furnizând la ieşire o tensiune proporţională cu încovoierea (deci cu forţa aplicată).

Unitatea de prelucrare şi limitare UPL se compune din trei blocuri:

sursa de curent pentru excitarea traductorului;

circuitul de prelucrare şi limitare;

sursele de alimentare de la reţeaua de 220 V.

Fig. 7.6 Caracteristica de sarcină

L3L2

A

BL[m]

F[kN]

L1

3

1 2 F

Fig. 7.7 Limitator de sarcina electronic


98

Condiţia de dimensionare a arborelui de măsură AM, (care conţine traductorul

magnetoelastic TME) este următoarea: la forţe F ≤ Fmax=1,2 FN aplicate asupra sa, unghiul dintre

tangentele geometrice la fibra medie elastică a acestuia (tangente practicate în două puncte

situate simetric faţă de punctul în care se obţine deformaţia maximă şi aplicate la distanţa de 54

mm unul faţă de altul) să fie cuprins între (4,5 x 10-4 ÷ 5 x 10-4 ) rad.

7.4. Limitatoare de cuplu


Limitatoarele de cuplu asigură funcţionarea corectă a mecanismelor prin cuplul ce apare

ca produs între sarcina de ridicat şi raza de acţionare, pentru care a fost construit conform

prescripţiilor tehnice. El trebuie să împiedice mişcarea pentru sensul care conduce la creşterea

cuplului (ridicarea cârligului, coborârea braţului, deplasarea căruciorului spre vârful braţului,

telescoparea braţului, etc.), asigurând posibilitatea mişcării în sens invers, preîntâmpinând

pierderea stabilităţii. Limitatorul de cuplu trebuie să

acţioneze şi la factori periculoşi (acţiunea vântului, panta

terenului, forţe inerţiale), care intervin la manipularea

sarcinilor.

Limitatoarele de cuplu, se pot clasifica după

următoarele caracteristici:

a) după construcţia subansamblurilor care recepţionează mărimile:

cu pârghii;

cu excentric.

b) după caracterul forţelor active:

cu acţionare direct pe întrerupător;

cu reducerea forţelor în dispozitiv de amortizare.

c) după posibilitatea de conectare:

cu dispozitiv de conectare cu pârghie, cu came, cu excentric, cu electromagnet şi combinate;

fără dispozitive de conectare.

d) după elementul de echilibrare: cu element de echilibrare cu pârghie şi contragreutate, cu arc,

cu dinamometru, cu cilindru hidraulic, etc.

7.4.2. Limitator de cuplu la macarale hidraulice cu braţ telescopic

Limitatorul de cuplu (fig.7.8.), este alcătuit dintr-un traductor de forţă TF care măsoară

presiunea diferenţială a cilindrului de basculare a braţului macaralei, un traductor de unghi TU

care arată unghiul care îl face braţul macaralei în timpul funcţionării şi un traductor lungime braţ

TLB care măsoară lungimea braţului telescopic în timpul funcţionării macaralei. Cele trei

traductoare acţionează asupra unui dispozitiv mecano-electric de calcul analogic DCA, care

compară sarcina din cârligul macaralei cu sarcina admisibilă pentru o anumită poziţie unghiulară

a braţului şi pentru o anumită lungime telescopică a braţului şi care opreşte mecanismele de

acţionare ale macaralei M, (mecanism ridicare, coborâre braţ şi extindere braţ) la depăşirea

valorii admisibile.

Fig.7.8 Schema bloc limitator cuplu

TF DCA M

TLB TU


99

La traductorul de forţă (fig.7.9), presiunea din cilindrul de

basculare a braţului este transmisă prin conductele 1 la cilindrul

hidraulic 2 al traductorului de forţă, care acţionează asupra

pârghiei cotite 4, mişcarea fiind transmisă în continuare de pârgia

cotită la dispozitivul de calcul analogic DCA. Prin excentricitatea

ei, pârghia cotită 4 torsionează o bară de torsiune 3, care poate fi

pretensionată cu ajutorul şurubului 5.

Traductorul lungime braţ (fig.7.10), este alcătuit din

cablul traductor 7, fixat la capătul macaralei 6, un tambur 8 pe

care se înfăşoară cablul 7 şi un comutator electric 9, care funcţie de lungimea braţului macaralei

adică de numărul de rotaţii a tamburului 8, conectează succesiv mai multe micro-întrerupătoare.

Traductorul de unghi are rolul de a transmite informaţia

despre poziţia braţului fiind cuplat mecanic printr-un ax la

baza braţului macaralei.

Dispozitivul mecano-electric de calcul analogic

(fig.7.11) este alcătuit din axul 10, (care este şi axul în care acţionează traductorul de unghi

TU), de care sunt fixate camele 12. Acestea fiind plăci din material electroizolant, pe care sunt

ataşate plăcile electroconducătoare a, b, c, legate în circuitul electric, puse sub tensiune selectiv

şi automat de consumatorul electric 9 al traductorului de lungime

braţ TBL, funcţie de lungimea braţului (ex : a - braţ netelescopat;

b - braţ 1/2 telescopat; c - braţ telescopat total).

Pârghia cotită 4 a traductorului de forţă acţionează asupra

palpatorului 11, care se deplasează pe zonele a, b, c. Traductorul

de lungime braţ TBL alimentează zona de pe camele 12,

corespunzătoare braţului 6 al macaralei (a, b sau c). Când se ridică

sarcina în cârlig presiunea din cilindrul hidraulic de basculare a

braţului 6 creşte proporţional cu sarcina. Creşte şi presiunea din cilindrul hidraulic 2 al

traductorului de forţă, determinând deplasarea palpatorului 11 pe suprafaţa camei 12.

Dacă este depăşită sarcina admisă pentru această poziţie a braţului 6, determinată de

unghiul de basculare şi lungimea braţului, palpatorul ajunge într-o zonă de pe camă

nealimentată cu tensiune. Ca urmare limitatorul opreşte mecanismele ce determină mărirea

momentului produs de sarcină (coborâre braţ, extindere braţ şi ridicare sarcină, etc.). Când se

reduce momentul sarcinii, presiunea din cilindrul de basculare se reduce, palpatorul reintră într-

o zonă alimentată cu tensiune, situaţie în care se pot efectua toate manevrele.

7.5. Dispozitive de siguranţă folosite la macarale şi ascensoare

7.5.1. Dispozitive de siguranţă folosite la macarale Dispozitivele de blocare sunt destinate reţinerii macaralelor care funcţionează pe şine de

rulare, după terminarea lucrului, în repaus sau pe timp de furtună, de la deplasările sub acţiunea

vântului.

Dispozitivele de blocare pot fi realizate cu:

Fig. 7.10 Traductor lungime braţ

6 7 8 9 v

Fig. 7.11 Dispozitiv de calcul analogic

10

TF c

TU

a b

11

12

Fig. 7.9 Traductor de forţă

1

DC

A

2

3

4 5


100

cabluri şi lanţuri de ancorare;

dispozitive de blocare pe opritori ficşi montaţi la capete şi pe parcursul căii de rulare

dacă este cazul;

dispozitive de împănare pe şină;

cleşti de blocare manuală, semiautomată sau automată.

Macaralele cu braţ şi macaralele portal cu deschideri mai mari de 30 m se vor prevedea

cu anemometre pentru indicarea vitezei vântului. Anemometrele sunt astfel montate încât să

declanşeze un semnal acustic (sirenă) sau un semnal optic (bec roşu), la depăşirea vitezei

vântului exprimată prin presiunea acestuia:

25 daN/m2 (v = 20 m/s), la macaralele portal;

15 daN/m2 (v = 15,6 m/s), la celelalte macarale.

Pentru macaralele cu deschiderea între 20 şi 40 m inclusiv (de tipul portal) se recomandă

ca în scopul evitării mersului oblic să fie prevăzute cu dispozitive de indicare sau redresare

automată a avansului unui reazem (picior) faţă de celălalt.

Redresarea automată trebuie făcută în limitele unghiului prescris în instrucţiunile de

exploatare elaborate de proiectantul macaralei, la care se asigură securitatea construcţiei şi o

funcţionare normală fără înţepeniri şi uzuri exa-gerate ale roţilor de rulare.

Opritoarele limitează mecanic deplasările peste poziţia extremă de lucru şi se montează la

capătul curselor de deplasare, rotire sau basculare a braţului.

Pentru atenuarea şocurilor, opritoarele sunt prevăzute cu tampoane din material elastic

(lemn, cauciuc, arcuri din oţel, etc.) sau amortizoare hidraulice. Poziţia tampoanelor se stabileşte

astfel încât partea lor frontală, în stare comprimată, să depăşească cu cel puţin 10 mm partea

frontală cea mai proeminentă a construcţiei macaralei sau căruciorului. Tampoanele macaralelor

sau cărucioarele care circulă pe aceeaşi cale de rulare trebuie să fie coaxiale.

Opritoarele şi tampoanele se calculează la şoc, ţinând seama că macaraua sau căruciorul,

încărcate cu sarcina maximă, cedează energia cinetică de depla-sare cu cel puţin 0,7 din viteza

nominală, ca urmare a reducerii acesteia prin acţionarea limitatorului de cursă.

Opritoarele podului rulant trebuie să poată prelua energia cinetică care se calculează cu

relaţia:

( ) 2tp

6c VQG1054,3E +⋅= −

unde: Gp - greutatea podului rulant, în stare de funcţionare;

Q - sarcina nominală;

Vt - viteza de deplasare a podului rulant.

În funcţie de mărimea sarcinii şi viteza de deplasare se utilizează următoarele tampoane:

de lemn - macarale cu acţionare manuală;

de cauciuc - macarale cu sarcină până la 20 t şi viteza până la 100 m/min;

cu arc de oţel - macarale cu sarcina peste 20 t şi viteza până la 120 m/min

cu sabot de linie - pentru poduri rulante cu sarcina peste 20 t şi viteza peste 120 m/min.

Sabotul de linie are o înclinaţie de 1/5 ÷ 1/4 şi distruge forţa vie prin ridicarea roţilor podului

rulant.


101

Pentru evitarea şocurilor provenite din spargerea accidentală a roţilor de rulare sau a

ruperii axelor acestora precum şi împotriva deraierii, sub grinzile sau boghiurile în care sunt

montate roţile de rulare, cât mai aproape de ele, se vor monta, atât la macarale cât şi la

cărucioare, piese de reazem de construcţie robustă. Distanţa măsurată pe verticală între suprafaţa

căii de rulare şi piesa de reazem trebuie să fie de cel mult 20 mm.

La partea frontală a grinzilor sau boghiurilor în care sunt montate roţile de rulare, se vor

prevedea curăţitoare de şină, plasate în faţa roţilor de rulare.

Curăţitoarele de şină pot fi fixate, cu sau fără perii de sârmă. Distanţa între conturul căii

de rulare şi curăţitor trebuie să fie de cel mult 20 mm.

Siguranţele la cârlig sunt destinate să împiedice ieşirea accidentală a organelor de legare

a sarcinii din cârlig; scoaterea organelor respective se va face numai prin acţionarea siguranţei.

Macaralele cu sarcină până la 12,5 t inclusiv, sunt prevăzute cu siguranţe la cârlig, în

cazul în care sunt echipate cu cârlige simple.

La macaralele cu sarcini mai mari de 12,5 t se vor prevedea siguranţe la cârlig numai

dacă, prin natura sarcinilor, organele de legare ajung aproape de extremitatea (ciocul) cârligului

şi ca atare pot scăpa, sau dacă organele de legare sunt rigide (bare, traverse).

7.5.2. Dispozitive de siguranţă folosite la ascensoare 7.5.2.1. Paracăzătoare În timpul funcţionării unui ascensor există posibilitatea teoretică a unor accidente care

exclud oprirea cabinei sau contragreutăţii cu ajutorul cablurilor şi a troliului la depăşirea vitezei

nominale, la coborâre, peste limita admisă şi în cazul ruperii tuturor cablurilor de tracţiune.

Depăşirea vitezei nominale, la coborâre echivalează cu căderea liberă a cabinei

(contragreutăţii) în puţ, energia de deformare rezultată fiind proporţională cu pătratul vitezei

maxime atinse.

Pentru a se preîntâmpina asemenea situaţii, cabinele şi contragreutăţile sunt dotate cu

dispozitive mecanice de frânare prin prindere pe glisiere, denumite paracăzătoare.

În funcţie de viteza nominală şi destinaţia ascensorului, paracăzătoarele pot fi cu prindere

instantanee sau cu prindere alunecătoare.

Echiparea cu paracăzătoare se face astfel:

cu prindere instantanee, pentru viteze nominale de până la 1 m/s inclusiv (0,5 m/s la

ascensoarele de bolnavi)

cu prindere alunecătoare pentru viteze nominale de până la 1 m/s.

Exemplu Macaralele şi mecanismele de ridicat acţionate prin motoare hidraulice

şi pneumatice sunt prevăzute cu dispozitive (supape) de reţinere a fluidului în

cilindru la scăderea bruscă a presiunii. Montarea acestor dispozitive va fi făcută direct pe cilindrii hidraulici la

următoarele mecanismele de ridicare, de basculare a braţului, de telescopare a

braţului şi de calare (numai pentru cilindrii de sprijin).


102

Paracăzătoarele cu prindere alunecătoare trebuie să oprească cabina sau contragreutatea

cu o deceleraţie medie a cărei valoare maximă nu trebuie să depăşească 2,5⋅g , unde g=9,81 m/s2.

La ascensoarele de spital deceleraţia medie maximă admisă este de 1 g.

Paracăzătoarele cu prindere instantanee funcţionează pe principiul planului înclinat (al

împănării), sau al excentricului.

În cazul funcţionării pe principiul planului înclinat se poate utiliza o pană, două pene sau

role. În toate cazurile, frânarea se obţine prin frecarea piesei active

(excentric, pană sau rolă) pe glisieră sub forţa dată de reacţia planului

înclinat (pană, rolă) sau a momentului de excentric. Pentru a mări forţa

de frecare, penele şi excentricele au dinţi pe faţa care frânează.

Paracăzătoare cu excentric se folosesc în special la ascensoarele

cu un singur cablu (ascensoarele de mină), unde paracăzătorul este ţinut

deschis de tensiunea din cablu. La dispariţia tensiunii (ruperea cablului),

un arc răsuceşte excentricul care, pe măsură ce se prinde pe glisieră

frânează şi, continuând cursa, accentuează frânarea.

În timpul frânării, imediat ce se produce contactul dintre excentric şi glisieră, în

paracăzător apare cuplul (fig.7.12):

Ta N b= ,

de unde:

b

T N N tga

= = δ

Forţa de frânare se defineşte: T N= µ ,

unde: µ= tg p (µ - coeficient de frecare; δ - unghiul de înclinare, iar ρ - unghiul de frecare).

Pentru frânare apare condiţia :

N tg N N tgδ < µ = ρ , deci δ < ρ.

Paracăzătoarele cu role (fig.7.13) folosesc pentru împănare rolele 2 acţionate de bolţul

3. Pentru frânare rolele sunt ridicate şi apăsate de planul înclinat al paracăzătorului 1 asupra

glisierei 4.

Din condiţia de echilibru rezultă:

2 1

2 1

N cos N ;N sin T .

α =α =

Din împărţirea membru cu membru, rezultă:

α= tgNT 11

Dar: 1 1 1T N N tgp= µ = ,

unde µ este coeficient de frecare iar ρ este unghiul de frecare.

Rezultă că la echilibru se obţine α = ρ. Pentru siguranţa blocării α ≤ ρ.

Paracăzătoarele cu pene (fig.7.14) lucrează similar cu cele cu role, tija 3 ridicând pana 2

în corpul paracăzătorului 4 şi apăsând-o pe glisiera 1.

Fig.7.12 Paracăzător cu excentric

b

a

N δ

Fig. 7.13 Paracăzătoare cu role

2

T1

α

N1

N2

3

1

4


103

Datorită frecării dintre pană şi corpul paracăzătorului, apare

forţa suplimentară T3.

În această situaţie, ecuaţiile de echilibru devin

α−α=

α+α=sinTcosNN

cosTsinNT

331

331

Dar

333111 NT;NT µ=µ=

unde: µ1 - coeficientul de frecare dintre pană şi glisieră;

µ3 - coeficientul de frecare dintre pană şi paracăzător.


1 1 3 3 3

1 3 3 3

N N sin N cosN N cos N sin .µ = α + µ α

= α − µ α

Făcând calculele se obţine:

1 1 1 3 3

1 3 1 2

cos sin sin cos( )cos ( 1)sinµ α − µ µ α = α + µ αµ µ α = µ µ + α

1 2

1 2

u utg

1

−α =+ µ µ

.

Ţinând seama de unghiurile de frecare ρ1 şi ρ3, de relaţiile µ1 = tg ρ1 şi µ3 = tg ρ3 şi

operând trigonometric se obţine:

1 31 2

1 3

tg tgtg tg( )

1 tg

ρ − ρα = = ρ − ρ

+ ρ ρ.

Rezultă condiţia constructivă de funcţionare sigură: α = ρ1 - ρ3.

7.5.2.2. Limitatorul de viteză şi tampoane

Limitatorul de viteză este destinat pentru acţionarea paracăzătoarelor cabinei sau

contragreutăţii dacă viteza de coborâre a acestora depăşeşte viteza nominală şi pentru

deconectarea automată a motorului electric de acţionare prin întreruperea circuitului de

comandă.

Limitatorul trebuie să acţioneze paracăzătoarele dacă viteza de deplasare a cabinei sau

contragreutăţii depăşeşte viteza nominală cu cel puţin 20 % şi înainte de a atinge valorile

următoare:

50 % - la ascensoarele cu viteză nominală de până la 0,7 m/s inclusiv;

40 % - la ascensoarele cu viteză nominală între 0,7 m/s şi 1,4 m/s;

33 % - la ascensoarele cu viteza nominală între 1,4 m/s şi 4 m/s;

25 % - la ascensoarele cu viteza de peste 4 m/s.

Limitatorul propriu-zis 2 (fig.7.15), amplasat în camera troliului se roteşte cu o viteză

determinată de viteza cabinei, fiind antrenat pentru aceasta cablul 1, purtat de cabină.

La funcţionare, adică la depăşirea vitezei, limitatorul opreşte cablul din oţel 2 fie prin

oprirea roţii de antrenare 1 (fig.7.15.a) , fie prin strângerea lui de către fălcile 8 (fig.7.15.b şi c);

Fig. 7.14 Paracăzătoare cu pene

T1

α N3

N1

1 T3 2

3 4


104

cabina continuându-şi drumul, cablul 2 lucrează asupra paracăzătoarelor 4 (fig.7.15.a) înclinând

pârghia 3 (paracăzătoare cu prindere instantanee), sau desfăşurând cablul auxiliar 6 (fig.7.15.b),

ori rezerva de cablu prinsă în dispozitivul cu arc 7 (fig.7.15.c) înfăşurat pe tamburul

paracăzătoarelor cu frânare

progresivă. Cablurile sunt prinse de

cabină prin pârghiile paracăză-

toarelor 5 (fig.7.15 b şi c) şi întinse

în puţ de întinzătoarele 3 (basculante

sau de translaţie). Sistemul din

fig.7.15.a se foloseşte pentru sarcini

şi viteze mici şi mijlocii, iar cele din

fig.7.15 b şi c pentru sarcini şi viteze

mari.

În locul cablurilor se pot

folosi lanţuri Gall, roţile de cablu

fiind înlocuite cu roţi de lanţ.

Constructiv limitatoarele de viteză

pot fi limitatoare cu ax orizontal şi limitatoare cu ax vertical.

În fundul puţului sub palierul primei staţii, este un spaţiu liber în care cabina îşi poate

continua cursa de frânare sau prindere pe glisieră în cazul depăşirii de cursă. Sub acest spaţiu

liber se află spaţiul de siguranţă (refugiu) pentru personalul de întreţinere.

Tampoanele pot fi elastice cu ulei sau cu arcuri.

Tampoanele elastice cu ulei îşi micşorează înălţimea, sub presiunea cabinei sau

contragreutăţii, frânându-le şi oprindu-le, apoi revin la situaţia iniţială, după deplasarea cabinei

(contragreutăţii) aproape de prima staţie.

Tampoanele cu arcuri sunt prevăzute cu arcuri elicoidale; forţa arcului (deci rezistenţa

opusă direct piesei în curs de frânare) ca şi energiile pe care le acumulează, variază în funcţie de

cursă. Pentru oprirea cabinei (contragreutăţii) este necesar ca tamponul să aibă o forţă în arc, care

să depăşescă tensiunea în cabluri pe ramura care coboară.

Energia cinetică pe care o are cabina la aşezarea pe tampon, se înmagazinează în arc prin

comprimarea acestuia, ea este redată apoi cabinei prin destinderea arcului şi aruncarea cabinei în

sus, aproape după aceeaşi diagramă după care a fost frânată la coborâre. Oprirea se obţine după

ce toată energia cabinei a fost consumată în căldură şi disipată în piesele ce iau parte activă la

acest fenomen (cabină, glisiere, jug, arc, etc.). În tot acest timp cabina şi contragreutatea se

ridică şi coboară într-o mişcare oscilatorie amortizată.

Pentru îndepărtarea acestui inconvenient ar trebui ca tamponul să consume energia

cinetică produsă de căderea cabinei (contragrautăţii) chiar din prima cursă, iar arcul recuperator

să aplice o forţă suficientă revenirii, dar atât de mică încât să suprime la minimum oscilaţiile.

Tampoanele hidraulice întrunesc două funcţiuni: una de frână hidraulică şi cealaltă de

arcuri recuperatoare. Este construit din două arcuri, unul în pisto-nul tamponului şi altul în

Fig.7.15 Ansamblul instalaţiei limitatorului de viteză

a a a

1

2 3

4

5

1 1

8 8

7

6

4 2

2

5 5


105

cilindru; primul amortizează contactul cabinei în cădere pe tampon, iar al doilea readuce întreg

ansamblul după oprire către poziţia iniţială.

Studiaţi normativele şi prescripţiilor ISCIR cu privire la utilizarea

limitatoarelor de sarcină şi cuplu la mecanismele de ridicare.

Să ne reamintim... Dispozitivele şi contactele electrice de siguranţă sunt elemente cu care se

echipează instalaţiile de ridicat pentru a asigura funcţionarea acestora fără pericol de avarii sau accidente.

Instalaţiile de ridicat sunt prevăzute cu limitatoare de sfârşit de cursă pentru întreruperea automată a acţionării mecanismelor de ridicat, mecanismelor de deplasare , mecanismelor de basculare, mecanismelor de rotire.

Limitatoarele de sarcină măsoară şi compară mărimi de forţă, presiuni, deformaţii, pe care le transformă în mărimi electrice.

Limitatoarele de cuplu asigură funcţionarea corectă a mecanismelor prin cuplul ce apare ca produs între sarcina de ridicat şi raza de acţionare, pentru care a fost construit conform prescripţiilor tehnice.

Dispozitivele de blocare sunt destinate reţinerii mecanismelor în repaus sau pe timp de furtună, de la deplasările sub acţiunea vântului.

U7.6. Rezumat

Dispozitivele şi contactele electrice de siguranţă echipează instalaţiile de ridicat pentru a asigura funcţionarea acestora fără pericol de avarii sau accidente, previn personalul de exploatare sau opresc mecanismul la apariţia unei defecţiuni tehnice sau la executarea unor manevre greşite, oprind automat instalaţia la ieşirea din funcţiune a acestora

Dispozitivele de siguranţă ce se folosesc, după caz, la macarale şi mecanis-me de ridicat sunt următoarele: limitatoare de sfârşit de cursă; limitatoare de sarcină; limitatoare de moment (cuplu); dispozitive de reţinere a fluidului din cilindrii hidraulici; dispozitive de blocare şi evitare a mersului oblic; tampoane şi opritoare; piese de reazem şi curăţitoare de şină; siguranţe la cârlig.

Limitatoarele de sarcină măsoară şi compară mărimi de forţă, presiuni, deformaţii, pe care le transformă în mărimi electriceşi acţionează promt pentru a nu permite ridicarea suprasarcinilor de maximum 20% din sarcina nominală pe toate treptele de viteză, la mai mult de 100 mm de la sol. Trebuie să asigure accelerarea şi frânare mecanismului. Nu trebuie să acţioneze la impulsuri de scurtă durată (sub 0,8 s).

Limitatoarele de cuplu asigură funcţionarea corectă a mecanismelor prin cuplul ce apare ca produs între sarcina de ridicat şi raza de acţionare, pentru care a fost construit conform prescripţiilor tehnice. El trebuie să împiedice mişcarea pentru sensul care conduce la creşterea cuplului (ridicarea cârligului, coborârea braţului, deplasarea căruciorului spre vârful braţului, telescoparea braţului, etc.), asigurând posibilitatea mişcării în sens invers, preîntâmpinând pierderea stabilităţii. Limitatorul de cuplu trebuie


106

să acţioneze şi la factori periculoşi (acţiunea vântului, panta terenului, forţe inerţiale), care intervin la manipularea sarcinilor.

Dispozitivele de blocare sunt destinate reţinerii macaralelor care funcţionează pe şine de rulare, după terminarea lucrului, în repaus sau pe timp de furtună, de la deplasările sub acţiunea vântului. Dispozitivele de blocare pot fi realizate cu: cabluri şi lanţuri de ancorare; dispozitive de blocare pe opritori ficşi montaţi la capete şi pe parcursul căii de rulare dacă este cazul; dispozitive de împănare pe şină; cleşti de blocare manuală, semiautomată sau automată.

Pentru a se preîntâmpina creşterea excesivă a vitezei la ruperea accidentală a cablului, cabinele şi contragreutăţile sunt dotate cu dispozitive mecanice de frânare prin prindere pe glisiere, denumite paracăzătoare. În funcţie de viteza nominală şi destinaţia ascensorului, paracăzătoarele pot fi cu prindere instantanee sau cu prindere alunecătoare.


1. Caracterizaţi dispozitivelede siguranţă si protecţie pentru macarale. 2. Principiul de funcţionareal limitatorului de sarcină. Exemplificaţi. 3. Principiul de funcţionareal limitatoruluide cuplu. Exemplificaţi. 4. Identificaţi condiţiile de alegere a limitatoarelor de sarcină. Exemplificaţi. 5. Identificaţi condiţiile de alegere a limitatoarelor cuplu. Exemplificaţi. 6. Care sunt tipurile de limitatoare de sarcină şi cuplu specifice macaralelor? 7. Care sunt tipurile de dispozitive specifice ascensoarelor?

Temă de control

Realizaţi un studiu de caz, de maxim 5 pagini, care să conţină argumentări privind

„Utilizarea limitatoarelor de sarcină şi cuplu la echiparea mecanismelor de ridicat”.







5 Crişan, I., Dobre, N., Automatizarea montajului în construcţia de maşini, Editura Tehnică, Bucureşti, 1979.





107


MECANISMUL DE RIDICARE

Cuprins

U8.1. Introducere .................................................................................................................... 107

U8.2. Obiectivele unităţii de învăţare ..................................................................................... 107

U8.3. Mecanismul de ridicare în regim staţionar ................................................................... 108

U8.4. Mecanisme de ridicare cu trepte de microviteză .......................................................... 112

U8.5. Diagrama de sarcină la mecanismul de ridicare ........................................................... 113

U8.6. Rezumat ........................................................................................................................ 117

U8.7. Test de evaluare a cunoştinţelor ................................................................................... 118

Bibliografie unitatea de învăţare nr.8 ......................................................................... 118

U8.1. Introducere

Mecanismele de ridicare sunt utilizate în instalaţii pentru ridicarea şi

coborârea sarcinilor în procesul tehnologic sau în activităţi auxiliare. Mecanismele

de ridicat sunt caracterizate prin rigiditate mărită şi siguranţă în exploatare.

Transmiterea sarcinilor mari, în condiţiile realizării tehnologice relativ simple a

elementelor componente, sunt atuuri pentru utilizarea mecanismelor de ridicat în

automatizarea . O gama largă de instalaţii de ridicat şi transportat şunt echipate cu

tehnologie CAN-Bus pentru diagnoză service, asigură o translaţie silenţioasă datorita

componentelor de rulare performante, au o bună precizie de poziţionare şi manevrare

asigurată prin trepte de microviteze la fiecare mecanism, sunt prevăzute cu

dispozitive de comandă de la distanţă (radio, telecomandă), au service operativ,

productivitate şi fiabilitate ridicată, plajă larga a sarcinilor manipulate cu adaptare a

vitezei de lucru funcţie de regimurile de funcţionare şi au ecartamente până la 35 m.


Această unitate de învăţare îşi propune o iniţiere a studenţilor în tehnicile de

proiectarea şi exploatare a mecanismului de ridicare.


- să identifice şi să calculeze mărimile caracteristice ale mecanismelor de

ridicare în regim staţionar;

- să aleagă şi să stabilească condiţiile de asigurare a treptelor de microviteză;

- să delimiteze limitele de utilizare a mecanismelor de ridicare;.

- Să calculeze diagrama de sarcină pentru diverse cicluri de funcţionare.



108

U8.3. Mecanismul de ridicare în regim staţionar

Mecanismele de ridicare sunt utilizate în instalaţii pentru ridicarea şi coborârea sarcinilor în procesul tehnologic sau în activităţi auxiliare. Au în componenţă următoarele subansambluri: elementul de acţionare, mecanismul de transmisie, cuplaj, frână, tambur, palan (cablu de ridicare), dispozitivul de prindere a sarcinii şi structura portantă. Funcţie de modul de acţionare, mecanismul de ridicare poate fi antrenat:

manual prin forţa manevrantului; troliu cu manivelă şi cablu (fig.8.1.a) sau troliu cu braţ echipat cu două cârlige cu element de siguranţă (fig.8.1.b); troliu cu acţionare manuală prin intermediul manivelei (fig.8.2) şi a transmisiei prin cablu sau lanţ (fig.8.3) (palanul cu lanţ este de capacitate limitată, pentru care lanţul lucrează direct sub sarcină

fiind echipat cu cârlig orientabil de prindere a sarcinii prevăzut cu siguranţă şi suspendat cu cârlig de prindere cu siguranţă. electric prin motor de curent alternativ sau continuu (fig.8.4); hidraulic (fig.8.6); termic la mecanismele cu propulsie proprie. La mecanismele cu acţionare manuală relaţia între cupluri este

iMM s η= ,

unde: Ms - cuplul static determinat de sarcină; M - cuplul determinat de forţa de acţionare; η - randamentul total; i = i1 i2 - raportul de transmitere. Relaţia anterioară poate fi pusă sub forma

ilF2

DQ η= .

unde: Q - sarcina ridicată;

Fig. 8.1 Troliu manual a b

Fig. 8.3 Acţionare cu roată de cablu a b Fig.8.2 Acţionare manuală

cu manivelă

i1 i2

D

Q

ℓ F


109

D - diametrul organului de înfăşurare a cablului sau lanţului; l - lungimea braţului manivelei. Cunoscând randamentul şi raportul de transmitere al mecanismului de ridicare, forţa de acţionare este

il2

DQF

η= a

Mecanismul de ridicare cu acţionare electrică (fig.8.4.a.b) are ca elemente componente principale: motorul 1, cuplajul 2, frâna 3, mecanismul de transmitere a mişcării 4, elementul de înfăşurare 5 şi palanul 6.

Cuplul static faţă de axa organului de înfăşurare determinat de sarcina aflată în cârligul mecanismului de ridicare este:

0p

s1

2

D

i

QM

η=

unde: ip - raportul de transmitere al palanului; ηp - randamentul palanului; D - diametrul organului de înfăşurare [m]; Numărul ramurilor portante [m] ale palanelor şi deci raportul de transmisie la maşinile de ridicat, se pot alege funcţie de greutatea sarcinii de ridicat (tab.8.1): tab.8.1

Q[tf] <2 2-5 5-16 16-30 30-70 70-100 >100

m 1 sau 2 2 4 6 8 10 12

Raportând cuplul static obţinut în cazul ridicării sarcinii, la arborele motorului electric de acţionare se obţine:

η

=η

= 1

2

D

ii

Q

i

MM

pi

ssr

unde: i - raportul de transmitere al mecanismului de transmitere al mişcării; η - randamentul mecanismului de ridicare;

Raportul de transmitere este:

a b

Q

v

Fig. 8.4 Mecanism de ridicare cu acţionare electrică

ω

1 2 3 4 N

6

1 2 3

5

4

ωs


110

pss iv2

D

2v

Di

ω=ω=ωω=

unde: ω - viteza unghiulară a motorului de acţionare [rad/s]; ωs - viteza unghiulară a organului de înfăşurare [rad/s]; vs - viteza de ridicare sau coborâre a sarcinii [m/s]. Puterea în regim staţionar a motorului de ridicare a sarcinii se determină cu relaţia:

η

=ωηω

=ω= s

p

pssr

vQ

2Di

DiV2QMP [W]

Randamentul mecanismului nu este o mărime constantă, el depinde de sensul mişcării şi de mărimea sarcinii. Se consideră randamentul nominal ca fiind valoarea acestuia la ridicarea sarcinii nominale. Notând cu Ls lucrul mecanic util necesar pentru ridicarea sarcinii nominale şi cu Lsf lucrul mecanic necesar pentru învingerea forţelor de frecare, randamentul nominal al mecanismului la ridicare va fi

sfs

s

LL

L

+=η

Lucrul mecanic necesar învingerii forţelor de frecare este

−η

=η

η−= 11

L1

LL sssf

La coborârea sarcinii lucrul mecanic total este produs de sarcină, iar lucrul mecanic util este diferenţa dintre cel dat de sarcină şi cel necesar pentru învingerea rezistenţelor date de forţele de frecare

η

−=

−η

−=−=−

=η 121

11

L

L1

L

LL

s

sf

s

sfsc .

Diferenţa dintre randamentele mecanismului la ridicarea şi coborârea sarcinii devine sensibilă pentru valori mici ale randamentului nominal (tab.8.2) tab.8.2

η 0,9 0,85 0,8 0,75 0,7 0,65 0,6 0,55 0,5

ηc 0,89 0,82 0,75 0,67 0,58 0,46 0,33 0,18 0

Pentru valori ale randamentului nominal sub 0,5, mecanismul capătă proprietatea de autofrânare. Chiar şi în acest caz montarea frânei este obligatorie ca măsură de siguranţă. Considerând lucrul mecanic de frecare ca având două componente: una constantă independentă de sarcină şi cealaltă variabilă proporţională cu sarcina se obţine

sssfvsfcsf LkbLaLLL +=+=

pentru care

s

sfc

L

La = ;

s

sfv

L

Lb = ;

s

sx

L

Lk = .

unde: Lsx - lucrul mecanic necesar ridicării unei sarcini oarecare Qx; k - factorul de încărcare al mecanismului; a,b - coeficienţi constanţi.

Se obţine astfel randamentul la ridicare ηx şi coborâre ηcx, a sarcinii Qx≠QN:


111

sx sx

sx sf s s s

sx sf s s scx s

sx

L L 1k

aL L k L a L b k L 1 bk

L L k L a L b k L aL 1 b

L k k

η = = =+ + + + +− − −η = = = − −

Corespunzător coborârii şi ridicării sarcinii nominale (k=1) randamentul devine

c1

, 1 a b1 a b

η = η = − −+ +

Înlocuind în expresia randamentului pentru sarcini parţiale, valoarea coeficientului b obţinut la ridicarea sarcinii nominale, se obţine dependenţa randamentului la ridicarea sarcinilor parţiale funcţie de randamentul nominal şi factorul de încărcare (fig.8.5):

k

k1a1

1a1

k

a1

1x −η+

η=

ηη−η−++

=η

În urma aceloraşi raţionamente randamentul la coborârea sarcinilor parţiale ηcx devine:

cx c c cc

a a 1 k a 1 k1 b 1 1 a a 1

k k k k

− −η = − − = − − + + η = η − = η − η

Din relaţie se vede că dacă

1k

k1a

c>−

η sau

ca

ak

η+<

sarcina Qx, nu mai poate coborî liber sub acţiunea propriei greutăţi. Valoarea coeficientului a variază între 0,05-0,1. Pentru valori curente ale randamentului, rezultă că sarcini mai mici de 0,15 QN vor trebui coborâte sub acţiunea motorului. Deci motorul trebuie să dezvolte un cuplu motor la coborârea sarcinilor în cazul mecanismelor cu autofrânare şi în cazul coborârii sarcinilor mici.

Exemplu:

În cazul înălţimilor de ridicare reduse se utilizează acţionarea

hidraulică are are în componenţă un motor liniar 1, care prin tija sa acţi-

onează palanul 2 cu rol de amplificare a cursei motorului liniar.

Raportul de transmitere al palanului este:

i p=ph

H

unde: H - înălţimea de ridicare [m];

hp - cursa pistonului [m].

Pentru alegerea cilindrului hidraulic se determină forţa ce acţionează în tija

pistonului:

Fig. 8.5 Randamentul η = f(ηN , k)


112

p

piQF

η= (8.1)

unde: Q - sarcina ridicat_ [N];

ip- raportul de transmitere al palanului;

ηp- randamentul palanului.

Presiunea de solicitare a pompei este:

pusp pP ∆+= [N/m2] (8.2)

unde: 2u

D

F4P

π= - presiunea utilă [N/m2];

∆p - pierderile de presiune în circuitul hidraulic

(aproximativ 10-15% din presiunea utilă) [N/m2];

D - diametrul pistonului [m].

Debitul necesar al pompei se determină cu relaţia:

QQQ up ∆+= [m3/s]

unde: p

2

u 4

DQ νπ= - debitul util [m3/s];

p

p i

ν=ν - viteza pistonului [m/s];

v - viteza de ridicare a sarcinii [m/s];

∆Q - pierderile de debit (0,02% Qu) [m3/s].

Puterea în regim staţionar a motorului de antrenare a pompei este:

η

= spp PQP [W];

În cazul înălţimilor mari de ridicare se utilizează motoare hidraulice

rotative, care se aleg pe baza puterii de regim.

Imaginaţi un alt exemplu de mecanism de ridicare pentru care să identificaţi particularităţile de determinare a cuplului static.

U8.4. Mecanisme de ridicare cu trepte de microviteză

Utilizarea raţională a puterii motorului electric de acţionare, impune ca sarcinile mici să

fie manevrate cu viteze mai mici decât cea corespunzătoare sarcinii nominale. O astfel de

acţionare este avantajoasă în cazul instalaţiilor de ridicat cu înălţime mare ceea ce duce la

creşterea productivităţii, precum şi la instalaţiile folosite în operaţiile de montaj asigurând

poziţionarea sarcinii.

Realizarea treptelor de microviteză se poate obţine prin schema de acţionare electrică sau

prin mecanismele de transmitere a mişcării.

O soluţie uzuală este cea a utilizării palanului cu număr variabil de ramuri de cablu, care

permite manipularea sarcinilor grele pe un număr dublu de ramuri faţă de cele uşoare, dar cu

Mecanism de ridicare cu acţionare hidraulică

Q

1

2


113

viteză redusă la jumătate. Un troliu care permite asigurarea unei viteze nominale şi a unei viteze

reduse de montaj – microviteză (fig. 8.6.)

Pentru asigurarea vitezei nominale se strânge frâna 8 şi se slăbeşte frâna 12. În acest caz

mişcarea se transmite de la motorul 1 prin reductorul 4 la tobă, iar sateliţii rotindu-se în jurul

pinionului central, vor antrena carcasa reductorului

planetar, care se poate roti liber.

Pentru treapta de microviteză se slăbeşte frâna

8 şi se strânge frâna 12. În acest caz mişcarea se

transmite de la motorul 6 prin intermediul

reductorului 9, reductorul planetar, motorul 1 şi

reductorul 4, la tobă.

Realizarea mai multor trepte de viteză, este

asigurată prin utilizarea troliilor acţionate de două sau

mai multe motoare electrice, în a căror transmisie

este introdus un mecanism diferenţial. Schema de

principiu a unui troliu cu două motoare de acţionare

şi cu reductor diferenţial în interiorul tobei (fig.8.7),

se compune din: toba 1, reductorul diferenţial 4,

reductoarele cilindrice 3, motoarele de acţionare 2 şi

cuplajul cu frână 5. Un astfel de troliu asigură

obţinerea a patru trepte de viteză, corespunzătoare

funcţionării unuia din cele două motoare sau a

ambelor, în acelaşi sens sau în sensuri contrare

U8.5. Diagrama de sarcină la mecanismul de ridicare

Stabilirea diagramei de sarcină la mecanismele de ridicare este determinată de cinematica

sistemului ţinându-se seama de valorile maxim admise (prescripţiile în vigoare pentru

acceleraţiile la pornire şi oprire precum şi viteza maxim admisş în regim stabilizat).

Mecanismul de ridicare poate executa de obicei patru operaţii într-un ciclu de

funcţionare:

- ridicarea şi coborârea sarcinii;

- ridicarea şi coborârea dispozitivului de prindere a sarcinii (în gol).

Trasarea diagramei de sarcină a mecanismului de ridicare, pe întreg ciclul de funcţionare

impune determinarea cuplurilor statice corespunzătoare fiecărei operaţii şi a cuplurilor dinamice,

obţinându-se astfel în baza ecuaţiei fundamentale a mişcării, cuplul raportat la arborele motor:

ds MMM +=

a) Diagrama de sarcină la ridicarea sarcinii maxime

Pentru mecanismul de ridicare cu acţionare electrică (fig.8.3) în condiţia ridicării sarcinii,

în regim staţionar cuplul motor este egal cu cuplul static (dat de sarcină) (fig.8.8).

3 2 1 11 12 10

4 5 9 7 6 8 Fig. 8.6 Troliu cu reductor planetar

Fig. 8.7 Troliu cu diferenţial

3 5 2 2 5 3

1 4


114

2

D

i

GQMM

1

01s η

+== [Nm] ;

unde: Q - sarcina de ridicat [N];

G0- greutatea dispozitivului de prindere a sarcinii [N];

D - diametrul organului de înfăşurare [m];

i - raportul de transmitere total al mecanismului;

η1- randamentul mecanismului la ridicarea sarcinii.

În perioada de pornire la ridicarea sarcinii, cuplul dezvoltat de motor conform ecuaţiei

fundamentale a mişcării este:

1d1s1p MMM +=

unde: −ω=dt

dJM 1d cuplul dinamic în perioada de acceleraţie;

dω/dt - acceleraţia unghiulară la arborele motorului [rad/s2];

J - momentul de inerţie al maselor în mişcare de translaţie şi rotaţie raportat la arborele

motorului [Nm2].

Momentul de inerţie total raportat la arborele motor la ridicarea sarcinii se determină cu

relaţia:

∑∑∏== = ηϖ

ν+

η+=

n

1k k2

2kk

n

1j

r

1t t2t

j m

i

JJJ

unde: J - momentul de inerţie al maselor în mişcare de rotaţie cu viteza ω;

Jj - momentul de inerţie al maselor în mişcare de rotaţie cu viteza ωj;

mk - mase aflate în mişcare de translaţie cu viteza vk;

vk - viteza maselor în mişcare de translaţie;

i t - raport de transmitere a mişcării;

ηt, ηl - randamentul trasmisiei;

ω - viteza unghiulară a arborelui motor [rad/s].

În aceleaşi condiţii la oprirea mecanismului de ridicare în faza de ridicare a sarcinii se

obţine pentru aceiaşi acceleraţie la oprire cuplu:

Fig. 8.8 Diagrama de sarcină la mecanismul de ridicare

t1 t01 t2 t02 t3 t03 t4 t04

ts1 td1tp1

ts2 td3tp2

ts3 td3tp3

ts4 td4tp4

M, Ms[Nm] v[m/s]

tc

t[s]

M1=Ms1

Md1

Mp1

vs1

vs2

M3=Ms3

M4=Ms4

Md3

Mp3

vs3

vs4

Mp2

Md2


115

dlslfl MMM −=

Momentul de inerţie al mecanismului, ţinând seama de sensul de circulaţie al energiei în

timpul frânării se obţine:

k

n

1j

p

1k2

2kk

t

r

1t2t

j m

i

JJJ η

ϖ

ν+η+= ∑ ∑∏

= ==

b) Diagrama de sarcină la coborârea sarcinii

Cuplul dezvoltat de motor în regim staţionar la coborârea sarcinii este egal cu cuplul

static corespunzător sarcinii coborâte:

20

2s2 2

D

i

GQMM η

+−==

unde: 1

21

2η

−=η - randamentul mecanismului la coborârea sarcinii.

Cuplul static raportat la arborele motorului are două componente: una negativă dată de

sarcina totală la coborâre Ms2' ăi una pozitivă dată de pierderile care au loc în organele de

transmitere a mişcării M s2".

Componenta cuplului static determinat de sarcină este:

2

D

i

GQM 0'

2s+

−=

În ipoteza egalităţii sarcinilor la ridicare şi coborâre, pierderile în transmisie pot fi

considerate egale la ridicarea şi coborârea sarcinii:

( ) ( )

−

η−

+=η−

η+

=η−= 11

2

D

i

GQ1

2

D

i

GQM1M

1

01

1

01s1

''2s

Astfel, la coborârea sarcinii, cuplul static total raportat la arborele motorului va fi

η−

+−=+=

1

0''2s

'2s2s

12

2

D

i

GQMMM

Se obţine randamentul la coborârea sarcinii:

1

21

2η

−=η

La coborârea sarcinii, în perioada de pornire şi oprire cuplul static este:

2d2s2f

2d2s2p

MMM

MMM

−=

+=

Ţinând seama de modul de circulaţie a fluxului de energie în cazul coborârii sarcinii, de

la sarcină la motor, momentul de inerţie devine:

k

p

1k2

2kk

t

n

1j

r

1t2t

jr0

m

i

JJJJ η

ω

ν+η++= ∑∑∏

== =

c) Diagrama de sarcină la ridicare în gol


116

În regim staţionar, cuplul dezvoltat de motor la ridicare în gol, este egal cu cuplul static

necesar ridicării dispozitivului de prindere: 2

D

i

GMM

3

03s3 η

==

unde: η3 - randamentul la ridicarea în gol.

În perioada de accelerare şi decelerare la ridicarea sarcinii în gol, cu particularităţile

pentru determinarea momentului de inerţie, cuplul motor devine:

p3 s3 d3 f 3 s3 d3M M M ; M M M= + = −

d) Diagrama de sarcină la coborâre în gol

Cuplul static la coborâre în gol este determinat de;

- componenta corespunzătoare coborârii sarcinii: 2

D

i

GM 0'

4s −=

- componenta determinată de pierderi: ( ) 3s3'4s M1M η−=

Cuplul static raportat la arborele motorului devine: ''4s

'4s4s MMM +=

Se impune o discuţie asupra semnului cuplului static funcţie de valorile absolute ale

componentelor Ms4' şi Ms4''.

Având în vedere semnele diferite ale componentelor cuplului static la coborâre în gol se

disting situaţiile: ''4s

'4s MM >

În această situaţie în regim staţionar, motorul va dezvolta cuplu de frânare pentru a

echilibra acţiunea cuplului static dat de sarcină ( 4sM > 0).

Dacă cuplul datorat pierderilor este mai mare decât cuplul static, cuplul motor va fi

pozitiv, deci motorul nu dezvoltă cuplu de frânare.

Dacă '4sM = ''

4sM , cuplul static este nul şi deci în regim staţionar cuplul dezvoltat de

motor va fi determinat de semnul cuplului dinamic, adică pozitiv la pornire şi negativ la oprire.

Dacă ''4s

'4s MM < , cuplul static devine pozitiv. Cuplul dezvoltat de motor va fi pozitiv

la funcţionare în regim staţionar şi la pornire.

La oprire dacă 4d4s MM < cuplul motor este negativ, deci de frânare şi pozitiv dacă

4d4s MM > . Cunoscând cuplul dinamic se poate determina cuplul motor la acceleraţie şi frânare

p4 s4 d4 f 4 s4 d4M M M ; M M M= + = −

În baza diagramei cuplului static (fig.8.6), se calculează cuplul static mediu

∑

∑

=

==n

1jj

n

1jjsj

smed

t

tM

M


117

Se determină puterea statică medie necesară mecanismului de ridicare

maxsmedsmed MP Ω=

unde: Ωmax - este cea mai mare valoare a vitezei impusă prin tahogramă.

Pentru a ţine seama de neuniformitatea diagramei de sarcină şi de puterea dinamică

necesară pornirii motorului se face o majorare a puterii statice cu 10% … 20%, alegând din

catalog un motor corespunzător serviciului de funcţionare

N smedP (1,1...1,2)P= .

Nu se admite funcţionarea maşinilor de ridicat care lucrează în aer liber dacă viteza vântului depăşeşte valorile admise (20 m/s la macaralele portal sau 15,6 m/s la celelalte macarale), precum şi la temperaturi extreme (sub -20ºC). Funcţionarea la viteze mari ale vântului şi temperaturi extreme este permisă numai dacă maşinile de ridicat au fost construite pentru funcţionarea în asemenea condiţii, fiind garantate în acest sens de producător.

Să ne reamintim...

Stabilirea diagramei de sarcină la mecanismele de ridicare este

determinată de cinematica sistemului ţinându-se seama de valorile maxim

admise (prescripţiile în vigoare pentru acceleraţiile la pornire şi oprire precum

şi viteza maxim admisş în regim stabilizat).

Mecanismul de ridicare poate executa de obicei patru operaţii pentru un

ciclu de funcţionare:

- ridicarea şi coborârea în sarcină;

- ridicarea şi coborârea dispozitivului de prindere a sarcinii (în gol).

Cuplul static raportat la arborele motorului are două componente: una

negativă dată de sarcina totală la coborâre şi una pozitivă dată de pierderile

care au loc în organele de transmitere a mişcării M s2".

U8.6. Rezumat

Mecanismele de ridicare sunt utilizate în instalaţii pentru ridicarea şi

coborârea sarcinilor în procesul tehnologic sau în activităţi auxiliare. Au în

componenţă: elementul de acţionare, mecanismul de transmisie, cuplaj, frână,

tambur, palan (cablu de ridicare), dispozitivul de prindere a sarcinii şi structura

portantă. Funcţie de modul de acţionare, mecanismul de ridicare poate fi antrenat:

manual prin forţa manevrantului; electric prin motor de curent alternativ sau

continuu; hidraulic ;

Randamentul mecanismului nu este o mărime constantă, el depinde de

sensul mişcării şi de mărimea sarcinii. Se consideră randamentul nominal ca fiind

valoarea acestuia la ridicarea sarcinii nominale.

În cazul înălţimilor de ridicare reduse se utilizează acţionarea hidraulică

care are în componenţă un motor liniar, care prin tija sa acţionează palanul cu rol


118

de amplificare a cursei motorului liniar.

Utilizarea raţională a puterii motorului electric de acţionare, impune ca

sarcinile mici să fie manevrate cu viteze mai mici decât cea corespunzătoare

sarcinii nominale. O astfel de acţionare este avantajoasă în cazul instalaţiilor de

ridicat cu înălţime mare ceea ce duce la creşterea productivităţii, precum şi la

instalaţiile folosite în operaţiile de montaj asigurând poziţionarea sarcinii.

Instalaţiile de ridicat prevăzute să lucreze calat vor funcţiona numai în

aceste condiţii. Mecanismele de ridicat prevăzute să lucreze necalat vor funcţiona

în condiţiile prevăzute în instrucţiunile de exploatare elaborate de producător.

Puterea statică medie a mecanismului de ridicare este Psmed= Msmed Ωmax

(Ωmax - este cea mai mare valoare a vitezei impusă prin tahogramă). Pentru a

ţine seama de neuniformitatea diagramei de sarcină şi de puterea dinamică nece-

sară pornirii motorului se face o majorarea puterii statice cu 10% … 20%, luând

din catalog un motor corespunzător serviciului de funcţionare PN=(1,1.1,2)Psmed.

Temă de control

Realizaţi un studiu de caz, care să conţină argumentări privind „Particularităţi

privind determinarea diagramei de sarcină pentru o inatalaţie de ridicare a

sarcinilor discrete într-un depozit de materiale cu satcina maximă de 50 tf.









1. Definiţi principalele caracteristici ale ale mecanismului de ridicare. 2. Definiţi ciclurile de funcţionare ale mecanismului de ridicare. Exemplificaţi. 3.Definiţi lucrul mecanic util şi lucrul mecanic pentru învingerea forţelor de frecare.

4. Definiţi randamentul la ridicare ηx şi coborâre ηcx, a sarcinii Qx≠QN. 5. Exemplificaţi în regim staţionar cuplul motor şi cuplul static. 6. Explicitaţi momentul de inerţie total raportat la arborele motor la ridicarea sarcinii. 5. Definiţi condiţiile de alegere a motorului de acţionare. Exemplificaţi.


119


MECANISMUL DE TRANSLA ŢIE

Cuprins

U9.1. Introducere .................................................................................................................... 119

U9.2. Obiectivele unităţii de învăţare ..................................................................................... 119

U9.3. Mecanismul de translaţie în regim staţionar ................................................................. 120

U9.4. Aderenţa şi structura mecanismului de translaţie ......................................................... 123

U9.5. Diagrama de sarcină la mecanismulde translaţie ......................................................... 126

U9.6. Rezumat ........................................................................................................................ 128

U9.7. Temă de control ............................................................................................................ 128

Bibliografie unitatea de învăţare nr.9 .......................................................................... 128

U9.1. Introducere

Mecanismul de translaţie asigură transportul pe orizontală a sarcinii, cu

deplasare pe căi cu şine de rulare sau pe căi fără şine, cu montare pe vehicul sau în

afara lui caz în care tractarea se face prin cablu (troliul mecanismului fiind montat pe

contrabraţul macaralei). Organele folosite pentru deplasare pot fi roţi de rulare cu

obadă rigidă sau roţi cu pneuri. Roţile pot fi conducătoare sau conduse. Roţile

conducătoare prin legătura cinematică cu mecanismul de translaţie asigură mişcarea

vehiculului (macara, cărucior) datorită aderenţei dintre obadă şi calea de rulare.

Maşinile de ridicat şi transport au în componenţa lor mecanismul de translaţie care

asigură deplasarea sarcinilor pe două direcţii în plan orizontal. Modulele de

translaţie sunt unităţi complete de rulare pentru instalaţi de transport pentru sarcini

pe roata de la 2,75 tone pana la 100 de tf, realizate din grafit nodular pentru perfor-

manţe ridicat cu caracteristici de frânare şi pornire care protejează calea de rulare.



proiectarea, exploatare şi întreţinere a mecanismului de translaţie.


- să identifice şi să calculeze mărimile caracteristice ale mecanismelor de

translaţie în regim staţionar;

- să aleagă şi să stabilească condiţiile de asigurare a treptelor de microviteză;

- să delimiteze limitele de utilizare a mecanismelor de translaţie;.

- să calculeze diagrama de sarcină pentru diverse cicluri de funcţionare.



120

U9.3. Mecanismul de translaţie în regim staţionar

Mecanismul de translaţie asigură transportul pe orizontală a sarcinii. Deplasarea se poate

face pe căi cu şine de rulare sau pe căi fără şine (autopropulsate). Mecanismul de translaţie se

poate monta pe vehicul sau în afara lui caz în care tractarea se face prin cablu (troliul

mecanismului fiind montat pe contrabraţul macaralei).

Organele folosite pentru deplasare pot fi roţi de rulare cu obadă rigidă sau roţi cu pneuri.

Roţile pot fi conducătoare sau conduse. Roţile conducătoare prin legătura cinematică cu

mecanismul de translaţie asigură mişcarea vehiculului (macara, cărucior) datorită aderenţei

dintre obadă şi calea de rulare.

Considerând regimul staţionar, vehiculul se deplasează cu viteza constantă v, sub

acţiunea forţei de tracţiune FH egală şi de sens contrar rezistenţei opuse de mecanism la deplasare

W, dată de rezistenţa la rulare dintre roată, buza roţii şi şină, înscrierea în curbă, panta căii de

rulare, etc.(fig.9.1). Asupra roţilor acţionează forţa Q' dată de greutatea sarcinii Q şi a vehiculului

echipat G (Q' = Q+G), consumându-se putere pentru învingerea cuplului static. Pentru

mecanismele ce funcţionează în incinte închise, pe cale rectilinie, orizontală, cuplul static are o

componentă dată de frecările ce iau naştere în lagărele roţilor şi o componentă dată de frecarea

cu rostogolire între roată şi calea de rulare.

Componenta cuplului de frecări în lagăre este:

2

dQM '

1 µ=

unde: µ - coeficient de frecare cu alunecare

(0,08...0.105 pentru lagăre de alunecare, 0.005 pentru

lagăre de rostogolire);

d - diametrul fusului roţii [m].

Prin frecarea cu rostogolire a roţii pe calea de

rulare se determină componenta cupului de rostogolire:

fQM '2 =

unde f = 0,05..0,1 [cm] şi reprezintă coeficient de frecare cu rostogolire.

În regim staţionar puterea dezvoltată de motorul de acţionare este utilizată pentru

întreţinerea mişcării cu viteză constantă v, a mecanismului de translaţie caracterizat de cuplul

static M1 + M2

( )1 2W v M M= + ω ,

unde: ω - viteza unghiulară a roţilor [rad/s];

2

D = v ω [m/s] - viteza de deplasare a mecanismului.

Obţinem astfel rezistenţa de deplasare a mecanismului datorată frecărilor

)f2d(D

QW

'+µ=

Fig. 9.1 Explicativă pentru determinarea rezistenţei la înaintare

Q'

Q' f

FH'

Wt

v

D

d

µQ'

ω Q'd/2


121

Raportând la unitatea de 1 tf, se obţine rezistenţa unitară la înaintare

D

df2w1

µ+=

pentru care se recomandă ca valori medii:

− 7 [Kgf/tf] pentru montaj pe lagăre de rostogolire;

− 20 [Kgf/tf] pentru montaje pe lagăre de alunecare.

Datorită unor inexactităţi de construcţie şi de montaj, a roţilor motoare, pozarea căii de

rulare, rigiditatea orizontală a cadrului, vehiculul poate căpăta un mers în derivă, astfel că forţa

dată de rezistenţa de deplasare se măreşte cu frecările suplimentare dintre buza roţii şi suprafaţa

laterală a şinei :

'f

'

f QwK)f2d(D

QW =+µ=

unde: Kf = 2,0...2,6 pentru lagăre de alunecare;

Kf = 1,35...1,6 pentru lagăre de rostogolire;

w - coeficientul de rezistenţă la tracţiune

Înscrierea mecanismului în curbe, pe calea de rulare determină apariţia unor rezistenţe

suplimentare la deplasare datorate alunecărilor transversale şi longitudinale a roţilor.

Unghiul de înclinare a roţilor la tangenta căii de rulare (fig.9.2.a) este:

c

c

2,1 R2

b

)2

sR(2

bsin =

±=γ

Astfel roata va aluneca transversal pe calea de rulare cu viteza tangenţială γ= sinvv t ,

determinând apariţia rezistenţei suplimentare la alunecare transversală:

'

c0

t'

0at Q

R2

b

V

vQW µ=

µ=

unde: b - ampatamentul căii de rulare;

s - ecartamentul căii de rulare;

Fig. 9.2 Explicativă determinare rezistenţă deplasare în curbă

a b


122

Rc - raza medie a căii de rulare;

µ0 - coeficientul de frecare dintre roată şi şină

Înscrierea în curbă (fig.9.2b) determină parcurgerea unor spaţii inegale pe şinele

interioare şi exterioare la un unghi de rotire ν.

Roţile fiind legate rigid va apare o alunecare longitudinală. Spaţiul de alunecare este:

2

Slllll 21 ϕ=−=−=∆

Astfel apare rezistenţa la alunecare longitudinală:

'r

c0

'r0

al QR2

S

l

lQW µ=

∆µ=

unde: Q'r - încărcarea distribuită roţilor legate rigid de pe şine diferite. Echiparea mecanismelor

de translaţie cu roţi conice (fig.9.3) determină apariţia unei rezistenţe suplimentare de alunecare

la deplasare, determinată de vitezele diferite la obada roţii. Spaţiile parcurse la o rotaţie completă

de roată şi punctele extreme de pe roată 1,2 sunt:

)tgBD(S

)tgBD(S

DS

2

1

α+π=α−π=

π=

unde: D - diametrul mediu al roţii

B - proiecţia pe orizontală a lăţimii active a roţii

α - unghiul de înclinare al tălpii profilului.

Spaţiul mediu de alunecare va fi:

απ=−=∆ tgB2

1)SS(

2

1S 2

Forţa de frecare suplimentară determinată de normala la calea de rulare este:

αµ=µ= ∑ cos

QNF

'

00f

Astfel apare rezistenţa suplimentară la alunecare datorată conicităţii roţilor:

αα

µ=∆= tgD2

B

cos

Q

S

SFW

'

0fa

Mecanismele care acţionează în spaţii deschise sunt supuse acţiunii forţei vântului care

determină rezistenţa la deplasare:

evesvsv APAPW ∑+=

unde: Pvs,Pve - presiunea vântului asupra sarcinii şi elementelor construcţiei me-canismului

determinate conform STAS;

As,Ae - suprafeţele sarcinii şi elementelor de construcţie a mecanismului supuse acţiunii

vântului.

În cazul deplasării pe cale de rulare cu pantă, forţele de frecare vor fi date de component-

ta după direcţia normală la planul căii (Q' ≅ cosα), iar rezistenţa suplimentară de deplasare:

B D

N N 1 2

α

Q Fig. 9.3 Explicativă alunecare roţi

conice


123

α= sinQW 'd

unde: α - panta căii de rulare admisă

Se obţine astfel rezistenţa totală la deplasare a mecanismului de translaţie:

daaeatft WWWWWW ++++=

Puterea în regim staţionar a motorului de acţionare a mecanismului de translaţie este:

η

=vW

P t

unde: v [m/s] - viteza de translaţie a mecanismului;

η - randamentul global al mecanismului.

Identificaţi şi alte posibilităti de modificarea coeficientului de frecare.

Să ne reamintim...

Obiectivul fundamental al utilizării mecanismelor de translaţie este de a asigura transportul sarcinii pe orizontală. Pentru mecanismele ce funcţionează în incinte închise, pe cale rectilinie, orizontală, cuplul static are o componentă dată de frecările ce iau naştere în lagărele roţilor şi o componentă dată de frecarea cu rostogolire între roată şi calea de rulare. Înscrierea mecanismului în curbe, pe calea de rulare determină apariţia unor rezistenţe suplimentare la deplasare datorate alunecărilor transversale şi longitudinale a roţilor. Echiparea mecanismelor de translaţie cu roţi conice determină apariţia unei rezistenţe suplimentare de alunecare la deplasare, determinată de vitezele diferite la obada roţii

U9.4. Aderenţa şi structura mecanismului de translaţie

9.4.1. Determinarea condiţiei de aderenţă

Deplasarea apare sub acţiunea forţei de tracţiune determinată de aderenţa roţilor motoare la calea de rulare ca urmare a frecării. În condiţiile în care forţa de frecare (forţa aderentă) este mai mică decât forţa de tracţiune, mişcarea nu se va produce, rupându-se legătura dintre roată şi calea de rulare, apărând fenomenul de patinare.

Se impune determinarea numărului roţilor motoare, deoarece nu toate roţile mecanismului de translaţie sunt cuplate întotdeauna la sistemul de acţionare.

Se considerăm sarcina distribuită roţilor motoare şi nemotoare astfel:

− Qa - încărcarea ce revine roţilor acţionate

− Qn - încărcarea ce revine roţilor neacţionate

Cuplul determinat de forţa aderentă este : 2

DQM a1a µ=

unde: 15,012,01 ÷≈µ µ1 - coeficient de frecare în repaus între roată şi calea de rulare (coeficient

de aderenţă) Acest cuplu trebuie să învingă cuplurile determinate de frecările cu rostogolire

determinate de toate roţile mecanismului de translaţie şi de cel al frecărilor cu alunecare din axul roţilor nemotoare.


124

( )2

dQKfQQM nfnaf µ++=

Mişcarea este determinată de condiţia: Ma > Mf Înlocuind se obţine:

( )2

dQKfQQ

2

DQ nfnaa1 µ++>µ

Considerând coeficientul de siguranţă la aderenţă 15,1≥φ şi ţinând seama că Qn = Q'-Qa

, se obţine:

Dd

kf2DQQ

1

f'a µ+µ

+µΦ=

Se alege numărul roţilor acţionate astfel încât relaţia să fie satisfăcută. La mecanismele la care poziţia centrului de greutate este variabilă, verificarea condiţiei

de aderenţă se face pentru acea poziţie pentru care încărcarea roţilor acţionate este minimă. În cazul în care forţa aderentă este prea mică, se vor acţiona toate roţile mecanismului.

Alegerea numărului de roţi de rulare ale unui mecanism de translaţie se face funcţie de încărcarea maximă admisă pe roată şi de caracteristicile mecanismului de translaţie. În cazul unei încărcări mari se trece la sprijinirea mecanismului pe boghiuri (fig.9.4). Adoptarea numărului de roţi se face din condiţia de investiţie minimă. Un număr mare de roţi scumpeşte mecanismul dar ieftineşte calea de rulare ca

urmare a unei încărcări uniforme a acesteia. Distanţele de la roţi la articulaţii se aleg astfel încât pe toate roţile să existe aceiaşi încărcare. Înălţimea boghiului trebuie redusă până la încărcarea minimă pe care forţa longitudinală apărută în timpul frânării o transmite integral cărucioarelor boghiului.

Încărcările pe toate roţile boghiului ar fi egale dacă toate articulaţiile ar fi plasate la înălţimea axelor roţilor, lucru care practic este imposibil.

La înscrierea în curbe cu rază mică de curbură, boghiul este prevăzut cu articulaţie verticală sau cu braţe ce se pot roti liber faţă de calea de rulare.

În anumite situaţii încărcarea pe roată poate fi variabilă funcţie de poziţia sarcinii (ex. - pod rulant - fig.9.5).

unde: Gc - greutate cărucior; G - greutate pod; Q - sarcina; L - deschidere pod; X - poziţie curentă sarcină.

Încărcările maxime respectiv minime se determină pentru poziţiile extreme ale mecanismului faţă de roată în prezenţa şi absenţa sarcinii la echilibru:

∑∑

=

=

0M

0M

B

A

Fig. 9.4 Repartiţie sarcină pe bogiuri

H

a

H/2

'1N

a ''2N

'2N

''1N

N2N1

N

b

h 2

h 1

H/2

H

Fig. 9.5 Explicativă încărcare roţi rulare

L/2

G

L/2

Q+Gc x A B

L/2


125

Mecanismele cu deplasare prin cablu, asigură reducerea greutăţii şi forţelor de inerţie. Principalul dezavantaj îl constituie cantitatea mare de cablu utilizat, care are o durabilitate mică în exploatare.

Particularizaţi pentru determinarea încărcărilor maxime respectiv minime

pentru poziţiile extreme ale mecanismului faţă de roată în prezenţa şi absenţa

sarcinii la echilibru (fig.9.5).

9.4.2. Elemente componente ale mecanismului de translaţie

Cărucioarele au rolul de a susţine echipamentul de ridicare a sarcinii şi de a asigura mişcarea de translaţie. Din punct de vedere constructiv cărucioarele pot fi: cu destinaţie generală sau speciale.

Cărucioarele cu destinaţie generală (fig.9.6), se compun din: echipamentul de ridicare a sarcinii 1, dispozitivul de translaţie 2 şi şasiul căruciorului.

Cărucioarele speciale le înlocuiesc pe cele cu destinaţie generală, când se doreşte obţinerea unei exploatări economice şi cu productivitate mare. În acestă categorie sunt incluse

cărucioarele cu echipament auxiliar de ridicare, cărucioarele cu graifăr, cărucioarele cu electromagnet, cărucioarele cu braţ rotitor şi cărucioarele cu mai multe viteze.

Mecanismul de translaţie poate fi acţionat manual sau electric. Acţionarea manuală este utilizată mai ales la grinzile suspendate pentru sarcini mici. La acţionarea electrică sistemul de translaţie se construieşte în mai multe variante funcţie de caracteristicile mecanismului.

Sistemul de translaţie cu motor şi reductor central (fig.9.7), se compune din: motorul electric de acţionare 1, cuplajul cu frână 2, reductorul 3, arborele de transmitere 4 şi roţile 5 de deplasare a mecanismului. Soluţia este adoptată la mecanismele cu deschidere mică şi mijlocie şi turaţie mică a arborelui.

Sistemul de translaţie cu două reductoare de viteză amplasate lângă roţile de rulare şi motorul central (fig.9.8), cu aceiaşi componenţă ca şi precedentul sistem, se utilizează la mecanismele cu deschidere mare şi viteză unghiulară mică a arborelui de transmitere 4.

Sistemul de translaţie cu transmisii independente cu şi fără arbore electric (fig. 9.9),

asigură antrenarea independentă pe fiecare cale de rulare. La sistemul fără arbore electric, motoarele 1, dispuse simetric de capetele mecanismului acţionează prin intermediul cuplajelor cu frână 2, reductoarelor 3 şi arborele de transmitere 4, asupra roţilor de rulare 5.

1

vx vy

2

3 4

5

Fig. 9.6 Cărucior cu destinaţie generală

Fig. 9.7 Translaţie cu motor şi reductor central

1 2 3

4

5 5

Fig. 9.8 Translaţie cu două reductoare

6

N

5 4 3 2 1 2 3 4 5

N

Fig. 9.9 Translaţie cu transmisie de capăt

6 4 3 2 1 N

1 2 3 4 6 N 5 5


126

Mecanismul de translaţie cu cablu (fig.9.10), se întrebuinţează de obicei la cărucioarela macaralelor turn, ale macaralelor funicular, etc., permiţând deplasarea pe planuri înclinate cu viteze şi acceleraţii relativ mari. Aşezrea mecanismului de translaţie în afara căruciorului permite uşurarea şi simplifi-carea acestuia. Are în componenţă: mecanismul de translaţie 1, mecanismul de ridicare a sarcinii, cablul de tracţiune cărucior 3 şi ridicare 4.

Mecanismele de translaţie păşitoare se folosesc la instalaţiile cu viteză mică de deplasare. La aceste mecanisme, greutatea proprie a instalaţiei este deplasată prin intermediul dispozitivelor

de sprijin, a căror poziţie reciprocă se modifică în timp.

U9.5. Diagrama de sarcină la mecanismulde translaţie

Verificarea puterii motorului de acţionare impune detrminarea diagramei de sarcină a mecanismului M = f(t) (fig.9.11). În cazul mecanismelor de translaţie, un ciclu de funcţionare se compune de regulă din operaţiile:

- deplasarea mecanismului sub sarcină; - deplasarea mecanismului fără sarcină (în gol). Cunoscând cinematica mecanismului de translaţie pe întreg ciclul de funcţionare, se

determină cuplurile statice şi dinamice corespunzător fiecărui interval de timp al ciclului de funcţionare, obţinând astfel în baza ecuaţiei fundamentale a mişcării, cuplul motor:

ds MMM +=

unde: M - cuplul motor; Ms - cuplul static; Md - cuplul dinamic. a) Diagrama de sarcină la deplasarea în sarcină Cuplul dezvoltat de motorul de acţionare în regim staţionar la deplasarea sub sarcină este

egal cu cuplul static necesar deplasării sarcinii:

2

D

i

WMM 1

1s η==

unde: W1 - rezistenţa la înaintare opusă de mecanismul de translaţie în sarcină; i - raportul de transmitere total al mecanismului; η1 - randamentul transmisiei. În perioada de pornire la deplasarea sub sarcină, cuplul dezvoltat de motor conform

ecuaţiei fundamentale a mişcării este: M + M = M d1s1p1

unde: dt

dJM 1pdl

ω= - cuplul dinamic în perioada de accelerare;

Fig. 9.10 Mecanism de translaţie cu cablu

T4 T1

T T0

T3 T2

Q

2

1

vc 4

3

ωTℓ

ωTℓ


127

ε=ωdt

d - acceleraţia ungiulară a arborelui motor;

Jp1 - momentul de inerţie total al maselor în mişcare de translaţie şi rotaţie raportate la arborele motor.

Pentru mecanismul de translaţie cuplul static şi momentul de inerţie pot fi considerate în general constante, dacă se neglijează pendularea sarcinii, acţiunea vântului şi înclinarea mecanismului.

Momentul de inerţie echivalent redus la arborele motor, ţinând seama de randamentul mecanismului se obţine din condiţia de conservare a energiei:

j

q

1j2

2jjn

1k k2k

k1p

vm

i

JJJ η

ω+

η+= ∑∑

==

unde: J - momentul de inerţie al maselor în mişcare de rotaţie cu viteza ω; Jk - momentul de inerţie al maselor în mişcare de rotaţie cu viteza ωk; mj - mase în mişcare de translaţie cu viteza vi; ω - viteza unghiulară a arborelui motor; η - randamentul transmisiei. La frânarea mecanismului de translaţie se obţine cuplul (fig.9.11):

2d1s1f MMM −=

unde: dt

dJM 1d2d

ω= - cuplul dinamic la decelerare;

Jd1 - momentul de inerţie al maselor în mişcare de translaţie şi rotaţie raportat la arborele motor la frânare pentru care se obţine:

j

q

1j2

2jj

k

n

1k2k

k1d

vm

i

JJJ η

ω+η+= ∑∑

==

b) Diagrama de sarcină la deplasarea în gol

Pentru determinarea diagramei de sarcină la deplasarea mecanismului de translaţie în gol, rezistenţa mecanism la înaintare, momentul de inerţie şi masa sunt determinate în absenţa sarcinii (Q = 0), utilizând aceleaşi relaţii ca şi la deplasarea în sarcină, considerând mecanismul funcţionând in condiţii normale de funcţionare în absenţa vântului şi pentru starea normal a căi de rulare. Randamentul transmisiei este determinat funcţie de coeficientul de încărcare η = f(k).

Fig. 9.11 Diagrama de sarcină a mecanismului de translaţie

t1 t01 t2 t02

ts1 td1tp1ts2 td2tp2

M, Ms[Nm] v[m/s]

t[s]

M1=Ms1

Md1

Mp1

vs1 M2=Ms2 Md2

Mp2

vs2


128

Să ne reamintim...

Verificarea condiţiei de aderenţă se face pentru acea poziţie pentru care

încărcarea roţilor acţionate este minimă. În cazul în care forţa aderentă este

prea mică, se vor acţiona toate roţile mecanismului. Pentru mecanismul de

translaţie cuplul static şi momentul de inerţie pot fi considerate în general

constante, dacă se neglijează pendularea sarcinii, acţiunea vântului şi înclinarea

mecanismului.

U9.6. Rezumat

Mecanismul de translaţie asigură transportul pe orizontală a sarcinii, iar deplasarea se poate face pe căi cu şine de rulare sau pe căi fără şine Mecanismul de translaţie se poate monta pe vehicul sau în afara lui caz în care tractarea se face prin cablu. Pentru mecanismele ce funcţionează în incinte închise, pe cale rectilinie, orizontală, cuplul static are o componentă dată de frecările ce iau naştere în lagărele roţilor şi o componentă dată de frecarea cu rostogolire între roată şi calea de rulare.

Înscrierea mecanismului în curbe, pe calea de rulare determină apariţia unor rezistenţe suplimentare la deplasare datorate alunecărilor transversale şi longitude-nalle a roţilor. În condiţiile în care forţa de frecare (forţa aderentă) este mai mică decât forţa de tracţiune, mişcarea nu se va produce, rupându-se legătura dintre roată şi calea de rulare, apărând fenomenul de patinare. La mecanismele la care poziţia centrului de greutate este variabilă, verificarea condiţiei de aderenţă se face pentru acea poziţie pentru care încărcarea roţilor acţionate este minimă. În cazul în care forţa aderentă este prea mică, se vor acţiona toate roţile mecanismului. Alegerea numărului de roţi de rulare ale unui mecanism de translaţie se face funcţie de încărcarea maximă admisă pe roată şi de caracteristicile mecanismului de translaţie.

Cunoscând cinematica mecanismului de translaţie pe întreg ciclul de funcţionare, se determină cuplurile statice şi dinamice corespunzător fiecărui interval de timp al ciclului de funcţionare, obţinând astfel în baza ecuaţiei fundamentale a mişcării

U9.7. Temă de control

Realizaţi un studiu de caz pentru determinarea condiţiei de aderenţă şi a cuplului

static la mecanismul de translaţie cu cablu, pentru o sarcina de 50 tf.









129


MECANISMUL DE ROTIRE ŞI DE BASCULARE BRAŢ

Cuprins

U10.1.Introducere ................................................................................................................... 129

U10.2.Obiectivele unităţii de învăţare .................................................................................... 129

U10.3.Mecanismul de rotire ................................................................................................... 130

U10.4. Mecanismul de basculare braţ .................................................................................... 135

U10.5. Rezumat ...................................................................................................................... 139

U10.6. Test de evaluare a cunoştinţelor ................................................................................. 140


U5.1. Introducere

Mecanismul de rotire asigură deplasarea sarcinilor în plan orizontal, prin

rotirea părţilor lui rotitoare, prin mecanisme cu coloană sau placă turnantă fixă sau

rotitoare. Platformele turnante pot fi realizate: cu placă cu roţi şi cu pivot de centrare

descărcat sau încărcat; cu placă cu roţi şi contraroţi; cu placă pe role sau rulment; cu

bile sau role cilindrice. La mecanismele cu coloană rotitoare în unele situaţii lagărele

radiale sunt înlocuite cu o baterie de role exterioare sau interioare.

Prin mecanismul de înclinare braţ se asigură deplasarea sarcinii în direcţie

radială şi premisele pentru a nu depăşi condiţia de stabilitate. Pentru micşorarea

puterii motorului de acţionare, a mecanismului de înclinare a braţului, se impune

parcurgerea de către sarcină a unei traiectorii orizontale, în timpul ridicării braţului,

astfel să nu se mai consume energie pentru ridicarea sarcinii.



proiectarea, exploatare şi întreţinere a mecanismului de rotire şi basculare braţ, cu determinarea condiţiet de deplasare prin basculare pe orizontală a sarcinii.

La sfârşitul acestei unităţi de învăţare studenţii vor fi capabili: - să identifice şi să calculeze mărimile caracteristice ale mecanismelor de rotire şi basculare în regim staţionar; - să aleagă şi să stabilească condiţiile de funcţionare a regimurilor de funcţionare; - să delimiteze limitele de utilizare a mecanismelor de rotire şi basculare; - să calculeze diagrama de sarcină pentru diverse cicluri de funcţionare, ţinând seama de condiţiile de exploatare in mediul exterior (vânt, plan înclinat, etc.).



130

U10.3. Mecanismul de rotire


Mecanismul de rotire serveşte la deplasarea sarcinilor în plan orizontal, prin rotirea

părţilor lui rotitoare. După modul de rezemare mecanismele de rotire pot fi: cu coloană; cu placă

turnantă. Coloana mecanismului de rotire poate fi: fixă sau rotitoare.

Platformele turnante pot fi realizate: cu placă cu roţi şi cu pivot de centrare descărcat sau

încărcat; cu placă cu roţi şi contraroţi; cu placă pe role sau rulment; cu bile sau role cilindrice.

La mecanismele cu coloană rotitoare în unele situaţii lagărele radiale sunt înlocuite cu o

baterie de role exterioare sau interioare. Pentru a se obţine o variaţie minimă a incărcării pe rolă,

ele trebuiesc amplasate la distanţe egale, întrucât la rotirea mecanismului reacţiunile îşi schimbă

poziţia, încărcarea maximă apărând pe rând la fiecare rolă. Rolele se execută sub formă

cilindrică sau role butoi, verificarea de rezistenţă se face la solicitarea de contact.

Mecanismul de rotire cu coloană fixă (fig.10.6), are coloana încastrată în fundaţie sau în

şasiul vehicolului, construcţia mecanismului rotindu-se în jurul coloanei. La partea inferioară,

construcţia mecanismului poate fi montată pe o casetă cu 3 pînă la 6 role (uzual 4).

Mecanismele cu placă turnantă pe roţi, cu pivotul de centrare descărcat (fig.10.1.a), sau

cu pivot de centrare încărcat (fig.10.1.b), au platforma rotitoare prevăzută cu roţi, care se rotesc

pe o şină circulară. O funcţionare

corectă impune ca verticala coborâtă

prin centrul de greutate al construcţiei

rotitoare, în sarcină şi în gol, să cadă în

interiorul poligonului de sprijin, numai

astfel încărcarea este preluată de toate

roţile. În caz contrar încărcarea este

preluată de o parte din roţi şi de

pivotul central. În general se evită

astfel de situaţii. Dacă nu se poate

asigura încărcarea echilibrată a roţilor,

se preferă realizarea construcţiei mecanismului cu placă turnantă pe roţi şi contraroţi. La

mecanismele la care platforma turnantă este montată pe role (fig.10.2), acestea se rostogolesc

între două căi de rulare inelare, unul aparţinând părţii rotitoare, iar celălalt părţii fixe a

mecanismului. În cazul când nu se poate asigura o

încărcare corespunzătoate unei funcţionări normale,

se realizează montarea platformei pe rulmenţi radiali

de diametru mare. Acest sistem de rezemare al

platformei rotitoare, deşi pretenţi-os, este larg

utilizat. În cazul utilizării roţilor sau rolelor

cilindrice, apar rezistenţe suplimentare ca urmare a

rostogolirii lor cu alunecare pe şina circulară,

Fig. 10.1 Mecanisme de rotire cu placă turnantă

Fig. 10.2 Platformă turnantă pe role


131

datorită lungimii diferite a spaţiului parcurs pe diversele puncte ale obadei roţii.

Mecanismul de rotire se poate monta pe partea

rotitoare a mecanismului (fig.10.3), pe partea fixă

(fig.10.4), sau chiar în afara mecanismului (fig.10.5).

În cazul montării mecanismului de rotire pe

partea rotitoare a pe aceasta se montează motorul 1 care

prin intermediul reductorului melcat 2,3 şi pinionul de

atac 4, acţionează asupra coroanei dinţate 5, montată pe

partea fixă.

Pentru evitarea unor suprasolicitări

întâmplătoare a mecanismului, se introduce în

mecanism un cuplaj de siguranţă, cuplaj ce limitează

cuplul ce poate fi transmis. Se recomandă folosiea

reductoarelor melcate, ţinând seama de raportul lor

mare de transmisie, ca urmare a limitării vitezei

ungiulae a mecanismului la valori mici. La unele

construcţii ale mecanismului de rotire, reductorul

melcat este înlocuit cu un reductor cu roţi dinţate

cilindrice şi o transmisie cu roţi dinţate conice, montate

tot pe partea fixă (fig.10.4.1).

În cazul în care nu se poate menţine vertica-litatea coloanei, se foloseşte mecanismul de

rotire cu cablu (fig.10.5), care limitează unghiul de rotire al mecanismului. Cablurile 1 şi 2,

fixate la toba 7 cu câte un capăt şi în sens contrar, sunt fixate cu celălalt capăt la discul 6 montat

pe coloana rotitoare a mecanismului. Între tobă şi disc

cablurile înfăşoară rolele de ghidare 3 şi 4 şi sunt întinse

de rolele 5 tensionate de resoarte.

Dacă întinderea de montaj a cablului este S0,

efortul maxim în cablu este:

η

+= 1)

D

M2S(S 0m

La mecanismele care lucrează în spaţii închise

sau la care unghiul de rotire este mai mic de 360o, pentru

frânare se folosesc frâne semiautomate de tip închis. La

mecanismele complet rotitoare care lucrează în aer liber

se preferă frânele comandate de tip deschis, care permit

o frânare mai lină. De asemenea ele permit ca în timpul

când mecanismul nu lucrează, aşezarea pe direcţia

vântului, micşorând astfel suprafaţa mecanismului expus

acţiunii vântului. În cazul când se montează totuşi frâne

normal închise, se prevăd dispozitive de punere în giruetă (aşezarea pe direcţia vântului).

Fig. 10. 3. Mecanism montat pe partea fixă

Fig.10.4 Mecanism montat pe partea fixă

Fig. 10.5 Mecanism de rotire cu cablu


132

10.3.2. Mecanismul cu coloană rotitoare in regim stabilizat

Cuplul static în regim staţionar este determinat de componenta datorată forţei de frecare

M f şi cea dată de forţa vînului M v la funcţionare exterioară. Se consideră mecanismul de rotire

cu coloană rotitoare (fig.10.6), cu funcţionare în absenţa acţiuni vîntului având:

H,H 21 -reacţiunile orizontale ;

V -reacţiunea verticală ;

Q -greutatea dată de sarcina de ridicat ;

G -greutatea proprie a mecanismului ;

T -rezultanta forţelor orizontale (forţa centrifugă, forţa

periferică la pinionul de atac, etc.)

h -distanţa între reazeme;

µµ 21, -coeficientul de frecare;

d,d 21 -diametrul fusului superior şi inferior al coloanei;

Cuplul static determinat de frecările în mecanism este :

M+M+M=M C2H1Hf

unde: 2d

H=M1

111H µ - componenta cuplului de frecări în lagărul superior ;

2d

H=M2

222H µ -componenta cuplului de frecări în lagărul inferior;

M C -componenta cuplului în crapodină (placa de alunecare).

Componentele reacţiunilor orizontale sunt determinate din condiţia de echilibru a

coloanei ( 0=M1,2∑ ):

hh T + aG + b Q

= H

h

) h -h ( T - aG + b Q = H

12

11

Determinarea componentei cuplului static în crapodină (fig.10.7.), se face considerând o

crapodină conică supusă încărcării verticale V = G + Q.

Considerând un element infinitezimal dl, în ipoteza p = ct., asupra căruia acţionează forţa

normală pdA se determină:

drrsin

p2r)dlr2p(r)pdA(r)dF(dM 2

v ××α

π×××µ=×××π×××µ=××µ=×=

unde: µ - coeficientul de frecare.

α - unghiul de înclinare.

r -raza momentan

Prin integrare se obţine :

)rr(sin

p

3

2drr

sin

p2M 3

132

RR

2C

2

1−×

α×µ×π×=×

α×µ×π×= ∫

Înlocuind presiunea cu încărcareaea verticală se obţine:

10.6 Mecanism de rotire cu coloană

Q

a

ω

G

b

h

V

d1, µ1

d2, µ2

H1

H2

h 1

T


133

21

22

31

32

Crr

rr

sin

v

3

2M

−

−×

α×µ×=

Particularizând pentru o placă de sprijin inelară (fig.10.7.), cuplul static în crapodină

devine:

21

22

31

32'

Crr

rrV

3

2M

−

−××µ×=

unde: r1,r2 - raza interioară, exterioară a pivotului.

În cazul în care r1 = 0, adică placa de sprijin este o suprafaţă circulară se obţine:

2'C rv

3

2M ××µ×=

La mecanismele amplasate în aer liber, cuplul static datorat acţiunii vântului se determină

funcţie de suprafaţa părţii mobile a mecanismului expusă vântului şi de presiunea acestuia pe

unitatea de suprafaţă conform STAS 2843-72.

Cuplul datorat acţiuni vântului (fig.10.8) este:

vvv RFM ×=

unde: Fv - forţa dată de vânt;

Rv - distanţa de la punctul de aplicaţie a forţei

vântului faţă de axa de rotaţie

Forţa dată de vânt:

∑= ivv ApF

unde: pv - presiunea vântului;

A i - suprafaţa supusă acţiunii vântului.

Pentru o poziţie oarecare α a elementelor rotitoare ale mecanismului suprafaţa expusă

acţiunii vântului este:

α×=α sinAA max

α×=α sinRR maxv

Pentru poziţia considerată cuplul dat de acţiunea vântului are expresia:

α×=α2

maxvv sinMM

unde: Mmax - cuplul maxim dat de forţa vântului.

Fig.10.8 Calculul cuplului dat de actiunea vîntului

Fig. 10.7 Explicativă calcul în crapoidă a

ω

dℓ

dr

r1

r2

V

α

V

r2

r1

ω

b


134

În regim staţionar puterea solicitată de mecanismul de rotire este:

ηΩ×+

=)MM(

P vfr

unde: Ω - viteza unghiulară maximă a mecanismului de rotire.

Diagrama de sarcină la mecanismului de rotire, se determină corespunzător algoritmului

de la mecanismul de translaţie,cu particularităţile aferente.

Pentru mecanismul de rotire un ciclu de funcţionare se compune de regulă dintr-o rotire

cu sarcină şi o rotire în gol. Situaţiile dificile apar la pornire când rotirea se face împotriva

vântului şi a înclinării terenului, iar la frânare în cazul în care oprirea are loc în direcţia de

acţiune a vântului şi a înclinării terenului.

Obţinerea diagramei de sarcină a mecanismului de rotire pe tot ciclul de funcţionare,

impune determinarea cuplului static şi a celui dinamic, raportate la arborele motorului de

acţionare, corespunzător fiecărui tip de mecanism.

Cuplul static poate fi dat de: Mf cuplul în suportul cu role calculat ţinând seama de

frecarea cu rostogolire a rolelor pe suporţi; Mc cuplul în crapodină şi suportul de alunecare; Mα

cuplul dat de inclinarea faţă de verticală a axului de rotire a mecanismului; Mv cuplul dat de

acţiunea vântului,etc:

M+M+ M+M = M vcfs α

Să ne reamintim...

După modul de rezemare mecanismele de rotire pot fi: cu coloană; cu placă

turnantă. Coloana mecanismului de rotire poate fi: fixă sau rotitoare. La

mecanismele cu coloană rotitoare în unele situaţii lagărele radiale sunt înlocuite cu o

baterie de role exterioare sau interioare.

Platformele turnante pot fi realizate: cu placă cu roţi şi cu pivot de centrare

descărcat sau încărcat; cu placă cu roţi şi contraroţi; cu placă pe role sau rulment; cu

bile sau role cilindrice.

Mecanismul de rotire se poate monta pe partea rotitoare a mecanismului, pe

partea fixă, sau chiar în afara mecanismului.

La mecanismele care lucrează în spaţii închise sau la care unghiul de rotire este

mai mic de 360o, pentru frânare se folosesc frâne semiautomate de tip închis. La

mecanismele complet rotitoare care lucrează în aer liber se preferă frânele

comandate de tip deschis, care permit o frânare mai lină.

Cuplul static în regim staţionar este determinat de componenta datorată forţei

de frecare şi cea dată de forţa vînului la funcţionare exterioară.

Pentru mecanismul de rotire un ciclu de funcţionare se compune de regulă

dintr-o rotire cu sarcină şi o rotire în gol, situaţiile grele apar la pornire când rotirea

se face împotriva vântului şi a înclinării terenului, iar la frânare în cazul în care

oprirea are loc în direcţia de acţiune a vântului şi a înclinării terenului.


135

10.4. Mecanismul de basculare braţ

10.4.1. Mecanismul de basculare braţ în regim staţionar

Prin mecanismul de înclinare braţ se asigură deplasarea sarcinii în direcţie radială (mişcare de lucru care se face periodic şi cu viteză mare) şi premisele pentru a nu depăşi condiţia de stabilitate (mişcare rară şi cu viteză redusă).

Pentru înclinarea braţului este necesar să se învingă cuplul M dat faţă de articulaţia A de: greutatea sarcinii Q, greutatea proprie a braţului G, forţa vântului asupra sarcinii Fvs şi asupra braţului Fvb, efortul S din cablul de ridicare a sarcinii.

Pentru mecanismul de basculare (fig. 10.9), cuplul se determină cu relaţia:

bShFhFlGlQM vbvbvsGQ −+++=

Forţa de tracţiune necesară înclinării braţului este variabilă în timpul lucrului, toate distanţele

fiind variabile cu unghiul ν de înclinare a braţului:

a

MT =

Înclinarea braţului poate fi asigurată cu: troliu, cilindru hidraulic, mecanism bielă manivelă,

sau dispozitiv cu şurub-piuliţă. Cel mai utilizat mecanism pentru bascularea braţului este troliul. Un capăt al cablului se

fixează la la toba troliului, celălalt la unul din corpurile de role ale palanului de înclinare a braţului (capătul braţului - fig.10.10).

La deplasarea braţului între poziţiile extreme (Rmin,Rmax), lun-gimea palanului se scurtează cu:

21 lll −=∆

Viteza de înfăşurare a cablului pe tambur este:

t

ilv

pb

∆=

unde: ip - raport de multiplicare al palanului; t - timpul necesar pentru înclinarea braţului între

poziţiile extreme. Dacă v este viteza medie de deplasare pe orizontală

a capătului braţului, timpul necesar pentru înclinarea braţului este:

vR - R =

v

R =t minmax∆

Ţinând seama de randamentul transmisiei η, efortul în cablul mecanismului de înclinare a braţului este:

η

=p

b i

TS

Fig. 10.9 Explicativă determinare forţă înclinare braţ

Fig. 10.10 Mecanism basculare cu troliu


136

Cunoscând efortul în cablu se poate determina puterea motorului de acţionare a mecanismului de înclinare a braţului:

R

lvTvSP bb

∆∆

η=

η=

Din analiza relaţiei anterioare se constată că puterea motorului de acţionare este variabilă, variaţie ce poate fi redusă la minim prin utilizarea de trolii cu tobă conică.

Poziţia limită superioară a braţului este determinată de condiţia ca să nu-şi piardă stabilitatea sub acţiunea vântului sau a descărcarii bruşte.

La mecanismul de basculare cu cilindru hidraulic, datorită cursei relativ mici a pistonului cilindrului hidraulic, acesta se montează în apropierea articula-ţiei braţului. Forţa necesară înclinării braţului ( T ), se transmite integral tijei pistonului. La mecanismele la care ridicarea sarcinii se realizează cu braţ telescopic, termenul conţinând efortul S din cablul de ridicare devine nul.

Cursa pistonului la deplasarea braţului între poziţiile extreme (fig.10.11.) determină viteza:

t

l = vp

∆.

Puterea motorului liniar necesar înclinării braţului este:

η

= pvTP .

Caracteristicile motorului liniar, se determină conform algoritmului de la mecanismul de ridicare.

10.4.2. Sistem de basculare pentru deplasarea pe orizontală a sarcinii

Pentru micşorarea puterii motorului de acţionare, a mecanismului de înclinare a braţului, se impune parcurgerea de către sarcină a unei traiectorii orizontale, în timpul ridicării braţului, astfel să nu se mai consume energie pentru ridicarea sarcinii. Mai apare şi problema echilibrării braţului, care comportă dificultăţi constructive.

Cel mai simplu sistem utilizat la macaralele de costrucţie, constă în înfăşurarea unui capăt al palanului de ridicare a sarcinii pe toba mecanismului de înclinare a braţului în sens invers. Astfel la ridicarea braţului cablul de ridicare a sarcinii se desfăşoară, sarcina având o deplasare aproximativ orizontală. Dacă palanul pentru înclinarea braţului are corpul fix de role montat în A, aflat pe verticala ce trece prin articulaţia braţului O şi dacă între capătul braţului (B) şi A cablurile pentru ridicare sarcinii şi pentru înclinarea braţului sunt paralele şi în acelaşi plan, traiectoria sarcinii se poate trasa prin puncte (fig.10.12). Pentru determinarea traiectoriei se notează cu vb viteza de înfăşurare pe tobă a cablului palanului pentru înclinarea braţului iar cu ip raportul de transmisie al palanului.

Într-o perioadă elementară de timp (dt) pe toba mecanismului de înclinare a braţului se va

înfăşura cantitatea de cablu: dtvdl b=

Palanul pentru înclinarea braţului se va scurta cu:

dti

v

i

dldE

p

b

p==

Fig. 10.11 Mecanism cu cilindru hidraulic


137

Aceasta determină rotirea braţului cu unghiul dα pentru care putem considera:

OBCB ⊥ şi ABCD ⊥ .

Deci pentru variaţii mici ale unghiului la centru (dα) asimilând lungimea corzii CB cu

lungimea arcului se obţine: α= dLCB .

Din considerente geometrice se obţine: αβ=β== dsinLsinCBDBdE

Din relaţiile anterioare rezultă:

αβ

= dv

sinLidt

b

p

Capătul braţului se ridică pe verticală cu distanţa:

αα=α= dcosLcosCBdH0

În timpul rotirii braţului cu unghiul dα, ramurile de cablu ale palanului de ridicare a sarcinii (paralele) se scurtează tot cu dE. Considerând numărul

ramurilor paralele n1 şi numărul ramurilor pe care se repartizează sarcina n ca urmare a scurtării dE, sarcina coboară pe distanţa:

αβ== dsinLn

ndE

n

ndH 11

1

În timpul ridicării braţului, cablul de ridicare a sarcinii, fixat la toba mecanismului de basculare a braţului, se desfăşoară cu viteza vs, iar sarcina coboară pe distanţa:

αβ== dsinLv

v

n

idt

n

vdH

b

sps2

Deplasarea totală pe verticală a sarcinii va fi:

α

β

+−α=−−= dsin

v

v

n

i

n

ncosLdHdHdHdH

b

sp1210

Din triunghiul AOB se obţine: α

=θ

=β cos

E

sin

E

sin

h

de unde: α=β cosE

hsin Dar:

22 2 2 2 L L

E L h 2Lh cos L h 2Lhsin h 1 2 sinh h

= + − θ = + − α = + − α

şi deci:

α−+

β=β

sinh

L21

h

L

cossin

2

Deoarece L >> h, se obţine:

α−=α−≅

≅α−=α−

≅α−

+

sinh

L)sin

L

h2

2

11(

h

L

sinL

h21

h

Lsin

h

L2

h

Lsin

h

L2

h

L1

22

Fig. 10.12 Explicativă calcul deplasare braţ


138

Deci: α−

α≅βsin

h

Lcos

sin

Se obţine astfel deplasarea pe verticală a sarcinii:

α

α−

α

+−α= d

sinh

Lcos

v

v

n

i

n

ncosLdH

b

sp1

Integrând, rezultă abaterea limită a sarcinii de la orizontală:

α−

αα

+−αα= ∫ ∫

αα

αα

max

min

max

min sinh

Ldcos

v

v

n

i

n

ndcosLH

b

sp1

α−−

α−

+−α−α= maxmin

b

sp1minmax sin

h

Llnsin

h

Lln

v

v

n

i

n

nsinsinLH

Considerând αmin = 0 şi αmax = α, se obţine:

α−−

+−α= )sin

h

Lln(

h

Lln

v

v

n

i

n

nsinLH

b

sp1

Traiectoria orizontală este dată de: H = 0.

α−−

α=+sin

h

Lln

h

Lln

sin

v

v

n

i

n

n

b

sp1 până la 150tf

În condiţia în care corpul fix de role al palanului pentru bascularea braţului ( fig.10.13), nu se află pe verticala articulaţiei, relaţia dă rezultate suficient de exacte dacă se înlocuieşte sin α

cu sin (α ∀ γ). În cazul fixării unui capăt al cablului de ridicare a

sarcinii la toba pentru înclinarea braţului, puterea motorului mecanismului de basculare a braţului va fi:

t

ssbb vSvSP

η−

=

unde: Ss - este efortul din ramura de cablu pentru ridicarea sarcinii, care se desfăşoară de pe toba pentru înclinatea braţului.

Înainte de a se deplasa, maşinile de ridicat cu braţ vor avea braţul aşezat în lungul căii pe care se efectuează deplasarea, cu cârligul/platforma de ridicat situat(situată) într-o poziţie care să asigure vizibilitatea bună a acestuia(acesteia) din cabina macaragiului/manevrantului, de preferinţă în sensul de mers. Nu se admite deplasarea acelaşi timp cu rotirea braţului, cu excepţia celor care prin construcţie sunt destinate să lucreze în asemenea condiţii şi au specificată menţiunea respectivă în instrucţiunile elaborate de producător.

Fig. 10.13Explicativă traiectorie


139

Să ne reamintim...

Obiectivul fundamental al mecanismului de basculare este ridicarea cu parcurgerea de către sarcină a unei traiectorii orizontale, în timpul ridicării braţului, astfel să nu se mai consume energie pentru ridicarea acesteia. Capătul braţului se ridică pe verticală cu distanţa dH0, iar în timpul rotirii braţului cu unghiul dα, ramurile de cablu ale palanului de ridicare a sarcinii (paralele) se scurtează tot cu dE. Considerând numărul ramurilor paralele n1 şi numărul ramurilor pe care se repartizează sarcina n ca urmare a scurtării dE, sarcina coboară pe distanţa dH1, iar în timpul ridicării braţului, cablul de ridicare a sarcinii, fixat la toba mecanismului de basculare a braţului, se desfăşoară cu viteza vs, iar sarcina coboară pe distanţa dH2, ceea ce determină deplasarea totală pe verticală a sarcinii dH.

U10.5. Rezumat

După modul de rezemare mecanismele de rotire pot fi: cu coloană; cu placă

turnantă. Coloana mecanismului de rotire poate fi: fixă sau rotitoare. La

mecanismele cu coloană rotitoare în unele situaţii lagărele radiale sunt înlocuite cu

o baterie de role exterioare sau interioare. Platformele turnante pot fi realizate: cu

placă cu roţi şi cu pivot de centrare descărcat sau încărcat; cu placă cu roţi şi

contraroţi; cu placă pe role sau rulment; cu bile sau role cilindrice. Mecanismul de

rotire se poate monta pe partea rotitoare a mecanismului, pe partea fixă, sau chiar

în afara mecanismului. La mecanismele care lucrează în spaţii închise sau la care

unghiul de rotire este mai mic de 360o, pentru frânare se folosesc frâne

semiautomate de tip închis. La mecanismele complet rotitoare care lucrează în aer

liber se preferă frânele comandate de tip deschis, care permit o frânare mai lină.

Cuplul static în regim staţionar este determinat de componenta datorată forţei

de frecare şi cea dată de forţa vînului la funcţionare exterioară.Pentru mecanismul

de rotire un ciclu de funcţionare se compune de regulă dintr-o rotire cu sarcină şi o

rotire în gol, situaţiile grele apar la pornire când rotirea se face împotriva vântului

şi a înclinării terenului, iar la frânare în cazul în care oprirea are loc în direcţia de

acţiune a vântului şi a înclinării terenului.

Prin mecanismul de înclinare braţ se asigură deplasarea sarcinii în direcţie radială (mişcare de lucru care se face periodic şi cu viteză mare) şi premisele pentru a nu depăşi condiţia de stabilitate (mişcare rară şi cu viteză redusă). Înclinarea braţului poate fi asigurată cu: troliu, cilindru hidraulic, mecanism bielă manivelă, sau dispozitiv cu şurub-piuliţă. La mecanismul de basculare cu cilindru hidraulic, datorită cursei relativ mici a pistonului cilindrului hidraulic, acesta se montează în apropierea articula-ţiei braţului. Forţa necesară înclinării braţului, se transmite integral tijei pistonului. La mecanismele la care ridicarea sarcinii se realizează cu braţ telescopic, termenul conţinând efortul din cablul de ridicare devine nul. Pentru micşorarea puterii motorului de acţionare, a mecanismului de înclinare a braţului, se impune parcurgerea de către sarcină a unei traiectorii


140

orizontale, în timpul ridicării braţului, astfel să nu se mai consume energie pentru ridicarea sarcinii. Cel mai simplu sistem utilizat la macaralele de costrucţie, constă în înfăşurarea unui capăt al palanului de ridicare a sarcinii pe toba mecanismului de înclinare a braţului în sens invers. Astfel la ridicarea braţului cablul de ridicare a sarcinii se desfăşoară, sarcina având o deplasare aproximativ orizontală.


1. Pentru rotirea sarcinilor platformele turnante pot fi realizate: a) placă cu roţi şi cu pivot; c) platformă ridicătoare; b) cu placă pe role sau rulment; d) cu placă cu roţi şi contraroţi;

2. După modul de rezemare mecanismele de rotire pot fi: a) cu inele; c) dispozitive flexibile de prindere; b) cu coloană; d) cu placă turnantă;

3. La mecanismele amplasate în aer liber cuplul static, datorat acţiunii vântului se dtermină: a) suprafaţa expusă vântului; c) sarcina nominală /grupa de funcţionare; b) consumul de materii prime; d) presiunea pe unitatea de suprafaţă;

4. Cuplul static determinat de frecările în mecanism este determinat de: a) cuplul de frecări în lagărul superior; c) cuplului în crapodină; b) cuplul de frecări în lagărul inferior; d) efortul unitar de tracţiune.

5. Cum se poate rîealiza înclinarea braţului: a) grafic; c) cilindru hidraulic; b) troliu; d) dispozitiv cu şurub-piuliţă.

Rezultate TEST: 1.a, b, d); 2.a, b, d); 3.a, c, d); 4.a, b, c); 5.b, c, d).

Temă de control

Realizaţi un studiu de caz prin exemple, care să conţină argumentări privind

„Deservirea instalaţiilor de ridicat de către dispozitivele de de basculare cu

deplasarea pe orizontală a sarcinii”.










141


DISPOZITIVE AUXILIARE Cuprins

U11.1. Introducere .................................................................................................................. 141 U11.2. Obiectivele unităţii de învăţare ................................................................................... 141 U11.3. Dispozitive de alimentare în bucăţi ............................................................................ 142 U11.4. Dispozitive de orientare .............................................................................................. 145 U11.5. Rezumat ...................................................................................................................... 148 U11.6. Test de evaluare a cunoştinţelor ................................................................................. 148 Bibliografie unitatea de învăţare nr.11 ....................................................................... 148

U11.1. Introducere

Prin operaţia de alimentare se prelevează câte o piesă dintr-un dispozitiv de depozitare şi se aduce în poziţia de lucru. Dispozitivele de alimentare asigură posibilitatea repetării automate a ciclului de lucru după prelucrarea fiecărei piese prin orientarea în poziţia necesară lucrului, prin aducerea semifabricatului în faţa dispozitivului de prindere (avansare) şi prin evacuarea la sfârşitul prelucrării.

Diversitatea de forme şi dimensiuni a sarcinilor tehnologice şi a instalaţiilor deservite conduc la o mare varietate de dispozitive de alimentare. După caracteristicile sarcinilor manipulate se poate face următoarea clasificare:

dispozitive de alimentare cu semifabricate în bucăţi. dispozitive de alimentare cu semifabricate înfăşurate în colaci; dispozitive de alimentare cu semifabricate în formă de bare; Alegerea tipului de alimentator depinde de: mărimea sarcinilor manipulate,

proprietăţile materialelor, productivitatea împusă, etc. În funcţionarea sistemelor de alimentare automată se impune condiţia ca avansarea şi aşezarea în sistemul de prindere să se realizeze cât mai precis şi într-un timp cât mai scurt, având în vedere faptul că alimentarea este o operaţie auxiliară manipulării..


Această unitate de învăţare îşi propune ca obiectiv principal să dezvolte

capacitatea studenţilor de a proiecta sisteme de deservire cu dispozitive auxiliare. La sfârşitul acestei unităţi de învăţare studenţii vor fi capabili să: înţeleagă importanţa dispozitivelor auxiliare în deservirea instalaţiilor de ridicat şi transportat precum şi funcţiile respectiv obiectivele deservirii automate; explice rolul automatizării utilizând dispozitive auxiliare de desevire; să proiecteze dispozitive auxiliare în corelare cu sarcinile tehnologice de realizat.



142

U11.3. Dispozitive de alimentare în bucăţi

11.3.1. Dispozitive de depozitare

Prin construcţia lor dispozitivele de depozitare trebuie să asigure stocarea cantităţii

necesare de semifabricate şi avansarea acestora către dispozitivul de separare. Dispozitivele de

depozitare încep şi încheie procesul de manipulare. Ele se divid în două categorii după cum sunt

destinate depozitării în vrac sau ordonată. Pentru depozitarea în vrac elementul principal îl

constituie containerul construit într-o mare varietate de forme şi dimensiuni.

Condiţiile impuse containerelor sunt: posibilitate de încărcare şi descărcare uşoară;

stivuire stabilă; tipizare dimensionată corelată cu a mijloacelor de transport; manipulare uşoară.

În cadrul sistemelor de montaj se folosesc de preferinţă containere gravitaţionale.

Containerul se încarcă prin spate, iar preluarea semifabricatelor se face prin jgheabul din faţă a

cărui deschidere se reglează cu o clapetă. Ele pot fi combinate cu dispozitive de ordonare:

alimentatorul cu palete sau containerul cu elevator, cu posibilitatea reglării unghiului de înclinare

al planului înclinat şi a benzii în vederea adaptării la diferitele tipuri de piese.

Dispozitivele de depozitare ordonată după modul cum asigură avansarea către

macanismul separator, pot fi:

dispozitive de depozitare cu avansare sub acţiunea forţei gravitaţionale (fig.11.1);

dispozitive de depozitare cu avansare prin fricţiune (11.2);

dispozitive de depozitare cu avansare prin contragreutăţi (11.3);

dispozitive de depozitare cu avansare prin lanţ (11.4);

dispozitive de depozitare cu avansare prin intermediul unor discuri cu locaşuri dispuse

la periferie ce se rotesc în plan orizontal sau vertical.

Magaziile verticale (fig.11.1.a,b), se pretează pentru piesele care cad paralel cu o axă de

simetrie, cu viteză relativ redusă şi cu pantă mică pentru a nu produce blocarea la baza

magazinului. Magazinele în zig-zag (fig.11.1.c), diminuează efectul greutăţii coloanei de piese.

Magazinele cu plan înclinat (fig.11.1.d), sau în spirală sunt utilizate la piesele care se deplasează

prin rostogolire, perpendicular pe axa de simetrie.

Dispozitivele de alimentare prin fricţiune, realizează avansarea prin fricţiunea ce ia

naştere între semifabricate şi curele mobile sau cilindri în mişcare

de rotaţie (fig.11.2). Pentru piese cu simetrie se utilizează

dispozitive de alimentare cu contragreutate (fig.11.3, sau lanţ

(fig.11.4). Piesele plane care nu pot fi ordonate automat cu

mijloace uzuale, folosesc magazine cu încărcător, în care

orientarea se face manual, piesele fiind orientate pe contur. Magazinul este aşezat de obicei în

Fig. 11.1 Dispozitive de avansare prin forţa gravitaţională a b c d

Fig. 11.2 Dispozitiv de avansare prin fricţiune


143

poziţie verticală, încărcarea se face de sus, iar extragerea prin

partea de jos cu ajutorul unui alimentator cu sertar.

Depozitele mobile reprezinţă o soluţie avantajoasă în

cazul sistemelor de montaj cu posturi de lucru individuale sau pe

linii cu schimburi dese ale programului de lucru. Se disting

următoarele dispozitive de depozitare mobile: conveioare

aeriene sau la sol în circuit închis sau deschis.

Depozitarea pe conveior aerian este folosită în cazul producţiei de serie mare pentru piese

cu gabarit mare dar cu greutate medie (fabricaţia de autovehicule, echipamente electrocasnice).

Pentru depozitarea sarcinilor granuloase se utilizează

buncărele. Acestea sunt vase de dimensiuni mari care depozitează

sarcinile granuloase, care apoi sunt preluate de dispozitivele de

transport. Forma buncărului trebuie să îndeplinească următoarele

condiţii: uşurinţă de încărcare, umplere uniformă cu utilizarea

completă a capacităţii buncărului şi asigurarea unei descărcări

complete. Aceste dispozitive se încarcă manual şi se descarcă prin

răsturnare, prin deschiderea fundului sau a uşilor laterale.

Forma buncărului este de obicei cilindrică sau prismatică la

partea superioară, îngustată la partea inferioară, spre orificiul de

evacuare în forma unui trunchi de con sau de piramidă.

La partea inferioară se găseşte gura de golire prevăzută cu un dispozitiv de golire care

trebuie să îndeplinească condiţiile:

- să nu se descarce necontrolat;

- să asigure golirea completă;

- să asigure posibilitatea reglării vitezei de golire, deoarece o golire bruscă provoacă

şocuri care pot determina avarii şi pierderea stabilitătii.

Raportul între dimensiunile buncărului în plan şi elevatic, precum şi înclinarea pereţilor

la partea inferioară, trebuie să fie de aşa natură, încât sarcina să curgă liber spre orificiul de

descărcare fără să formeze bolţi între pereţi sau spaţii moarte în colţuri şi pe pereţi. Înclinarea

pereţilor laterali este determinată de proprietatea de curgere a materialului.

Buncărele pentru materiale foarte abrazive sunt prevăzute la interior cu căptuşală care

poate fi schimbată când se uzează.

Buncărele pentru materiale umede, situate în exterior, sunt prevăzute cu izolaţie termică

sau cu sistem de încălzire, pentru a evita îngheţarea materialului.

Buncărele utilizate la alimentarea liniilor automate pot fi:

- cu un singur spaţiu, în care se introduc semifabricatele şi în care se află dispozitivul de

orientare:

- cu două spaţii; un prebuncăr unde se află semifabricatul neorientat şi un spaţiu unde se

află dispozitivul de alimentare.

Buncărele din prima categorie, prin dispozitivul de orientare produc o amestecare

continuă a semifabricatelor ceea ce conduce la zgâriere sau chiar deformare. Datorită acţiunii

continue a greutăţii coloanei de semifabricate se îngreunează operaţia de orientare.

Fig. 11.4 Dispozitiv de alimentare cu lanţ

Fig. 11.3 Dispozitiv de avansare cu contragreutate


144

Buncărele din a doua categorie (fig.11.5), încarcă semifabricatele în prebuncărul 2, iar

dispozitivul de orientare acţionează în

prebuncărul propriu-zis 1, fluxul de

semifabricate care trece între cele două

compartimente este reglat de clapeta 3.

Prebuncărul poate depozita o cantitate mai

mare de semifabricate faţă de cele

orientate. Construcţia şi dimensiunile sunt

determinate de forma şi dimensiunile semifabricatelor orientate.

11.3.2. Construcţia dispozitivelor de alimentare în bucăţi

Prin operaţia de alimentare se prelevează piese din dispozitivul de alimentare.

Alimentarea se face de regulă dintr-un magazin ceea ce presupune în prealabil o ordonare.

Ţinând seama de felul mişcării, alimentatoarele sunt alimentatoare cu mişcare continuă şi

alimentatoare cu mişcare alternativă (oscilatorie). Dispozitivele cu mişcare continuă realizează

mişcarea într-un singur timp, putând fi cu mişcare rectilinie (fig.11.6.a,b), sau cu mişcare

circulară (fig.11.6.c,d). Dintre dispozitivele cu mişcare continuă cel mai des utilizat este platoul

revolver.

Dispozitivele cu mişcare

alternativă (fig.11.7), asigură depla-

sarea prin mişcarea dute-vino (în doi

timpi). Şi în acest caz deplasarea se

face sub propria greutate, vertical, în

zig-zag şi pe plan înclinat.

La toate aceste dispozitive un

rol însemnat îl joacă precizia de execuţie. La stabilirea dimensiunilor funcţionale trebuie să se

ţină seama de toleranţele de formă şi

dimensionale ale pieselor de manipulat

precum şi eventualele bavuri care pot

compromite buna funcţionare. Jocurile între

elementele care culisează trebuie să fie

minime pentru a preveni înţepenirea.

Pentru piese a căror formă nu

permite alunecarea din magazin, utili-zează

dispozitive de alimentare în mai mulţi timpi

(manipulatoare).

Principial se compun dintr-un dispozitiv de apucare care prin intermadiul unui braţ

efectuează mişcări de translaţie şi rotaţie.

Prin diversele scheme cinematice (fig.11.8) se asigură preluarea pieselor dintr-un punct şi

depunerea în altul, prin mişcări de genul "apucă-dă drumul".

Fig. 11.5 Buncăre cu două spaţii

1 2

3

1 2

3

Fig. 11.7 Dispozitive de alimentare cu mişcare alternativă

Fig. 11.6 Dispozitive de alimentare cu mişcare continuă


145

Se poate asigură şi o retragere urmată după

o rotire de o nouă avansare, astfel încât rotirea să se

facă cu ocolirea eventualelor obstacole, cu

respectarea condiţiilor de timp minim la realizarea

manipulkării (fig.11.8.c).

Dispozitivele de alimentare sunt prevăzute

cu dispozitive de separare. Separatorul reglează

trecerea bucată cu bucată a semifabricatelor din

depozit sau jgheabul buncărului la alimentator.

Separatoarele pot fi cu: mişcare rectilinie alternativă (fig.11.9), mişcare oscilatorie

(fig.11.10) şi mişcare de rotaţie (fig.11.11).

Funcţie de forma semifabricatului s-au conceput sisteme de alimentare automată fără

sistem de separare, rolul de separator fiind îndeplinit chiar de alimentator (fig14.14.b).

U11.4. Dispozitive de orientare

Orientarea este operaţia de deplasare a pieselor în aşa fel încât acestea să ajungă într-o

anumită poziţie univoc determinată în raport cu dispozitivul de lucru. Orientarea se face în raport

cu asimetriile pieselor. O piesă simetrică în raport cu două axe ortogonale se orientează prin

simpla rabatere a axelor, în timp ce o piesă cu asimetrii slab marcate este dificil de orientat.

Dintre posibilităţile de orientare automată amintim: orientarea prin mişcare dirijată,

orientarea prin cădere liberă, orientarea prin selecţie, orientarea în trepte.

a) Orientarea prin mişcare dirijată (fig.11.12), se

realizează prin prelevarea piselor una câte una, urmată de

o rotire dirijată până ce piesa este adusă în poziţia dorită,

după care piesa este transferată la operaţia următoare.

b) Orientarea prin cădere liberă (fig11.13), se

realizează prin căderea liberă una câte una a pieselor, din

dispozitivul de depozitare pe o suprafaţă plană înclinată.

Fig. 11.8 Explicativă mişcări cinematice

Fig. 11.10 Separatoare cu mişcare oscilatorie

Fig. 11.9 Separator cu mişcare rectilinie

Fig. 11.11 Separatoare rotative

Fig. 11.12 Orientare prin mişcare dirijată


146

Dacă piesele prezintă mai multe posibilităţi de aşezare,

dispozitivul trebuie să sesizeze dacă aşezarea s-a făcut în

poziţia dorită sau nu. Dacă aşezarea s-a produs în poziţia

dorită, piesa este transferată la operaţia următoare, dacă nu

este adusă din nou în depozit.

c) Orientarea prin selecţie (fig.11.14), este o variantă

a metodei anterioare, la care dacă piesa nu a căzut în poziţia

de aşezare se face o rotire automată până la orientare.

d) Orientarea în trepte (fig. 11.15), se utilizează când

orientarea nu se poate face printr-o manipulare simplă, fiind

necesare mai multe trepte de orientare.

Procesul de orientare comportă trei faze

distincte: aşezarea pieselor în acelaşi plan; aşezarea

piselor în linie urmată de orientarea propriu-zisă.

Pentru o funcţionare corectă vitezele de

deplasare a transportoarelor trebuie să respecte

condiţia (fig.11.15): v1 < v2.

e) Orientarea prin

şicane, asigură orientarea în cazul transportoarelor vibratoare.

Şicanele pot fi: active, atunci când determină modificarea

aşezării piesei pentru a fi adusă în poziţia corectă(şicane cu decupare,

şicane cu trapă, etc); sau pasive, când piesele orientate incorect sunt

readuse în magazie (şicane cu cale înclinată, cu rampă, şicane cu şină

şi nut, şicane cu jet de aer comprimat, etc).

La şicanele cu cale înclinată, poziţia înclinată a căii determină alunecarea pieselor şi

înapoierea în buncăr a celor orientate necorespunzător. Rampa interioară a spiralei şicanelor cu

rampă obligă piesele aşezate culcat să basculeze în poziţie verticală. Spirala prevăzută cu şină

profilată, preia transferul pieselor aşezate corect, cele aşezate incorect ajung sub şina profilată şi

cad înapoi în buncăr printr-o trapă. Jetul de aer comprimat poate fi folosit la îndepărtarea

pieselor suprapuse, sau la bascularea pieselor în poziţia dorită.

Pentru semifabricatele de tip şurub se utilizează mecanisme de orientare cu fantă şi cu

mişcare rectilinie alternativă (fig.11.16.a), sau dispozitive cu rotor şi fantă (fig.11.16.b).

La dispozitivele cu rotor şi fantă semifabricatele

din buncărul 4, sunt antrenate de rotorul 5 prin

intermediul semisferelor fantei şi elementului de

ghidare 6 către canalul de evacuare 7. Pentru orientarea

pieselor cave se pot utiliza: dispozitive de orientare cu

cârlige (fig.11.17.a), care au cârligele 2 amplasate pe

rotorul 3, piesele orientate fiind dirijate pe jgheabul 4;

dispozitive de orientare cu lanţ (fig.11.17.b), au

cuie montate pe zalele lanţului, care intră în cavitatea pieselor orientându-le.

Piesele de tipul piuliţelor, bucşelor necesită pentru orientare:

Fig. 11.13 Orientare prin cădere liberă

Fig. 11.15 Orientare în trepte

Fig. 11.16 Dispozitive de orientare pentru semifabricate tip şurub

Fig. 11.14 Orientare prin selecţie


147

- dispozitiv de orientare cu mişcare rectilinie alternativ (fig.11.18.a), la care prin

internediul saniei 2 fixată pe piesa 4 ce realizează mişcarea alternativă, asigură orientarea pie-

selor 3, limitată de marginile 1.

- dispozitive cu palete şi rotor (fig.11.18.b), la care piesele antrenate de rotorul 1, sunt

orientate prin canalul format manta şi elementul 4, cu ajutorul limitatorului 2 spre canalul de

evacuare.

Piesele de tip disc (fig.11.19), sunt orientate din buncărul 1, prin intermediul paleţilor 2

cu mişcare alternativă, care primesc mişcarea de la dispozitivul de antrenare 4. Evacuarea

pieselor orientate se face prin canalul 3.

Pentru forme mai complicate ale semifabricatelor, se

utilizează dispozitive de orientare cu locaşuri profilate.

Locaşurile profilate ( buzuna-rele), pot fi prevăzute la partea

exterioară a unui rotor (fig.11.20), sau la partea frontală a

mantalei unde se roteşte dispozitivul de orientare, funcţie de

forma şi dimensiunile

semifabricatelor.

În sistemele de alimentare automată a maşinilor unelte

cu semifabricate din bucăţi se utilizează dispozitivele de

orientare vibratoare, care asigură totodată şi alimentarea.

Acestea pot fi circulare sau rectilinii. Funcţie de amplitudinea

forţei vibratorii şi unghiul de înclinare se reali-zează

orientarea şi deplasarea. Forma secţiunii gheabului este

determinată de geometria şi dimensiunile semifabricatului.

Pisele supuse orientării prin vibraţii trebuie să nu adere între ele, să nu se încurce, să nu fie

casante, să nu prezinte suprafeţe sensibile la lovire, să poată fi orientate uşor, etc.

Să ne reamintim...

I. Dispozitivele de depozitare încep şi încheie procesul de manipulare. Ele se

divid în două categorii după cum sunt destinate depozitării în vrac sau ordonată. II. Orientarea este operaţia de deplasare a pieselor în aşa fel încât acestea să

ajungă într-o anumită poziţie univoc determinată în raport cu dispozitivul de lucru. Orientarea se face în raport cu asimetriile pieselor. O piesă simetrică în raport cu

două axe ortogonale se orientează prin simpla rabatere a axelor, în timp ce o piesă cu asimetrii slab marcate este dificil de orientat.

Fig. 11.20 Dispozitive de orientare locaşuri profilate

Fig. 11.17 Dispozitive pentru orientarea pieselor cave

Fig. 11.18 Dispozitive pentru orientarea pieselor tip piuliţă

Fig. 11.19 Buncăr pentru piese tip disc


148

U11.5. Rezumat Condiţiile impuse dispozitivelor de alimentare sunt: posibilitate de

încărcare şi descărcare uşoară; stivuire stabilă; tipizare dimensionată corelată cu a mijloacelor de transport; manipulare uşoară. Ele pot fi combinate cu dispozitive de ordonare de tipul alimentatoarelor cu palete sau containerul cu elevator, cu posibilitatea reglării unghiului de înclinare al planului înclinat şi a benzii în vederea adaptării la diferitele tipuri de piese.

Pentru depozitarea sarcinilor granuloase se utilizează buncărele. Forma buncărului trebuie să îndeplinească următoarele condiţii: uşurinţă de încărcare, umplere uniformă cu utilizarea completă a capacităţii buncărului şi asigurarea unei descărcări complete, cu încărcare manuală şi descărcare prin răsturnare, cu deschiderea fundului sau a uşilor laterale.

Orientarea este operaţia de deplasare a pieselor în aşa fel încât acestea să ajungă într-o anumită poziţie univoc determinată în raport cu dispozitivul de lucru. Dintre posibilităţile de orientare automată amintim: orientarea prin mişcare dirijată, orientarea prin cădere liberă, orientarea prin selecţie, orientarea în trepte

În sistemele de alimentare automată a maşinilor unelte cu semifabricate din bucăţi se utilizează dispozitivele de orientare vibratoare, care asigură totodată şi alimentarea. Acestea pot fi circulare sau rectilinii. Pentru forme mai complicate ale semifabricatelor, se utilizează dispozitive de orientare cu locaşuri profilate


1. Ierarhizaţi, de la simplu la complex, noţiunile care se folosesc în legătură cu alimentare instalaţiilor de transport şi ridicat.

2. Definiţi caracteristicile dispozitivelor de alimantare. Exemplificaţi. 3. Descrieţi principiul alimentării cu mişcare alternativă. Exemplificaţi. 3. Descrieţi principiul de orientare prin selecţie şi cădere liberă. Exemplificaţi. 3. Descrieţi principiul alimentării cu fantă şi mişcare rectilinie alternativă.

Temă de control

Realizaţi un studiu de caz prin exemple, care să conţină argumentări privind

„Utilitatea dispozitivelor auxiliare la deservirea sistemelor de transport”.










149


INSTALA ŢIILE DE TRANSPORT CONTINUU

Cuprins

U12.1. Introducere ..................................................................................................................... 149

U12.2. Obiectivele unităţii de învăţare ...................................................................................... 150

U12.3. Instalaţii de transport continuu cu element flexibil de tracţiune ................................... 150

U12.4. Instalatii de transport continuu fară organ flexibil de tractiune ................................... 168

U12.5. Transportoare pneumatice ............................................................................................. 174

U12.6. Rezumat ........................................................................................................................ 182

U12.7. Test de evaluare a cunoştinţelor / Temă de control ....................................................... 183


U12.1. Introducere

Instalaţiile de transport continuu (transportoarele) cu element flexibil de

tracţiune, au cea mai largă utilizare în manipularea sarcinilor. Specific transportoare-

lor cu element flexibil, este prezenta organului flexibil de tracţiune fără fine de

cursă, care execută mişcarea continuă, primită de la dispozitivul de acţionare, pe o

traiectorie determinată. Traiectoria mişcării principale, poate fi orizontală

(transportoare cu bandă), pe plan înclinat (transportoare cu bandă, suspendate) şi pe

verticală (elevatoare). Punctele de încărcare şi descărcare a sarcinilor sunt fixe sau

variabile funcţie de tipul instalaţiei.

Transportoarele cu element flexibil, sunt utilizate în liniile tehnologice cu

grad avansat de automatizare, pentru alimentarea posturilor de lucru cu semifabrica-

te şi pentru transferul ansamblurilor şi subansamblurilor în procesul tehnologic.

Alegerea variantei optime de sisteme de transfer, este determinată de criterii

constructive, funcţionale şi economice.

Elementul flexibil de tracţiune poate fi: banda, lanţul şi cablul, natura

elementului flexibil de tracţiune determinând tipul transportorului. Cele mai utilizate

elemente flexibile sunt: benzile la transportoarele cu bandă şi lanţurile la

transportoarele cu plăci, racleţi, cupe şi suspendate.

Transportoarele fără element flexibil de tracţiune, asigură transmiterea forţei

necesare deplasării sarcinii prin însăşi construcţia echipamentului respectiv.

Deplasarea se realizează pe piese de reazeme (cilindrii, tuburi, jgheaburi, role, etc.)

prin alunecare sau rulare, care preiau apăsarea produsă de greutatea sarcinii şi de

părţile mobile ale transportorului.

Elementul care asigură transmiterea mişcării determină şi denumirea

tranportorului: forţa gravitaţională la transportoarele gravitaţionale; forţele de

inerţie la transportoarele oscilante; melcul la transportoarele elicoidale; aerul la

transportoarele pneumatice


150


Această unitate de învăţare pune în temă studenţii cu principiile de construcţie şi de fucţionare ale instalaţiilor de transport continuu.

După studierea acestei unităţi, studenţii vor fi capabili: - să aleagă sistemele de transport continuu funcţie de specificul tehnologic; - să identifice elementele componente ale tuturor tipurilor de instalaţii; - să facă diferenţierile între sistemele de transport cu organ flexibi şi fără; - să delimiteze aria de aplicabilitate sistemelor de transport continuu; - să prioecteze sisteme de transport adaptate sarcinilor tehnologice.


U12.3. Instalaţii de transport continuu cu element flexibil de tracţiune

12.3.1. Particularităţi privind construc ţia instalaţiilor de transport cu bandă Instalaţiile de transport cu bandă sunt cele mai răspândite tipuri de instalaţii de transport

continuu, fiind destinate atât deplasării sarcinilor granuloase cât şi pentru cele individuale. Transportorul cu bandă se foloseşte pentru deplasarea pe orizontală sau pe plan înclinat a

sarcinilor, transportate sub un unghi care nu trebuie să fie mai mare decât unghiul pentru care acestea încep să alunece pe bandă sub propria greutate. Transportorul cu bandă are în componenţă următoarele elemente principale (fig.12.1): elementul flexibil care este banda de transport 1, ghidată de rolele de susţinere pe partea plină şi partea goală 2, tobele de acţionare 4, toba de întoarcere 6, toba 5 cu dispozitivul de întindere aferent, dispozitivul de alimentare 7, dispozitivul de descărcare 3 şi structura de traseu care este alcătuită din totalitatea elementelor care realizează configuraţia transportorului.

Structura de traseu, este determinată de forma de albiere a benzii şi asigură susţinerea organului flexibil de tracţiune prin intermediul rolelor de susţinere (fig.12.2). Ramura încărcată a benzii fiind cea superioară ghidarea se poate face prin dispozitive de susţinere cu o rolă (fig.12.2.a) de formă plată, în formă de jgheab cu două role (fig.l2.2.b), trei role (fig.l2.2.c), sau mai multe role funcţie de debitul transportat.

Când reazemul are o singură rolă el este drept şi banda are o formă plată fiind caracterizat de lăţimea benzii B şi lăţimea încărcată a benzii Bi. Când el este alcătuit din două, trei sau mai multe role care se rotesc pe axele aşezate sub un unghi α oarecare una faţă de alta, banda capătă forma unui jgheab, determinând o secţiune A mai mare caracterizată de unghiul de taluz φ. Avantajul întrebuinţării pentru ramura de lucru a unui reazem cu role în formă de jgheab, constă în creşterea productivităţii transportorului determinată de creşterea de secţiune a curentului de

ℓrp

ℓrg

v 1

2

4

3

5

6

7

Fig.12.1 Structura transportorului cu bandă


151

material transportat comparativ cu cel cu reazem drept, dar prezintă dezavantajul unei construcţii mai complicate pentru construcţia de traseu.

Rolele reprezintă elementul principal pe care se sprijină banda şi de care depind rezistenţele specifice la transport, eforturile din bandă şi consumul specific de energie. Rolele pe ramura plină pot fi din ţeava (rigide), sau cu ax flexibil.

Rolele din ţeavă care sunt cele mai frecvent folosite, trebuie să aibă suprafaţa perfect netedă şi bătăi radiale cât mai mici. Diametrul rolelor se alege funcţie de natura materialului transportat şi lăţimea benzii pentru a obţine rezistenţe cât mai mici la mişcare şi uzură redusă a benzii. Diametrul minim al rolelor este limitat şi funcţie de viteza benzii. Pe ramura de lucru a transportoarelor cu bandă cu trei role din ţeava de aceiaşi construcţie, cea mai solicitată este rola din mijloc care preia circa 70% din greutatea de material şi de bandă aferentă unui suport cu role. Pasul rolelor de susţinere (fig.l2.1.) este un parametru constructiv important a cărui valoare se alege funcţie de: lăţimea benzii, zonele funcţionale ale transportorului, configuraţia traseului şi caracteristicile materialului transportat. Distanţa între role este determinată şi de săgeata pe care o face benda între doi suporţi cu role, care nu trebuie să ia valori mai mari de 2..3%, din distanţa între role. Distanţa lrg între role de pe ramura goală de obicei este egală cu 2..4 ori distanţa între rolele de pe partea plină, valorile superioare fiind acceptate pentru lăţimi mari de bandă şi greutate specifică mare a materialului transportat.

Rolele din ţeavă de pe un suport se întâlnesc fie montate individual în suporţi rigizi fie suspendate în ghirlandă. Folosirea rolelor montate în ghirlandă prezintă avantajele: se reduc sarcinile dinamice determinate de bulgării mari de material la trecerea peste role şi la încărcare; rolele pot avea construcţie mai uşoară, construcţie metalică de traseu simplă, etc. Legătura între role trebuie să permită deplasări sub sarcină în planul ghirlandei, precum şi uşoare deplasări longitudinale pe rolă.

Dintre diferitele construcţii ale legăturii dintre role, cel mai bine se comportă cea cu element de lanţ cu eclise (fig.12.3).

Rolele cu ax flexibil pot avea axul din cablu de oţel, din oţel rotund sau din corzi de fibre artificiale pe care sunt fixate discuri din neopren,

cauciuc sau aluminiu (fig.12.4.). Distanţa dintre primele trei discuri de la capetele rolei este micşorată pentru a proteja marginea benzii. Se întâlnesc şi role cu ax flexibil din cablu îmbrăcat într-o nervură spirală de cauciuc, care se înfăşoară în sensuri opuse pe cele două jumătăţi ale rolei, contribuind la centrarea automată a benzii. Rolele cu ax flexibil prezintă

Fig.12.3 Legătură role

Fig.12.4 Role de susţinere

Fig.12.2. Susţineri de traesu

Bi

B

A α A

φ

a b c


152

următoarele avantaje faţă de cele din ţeava: dau formă de albie benzii fără linii de frângere ceea ce reduce uzura benzii; trecerea bucăţilor mari peste role se face fără lovituri, ceea ce protejează banda; forma transversală de arc a benzii după o rază optimă asigură o secţiune mare a curentului de material; banda se autocentrează mai bine decât în cazul suprafeţelor cu trei role.

Rolele de pe ramura goală în afară de cele din ţeava cu suprafaţa netedă, mai pot fi şi din ţeava sau ax pe care sunt montate inele de cauciuc sau din material plastic sau se înfăşoară o spirală. Faţă de rolele din ţeava cu suprafaţa netedă, aceste role au avantajul că sunt mai uşoare, mai ieftine şi contribuie la curăţirea benzii care are şi mişcări transversale. Pentru a curăţa întreaga suprafaţă a benzii discurile sunt fixate pe role consecutive cu 12 - 15 mm deplasate lateral faţă de discurile rolei anterioare. Rolele cu nervură sau arc elicoidal care sunt înfăşurate pe cele două jumătăţi în sens invers, mai prezintă avantajul că ajută şi la centrarea benzii;

Dezavantajul acestor role este că cele cu discuri şi cu nervuri elicoidale se curăţă greu dacă pe ele se lipeşte material, iar în cazul când nu se rotesc, discurile şi nervurile prin tocire îşi formează muchii tăietoare.

Rolele de pe ramura goală se montează de obicei câte una, iar la lăţimi ale benzii de peste 1 m se întâlnesc montate şi câte două cu un unghi de înclinare de 10 - 120< care ajută centrarea şi dă benzii rigiditate.

Pentru a micşora uzura benzii datorată îndoirii sub formă de albie, în practică înclinarea rolelor laterale este de cea 25 - 35°. în cazul benzilor cu flexibilitate transversală mare cum sunt cele cu inserţii din fibre artificiale şi cele cu cabluri din oţel se recomandă mărirea unghiului de înclinare a rolelor laterale (/3) până la 40 - 45°, în scopul creşterii debitului transportorului. Când banda are formă de albie, atât înainte cât şi după tobe este necesară o trecere treptată de la forma de albie la cea plată şi invers pentru a reduce tensiunile suplimentare care apar în marginile benzii şi respectiv uzura acesteia. Trecerea se face montând suporţi de tranziţie, care au rolele laterale înclinate cu diferenţe de 10° (ex. 40, 30, 20, 10°). Distanţa minimă de la tobă la primul suport ce are rolele laterale înclinate normal se poate calcula cu expresia:

( )

acA

βcos12 −≥

unde: c - lăţimea de bandă ce se deplasează pe o rolă laterală înclinată [m]; α - unghiul de înclinare a rolelor laterale;

a - coeficient care ţine seama de natura benzii. Deplasarea laterală a benzii se datoreşte: montajului incorect a transportorului; încărcarea

incorectă a materialului; răsucirii diagonale a suporţilor cu role; neperpendicularitatea tobelor (motoare şi nemotoare) pe axul transportorului; lipirii de material pe role, etc.

Fig.12.6. Suport oscilant

2-3o

Fig.12.5 Suport fix

v

v


153

Pentru centrarea benzii se folosesc suporţi ficşi cu role laterale înclinate înainte, suporfi oscilanţi şi role deflectoare. Suporţii fic şi au rolele laterale înclinate diagonal înainte cu 2 - 3° faţă de axul suportului (fig.12.5.), montaţi la 5...10m. Fig.12.5. Suporţii oscilanţi cu role deflectoare (fig.12.6), se montează la intervale de 20...50m, unghiul de rotire fiind de 2 - 3° în jurul axului.

La transportoarele staţionare, centrarea benzii se realizează prin schimbarea poziţiei rolei de la mijloc 1 (fig.12.7.), cu ajutorul mecanismului de acţionare 4, prin intermediul articulaţiilor 2 şi 3, deoarece aceasta preia cca 70% din greutatea benzii şi materialului.

Pentru autocentrarea benzii pe ramura inferioară, unele construcţii au prevăzuţi suporţi cu câte două role înclinate către interior în plan vertical cu 10° (la lăţimi mari de bandă se poate ajunge la 15°), ceea ce dă benzii o uşoară formă de albie. Suportul trebuie să permită reglarea lui faţă de poziţia perpendiculară pe axul benzii, precum şi uşoara înclinare transversală în vederea

centrării benzii. Teoria transmiterii efortului de tracţiune prin frecare de la tobă (tobele) motoare la bandă se bazează pe ecuaţia lui Euler:

µα⋅= eSS dt sau: ( )1eSSSW ddfmax0 −=−= µα

unde: Sf - efortul maxim la limita de alunecare, ce se poate realiza în bandă în punctul de înfăşurare pe toba motoare;

Sd - efortul în bandă în punctul de desfăşurare de pe toba motoare; eµ α - coeficientul de tracţiune; α - unghiul de înfăşurare al benzii pe toba (tobele) motoare;

Wmax - forţa maximă de frecare dintre bandă şi tobă, respectiv forţa maximă ce se poate transmite prin frecare de la toba (tobele) motoare la bandă la limita de alunecare.

În cazul în care toba (tobele) lucrează ca frână, cum este cazul când se transportă pe plane înclinate în jos, efortul maxim ce se poate dezvolta în bandă la limita de alunecare în punctul de desfăşurare de pe tobă, se calculează cu expresia:

αµ⋅= eSS imaxd

Creşterea capacităţii de transmitere a forţei de tracţiune de la tobă la bandă se poate face prin creşterea unghiului de

înfăşurare α, folosind două sau mai multe tobe motoare şi role de deviere ale benzii (fig12.9). Existenţa a două tobe motoare impune: sincronizarea perfectă a vitezei periferice a tobelor cu a benzii; încărcarea egală a motoarelor; asigurarea concentricităţii perfecte a suprafeţei tobei cu arborele acesteia; asigurarea unui paralelism perfect al axelor tobelor; toate acestea având mare influenţă asupra uzurii benzii.

Fig.12.7. Explicativă acţionare cu rolă centrală

4 1 2

3

Fig.12.8 Epura eforturilor

Sim

ax

Si

Sd

Sd

W0

Wm

ax

α

αa

αr

O

180o 270o 270o 270o

460o 760o 360o

Fig.12,9 Explicativă schemă de înfăşurare


154

Pentru aceasta, se recomandă ca pe cât posibil să fie folosite transportoarele cu o singură tobă motoare (chiar mărind forţa de întindere şi trecând la o bandă cu rezistenţă la rupere mai mare) şi numai când condiţiile de lucru sunt foarte dezavantajoase pentru coeficientul de frecare, să fie folosite acţionări cu două tobe de antrenare. Construcţia transportorului trebuie să permită trecerea de la acţionarea cu două tobe de acţionare la o singură tobă şi invers.

În majoritatea cazurilor acţionarea se află la capul de descărcare al transportorului. Numai când transportul se face pe plan înclinat în jos, acţionarea se află la capul superior de încărcare. Dacă rezistenţa la mişcare a benzii pe ramura goală are valoare relativ mare, transportoarele magistrale pot avea acţionări la ambele capete, în care caz cel puţin una din acţionări să fie cu reglare automată.

Construcţia capului de acţionare depinde în principal de numărul tobelor de antrenare şi de schema de înfăşurare a benzii. Schemele la care toba de antrenare nu este şi de descărcare, se recomandă numai în cazurile când această tobă trebuie scoasă în consolă, pentru a putea descărcarea pe un alt utilaj şi când caracterul nestaţionar al transportorului nu permite montarea unor grupuri de acţionare la această tobă.

Pentru distanţe mari de transport, atât pe orizontală cât şi pe plan înclinat în sus, în scopul eliminării punctelor de descărcare-încărcare (care apar în cazul folosirii mai multor transportoare în serie), precum şi al reducerii cheltuielilor de achiziţionare de benzi cu rezistenţă foarte mare la rupere se folosesc transportoare cu acţionări intermediare de traseu (fig.12.10.). Forţa de tracţiune se transmite de la benzile motoare la banda purtătoare de material prin frecare. Acţionarea în această situaţie trebuie să asigure reglarea virezei, sincronizarea lucrului fiind asigurată de banda purtătoare. Efortul în banda fără acţionare de traseu 5, determinat de toba motoare 3, are diagrama de variaţie 4, prin utilizarea acţionărilor de traseu 2. Prin utilizarea acţionării de traseu, se reduce considerabil efortul în bandă, fiind posibilă utilizarea de benzi cu rezistenţă mai mică la rupere.

Dispozitivul de întindere, se utilizează pentru evitarea patinării şi compensarea alungirii benzii. întinderea benzii, asigură realizarea în bandă a unui efort suficient de mare în punctul de desfăşurare de pe toba motoare, impus de condiţia de transmitere a forţei de tracţiune de la tobă la bandă, precum şi a unui efort minim necesar pe ramura plină.

Este de dorit să se aleagă în aşa fel acţionarea, încât forţa de întindere necesară din condiţia de săgeată să corespundă şi condiţiei de nealunecare a benzii pe tobele motoare.

Calculul forţei de întindere din condiţia de transmitere a forţei de tracţiune de la tobă la bandă se porneşte de la îndeplinirea condiţiei:

µα

⋅=

e

SkS i

d

unde: Sd - efortul din bandă la desfăşurarea de pe toba motoare; Sj - efortul din bandă la înfăşurarea pe toba motoare; k= 1,15... 1,25 coeficient de siguranţă al transmiterii prin frecare.

Sistemul de întindere ar trebui să realizeze o forţă de întindere variabilă, funcţie de variaţia lui Sd, care după relaţia de mai sus se vede că îşi schimbă continuu valoarea.

2 3 2 4 1 5

Fig.12.11Explicativă acţionare de traseu


155

Sistemul de întindere poate fi plasat la capul de acţionare imediat după tobele motoare, prezentând avantajul că menţine efortul din bandă în punctul de desfăşurare de pe tobele motoare Sd, constant şi egal cu cel realizat de sistemul de întindere, fiind uşor de ţinut sub control de personalul de supraveghere a capului de acţionare. În schimb se poate înfunda mai uşor şi necesită distanţe mărite între tobele de acţionare.

Când sistemul de întindere se află la capul de întoarcere, între efortul din bandă realizat de sistemul de întindere şi cel din punctul de desfăşurare de pe toba motoare, intervin rezistenţele la mişcare ale benzii de pe ramura goală, care pot varia în timpul funcţionării transportorului. Astfel, tocmai în momentul pornirii când este nevoie de un Sd mare, acesta scade cel mai mult, datorită atât faptului că rezistenţele la mişcare pe ramura goală sunt mai mari în momentul pornirii decât la mersul de regim, cât şi datorită timpului de propagare a efortului realizat de sistemul de întindere prin bandă, care este un element elastic.

Funcţie de felul cum preia alungirile benzii şi asigură forţa de întindere controlată în timpul lucrului transportorului, sistemul de întindere poate fi cu autoreglare (automat) şi fără autoreglare (rigide).

Dispozitivul de încărcare, asigură alimentarea cu material a transportorului. Pentru a reduce uzura benzii şi a elimina avariile ce pot apare, dispozitivul de încărcare trebuie să îndeplinească condiţiile:

- să elimine căderea perpendiculară a materialului pe bandă; - să amortizeze loviturile date de căderile materialului pe bandă; - să asigure unghiul de înclinare a pereţilor pâlniei, mai mare decât unghiul de frecare a

materialului pe pâlnia dispozitivului; - să imprime curentului de material de alimentare, o viteză cât maiapropiată ca mărime,

direcţie şi sens cu cea a benzii; - asigurarea unui debit constant de alimentare, corespunzător debitului transportorului; - curentul de material să nu se formeze pe bandă ci înainte, pe dispozitivul de alimentare; - asigurarea unei bune centrări a materialului pe bandă; - eliminarea posibilităţii aglomerării materialului pe bandă sau înfundarea

alimentatorului. Întrucât la încărcare, materialul are viteză mai mică decât viteza benzii, are loc un proces

de polizare al învelişului benzii până ce viteza materialului şi viteza benzii ajung să fie egale. Dispozitivul de descărcare este utilizat pentru dirijarea materialului de pe bandă în

direcţiile dorite. Descărcarea se poate face la capătul transportorului, sau în mai multe puncte intermediare. Când descărcarea se face în mai multe puncte intermediare, se utilizează descărcătoare cu tamburi sau pluguri.

12.3.2. Calculul transportoarelor cu bandă pe role

Schema de funcţionare a transportorului (fig. 12.11.), pe plan înclinat între punctele 5 (S3) şi 8 (Sg), cu diferenţa de nivel h şi pe porţiunea orizontală între punctele 8 (T8) şi 9 (T9) cu lungimea 1, cuprinde: tamburul de acţionare 1, trei role de deviere (între 2-3 şi 7-8), şi dispozitivul de întindere între 4-5.

Debitul de material transportat se determină cu relaţia:

[ ]s/kg,vAQ γ⋅⋅=

unde: A = A1 + A2 - suprafaţa secţiunii curentului de material, [m2];


156

v - viteza de transport [m\s]; γ - greutatea specifică a materialului afânat [kg/m3].

Uzual în practică, pentru debit se utilizează ca unitate de măsură [t/h]. Viteza transportorului, este determinată de lăţimea benzii şi natura materialului

transportat, alegerea corectă a vitezei de transport influenţând productivitatea transportorului. Prin creşterea vitezei, se reduce lăţimea benzii şi efortul din bandă, fiind necesară o bandă cu rezistenţa mai mică la rupere.

Secţiunea curentului de material este funcţie de lăţime, forma de albie a benzii precum şi de "unghiul p de taluz în mişcare, care este egal cu 0,45 - 0,65 din unghiul de taluz natural p0 (fig. 12.12.).

Suprafaţa secţiunilor A, A1, A2, debitul şi lăţimea necesară benzii se calculează pentru diferitele forme de albie a benzii (fig.12.12.)

Lăţimea încărcată a benzii b, se determină funcţie de lăţimea benzii astfel: b = 0,9B - 0,05 [m] pentru B < 2 m; b = B - 0,25 [m], pentru B ≥ 2 m.

Pentru transportoarele cu susţinere pe trei role se obţine:

[ ]22

11 m,tg

2

d

2

dhA ρ⋅==

[ ]222 m,h

2

adA ⋅+=

unde: ( ) [ ]m,cosabad α−+=

[ ]22 m,sin

2

abh α⋅+=

Înlocuind se obţine aria secţiunii curentului de material transportat:

( )[ ] ( ) α⋅−⋅α−++α−+ρ= sin2

ab

2

cosaba2cosaba

4

tgA 2

Prin derivare şi anularea derivatei, se obţin valorile corespunzătoare pentru maximul ariei secţiunii curentului de material transportat. Cunoscând aria şi introducând-o în expresia

v

Fig.12.11 Explicativă calcul transportor cu bandă

ℓ1

h

S2 S3

S4

S5

S6

S7 S8 S9=Si

S1= Sd

ℓ2

a

h 1

α

A1

A2

ρ

a b

B

d

h 2

b B

h 2h 1 A1 ρ

d

A2

Fig.12.12 Forma şi parametrii secţiuni transversale b


157

debitului,se poate obţine dependenţa între lăţimea încărcată, respectiv lăţimea benzii şi debitul transportat.

Lăţimea benzii obţinută din condiţia de satisfacere a debitului se verifică şi funcţie de mărimea bucăţilor de material transportat:

- pentru material nesortat când bucăţile de mărime maximă nu depăşesc 15% din masa materialului:

B ≥ 2 amax + 0,2 [m] - pentru material sortat: B ≥ 3,3 amd + 0,2 [m]

unde: amax - mărimea maximă a bucăţilor de material; amd - mărimea medie a bucăţilor de material. La deplasarea benzilor pe reazeme cu role, rezistenţa la înaintare este determinată de

frecarea în lagărele rolelor şi de frecarea cu rostogolire a benzii pe role. Rezistenţa în lagăre şi cea de rostogolire depind de presiunea pe role produsă de greutatea benzii şi a sarcinii în cazul ramurii încărcate şi numai de greutatea benzii în cazul ramurii descărcate. Asupra lagărelor rolelor acţionează şi presiunea produsă de greutatea proprie a rolelor.

Considerând q [kg/m], încărcarea pe unitatea de lungime a transportorului, L - lungimea de deplasare [m] şi w - coeficientul de rezistenţă, greutatea sarcinii ce se deplasează este qL, iar rezistenţa la înaintare a sarcinii:

wLqW ⋅⋅=

Ţinand seama de frecarea cu alunecare în lagăre µ, se obţine:

( )[ ] µ+α+=2

d'qcosqqM b1

şi de frecarea cu rostogolire f, se obţine:

( ) fcosqqM b2 ⋅α+=

Ţinând seama de particularităţile transportului continuu cu bandă şi schema de funcţionare, se pot determina rezistenţele la mişcare ale benzii. Pe ramura plină rezistenţa la deplasare se calculează cu expresia:

( )[ ] ( ) β⋅+±⋅⋅+β+= sinLqqwLqcosqqW b'rbp

unde: q - greutatea materialului pe metru liniar de bandă [N/m]; qb - greutatea unui metru de bandă [N/m]; q'r - greutatea pe metru liniar a rolelor de pe ramura plină [N/m]; L - lungimea transportorului în [m]; β - unghiul de înclinare a transportorului; w - rezistenţa specifică la mişcare a benzii. Rezistenţa specifică la mişcare a benzii pe ramura plină este determinată de: deformarea

curentului de material; rotirea rolelor în lagăre; presarea stratului de cauciuc de către rolă; încovoierilor benzii.

Întrucât rezistenţele datorate curentului de material şi încovoierii benzii reprezintă 50...70% din rezistenţa specifică totală, rezultă că ea scade odată cu micşorarea săgeţii benzii între role, respectiv cu creşterea efortului din bandă.

Rezistenţa la mişcare pe ramura goală se calculează cu relaţia:


158

( ) α⋅⋅⋅+β⋅= sinLqwL''qcosqW brbg m

unde: q"r - greutatea pe metru liniar a rolelor de pe ramura goală. Termenul al doilea din Wp se ia cu (+) şi din al lui Wg cu (-) când transportul se face în

sus şi invers când transportul se face în jos. În zonele de schimbare a unghiului de înclinare a transportorului, în care curbura este în

sus, apar sarcini suplimentare pe role. Rezistenţele la înaintare datorită acestor sarcini se calculează cu expresia:

( )2eSW ic −= αω

unde: Si - efortul din bandă la intrare în curbă; α - unghiul format de cele două direcţii orizontale de transport; ω - rezistenţa specifică a benzii la mişcare. Rezistenţele la mişcare ale tobelor ce nu sunt motoare şi ale înfăşurării benzii pe aceste

tobe se calculează cu relaţia:

kSW it ⋅=

unde: k = f( ) - coeficient determinat de unghiul de înfăşurare. Cunoscând modul de determinare a rezistenţelor la mişcare a benzii se pot stabili

eforturile ce apar în bandă prin metoda punctelor luate pe contur, începând cu punctul de desfăşurare de pe toba motoare şi încheind în punctul de înfăşurare pe toba motoare (fig.12.11.)

Efortul din banda Si într-un punct oarecare, este egal cu efortul din punctul anterior la care se adaugă rezistenţele la mişcare Wi-1,i dintre două puncte. Pornind de la efortul în bandă din punctul de desfăşurare de pe toba motoare, se obţine:

( ) n1n1nN

3223

2112

WSS

WSS

WSS

−−−

−

−

+=

+=+=

M

Cum S1 nu poate avea o valoare arbitrară, ci mărimea lui minimă se stabileşte pentru fiecare caz din ecuaţia de transmitere a forţei de tracţiune de la tobă la bandă prin frecare rezultă:

( )1n SfS =

În acelaşi timp din ecuaţia lui Euler se obţine:

αµ⋅=⋅ eSkS 1fn

unde: kf = 1,2 - 1,3 coeficient de rezervă teoretică a forţei de frecare. Prin rezolvarea sistemului se calculează S1 şi Sn. Valoarea obţinută pentru S1 va fi

minimă, întrucât reprezintă valoarea minimă necesară transmiterii forţei de tracţiune prin frecare. Cunoscând Slmin, se determină toate eforturile din bandă în toate punctele de pe contur, pentru a verifica dacă se obţin valori pozitive, întrucât banda fiind organ flexibil poate lucra numai la întindere.

Pentru a nu deranja trecerea lină peste role a curentului de material şi benzii se verifică efortul minim din bandă de pe ramura plină Spmin, din condiţia de săgeată pe care o face banda între role (fig.12.13).

Din figură rezultă:


159

( )m b

min

Ssin q q xS Scos

α = += α

Se obţine:

( )

m

bm

S

xqq

dx

dftg

+==α

Integrând ( ) dxxqqS

1f

2

1

0

0min∫ += rezultă:

( ) 20

maxmin

q qf

8S

+=

l

unde ℓ este distanţa între două role.

Din condiţia de determinare a săgeţii, ( ) ,l03.0...125.0f ∈ se obţine:

( ) 'r0minp lqq5S +≥

Pentru a urmări variaţia efortului din bandă pe contur, pentru a determina efortul minim din bandă şi a alege amplasarea acţionării, se întocmesc diagramele desfăşurate pentru eforturi (fig.12.14.). Pentru a realiza un efort Smax cât mai mic, acţionarea se alege astfel, încât forţa necesară întinderii benzii să aibe valori egale din condiţia de săgeată a benzii cât şi a nealunecării pe toba sau tobele motoare.

Când transportul se face pe plan înclinat în jos, transportorul lucrând în regim de frână, efortul din bandă din punctul de desfăşurare de pe toba motoare Sd, este mai mic decât în punctul de înfăşurare. În acest caz pentru calculul eforturilor din bandă pe contur şi de verificare a nealunecării benzii pe tobă se pune condiţia ca:

αµ⋅≤⋅ eSkS ifd

În acest caz Si = Sn. Diferenţa eforturilor între punctele externe, determină forţa de tracţiune Wo pe care o

preia toba sau tobele motoare (fig.12.14.):

1n0 SSw −=

Forţa de tracţiune pentru o primă aproximaţie poate fi calculată cu relaţia:

( )∑∑ += gps wwkw

unde: ∑wp, ∑wg - este suma rezistenţelor la mişcare, calculate pentru porţiunile cu acelaşi unghi de înclinare de pe ramura plină şi goală;

ks - coeficient care ţine seama de ponderea rezistenţelor suplimentare date de tobele şi rolele de înfăşurare şi deviere a cărei valoare scade cu creşterea lungimii transport.

Puterea necesară instalată a transportorului este:

[ ]Wvw

kPmr

0r η⋅η

⋅=

în care: kr - 1,1-1,2 coeficient de rezervă a puterii instalate; ηr - randamentul transmisiei.

Fig.12.13 Explicativă calcul săgeată

Smin x

S

qb+ qm

ℓ

γ f 1 2

3 4

v

S

Sm

in

Sm

ax

W0

1

2

3

4

L

Fig.12.14. Diagrama eforturilor în bandă


160

După calcularea puterii necesare acţionării, în cazul a două tobe motoare, pentru a folosi întreaga capacitate de transmisie prin frecare, raportul între cuplurile de antrenare M1 şi M2, respectiv între puterile instalate P1, şi P2 a celor două tobe trebuie să satisfacă relaţia:

2g

1p

2

1

2

1

W

W

M

M

P

P==

unde: ∑Wp, ∑Wg - este suma rezistenţelor la mişcarepe ramură plină şi goală. În cazul acţionării la ambele capete ale transportorului, se împart puterile între capătul de

descărcare PA şi întoarcere PB, să respecte raportul:

∑∑=

g

p

B

A

W

W

P

P

După alegerea grupurilor de acţionare, se recalculează forţa de tracţiune:

v

PW mr1

0

η⋅η⋅=

Cunoscând diagrama eforturilor din bandă, se ia din aceasta valoarea efortului maxim Smax, în funcţie de care se face verificarea la rupere a benzii:

s

r.adm.maxmax k

SSS =≤

unde: Smax.adm. - efortul maxim admisibil; Sr - rezistenţa la rupere a benzii; ks - coeficientul de siguranţă la rupere: 8...11 pentru benzi cu inserţie; 7...9 pentru cele cu

cabluri de oţel. La transportoarele cu lungime mică, frecvenţa înfăşurării pe tobe şi a trecerii benzii prin

punctele de încărcare şi curăţare este mare, banda fiind solicitată la oboseală şi la uzură mai mult decât la un transportor cu lungime mare. Este importantă şi frecvenţa pornirilor şi opririlor prin solicitările dinamice ce apar în aceste perioade.

Cunoscând valorile eforturilor în bandă se poate stabili forţa necesara de întindere a benzii.

În punctele de schimbare a unghiului de înclinare în zone cu curbura în jos, în care ar putea apare pericolul ridicării benzii de pe role, se calculează raza minimă a curburii în plan vertical:

β

=2

bmin cosq

SR

unde: S - efortul din bandă în zona curburii; qb - greutatea benzii pe metru liniar; β - unghiul de schimbare a direcţiei. Raza minimă, în zone cu curburi în sus, când apar forţe suplimentare pe role, iar

bordurile benzii sunt suprasolicitate se determină cu relaţia:

jmin2 h100R =

unde hj este adâncimea jgheabului.


161

12.3.3. Particularităţi ale construcţiei transportoarelor cu lanţ

La acţionarea instalaţiilor de transport continuu cu funcţionare în medii grele de lucru

(şocuri dinamice, sarcini mari, materiale cu abrazivitate, etc), se foloseşte ca organ flexibil de

tracţiune lanţul.

Lanţurile cu eclise permit o aşezare mai uşoară şi fixare mai sigură a plăcilor, necesitând

stele de acţionare cu diametrul de înfăşurare mai mic, dar nu permit curburi în plan orizontal.

Lanţurile cu zale calibrate, rezistă mai bine la uzura de abraziune decât cele cu eclise,

fiind preferate la transportoarele cu curburi.

Particularitatea transportoarelor cu lanţuri, constă în neuniformitatea deplasării lanţului,

datorită variaţiei razei instantanee de înfăşurare pe roata stelară de acţionare (fig.12.16). Aceasta

variază între valorile R şi R cosφ, unde unghiul la centru al roţii α, corespunde unui pas p al

lanţului, iar R este raza cercului de divizare al roţii de acţionare. La viteză unghiulară w

constantă a rotii de acţionare, viteza dintelui roţii pe cercul de divizare este constantă (va=ct),

viteza lanţului modificându-se după legea:

ϕω=α= cosR2

cosvv a

unde: φ = ωt - deplasarea unghiulară a articulaţiei lanţului [rad].

Admiţând paralelismul lanţurilor în timpul funcţionării, acceleraţia este:

( )dt

dsinRcosR

dt

d

dt

dva

ϕϕω−=ϕω==

Ţinând seama de variaţia unghiului φ, între 2

α± şi modul de definire al vitezei

unghiulare dt

dϕ=ω se obţine:

2

sinRa 2max

αω±=

Cunoscând că :

R2

t

2sin;

tz

v60n;

30

n =α=π=ω

Se obţine:

tz

vaa

2

22

max

π=

unde: n - turaţia roţii stelare;

t - pasul lanţului;

z - numărul dinţilor roţii de acţionare.

Variaţia acceleraţiei între –amax şi amax, produce în instalaţie şocuri, care determină

solicitări suplimentare.

La acţionarea transportoarelor cu lanţuri, determinarea puterii de acţionare se face după

acelaşi principiu ca la transportorul cu bandă. Transportoarele având ea organ de tracţiune

flexibil lanţul, din punct de vedere constructiv pot fi cu lanţ purtător cu: plăci, raclete, cupe şi

suspendate.

Fig.12.16 Entraînement a chaîne

α

p

va

v 1

2

φ

3

R


162

12.3.4. Particularităţi ale construcţiei transportoarelor cu plăci

Transportoarele cu plăci au o largă utilizare în automatizarea proceselor tehnologice,

servind manipulării sarcinilor granuloase sau individuale (module). Organul flexibil de tracţiune

este lanţul, de zalele căruia se fixează plăcile alcătuind un tablier continuu mobil, care poartă

sarcina.

Plăcile transportorului pentru sarcini granuloase se suprapun parţial una peste alta pentru

a evita scurgerea materialului, sau se montează distanţele între ele pentru transportul sarcinilor

individuale.

Pentru ghidarea sarcinilor se utilizează borduri fixate pe plăci, de zalele lanţurilor sau

fixe. Cele fixe prezintă inconvenientul unor rezistenţe suplimentare introduse de frecarea

sarcinilor de borduri, dar construcţia este mai simplă.

Transportorul cu plăci poate lucra în plan orizontal pe orice traseu sau în plan înclinat

până la unghiuri sub care sarcina nu alunecă sub propria greutate.

Plăcile fiind plane, suprapunerea se asigură prin fixarea dedesubtul fiecărei plăci la

intrare a unei table încovoiată cu o anumită rază (fig.l2.17.a), sau printr-un sistem şenilă

(fig.l2.17.b). Pentru transportoarele cu plăci care lucrează la unghiuri mari de înclinare se

utilizează plăci ondulate

(fig.l2.17.c), sau în casetă

(fig.l2.17.d).

Plăcile se construiesc uzual

din oţel. în prezent se încearcă

executarea din materiale plastice,

armate cu fibră de sticlă, mult mai uşoare decât cele metalice dar mai scumpe datorită

tehnologiei. La transportoarele ce nu depăşesc 0,8 m în lăţime, se utilizează pentru acţionare un

singur lanţ, altfel utilizându-se două sau mai multe lanţuri.

Ţinând seama de diagrama granulometrică, lăţimea necesară a benzii pentru transportul

sarcinilor granuloase este:

- pentru materiale sortate:

[ ]m2,0a7,2B med +≥

- pentru materiale amestecate:

[ ]m2,0a7,1B med +≥

unde: amed - dimensiunea maximă a bucăţilor de material.

La transportoarele cu plăci destinate manipulării sarcinilor individuale, lăţimea plăcii se

ia cu 0,1 - 0,2 m, mai mare decât dimensiunea maximă a sarcinii.

Viteza transportorului cu plăci este determinată de condiţiile de folosire: utilizarea în

fluxul tehnologic este determinată de operaţiile tehnologice din flux (0,05 ..1,5 m/s); pentru

transportul materialelor în vrac ( 0.4 .. 0.9 m/s).

Calculul transportorului cu plăci este asemănător cu cel de la transportorul cu bandă.

Lanţul se verifică la forţa de rupere luând în considerare efortul dinamic şi încărcările inegale ale

lanţurilor, în cazul acţionării cu două sau mai multe lanţuri.

a b

c d Fig.12.17 Forme constructive de plăci


163

12.3.5. Particularităţi ale construcţiei transportoarelor cu cupe

Transportoarele cu cupe sunt destinate transportului sarcinilor vărsate, de orice granulase, asigurând deplasarea fără mărunţirea sarcinilor. Se pot realiza trasee în plan orizontal, vertical sau înclinat, fără transbordări intermediare. Prezintă însă dezavantajul unei construcţii complicate, greutate proprie mare, exploatare dificilă, etc.

Transportoarele cu cupe (fig.12.18), se compun din două lanţuri 3, paralele între ele, între care sunt montate articulat cupele 4. Lanţurile sunt ghidate de şinele 2, înfăşurându-se pe roţile de lanţ, dintr care roata 5 este motoare, iar 1 face parte din sistemul de întindere a lanţurilor.

Cupele sunt construite astfel ca centrul lor de greutate să fie poziţionat sub axa articulaţiei lanţului. Aceasta permite menţinerea poziţiei verticale a cupei tot timpul, iar după descărcarea prin basculare, revin automat în poziţie normală. încărcarea se face pe porţiunea orizontală inferioară a traseului printr-un dispozitiv de alimentare şi

dozare. Dacă alimentarea transportorului se face continuu, cupele se montează alăturat fără distanţe într ele, iar la alimentarea cu dispozitive de dozare a încărcăturii corespunzător capacităţii cupelor, acestea se montează cu o anumită distanţă într ele (pas). Construcţia cu fixarea cupelor distanţate, se întrebuinţează când, din cauza mărimii bucăţilor de material trebuie să se utilizeze cupe mari şi când productivitatea impusă nu necesită o aşezare alăturată a cupelor. Descărcarea cupelor se face automat, prin intermediul dispozitivului basculant 6 cu şine curbe. Şinele de descărcare se montează adesea pe un cărucior, care se poate deplasa pe şine fixate în lungul căi de descărcare. Uzual viteza de deplasare a cupelor are valori cuprinse între 0.1 şi 0.4 m/s. Productivitatea transportoarelor cu cupe ajunge la 400 t/h.

Elevatoarele cu cupe sunt instalaţii destinate tranportului pe verticală (fig.12.19), sau apropiată de verticală. Au în componentă roată de activare (1), organul flexibil de tracţiune (2), cuple (3), secţiunile de încărcare (5) şi descărcare (4), construcţia metalică (6).

Organul de tracţiune flexibil poate fi lanjul sau bara la care se fixează rigid cuplele. Utilizarea benzii ca element flexibil de tracţiune, este mai avantajoasă, elevatorul având greutate mai mică, asigură viteze mari de transport şi funcţionare silenţioasă. Prezintă însă dezavantajul unei rezistenţe reduse şi limitarea înălţimilor de ridicare. Cupele pot fi montate alăturat sau distanţat având forme şi dimensiuni determinate de natura materialului transportat şi metoda de descărcare:

- pentru sarcini individuale în bucăţi; - pentru sarcini granuloase (fig. 12.20). Cupele rotunjite adânci se recomandă pentru transportul

sarcinilor cu granulaţie mică şi care curg uşor. Cupele rotunjite cu

Fig.12.18 Transportor cu cupe

6 v 5

4

3

2

1

1 S1

2

3

4

5

v

Fig.12.19 Elevator cu cupe


164

adâncime redusă sunt recomandate la transportul sarcinilor cu tendinţă de lipire şi care curg greu. Cele ascuţite la partea inferioară, se utilizează la elevatoarele cu sistem de descărcare gravitaţională dirijat.

Încărcarea cupelor se poate face fie prin căderea materialului pe jgheaburi, sau pe plan

înclinat direct în cupe (fig. 12.21.a), sau prin culegerea materialului de către cupe de la partea inferioară a elevatorului (fig. 12.21 .b).

Descărcarea se face pe la capătul superior : - metoda centrifugală (fig.12.21.c) prin aruncarea materialului din cupe sub acţiunea

forţei centrifuge, caracteristică elevetoarelor cu mers rapid; - metoda gravitaţională (fig. 12.21.d,e), caracteristică elevatoarelor cu mers încet.

Metoda de descărcare gravitaţională poate fi liberă sau dirijată. Descărcarea gravitaţională liberă (fig.12.21.e) se recomandă pentru sarcini care curg uşor şi sunt transportate cu cupe rotonjite. La descărcarea gravitaţională dirijată, (fig. 12.21.d) sub acţiunea unui dispozitiv de construcţie specială cupele sunt astfel antrenate încât materialul este dirijat spre

jghebul de evacuare, apărând necesară devierea organului de tracţiune flexibil în zona de întoarcere. Materialele mărunte care se varsă uşor cu abrazivitate redusă admit viteze mari de transport, pentru care se utilizează elevatoare rapide, ale căror cupe se încarcă prin apucare şi se descarcă sub acţiunea forţei centrifuge. Asigurarea unei desfăşurări normale a procesului de desărcare centrifugală (fig.12.22), necesită un anumit raport între greutatea bucăţilor de material (G) şi forţa centrifugă (P) ce ia naştere la Fig.12.22. Descărcare centrifugală înfăşurarea

cupelor pe roata superioară a elevatorului. Pentru o serie de materiale se poate considera că :

r

v

g

GG

3

2P

2

==

unde : v - viteza centrului de gravitaţie a cupei; r - raza medie de gravitaţie. Raza medie, determinată din considerentele anterioare creşte proporţional cu pătratul

vitezei, ceea ce explică diametrul mare al roţilor superioare la elevatoarele rapide. în baza rezultantei dintre forţa centrifugă şi cea de greutate R, se crează curentul de material de descărcare. O descărcare corectă implică o golire completă a cuplelor şi o captare totală a materialului aruncat pentru a reduce aproape în totalitate materialul ce cade înapoi în groapă. La

Fig.12.21 Scheme de încărcare şi descărcare a b c d e

Fig.12.22 Descărcare centrifugală

P

G

P

G

G

O r r0

ra R

Fig.12.20 Tipuri de cupe

b

h

a

h h h


165

elevatoarele verticale un parametru important este unghiul de descărcare B, care depinde de viteza transportorului. Viteza de lucru la elevatoarele cu mers încet se alege de regulă între 0,5 ÷ 0,9 m/s; pentru elevatoarele rapide cu bandă viteza poate ajunge până la 3,5 m/s, la cele cu lanţ fiind mai redusă. Specific elevatoarelor cu cupe în ceea ce priveşte dimensionarea, este rezistenţa suplimentară care apare la apucarea materialului.

Determinarea forţei de tracţiune şi alegerea motorului electric de acţionare se face în baza algoritmului stabilit la calculul transportorului cu bandă cu respectarea particularităţilor amintite.

Elevatoarele cu şicane, sunt destinate pentru ridicarea sarcinilor individuale. Şicanele (dispozitive de apucare în consolă), au formă determinată de natura sarcinilor manipulate. Apucarea şi eliberarea sarcinilor de dispozitivele portante se face automat. Cel mai bine se pretează la o astfel de automatizare, sarcinile cu formă cilindrică, având posibilitatea unei rostogoliri uşoare. Pentru sarcinile cu alte forme se construiesc dispozitive speciale de încărcare şi descărcare.

O componentă specifică a rezistenţei opuse la înaintare a elevatorului , este cea datorată forţei de frecare pe ghidajele fixe cauzată de aşezarea în consolă (fig. 12.23) a sarcinilor:

b

aG2W µ=

unde: µ - coeficientul de frecare al lanţului pe ghidaje. În cazul utilizării lanţurilor de tracţiune cu role de rulare, în locul coeficientului de

frecare µ, se va ţine seama de coeficientul de frecare cu rostogolire al rolelor.

12.3.6. Transportoare cu raclete

Transportoarele cu raclete sunt utilizate pentru manipularea sarcinilor vărsate de orice granulaţie. Nu se pot utiliza la transportul materialelor care prin fărâmiţare îşi pierd proprietăţile şi a celor cu tendinţe de aderare prin lipire la pereţii jgheabului transportorului. Transportoarele cu raclete pot fi cu ramura superioară încărcată sau cu ramura inferioară încărcată.

Deplasarea materialului este asigurată de racletele 2, sub acţiunea organului flexibil de tracţiune 3, antrenat de dispozitivul de acţionare 4 (fig.12.24). Întinderea este realizară sub acţiunea dispozitivului de întindere 1. Încărcarea se poate face pe la partea inferioară (fig.12.24), sau pe la partea superioară (fig.12.25).

Organul flexibil de tracţiune este lanţul, care funcţionează în condiţii grele de lucru, supuse la solicitări şi lovituri de 6-7 ori mai mari decât sarcina normală şi o puternică uzură de frecare şi coroziune. Transportoarele pot avea unul, două sau trei lanţuri. Utilizarea cea mai mare o au transportoarele cu două laturi amplasate la capetele racletelor şi care se deplasează pe ghidajelejgheaburilor. Chiar şi în cazul folosirii a două lanţuri, repartizarea sarcinilor între lanţuri este neuniformă iar când au loc agăţări şi blocări forţa de tracţiune este preluată numai de un

G

a

b

Fig.12.23 Elevator cu şicane

1 2 3 4

Fig.12.24 Transportor cu raclete


166

lanţ. Transportoarele cu un lanţ, asigură raze mici de curbură (chiar curburi cu deviere la 90°), şi curburi diferite de o parte şi de alta (şerpuire), foloseşte întreaga rezistenţă a organului de tracţiune, reduce uzura şi frecvenţa ruperii lanţului, etc.

Principalul dezavantaj al transportorului cu un lanţ este că racleta neavând stabilitate mare, poate căpăta poziţii diagonale, când capetele ei întâmpină rezistenţe mari, la trecerea prin ghidajele jgheaburilor. Racletele se execută forjate prin matriţare sau din tablă de oţel şi se tratează termic în scopul de a le asigura o rezistenţă cât mai mare la încovoiere şi uzură, la o masă cât mai mică. Forma racletelor trebuie să permită tracerea uşoară peste îmbinările jgheaburilor şi stelele de acţionare, să opună rezistenţă cât mai mică la tracerea prin ghidaje, să cureţe materialul lipit pe jgheab, să nu antreneze la descărcare sarcinile mărunte sub transportor pe ramura goală, să aibe stabilitate transversală, etc. Racletele transportoarelor ce lucrează pe planuri cu înclinaţii mari, trebuie să aibe înălţimea mai mare decât cea normală pentru a nu permite materialului să cadă. Distanţa între raclete (figl2.26)

trabuie să asigure un curent continuu de material, fără însă a conduce la creşterea excesivă a greutăţii racletelor pe metrul liniar de transportor. Această distanţă este determinată de natura materialului şi unghiul de înclinare a transportorului. Jgheabul transportoarelor cu raclete asigură deplasarea materialului,

ghidarea organului de tracţiune şi în anumite situaţii poate sprijini echipamente auxiliare (de tăiere, de încărcare, etc). Jgheabul poate avea secţiune dreptunghiulară, trapezoidală (fig. 12.27)

şi cilindrică. La transportoarele blindate pereţii laterali

se realizează din oţel laminat sub formă de sigma. După felul construcţiei pereţilor laterali şi

amplasăm lanţurilor, jgheaburile pot fi: jgheaburi la care laţurile se deplasează în ghidajele acestora şi care nu pot lucra cu unul sau două lanţuri amplasate la mijloc; jgheaburi cu unul sau două lanţuri amplasate la mijloc, ce nu pot funcţiona cu lanţuri în ghidaje; jgheaburi care pot lucra atât cu lanţuri în ghidaje, cât şi cu unul sau două lanţuri la mijloc.

Jgheaburile se construiesc din tronsoane, a căror îmbinare trebuie să permită devierea acestora în plan vertical şi orizontal, dar care trebuie diminuate în vederea reducerii uzurii lanţurilor şi jgheaburilor. Lăţimea jgheabului este determinată de caracteristicile transportorului, prin dimensiunea particulelor de material transportat (materiale sortate sau nesortate).

Capul de descărcare reprezintă întotdeauna şi capul de acţionare, putând exista grupuri de acţionare şi la capătul de întoarcere.

Acţionarea transportorului cu raclete se face cel mai des electric datorită simplităţii şi robustetei. Se utilizează şi acţionările hidraulice care asigură porniri line şi posibilităţi de reglare uşoară a vitezei, dar prezintă dezavantaje legate de gabarit, cost, întreţinere, etc. întinderea lanţurilor se face cu o forţă controlată, altfel pot apare sarcini dinamice, porniri greoaie, uzuri avansate, etc. Viteza, parametru funcţional de bază la dimensionarea transportorului, este determinată de tipul acestuia şi natura materialului transportat (0.5...lm/s).

Fig.12.26 Flux de material

v

φ

Fig.12.27 Secţiune jgheab

Fig.12.25 Încărcare şi descărcare transportor cu raclete


167

12.3.7. Transportoare suspendate

Transportoarele suspendate se utilizează în general în realizarea fluxurilor de transport din liniile automate de fabricaţie, pentru transportul sarcinilor individuale. Particularitatea transportoarelor suspendate este posibilitatea asigurării traseului pe unul sau mai multe niveluri (fig.12.28).

Transportoarele suspendate pot avea ca organ flexibil de tracţiune lanţul (conveioarele), sau cablul (telefericele). Conveiorul se compune din calea de rulare 3, căruciorul cu diapozitivul de susţinere a sarcinii 2, organul de tracţiune (lanţ) l, dispozitivul de acţionare şi de întindere 4 şi dispozitivul de încărcare-descărcare 5. Calea de rulare poate fi un profil I, U, T, suspendata de

tavanul halei sau se execută construcţii metalice de susţinere cu profil T, Π, F, funcţie de dimensiunile dispozitivului de suspendare a sarcinii, dacă transportul se face în afara construcţiei halei.

Pentru conveioare elementul flexibil de tracţiune este lanţul cu eclise (transportul într-un singur plan orizontal), sau lanţurile forjate pentru transport(transportul în mai multe planuri orizontale şi verticale ).

Cărucioarele de sarcină se aleg funcţie de greutatea sarcinii transportate, cu două sau patru roţi de rulare.

Distanţa între cărucioare este determinată de productivitatea transportorului, de înscrierea corectă în curbe, de viteza de transport şi de dimensiunile sarcinilor. La transportoarele care

lucrează pe plan înclinat (fig. 12.29), se impune respectarea condiţiei la trecerea sarcinii din plan orizontal în plan

înclinat: ( )max

1maxmin cos

1lla

α+≥

unde: amin - distanţa minimă între cărucioare; lmax - lungime maximă a dispozitivului de prindere

a sarcinii; l1 - distanţa minimă între dispozitivele de susţinere a sarcinii.

Fig.12.28 Transportor suspendat

1 2 3

4

5

6

Fig.12.29 Transportor înclinat

Fig.12.30 Încărcare automată


168

Dispozitivele de prindere a sarcinilor pot avea forme diferite, în funcţie de natura, forma şi dimensiunile sarcinilor transportate.

La lungimi mari şi trasee complicate, transportoarele suspendate sunt echipate cu mai multe dispozitive de acţionare, care acţioneayă asupra unui singur lanţ.

Încărcarea se poate realiza automat sau manual. Pentru încărcarea automată în zona de încărcare, transportorul 1, îşi modifică traseul putând să preia astfel de pe transportorul 2 sarcina (fig. l2.30). Descărcarea (fig.12.31), se face cu

depunerea automată a sarcinii 3, suspendată de căruciorul 2, pe transportorul 1, cu respectarea condiţiei v1 > v2, pentru o funcţionare sigură.

Să ne reamintim...

Transportoarele cu element flexibil, sunt utilizate în liniile tehnologice cu

grad avansat de automatizare, alegerea variantei optime de sisteme de transfer,

este determinată de criterii constructive, funcţionale şi economice. Transportorul

cu bandă se foloseşte pentru deplasarea pe orizontală sau pe plan înclinat a

sarcinilor, transportate sub un unghi care nu trebuie să fie mai mare decât unghiul

pentru care acestea încep să alunece pe bandă sub propria greutate.

Rezistenţele la mişcare ale benzii pe ramura plină şi pe ramura goală se detewrmină ţinând seama de particularităţile transportului continuu cu bandă şi schema de funcţionare, se pot determina r. În zonele de schimbare a unghiului de înclinare a transportorului, în care curbura este în sus, apar sarcini suplimentare pe role. La acţionarea instalaţiilor de transport continuu cu funcţionare în medii grele de lucru (şocuri dinamice, sarcini mari, materiale cu abrazivitate, etc), se foloseşte ca organ flexibil de tracţiune lanţul.

Transportoarele cu plăci au o largă utilizare în automatizarea proceselor

tehnologice, servind manipulării sarcinilor granuloase sau individuale, având ca

organ flexibil de tracţiune lanţul de zalele căruia se fixează plăcile alcătuind un

tablier continuu mobil, care poartă sarcina.

Transportoarele cu cupe sunt destinate transportului sarcinilor vărsate, de

orice granulase, asigurând deplasarea fără mărunţirea sarcinilor, cu realizarea de

trasee în plan orizontal, vertical sau înclinat, fără transbordări intermediare.

Transportoarele cu raclete sunt utilizate pentru manipularea sarcinilor vărsate de orice granulaţie. Transportoarele cu raclete pot fi cu ramura superioară încărcată sau cu ramura inferioară încărcată.

Transportoarele suspendate se utilizează în general în realizarea fluxurilor

de transport din liniile automate de fabricaţie, pentru transportul sarcinilor

individuale cu asigurarea traseului pe unul sau mai multe niveluri.

Fig.12.31 Descărcare automată

3

1

2


169

12.4. Instalatii de transport continuu fara organ flexibil de tracţiune

12.4.1. Transportoare gravitaţionale

Transportoarele gravitaţionale, asigură deplasarea sarcinii sub acţiunea componentei greutăţii în direcţia deplasării. Ele sunt simple din punct de vedere constructiv, nu consumă energie, au exploatare şi întreţinere uşoară, dar prezintă dezavantajul unui gabarit mare şi utilizare numai la coborâre. Se execută în variantele: planuri înclinate rectilinii sau în spirală,

transportoare cu role şi tuburi de transport telescopice. a) Planurile înclinate (fig.12.32), sunt cele mai

simple dispozitive destinate coborârii sarcinilor sub

acţiunea componentei gravimetrice αsinG . Corecta exploatare impune ca unghiul de înclinare al

planului a, să fie mai mare decât unghiul de frecare dintre sarcină şi planul înclinat (µ = tg β), valoarea lui fiind limitată de viteza de coborâre a sarcinii (v < vadm), din considerente de integritate a sarcinii.

Forţa ce asigură deplasarea sarcinii este:

( )αµ−α=αµ−α= cossinGcosGsinGF

Pentru situaţiile când nu este posibilă extinderea planului înclinat din considerente de spaţiu, iar aruncarea pe verticală a materialelor ar produce deteriorarea lor, se utilizează planul înclinat în spiral. Pentru a evita scoaterea sarcinilor din jgheabul planului, datorită forţei centrifuge se prevede o supraînălţare a marginilor jgheabului cu până la 2/3 din înălţimea sarcinilor transportate.

b) Transportoarele cu role permit micşorarea unghiului de înclinare şi a rezistenţei la înaintare a sarcinii, datorită frecării cu rostogolire dintre sarcina în mişcare şi role.

Din punct de vedere funcţional transportoarele cu role sunt: gravitaţionale cu role (neacţionate) şi orizontale cu role (libere sau acţionate).

Transportoarele gravitaţionale cu role, pot fi pe plan înclinat sau elicoidale. Cele elicoidale se folosesc pentru spaţii limitate şi înălţime de coborâre mare, rolele având o uşoară înclinare spre interior pentru a echilibra forţa centrifugă ce apare la mişcarea elicoidală.

Pasul rolelor lr, se alege astfel încât sarcina să se aşeze cel puţin pe două role. Pe tronsoanele orizontale sarcinile sunt deplasate manual. Tronsoanele orizontale în curbă ale transportoarelor pot fi echipate cu role tronconice, care permit o înscriere mai bună în curbă, ţine astfel cont de traseele diferite parcurse pe raza interioară şi exterioară. Funcţie de forma şi dimensiunile sarcinilor transportate, rolele pot avea diverse forme şi dimensiuni (fig. 12.36).

La deplasarea sarcinii (fig.12.33) condiţia de funcţionare corectă pentru transportoarele gravitaţionale cu role este:

WsinQ >α

unde: Q - sarcina transportată; α - înclinarea transportorului; W - rezistenţa la deplasarea sarcinii pe role. La transportoarele orizontale cu role pentru

deplasarea sarcinii este necesară o forţă pentru învingerea

v

G

G sinα

G cosα α

Fig.12.32 Plan inclinat de transport

Fig.12.33. Transportor gravitaţional cu role

W

Q

Qsinα

Qcosα α

L

H


170

rezistenţei totale la înaintare determinată de: frecarea în axul rolelor, frecarea cu rostogolire între sarcină şi role şi inerţia sarcinii căreia rolele îi imprimă o viteză egală cu viteza periferică a lor

+µ++µ=

r

2

r lg

vk

D

dnQ

D

f2dQW

unde: Q - sarcina transportată; Qr - greutatea părţii rotitoare a rolei; f - coeficientul de frecare la rostogolire 0,05 ÷ 0,06 cm; D - diametrul rolelor; d - diametrul fusului rolelor; n - numărul rolelor pe care se reazemă sarcina; k - coeficient ce ţine seama de forma constructivă a rolelor; v - viteza de deplasare a sarcinii; l r- distanţa dintre două role consecutive. Pentru sarcini mici, în cazul transportoarelor cu role libere acţionarea se face manual.

Pentru transportul sarcinilor mari şi foarte mari pe orizontală se utilizează rolele acţionate. Elementul de antrenare poate fi o transmisie cu curea, lanţ, cabluri sau roată dinţată conică.

Distanţa dintre două role acţionate este determinată de lungimea sarcinii, astfel încât în fiecare moment una din role pe care se găseşte sarcina trebuie să fie acţionată.

Pentru a reduce uzura elementului de antrenare când pe grupul respectiv de role nu se găseşte sarcina, se folosesc dispozitive prin care rola se antrenează numai în momentul trecerii sarcinii peste ea. Pentru ramificarea direcţiei de mers la transportoarele cu role se utilizează macazurile. La transportoarele cu lungimi mari a rolelor, în sectoarele curbe se vor monta două rânduri de role pentru a micşora rezistenţa la rulare.

În regim staţionar, puterea necesară acţionării transportorului cu role se calculează cu relaţia:

[ ]WvW

Pη

=

unde: W - rezistenta la deplasarea sarcinii pe role; v - viteza de deplasare a sarcinii; η - randamentul total al transmisiei. c) Tuburile telescopice (fig.12.34), sunt o variantă a planurilor

înclinate, constituite din tuburi telescopice, care permit o reglare a lungimii, legătura între tronsoanele de ţevi făcându-se cu lanţ. Unghiul de înclinare al fiecărui tub trebuie să fie mai mare decât unghiul de frecare.

12.4.2. Transportoare elicoidale

Transportoarele elicoidale denumite şi snecuri, asigură deplasarea sarcinilor turnate într-un jgheab închis , împins de suprafaţa elicoidală a snecului, care produce forţa axială de transport. Se folosesc la transportul materialelor pe orizontală, pe plan înclinat şi vertical, fiind echipamente simple ieftine şi uşor de exploatat. Asigură transportul fără pierderi, datorită construcţiei închise, cu posibilitatea încărcării şi descărcării în diferite puncte ale traseului. Prezintă dezavantajul unui consum mare energetic, uzură pronunţată a elementelor componente .sensibilitate la suprasarcini şi produce mărunţirea materialului în timpul

Fig.12.34 Les tubes télescopiques


171

transportului. Materialul se introduce prin dispozitivul de alimentare 1, în jgheabul închis 2, în care se roteşte arborele 3, pe care se montează spirala elicoidală (melcul) 4 (fig.12.35).

Descărcarea materialului se face prin orificiul 5. La rotirea arborelui, materialul dintre spirele

elicoidale, este obligat să se deplaseze elicoidal datorită greutăţii propri şi frecării de peretele jgheabului.

Melcul poate fi construit din spirale complete (fig.12.36.a) sau din palete dispuse după o elice (fig.12.36.b), sau cu spire cu suprafaţa continuă dar cu

margine profilată (fig.12.36.c), acţionînd numai pe o anumită lăţime folosite la transportul materialelor lipicioase sau care trebuiesc amestecate în timpul transportului. Uzual melcul se

construieşte cu un singur început, cu diametre de 100...700 mm montându-se cu un interstiţiu între spire şi jgheab de pană la 10 mm.

Transportoarele elicoidale de construcţie specială pot transporta sarcini şi pe verticală (fig.12.37). Ele asigură deplasarea materialelor cu granulometrie mică pe verticală sub acţiunea şurubului melcat, cu suprafaţă elicoidală plină.

La partea inferioară se montează melcul orizontal, care asigură alimentarea celui vertical.

Ambele şuruburi melcate sunt acţionate de acelaşi motor de acţionare, cel vertical prin sistemul de roţi conice, iar cel orizontal printr-un sistem de roţi cilindrice. Cantitatea de material

transportat de melc se determină ţinând seama de parametrii transportului:

ψγπ=γ= np4

DVQ

2

unde: D - diametrul melcului; ψ - coeficientul de umplere cu material a

secţiunii transversale a melcului; γ - greutatea specifică a materialului

transportat; p - pasul şurubului melcat; n - turaţia melcului. Turaţia melcului este determinată de diametrul

şurubului melcat şi natura materialuluui transportat. Transportoarele elicoidale au productivităţi mici şi mijlocii, putând ajunge la 100 t/h.

12.4.3. Transportoare oscilante

Transportoarele oscilante, asigură deplasarea sarcinii prin mişcarea ,,du-te vino" a jghebului purtător de sarcină, care determină alunecarea sarcinii pe fundul jghebului. Mişcarea alternativă de ,,du-te vino" este transmisă jgeabului de dispozitivul de acţionare. Pentru ca prin

Fig.12.36 Formeconstructive melc

a

b

c

t D

Fig.12.37 Transportor vertical elicoidal

Fig.12.35 Transporteur hélicoïdale

2 3 4

5

1


172

mişcarea alternativă a jgheabului, sarcina să se deplaseze într-o singură direcţie (înainte), este necesar să existe o diferenţă între forţele de frecare ce apar în cele două sensuri de mişcare.

Acest lucru poate fi realizat prin o mişcare longitudinală cu menţinere constantă a presiunii materialului de pe jgheab sau prin o traiectorie a mişcării care nu coincide cu axa longitudinală, cu variaţia presiunii materialului pe jgheab. Deplasarea sarcinii într-un singur sens mai poate fi determinată de înclinare, în care caz componenta longitudinală a greutăţii asigură deplasarea într-un sens, împiedicând mişcarea în celălalt sens.

Transportoarele oscilante cu presiune constantă a materialului pe jgheab (fig.12.38), se compun din jgheabul 1, dispozitivul de acţionare oscilant 2 şi role de susţinere şi rulare 3. Pentru a asigura o acceleraţie mai mare la cursa de înapoiere, mecanismul de

acţionare se execută cu o bielă simplă având manivela acţionată prin o pereche de roţi ovale, sau cu un sistem bielă manivelă dublă.

La sistemul cu manivelă dublă, manivela OA primeşte mişcarea de rotaţie uniformă de la motorul de acţionare, o transferă ca mişcare

neuniformă manivelei CB, prin legăturile OC şi AB care o transmite cu ajutorul bielei BD sub formă de mişcare alternativă jgheabului, care se mişcă în jurul axei longitudinale. Din diagrama cinematică (fig. 12.39), se observă traiectoria vitezei sarcini v1 şi jgheabului v2. Sarcina are o deplasare comună cu jgheabul şi una independentă de alunecarea pe jgheab.

Considerând greutatea dată de sarcina transportat Q şi u,0 coeficientul de frecare cu alunecarea între sarcină şi jgheab, acceleraţia maximă ce poate fi transmisă prin frecare sarcinii de către jgheab în timpul deplasări comune este:

gQ

gQa 0

0max µ=

µ=

unde: g - acceleraţia gravitaţională. Astfel la deplasarea comună a gheabului

şi sarcinii, acceleraţia sarcinii trebuie să

îndeplinească condiţia: ga 01 µ≤

Dacă acceleraţia jgheabului depăşeşte această valoare, apare deslipirea şi alunecarea sarcinii pe jgheab. Din analiza diagramei cinematice se constată că pe perioada OA, are

loc deplasarea comună a sarcinii şi jghebului. În punctul A acceleraţia negativă a jgheabului

depăşeşte în valoare absolută pe g0µ , sarcina se desprinde de jgheab şi sub acţiunea forţei

inerţiale se mişcă independent de jgheab. în acest moment apare forţa de frecare 0Qµ− , astfel că

acceleraţia sarcinii devine:

ctg'a 11 =µ−=

În acest interval viteza jgheabului este reprezentată de curba ADC, iar a sarcinii de dreapta ABC. în punctul C vitezele jgheabului şi sarcinii devin egale, restabilindu-se mişcarea comună a jgheabului şi sarcinii. Perioada de timp corespunzătoare variaţiei vitezei OB, corespunde cursei directe, iar variaţia BCD cursei de înapoiere.

a ma

x

a2

t

A

OC

B

v2

v1 v1 v2

v,a

cursa directă cursa întoarcere

a2

Fig.12.39 Diagrama cinematică pentru transportul oscilant cu presioune constantă

1 B

3

v

AO

C 2

Fig.12.38 Transportor oscilant cu presiune constantă


173

Transportoarele oscilante cu presiune variabilă a materialului pe jgheab (fig.12.40), se compun din: jgheabul 1, montat pe suporţii oscilanţi 2, înclinaţi faţă de verticală sub un

unghi de 15°-20° şi mecanismul bielă manivelă 3. Mi şcarea se transmite de la dispozitivul de acţionare la jgheab, prin mecanismul bielămanivelă la care raza manivelei este foarte mică, astfel că se poate considera că legea de variaţie a vitezei jgheabului poate fi sinusoidală. Acceleraţia jgheabului (a = dv/dt) are o variaţ ie cosinusoidală (fig. 12.41).

Lungimea manivelei este mică şi în comparaţie cu suporţii oscilanţi, astfel că mişcarea jgheabului poate fi considerată rectilinie, direcţia ei făcând un unghi cu orizontala egal cu unghiul a de înclinare al suporţilor. Ţinând seama de condiţia de existenţă permanent a contactului între sarcină şi jgheab, viteza şi acceleraţia se determină în aşa fel încât presiunea normală a sarcinii pe jgheab să nu devină nulă spre a evita aruncarea transportorului cu presiune variabilă sarcinii:

( ) g'a;0'agm jj <>−

unde: m - masa sarcinii de transportat; g - acceleraţia gravitaţională; a1’ – componenta acceleraţiei jgheabului pe

verticală. Desprinderea sarcinii de jgheab în timpul

cursei directe (fig. 12.42), este determinată de condiţia ca forţa de frecare dată de sarcină să fie mai mică decât componenta orizontală a forţei inerţiale:

( ) ''am'agm jj <+µ

unde: aj”- componenta orizontală a acceleraţiei jgheabului; µ – corficientul de frecare. Ţinând seama de posibilităţile de exprimare ale componentelor orizontale şi verticale se obţine:

αµ−α

µ>sincos

ga j

Debitul transportoarelor oscilante se determină cu relaţia: γ⋅⋅⋅= vhBQ

unde: B - lăţimea jgheabului, [m]; v - viteza de translaţie a materialului pe jgheab 0,1...0,2 [m/s]; h - înălţimea stratului de material; γ - greutatea specifică a materialului transportat. Transportoarele oscilante se construiesc pentru debite de 25...80 [t/h].

1

2 3

v

Fig.12.40 Transportorul oscilant cu presiune variabilă

b

b

a

a

Fig.12.42 Desprinderea sarcinii

G

vj

ma'j

ma''j Ff a'j

a''j

aj

G

vj ma'j

ma''j Ff

a'j

a''j aj

Fig.12. 41 Diagrama cinematică pentru transportul oscilant cu presioune variabilă

t O

A

B

a2

v1 v2

v,a

piège direct piège retour


174

Puterea de acţionare se calculează având în vedere componenta necesară pentru deplasarea materialului şi cea necesară accelerării maselor oscilante .

Transportoarele vibrante sunt o variantă modernă a transportoarelor inerţiale cu presiune variabilă, fiind dispozitivele de manipulare cele mai utilizate la automatele de montaj. Caracteristica acestor transportoare este amplitudinea mică şi frecvenţa mare a oscilaţilor.

Vibratorul constituie un sistem oscilant excitat cu frecvenţa ω şi care are frecvenţa proprie ωo, determinată de caracteristicile susţinerii elastice şi masa materialului. La rezonanţă se obţine amplitudinea maximă cu un consum minim de energie. Practic însă funcţionarea la rezonanţă este evitată, deoarece regimul de lucru este instabil. Dimensionarea transportului se face respectând condiţia ω<ωo, relizându-se astfel proprietăţi optime de reglaj. La aglomera-rea materialului frecvenţa proprie are tendinţa de scădere. Prin apropierea de rezonanţă, ampli-tudinea vibraţiei creşte ceea ce duce la o funcţionare normală. La scăderea masei de material, frecvenţa proprie creşte, sistemul se depărtează de rezonanţă, deci amplitu-dinea scade. Mişcarea se face în salturi succesive, prin electro-magneţi al căror miez se montează pe jgheab (fig.12.43.a.), sau

elemente cu excentric (fig.l2.43.b,c).

Exemplu:

Caracteristica de avans a vibratorului (fig.12.44), se defineşte prin raportul

dintre acceleraţia verticală a deplasări materialului pe jgheabul vibratorului şi

acceleraţia gravitaţională:

απ= sinafg

4A 2

2

unde: f - frecvenţa

oscilaţilor;

a - amplitudinea oscilaţilor;

α - unghiul de înclinare al lamelelor elastice în poziţia de repaus.

Dacă: A > 1 – mişcarea materialului se face corect prin salt;

A < 1 – materialul nu avansează (vibraţie pură).

Ele funcţionează pe baza forţelor inerţiale imprimate particulelor de

material prin mişcarea alternativă. Din această cauză se mai numesc şi

transportoare inerţiale.

Asigură o funcţionare sigură pentru materialele nelipicioase, permiţînd

deplasarea materialelor cu temperaturi înalte. Permite descărcarea materialului în

puncte intermediare pe traseu, prin orificii prevăzute în fundul jgheabului şi sortare

prin site montate pe jgheab.

Nu se utilizează la transportul materialelor cu grad mare de fărâmiţare,

permite transportul numai pe orizontală sau în coborâre, produc zgomote şi mult praf

dacă nu sunt acoperite, transmit vibraţii instalaţiilor învecinate, etc.

.

Fig.12.43Transportor vibrant

a

b

c

Fig.12.44 Explicatiă mişcare

T

α v2

A


175

Să ne reamintim...

Transportoarele gravitaţionale, asigură deplasarea sarcinii sub acţiunea componentei greutăţii în direcţia deplasării, fiind simple din punct de vedere constructiv, au exploatare şi întreţinere uşoară, dar prezintă dezavantajul unui gabarit mare şi utilizare numai la coborâre.

Transportoarele elicoidale (snecuri), asigură deplasarea sarcinilor într-un jgheab închis, împins de suprafaţa elicoidală a snecului, care produce forţa axială de transport. Se folosesc la transportul materialelor pe orizontală, pe plan înclinat şi vertical, fiind echipamente simple ieftine şi uşor de exploatat.

Transportoarele oscilante, asigură deplasarea sarcinii prin mişcarea ,,du-te vino" a jghebului purtător de sarcină, care determină alunecarea sarcinii pe fundul jghebului, în variant cu presiune constantă sau presiune variabilă.

Transportoarele vibrante sunt o variantă modernă a transportoarelor inerţiale cu presiune variabilă, fiind dispozitivele de manipulare cele mai utilizate la automatele de montaj.

12.5. Transportoare pneumatice

12.5.1. Construcţia transportoarelor pneumatice Principiul transportorului pneumatic constă în asigurarea deplasării particulelor solide

(praf, deşeuri, etc.) de la locul de captare la punctele de separare şi apoi a aerului curăţat în at-mosferă, sau asigură deplasarea şi conducerea corpurilor (materiale finite, semifinite, produse mici dar numeroase) cu ajutorul unui curent de aer, între diverse puncte de depozitare, prelu-crare sau consum. Pentru deplasarea corpurilor solide (materiale vărsate, pulverulente) într-un mediu de aer trebuie ca între extremităţile conductei să existe o diferenţă de presiune, care să creeze un curent de aer cu o viteză mai mare decât viteza la care materialul pluteşte în aer.

Transportoarele pneumatice prezintă o serie de avantaje şi anume : asigură etanşeitatea echipamentului înlăturând pierderile de material; asigură condiţii superioare de protecţie a muncii; sunt compacte, iar conductele pot urmări trasee complexe ca formă în spaţiu; procesul de încărcare şi descărcare se poate automatiza; se poate realiza transport la distanţe destul de mari (până la 2 Km, la transportoarele fixe şi 50 m la transportoarele mobile) şi înălţimi de ridicare până la 100 m; cheltuieli mici de exploatare şi întreţinere; permit o combinare a transportului materialelor cu operaţii tehnologice.

Dezavantajele acestor transportoare sunt: consum relativ mare de energie; uzarea rapidă a pieselor în cazul transportului materialelor abrazive; necesitatea purificării aerului uzat înainte de evacuarea lui în atmosferă.

Transportoarele pneumatice se compun din guri de captare a prafului ori a produselor (de tip prin absorbţie sau prin ejecţie) sau sorburi, conducte pentru transportului aerului şi particulelor sau materialelor, ventilatoare, compresoare sau pompe de vid şi separatoare de particule solide (praf sau produse).

Gurile de captare (sorburile), trebuie să aibă anumite dimensiuni minime pentru a nu se înfunda iar materialul din care sunt confecţionate trebuie să reziste la acţiuni chimice, abrazive, la temperaturi ridicate, etc. Conductele din transportoarele pneumatice prezintă unele particularităţi iată de conductele obişnuite precum : execuţia conductelor se va face cât mai


176

atent pentru a fi etanşe şi a împiedica aspirarea unei mari cantităţi de aer fals; conducta principală se recomandă să fie montată cu pantă, astfel ca la oprirea transportorului praful să se scurgă la capătul acesteia; lungimea acesteia în cazurile uzuale nu va fi prea mare (ca ordin de mărime se recomandă să nu depăşească circa 30 m în cazul aerului încărcat cu praf); diametrul conductelor de aer nu poate fi mai mic de 80 mm pentru praf mărunt, 100 mm pentruparticule obişnuite, 130 mm pentru praf şi bucăţi de material, etc.

În funcţie de amestecul material aer, transportoarele pneumatice pot fi cu concentraţii mari şi foarte mari, medii şi mici.

Transportoarele pneumatice cu concentraţii mari şi foarte mari se compun de regulă dintr-o sursă de aer comprimat, o conductă de transport, un ejector pentru introducerea materialului şi un siloz decantor. Aerul introdus cu ajutorul unui compresor (sau de la o altă sursă hidropneumatică) realizează fluidizarea materialului, micşorând frecarea particulelor de material şi făcând posibilă transportarea lor. Productivitatea unor asemenea transportoare este de 150-200 t/h, pe distanţe până la 1500 - 2000 m şi sunt utilizate cu precădere pentru transportul cimentului, prafului de calcar, apatitei, prafului de cărbune, zahărului, sării, cerealelor, boabelor de cafea, etc.

Transportoarele pneumatice cu concentraţii medii realizează deplasarea materialelor cu greutate specifică mai mică (borhot de sfeclă de zahăr, tocătură de lemn, etc) pe distanţe de până la câteva sute de metrii. Construcţia lor este identică cu cea a transportoarelor pentru concentraţii mari şi foarte mari.

Transportoarele cu concentraţii mici sunt numeroase, corespunzător materialului transportat sau schemei de transport adoptată (transportoare pneumatice cu transport direct, indirect, în releu, mobile, individuale, arborescente, cu puncte colectoare sau cu colector central). în general aceste transportoare servesc la asigurarea condiţiilor normale de lucru în incinte, fiind constituite în marea lor majoritate din transportoare pneumatice de desprăfuire; separarea prafului de aer realizându-se de cele mai multe ori în două trepte.

În funcţie de amplasarea maşinilor hidropneumatice şi a treptelor de separare rezultă următoarele scheme :

- sistem de separare în subpresiune (cu vaccum sau cu aspiraţie), la care o parte din aerul încărcat cu particule nedepuse în prima treaptă este trecută printr-o a doua treaptă de separare. Ambele separatoare semontează pe aspiraţia maşinii de hidropneumatice (ventilator, compresor sau pompă cu vid). Debitul de aer care trece prin treapta a doua reprezintă 7 - 8 % din debitul total al instalaţiei.

- sistem de separare în suprapresiune (cu refulare sau cu aer comprimat), la care maşina hidropneumatică absoarbe aerul din instalaţie şi-1 trimite primul separator;

- sisteme de separare în subpresiune şi suprapresiune (mixte), la care maşina hidropneumatică este intercalată pe circuitul secundar (trepta a doua).

Transportorul pneumatic cu aspiraţie (fig.12.45.), este compus din pompa de vid 1, (centrifugă sau cu piston) care produce la capătul conductei îndreptul punctului de descărcare, o presiune sub cea atmosferică, gurile de aspiraţie (sorburile) 2, prin care este aspirat aerul din atmosferă, sorburile 9 pentru material, conductele 3, separatorul (desprăfuitorul) 4, în care viteza curentului de aer scade brusc şi particulele de material de depun în mare parte la baza separatorului, de unde prin gura de golire 5, prevăzută cu o ecluză (roată celulară) care asigură


177

etanşeitatea, descarcă la locul de utilizare. Instalaţia este prevăzută de asemenea cu filtrul 6 în care se depune restul de material, care se descarcă prin ecluza 7, din coşul 8 de evacuare a aerului în atmosferă. Transportorul se poate folosi la încărcături uşoare şi distante de transport mici, deoarece depresiunea realizată este de ordinul (0,4 ...0,5)-1O5 N/m2. Transportoarele prin aspiraţie permit absorbţia materialului din mai multe puncte şi descărcarea într-unui singur.

Transportorul pneumatic prin refulare (fig. 12.46) se compune din compresorul 1, rezervorul de aer 2 pentru egalizarea presiunii, alimentatorul cu material 3 prevăzut cu dispozitiv pentru reglarea debitului, conducte metalice de refulare 4, separatoarele 5, prevăzute cu gurile de descărcare 6, filtrele 7, cu gurile de descărcare 8 şi conductele de evacuare a aerului 9.

Materialul pulverulent introdus în conductă, din pâlnia de alimentare, cu ajutorul unor roţi celulare este antrenat de aerul refulat de compresor, care trebuie să aibă o anumită viteză. în separator viteza aerului se micşorează brusc şi materialul se depune, putând fi evacuat prin gura de descărcare. Restul particulelor care mai sunt antrenate de aer, se depun în filtru, iar aerul curat este evacuat în atmosferă.

Aceste transportoare sunt recomandate pentru încărcarea materialului dintr-un punct şi

descărcarea lui în mai multe puncte, folosindu-se conducte ramificate. Deoarece presiunea din conducte este mai mare (6- IO5 N/m2) aceste transportoare se pot folosi la transportul materialelor grele şi pe distante mari.

Transportorul pneumatic mixt (fig. 12.47), funcţionează prin aspiraţie pe o parte şi prin refulare pe cealaltă parte, ambele părţi lucrând cu acelaşi exhaustor. Se compune din gura de aspiraţie (sorbul) 1, conductele de aspiraţie 2, separatorul 3 cu gura de descărcare 4, filtrul 5 cu

Fig.12.46 Ttransportor pneumatic cu refulare

1

3

aer + praf

4

2

6

9

aer

5

7

8

Fig.12.45 Ttransportor pneumatic cu aspiraţie

2

1

4

5

3

9

8 7

6

3


178

gura de descărcare 6, exhaustorul 7, rezervorul egalizator 8, separatorul 9 cu gura de descărca-re 10, filtrul 11 cu gura de descărcare 12 şi conductele de evecuare a aerului în atmosferă 13.

Instalaţia permite absorbţia din mai multe puncte şi descărcarea într-unui sau mai multe puncte. Materialul transportat prin aspiraţie şi depus în separatorul 3 este introdus din nou în conducta de suprapresiune şi transportat la separatorul 9, din care se descarcă în locul indicat. înainte de a fi aspirat de exhaustorul 7 aerul este curăţat în filtrul 5.

Transportorul de piese pe distante mici şi moderate se poate realiza prin conducte sau în tuburi (fig. 12.48). Acest tip de transport necesită o conductă 1 (sau mai multe conducte) prin care sunt propulsate containerele 2 de către ventilatoarele de înaltă presiune 3. Deplasarea containerelor se realizează prin depresiune sau prin presiune. Conducta sau tubul de transport trebuie să fie perfect etanş, să fie prevăzut cu un sistem de încărcare 4 şi sisteme de descărc

are 5, echipamente pentru alimentare cu energie şi control, cu funcţionare automată. Viteza containerelor în tub este în funcţie de viteza aerului v0, şi de timp. Consumul de energie prezintă minime în funcţie de viteza aerului, respectiv de diametrul tubului. Optimizarea

energetică a transportului prin conducte presupune cunoscute: distanta, debitul, configuraţia traseului şi a convoiului de containere precum şi alegerea soluţiei care conduce la un consum minim de energie. Din compararea preţului de cost energetic pe tonă-kilometru, pentru transportul în tub cu alte variante de transport rezultă eficienta transportului în tuburi, în special pe distante mici.

12.5.2. Calculul transportoarelor pneumatice

Calculul transportoarelor pneumatice constă în determinarea parametrilor şi a dimensiunii conductelor, efectuându-se diferenţiat după cum conductele sunt verticale sau orizontale (fig. 12.49). Calculul teoretic al tuturor parametrilor nu este însă posibil, datorită formei neregulate a particulelor de material transportate cu curentul de aer. Datorită acestui lucru, este larg utilizată experienţa obţinută în proiectarea acestor instalaţii prin care se impune sau se alege productivitatea, schema conductelor cu indicarea traseelor orizontale, verticale şi înclinate, numărul şi tipul coturilor cât şi a robinetelor. Este necesară şi determinarea căderilor de presiune din separator, ciclon, filtru şi instalaţia de alimentare.

Fig.12.48 Transport prin tub

5

1 2 3 4

Fig.12.47 Ttransportor pneumatic mixt

1

2 3 4

5 6

9

8 7

13

10

11

12


179

Particulele de material se aşează în curentul de aer astfel ca să opună o secţiune transversală pe direcţia mişcării cât mai redusă. Studiul condiţiilor necesare pentru ca particula solidă să rămână în suspensie se face separat pentru conducte verticale sau orizontale.

În procesul de transport pneumatic particulele materialului au greutatea G şi introduse într-un curent de aer sunt supuse unei forţe T care acţionează în sensul curentului de aer, de

forma: g2

vS

g2

vAKT a

2paa

0

γλ+

γ=

în care:A - este secţiunea transversală medie a unei particule;

S - suprafaţa laterală a particulei; Ko - coeficientul de rezistenţă a particulei în funcţie

de diametrul particulei şi de numărul lui Reynolds; λ - coeficientul de rezistanţă;

va - viteza curentului de aer; γa - greutatea specifică a curentului de aer; g - acceleraţia gravitaţională. Dacă se neglijază pierderea de greutate a particulei care pluteşte în aer, ecuaţia mişcării

devine: GTag

G −=

unde: a - acceleraţia particulei. Pentru ca o particulă să fie transportată ascendent (fig.l2.49.a), trebuie să fie

îndeplinită condiţia: T > G şi a > 0.

Din condiţia de mai sus rezultă expresia vitezei aerului: ( )SAK

g2

Gv

0a

a

λ+γ

>

Din condiţia T = G şi a = 0, rezultă viteza de plutire Vs, viteză la carematerialul poate sta suspendat în curentul de aer.

Pentru a < 0 şi T > G, particula de material cade. în practica curentă se obişnuieşte să se indice valori de calcul pentru diferitele materiale, valori determinate pe bază de experiment. Viteza de plutire pentru o particulă cu o formă oarecare se poate calcula cu relaţia:

a

mp

d4,22Cv

γγ⋅⋅

=

unde: d - diametrul unei sfere de greutate specifică şi greutate totală egale cu ale particulei considerate; γm - greutatea specifică a particulei; γa - greutatea specifică a aerului; c - coeficient determinat de diagrama granulometrică. Pentru ca materialul să fie transportat, viteza aerului în conductă, Va trebuie să fie mai

mare decât viteza de plutire, respectiv va > vp. Diferenţa celor două viteze furnizează viteza vm,

cu care se mişcă materialul în conductă: pam vvv −=

În conductele orizontale procesul de deplasare al particululor este mai complicat. O particulă de greutate G se va deplasa pe o traiectorie rezultată din compunerea celor două viteze

Fig.12.49 Schema de calcul a vitezei de plutire

F

G S

A

a

G

F

b


180

(de cădere, datorită gravitaţiei şi de înaintare datorită forţei T dezvoltată de curent) până atinge partea inferioară a conductei pe care începe să se rostogolească (fig.l2.49.b). Datorită turbioanelor şi a forţei de ciocnire cu pereţii conductei, particulele se ridică din nou şi procesul se reia rezultând o mişcare în salturi succesive, din ce în ce mai mici, fiind posibilă rămânerea particulei pe fundul canalului dacă viteza curentului nu este suficient de mare.

Deducerea pe cale teoretică a vitezei materialului transportat ridică destule probleme, de aceea se recurge la stabilirea ei pe cale experimentală.

La transportoarele pneumatice prin aspiraţie, viteza aerului la intrarea în conductă se

alege pe baza criteriului economic sau de optimalitate la valorile: ( ) pa v8,2...5,2v =

iar pentru transportoarele pneumatice prin refulare: ( ) pa v4,1...1,1v =

Concentraţia amestecului p, (raport gravimetric) condiţionează funcţionarea tran-sporttrului şi este raportul dintre greutatea materialului transportat Gra şi greutatea aerului de

transport G„, care trece în aceeaşi unitate de timp printr-un punct al conductei, adică: a

m

G

G=µ

Valoarea concentraţiei amestecului este diferită în funcţie de material: µ ≤ 0,2 la transportul materialelor fine pe distante mici; µ = 0,2 ÷ 0,5 la transportul materialelor uşoare având γm = 150...500 Kgf/m3; µ = 0,5 ÷ 5 la transportul materialelor având ym < 1000Kgf/m3, sau pentru transport pe distanţe mici şi medii ; µ ≥ 5 la transportul materialelor grele sau pe distante mari.

În funcţie de raportul de volume a aerului şi materialului, concentraţia amestecului se

poate exprima cu relaţia: a

m

γδγ

=µ , unde: δ - diluţia amestecului.

Consumul de aer în unităţi de volume este: a

aa

GQ

γ=

Cunoscând viteza de curgere a aerului va şi consumul de aer Qa timp de o oră, se poate

calcula cu ajutorul ecuaţiei de continuitate diametrul necesar al conductei: a

a

v

Q4D

π=

Se recomandă ca diametrul conductei să fie mai mare de 2...2.5 ori decât mărimea maximă a bucăţilor de material transportat.

În timpul deplasării, materialul şi aerul întâmpină rezistente statice, dinamice şi datorită diferenţelor de nivel. Circulaţia amestecului material-aer produce în conducte pierdereri mai mari decât în cazul circulaţiei aerului.

Căderea de presiune datorită rezistenţelor statice se poate calcula cu relaţia:

( )∑ ⋅=∆n

1s lRp

unde: ( )'dg2

v

g2

v

d

'

g2

v

d'RRR a

2aa

2aa

2a

a λ+λγ

=γλ+

γλ=+=

unde: Ra - pierderea de sarcină prin frecare a aerului; R' - pierderea suplimentară datorată materialului ;

µλ=λ am' - coeficientul de rezistenţă a amestecului;


181

amλ - coeficient de rezistenţă la mişcare a amestecului (λam= 0,02);

1 - lungimea conductei Ţinând seama de coeficientul λ' putem scrie pierderea de sarcină liniară sub forma:

µλ

λ+= am

a 1RR

În practică se preferă folosirea unei relaţii de calcul de forma: ( )µ+= 1a K1RR

unde: K1 - coeficient determinat de natura materialului (0,25..0,64), Căderea de presiune datorată rezistenţelor dinamice (pierderea de sarcină locală) este

dependentă de natura materialului şi se poate determina exact numai pe cale experimentală. În mod aproximativ se poate exprima similar ca fiind pierderea de sarcină liniară:

( ) ( )µ+=µ+γ

=∆ ∑∑ 1

n

1a1

n

1

a2a

d K1ZK1g2

vp

unde: Za - pierderea de sarcină locală în cazul aerului; m - numărul de robinete şi coturi. Intrucât, între momentul introducerii materialului în conductele de transport şi

atingerea vitezei de regim există o perioadă de accelerare (timp în care particula parcurge lungimea de accelerare), apare necesară cunoaşterea pierderii de sarcină necesară accelerării materialului dată de formula:

( )mmfm

a vvAg

Gp −=∆

unde: G - greutatea materialului: A - secţiunea conductei; vmf > vmf - vitezele materialului iniţială şi finală. În cazul deplasării pe verticală a materialului, este necesară determinarea căderii de

presiune datorită diferenţei de nivel:

+γ=∆

m

pan v

v1Hp

unde H este înălţimea de ridicare. Ventilatorul (compresorul) va trebui să asigure o presiune care să acopere toate pierderile

de sarcină din transportul pneumatic respectiv:

nads)comp(vent ppppH ∆+∆+∆+∆=

şi un debit de aer: calcul)comp(vent L1,1L ⋅=

Puterea motorului necesară pentru antrenarea ventilatorului (compresorului) se

determină cu relaţia: ( )

η=

AvHP acompvent , unde: T; - este randamentul ventilatorului sau al

compresorului (0,55...0,75).

Studiaţi normativele şi prescripţiilor ISCIR cu privire la utilizarea utilizarea sistemelor de transport continuu.


182

Să ne reamintim... Principiul de funcţionare a transportorului pneumatic constă în asigurarea

deplasării particulelor solide de la locul de captare la punctele de separare şi apoi a aerului curăţat în atmosferă, sub acţiunea unui curent de aer. În funcţie de amplasarea maşinilor hidropneumatice şi a treptelor de separare rezultă următoarele scheme: sistem de separare în subpresiune (cu vaccum sau aspiraţie; sistem de separare în suprapresiune (cu refulare sau cu aer comprimat); sisteme de separare în subpresiune şi suprapresiune (mixte). Transportorul de piese pe distante mici şi moderate se poate realiza în conducte sau în tuburi.

Calculul transportoarelor pneumatice constă în determinarea parametrilor şi a dimensiunii conductelor, efectuându-se diferenţiat după cum conductele sunt verticale sau orizontale.

U12.5. Rezumat

Transportoarele cu element flexibil, sunt utilizate în liniile tehnologice cu grad avansat de automatizare, pentru alimentarea posturilor de lucru cu semifabrica-te şi pentru transferul ansamblurilor şi subansamblurilor în procesul tehnologic.

Transportorul cu bandă se foloseşte pentru deplasarea pe orizontală sau pe plan înclinat a sarcinilor, transportate sub un unghi care nu trebuie să fie mai mare decât unghiul pentru care acestea încep să alunece pe bandă sub propria greutate. Viteza transportorului, este determinată de lăţimea benzii şi natura materialului transportat, alegerea corectă a vitezei de transport influenţând productivitatea transportorului.

Rezistenţa specifică la mişcare a benzii pe ramura plină este determinată de: deformarea curentului de material; rotirea rolelor în lagăre; presarea stratului de cauciuc de către rolă; încovoierilor benzii. În zonele de schimbare a unghiului de înclinare a transportorului, în care curbura este în sus, apar sarcini suplimentare pe role.

Efortul din banda Si într-un punct oarecare, este egal cu efortul din punctul anterior la care se adaugă rezistenţele la mişcare Wi-1,i dintre două puncte successive. După calcularea puterii necesare acţionării, în cazul a două tobe motoare, pentru a folosi întreaga capacitate de transmisie prin frecare, raportul între cuplurile de antrenare M1 şi M2, respectiv între puterile instalate P1, şi P2 a celor două tobe. La acţionarea instalaţiilor de transport continuu cu funcţionare în medii grele de lucru (şocuri dinamice, sarcini mari, materiale cu abrazivitate, etc), se foloseşte ca organ flexibil de tracţiune lanţul.

Transportoarele cu plăci au o largă utilizare în automatizarea proceselor tehnologice, servind manipulării sarcinilor granuloase sau individuale, având ca organ flexibil de tracţiune lanţul de zalele căruia se fixează plăcile alcătuind un tablier continuu mobil, care poartă sarcina.

Transportoarele cu cupe sunt destinate transportului sarcinilor vărsate, de orice granulase, asigurând deplasarea fără mărunţirea sarcinilor, cu realizarea de trasee în plan orizontal, vertical sau înclinat, fără transbordări intermediare.

Elevatoarele cu cupe sunt instalaţii destinate tranportului pe verticală, sau apropiată de vertical, fiind compuse din roată de activare, organul flexibil de tracţiune,


183

cuple, secţiunile de încărcare şi descărcare, construcţia metalică. Organul de tracţiune flexibil poate fi lanjul sau bara la care se fixează rigid cuplele. Transportoarele cu raclete sunt utilizate pentru manipularea sarcinilor vărsate de orice granulaţie. Transportoarele cu raclete pot fi cu ramura superioară încărcată sau cu ramura inferioară încărcată.

Transportoarele suspendate se utilizează în general în realizarea fluxurilor de transport din liniile automate de fabricaţie, pentru transportul sarcinilor individuale cu asigurarea traseului pe unul sau mai multe niveluri.

Transportoarele fără element flexibil de tracţiune, asigură transmiterea forţei necesare deplasării sarcinii prin însăşi construcţia echipamentului respectiv. Deplasarea se realizează pe piese de reazeme (cilindrii, tuburi, jgheaburi, role, etc.) prin alunecare sau rulare, care preiau apăsarea produsă de greutatea sarcinii şi de părţile mobile ale transportorului.

Transportoarele gravitaţionale, asigură deplasarea sarcinii sub acţiunea componentei greutăţii în direcţia deplasării, fiind simple din punct de vedere constructiv, nu consumă energie, au exploatare şi întreţinere uşoară, dar prezintă dezavantajul unui gabarit mare şi utilizare numai la coborâre.

Transportorul elicoidal (snecul), asigură deplasarea sarcinilor într-un jgheab închis, împins de suprafaţa elicoidală a snecului, care produce forţa axială de transport. Se folosesc la transportul materialelor pe orizontală, pe plan înclinat şi vertical şi asigură transportul fără pierderi, datorită construcţiei închise, cu posibilitatea încărcării şi descărcării în diferite puncte ale traseului.

Transportoarele oscilante, asigură deplasarea sarcinii prin mişcarea ,,du-te vino" a jghebului purtător de sarcină, care determină alunecarea sarcinii pe fundul jghebului, realizate în variant cu presiune constantă sau presiune variabilă. Mişcarea alternativă de este transmisă jgeabului de dispozitivul de acţionare. Pentru ca prin mişcarea alternativă a jgheabului, sarcina să se deplaseze într-o singură direcţie, este necesar să existe o diferenţă între forţele de frecare ce apar în cele două sensuri de mişcare.

Transportoarele vibrante sunt o variantă modernă a transportoarelor inerţiale cu presiune variabilă, fiind dispozitivele de manipulare utilizate la automatele de montaj.

Principiul transportorului pneumatic constă în asigurarea deplasării particulelor solide de la locul de captare la punctele de separare şi apoi a aerului curăţat în at-mosferă, sau asigură deplasarea şi conducerea corpurilor cu ajutorul unui curent de aer.

În funcţie de amplasarea maşinilor hidropneumatice şi a treptelor de separare rezultă următoarele scheme: sistem de separare în subpresiune (cu vaccum sau aspiraţie; sistem de separare în suprapresiune (cu refulare sau cu aer comprimat); sisteme de separare în subpresiune şi suprapresiune (mixte). Transportorul de piese pe distante mici şi moderate se poate realiza în conducte sau în tuburi. Calculul transportoarelor pneumatice constă în determinarea parametrilor şi a dimensiunii conductelor, efectuându-se diferenţiat după cum conductele sunt verticale sau orizontale


184


1. Explicaitaţi particularităţile constructive ale transportoarelor continuui. 2. Principiul de funcţionare al al transportoarelor cu bandă. Exemplificaţi. 3. Explicaitaţi mărimile caracteristice pentru calculul rezistenţelor pe partea plină. 4. Explicitaţi mărimile caracteristice pentru calculul rezistenţelor pe partea goală. 5. Principiul de funcţionare al transportoarelor fără organ flexibil. Exemplificaţi. 6. Explicitaţi condiţiile de funcţionare corectă a transportoarelor gravitaţionale. 4. Explicitaţi condiţiile de funcţionare a transportoarelor cu presiune variabilă. 5. Explicitaţi condiţiile de funcţionare a transportoarelor cu presiune constantă. 6. Care sunt tipurile de transportoare pneumatice? 7. Care sunt particularităţile de calcul ale transportoarelor pneumatice?

Temă de control

Realizaţi un studiu de caz, de maxim 5 pagini, care să conţină argumentări

privind „Utilizarea transportoarelor cu organ flexibil de tracţiune la automatizarea

transportului”.







5 Crişan, I., Dobre, N., Automatizarea montajului în construcţia de maşini, Editura Tehnică, Bucureşti, 1979.

6 Marian, I., Transport minier, Editura Tehnică, Bucureşti, 1978.





185

Instalaţii de ridicat şi transportat BIBLIOGRAFIE

1. Alecsandrov, M.P., Materials handling equipement, English translation, Mir Publishers,

1981.

2. Alămoreanu, M., Iofcea D., Album de desene şi elemente tipizate pentru maşini de ridicat şi transportat, Partea a II-a, ediţia I, I.C.B.1982.

3. Antonio, Miravete, Aparatos de elevacion y transporte, Universidad de Zaragoza, 1994.

4. Blănarum M., Steinberg I., Gherghel D., Mecanizarea transporturilor în întreprinderile din industria uşoară, Editura Tehnică, Bucuresti, 1967.

5. Boleanţu, L., Babeu, T., Probleme de maşini de ridicat, Institutul Politehnic Traian Vuia Timişoara, 1968.

6. Boleanţu, L., Babeu T., Culegere de materiale pentru documentare la maşini de ridicat, IP Timişoara, 1969.

7. Boleanţu, L., Babeu, T., Instalaţii de transport uzinal, Institutul Politehnic Traian Vuia Timişoara, 1975.

8. Boteanu, N., DegeratuP., Manolea Gh., Instalaţii de ridicat şi transportat, reprografia Universităţii din Craiova, 1997.

8. Boteanu,N., Comanda optimală a instalaţiilor de transport cu bandă, teză de doctorat, Petrosani,2002.

9. Boteanu, N., Echipamente şi linii tehnologice, Editura Universitaria, Craiova, 2005.

10. Boţan, N.V., s.a., Acţionarea electrică a macaralelor şi podurilor rulante, Editura Tehnică Bucureşti, 1968.

11. Braşovan, M., s.a., Acţionări electrice. Aplicatii industriale, Editura Tehnică Bucuresti, 1978.

12. Crăciunoiu, V., ş.a., Ascensoare electrice, Editura Tehnică, Bucureşti, 1966.

13. Crişan, I., Dobre, N., Automatizarea montajului în construcţia de maşini, Editura Tehnică, Bucureşti, 1979.

14. Crişan, I., Drăgănoiu, GH., Predoi, A., Sistemae flexibile de montaj cu roboţi şi manipulatoare, Editura Tehnică, Bucureşti, 1981.

15. Cuciureanu, C., Mateescu, D., Ascensoare electrice, Editura Tehnică, Bucutrşti,1985.

16. Cselenyi, I., Die Planung der TUL- procese beim Einsatz von Robotem under dem besonderen Aspekt der uberwachungsfreien Fertigung Hebezeugeund Fordmittel, Berlin, 1987.

17. Dragos, D., s.a. Macarale şi mecanisme de ridicat. Indrumator pentru construcţie, exploatare şi verificare, Editura Tehnică, Bucureşti, 1978.

18. Felfoldi, L., Anyagmozgatasi Kezikonyv M.K., Budapest, 1975.

19. Ilies, Ligia, s.a., Sistemul de transport containerizat, Editura Dacia Cluj-Napoca, 1988.

20. Marian, I., Transport minier, Editura Tehnică, Bucureşti, 1978.

21. Mihăilescu, St., s.a., Maşini de construcţii. vol.1,2, Editura Tehnică, Bucureşti, 1975.

22. Mijajlovih, L., s.a., Diyalice osnov, Gradina, Nis, 1989.

23. Olariu, V., Apostol, E., Maşini de ridicat şi de transportat, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1963.


186

24. Pană, Gh., s.a., Maşini de tracţiune şi de ridicat pentru construcţia căilor de comunicaţii . Institutul de Construcţii Bucureşti, 1985.

25. Platon,V., Sisteme avansate de producţie, Editura Tehnică, Bucureşti,1990.

26. Rudenko, N., Materials Handling Equipement, Moscova, 1964.

27. Sandoval, V., Introduction et mise en œuvre, Edition Hermès, 1993.

28. Sârbu, L., Elemente pentru calculul braţelor telescopice de macara, Mecanizarea Construcţiilor, nr.4, 1986.

29. Sewald, R., Katz, I., Tehnica securităţii la maşinile de ridicat, Editura Tehnică, Bucureşti, 1961.

30. Segal, H., Maşini de ridicat şi de transportat pentru construcţii , Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1966.

31. Segal, H., s.a., Macarale pentru construcţii. INCERC- vol 1 şi 2, Redacţia publicaţilor pentru construcţii, Bucureşti, 1975.

32. Seracin, E., Utilajul electromecanic al intreprinderilor industriale, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1973.

33. Seracin, E., s.a., Proiectarea acţionării electrice a podurilor rulante şi macaralelor, Centrul de multiplicare U.T. Timisoara, 1994.

34. Spivakovski, A.O., Rudenko N.F. Maşini de ridicat şi de transportat, Editura tehnică, Bucureşti, 1953.

36. Tauber, B.A., Maşini de ridicat şi de transportat în industria forestieră, Editura Tehnică, Bucureşti, 1956.

37. Ullman,D.G., The Mechanical Design Process, McGraw-Hill Inc.,1992.

38. Vaţă, I., s.a., Maşini de ridicat în construcţii. Exploatare, întreţinere, reparaţii, Editura Tehnică, Bucureşti, 1989.

39. *** Automatisation en levage, Bulletin Technique, Telemecanique.

40. *** Îndrumar pentru construcţia şi exploatarea macaralelor, ISCIR, Editura Tehnică, Bucureşti, 1965.

41. *** ICPMRTU Timişoara. Fişe tehnice de documentare pentru maşini de ridicat.

42. *** ICPEHR Filiala Timişoara. Fişe tehnice de documentare.

43.*** Colecţia de standarde în domeniul instalaţiilor de ridicat şi transport.

44. *** Electric Railways in United Europe.

45. *** MicroBasic, Dossier Technique, Mecanismos y accesorios.

46. *** Railway Gazette Int.

47. *** Revue Général de Chemin de Fer.

48. *** www.manutation.fr.

49. *** www.equipement/remouter mécaniques. fr.

50. *** wanadoo.fr/freinage.


187

Anexă

PRESCRIPŢII ŞI STANDARDE

A.1. Prescripţii generale

Instalaţiile de ridicat şî transportat fac parte din categoria „maşini industriale” şi trebuie să satisfacă cerinţele esenţiale de sănătate şi securitate în funcţionare prevăzute în Hotărârea Guvernului României nr. 119/2004 şi prevederile prescripţiilor tehnice aplicabile, cu precizările făcute de la caz la caz, atât maşinilor de ridicat şi componentelor de securitate destinate acestora introduse pe piaţă şi puse în funcţiune înainte de 1 iulie 2004 cât şi celor introduse pe piaţă şi puse în funcţiune după această dată. Autoritatea tehnică ce asigură punerea în aplicare şi respectarea prevederilor din prezenta prescripţie tehnică este ISCIR (Inspecţia de Stat pentru Controlul Cazanelor, Recipientelor sub Presiune şi Instalaţiilor de Ridicat), care, în conformitate cu prevederile Hotărârii Guvernului nr. 1.340/2001, cu modificările şi completările ulterioare, este organ de specialitate cu personalitate juridică în subordinea Ministerului Economiei şi Comerţului având ca principal obiect de activitate asigurarea în numele statului a protecţiei utilizatorilor şi securitatea în funcţionare a instalaţiilor în categoria cărora se încadrează şi maşinile de ridicat.

Fiecare maşină de ridicat trebuie să aibă afişate vizibil şi lizibil, astfel încât să nu poată fi şterse, următoarele: denumirea producătorului şi adresa acestuia; marcajul de conformitate CE sau CS; seria/tipul şi anul de fabricaţie; parametrii de funcţionare. Conţinutul inscripţionării şi locul de amplasare se stabilesc prin documentaţia tehnică de însoţire a echipamentului.

Spaţiul de siguranţă între gabaritul maşinii de ridicat şi gabaritul de liberă trecere trebuie să fie lăsat liber.Spaţiile de siguranţă minime care trebuie să fie asigurate sunt: a) spaţiul de siguranţă superior: 100 mm; b) spaţiul de siguranţă lateral: 100 mm; c) spaţiul de siguranţă pe orizontală: 500 mm; d) spaţiul de siguranţă inferior pe verticală: 200 mm.

La maşinile de ridicat care lucrează în aer liber, pe căi de rulare situate la nivelul solului, trebuie să se asigure un spaţiu de siguranţă minim de 500 mm, care să urmărească întregul contur al gabaritului maşinii de ridicat. Acelaşi spaţiu de siguranţă se va asigura şi la maşinile de ridicat similare care funcţionează în hale sau clădiri acoperite, cu precizarea că spaţiul de siguranţă superior trebuie să fie de minim 100 mm.

În cazul în care producătorul prevede alte valori pentru spaţiile de siguranţă, acestea se vor justifica tehnic şi se vor lua toate măsurile de siguranţă compensatorii necesare. În cazul prezenţei unor instalaţii montate în câmpul de lucru al maşinii de ridicat, se admite ocolirea acestora prin dirijarea sarcinii pe un traseu bine determinat. Nu se admite utilizarea maşinii de ridicat în următoarele situaţii: a) nu este asigurată vizibilitatea pentru manevrant asupra zonei de lucru;


188

b) nu sunt asigurate condiţiile tehnice pentru ca macaragiul/stivuitoristul/manevrantul să poată inspecta şi verifica maşina de ridicat şi calea de rulare înainte de începerea lucrului;

c) suprafaţa pe care se deplasează macaragiul/stivuitoristul/manevrantul prezintă denivelări, aglomerări de obiecte sau instalaţii de natură să îi pună în pericol sănătatea şi integritatea corporală.

Evaluarea tehnică se poate efectua, la solicitarea scrisă a proprietarilor, conform prevederilor legale, de către:

a) organisme de certificare, conform Hotărârii Guvernului nr. 2.139/2004; b) organisme de inspecţie tehnică abilitate conform HG nr. 2.139/2004; c) persoane juridice autorizate de ISCIR-INSPECT, denumite în continuare „evaluatori”, care activează în domeniul maşinilor de ridicat.

Evaluarea tehnică se va finaliza cu un raport tehnic. Responsabilităţile privind efectuarea evaluării tehnice în condiţii corespunzătoare şi privind corectitudinea rezultatelor obţinute revin în totalitate organismelor de certificare, organismelor de inspecţie tehnică sau evaluatorilor autorizaţi de ISCIR-INSPECT, după caz. Autorizarea evaluatorilor se va face conform prevederilor art. 227-235. Evaluatorul nu trebuie să fie implicat în montarea, mentenanţa şi exploatarea maşinii de ridicat care face obiectul evaluării tehnice.

Condiţiile tehnice specifice privind utilizarea macaralelor sunt: - Viteza maximă pentru deplasarea macaralelor, de 50 m/min, este permisă în cazul

comenzilor de la sol numai în condiţii optime de deplasare a macaragiului (culoare de trecere în permanenţă libere, fără cotituri bruşte, de lăţime suficientă, fără denivelări bruşte ale pardoselii, cu o bună vizibilitate a întregului câmp de lucru etc.).

- Nu se admite utilizarea macaralelor cu comandă de la sol la transportul de metal topit dacă nu au fost proiectate şi construite special în acest scop.

- Pentru evitarea accidentelor la macaralele turn utilizate pe şantierele de construcţii, se va asigura între poziţia limită superioară a sarcinii şi cel mai înalt nivel de lucru un spaţiu liber de minim 2 m. Dacă această condiţie nu poate fi îndeplinită, un observator amplasat corespunzător va fi prezent, obligatoriu, pentru a da semnalele necesare.

- La podurile rulante cu grinzi de capăt circulabile, accesul de la calea de rulare la podul rulant se va face numai în dreptul podestelor podului rulant.

Condiţii tehnice specifice privind utilizarea stivuitoarelor sunt: - La stivuitoarele care manipulează obiecte mici, nepaletizate sau necontainerizate,

elementele purtătoare de sarcină trebuie să fie echipate cu un spătar vertical care să împiedice o eventuală cădere a sarcinii sau a unei părţi din sarcină peste stivuitorist, atunci când catargul este înclinat la maxim spre spate.

- Stivuitoarele trebuie să fie prevăzute cu dispozitiv de blocare împotriva folosirii de persoane neautorizate.

- Căile de circulaţie pentru stivuitoare autopropulsate, cu înclinare mai mare de 3°, se vor marca.

La translatoare stivuitoare trebuie să fie respectate următoarele spaţii de siguranţă: a) spaţiul de siguranţă superior, până la elementele cele mai de jos ale plafonului, să

fie de cel puţin 75 mm; b) spaţiul de siguranţă inferior, până la podea, să fie de cel puţin 50 mm;


189

c) spaţiul de siguranţă pe orizontală, faţă de rafturi, să fie de cel puţin 50 mm.

Condiţii tehnice specifice privind utilizarea platformelor ridicătoare sunt: - Nu se admite folosirea platformelor ridicătoare pe timp de noapte, dacă nu sunt

asigurate condiţiile de iluminat corespunzătoare. - Nu se admite acţionarea bruscă a comenzilor sau inversarea sensului de mişcare

înainte de oprirea completă a platformei ridicătoare. - Nu se admite folosirea platformei ridicătoare de manevranţi neinstruiţi şi neautorizaţi. - Nu se admite manevrarea platformei ridicătoare fără echipament de protecţie

individual adecvat condiţiilor de muncă (centură de siguranţă, cască de protecţie etc.). - Nu se admite utilizarea platformei ridicătoare la alte temperaturi decât cele prevăzute

de producător. - Nu se admite utilizarea platformei ridicătoare dacă peretele pe care se sprijină

prezintă proeminenţe periculoase, de care s-ar putea eventual agăţa, sau conductori electrici. - Nu se admite deplasarea pe orizontală a platformei ridicătoare cu platforma ridicată

sau cu braţul extins.

Condiţii tehnice specifice privind utilizarea elevatoarelor pentru vehicule sunt: - Poziţionarea vehiculului trebuie să fie centrată pe axa elevatorului, cu motorul spre

braţul scurt. - Poziţia braţelor trebuie să fie astfel fixată încât pragurile sau lonjeroanele vehiculului

să se sprijine pe mijlocul tamponului de cauciuc. - Se va controla zona de lucru a elevatorului pentru a verifica dacă nu sunt persoane

sau obiecte care ar putea fi antrenate în mişcare cu ocazia ridicării vehiculului. - După preluarea sarcinii şi începerea urcării până când roţile se ridică deasupra

pardoselii, se va întrerupe mişcarea pentru a se verifica: a) poziţionarea corectă a vehiculului în punctele de susţinere; b) blocarea braţelor în poziţiile de lucru. - Acţionarea comenzii pentru coborârea vehiculului nu se va face decât după

asigurarea că în zona periculoasă nu există persoane sau obiecte. - Nu este permisă staţionarea persoanelor în cabina vehiculului în timp ce acesta se află

pe elevator. - Orice anomalie observată în timpul funcţionării elevatorului impune scoaterea

imediată din funcţiune. Reluarea lucrului nu este admisă decât după remedierea defecţiunii şi efectuarea unor verificări.

- În timpul cursei de ridicare/coborâre nu se admite comanda repetată scurtă de pornire/oprire care poate conduce la desincronizarea braţelor elevatorului.

- Căruciorul portbraţe trebuie să fie coborât de fiecare dată până la limita inferioară pentru ca dispozitivul de ungere a şurubului să se scufunde în rezervorul de ulei.

- În cazul deteriorării piuli ţei de ridicat, sarcina este menţinută în siguranţă, în orice poziţie s-ar afla, de piuliţa de siguranţă. O nouă ridicare nu este posibilă. Piuliţa de siguranţă permite coborârea sarcinii prin acţionarea manuală a şurubului.


190

A.2. Standarde

A2.1. Standarde generale

SR EN 292-1:1996 Securitatea maşinilor. Concepte de bază, principii generale de proiectare. Partea 1: Terminologie de bază, metodologie

SR EN 292-2+A1:1998 Securitatea maşinilor. Concepte de bază, principii generale de proiectare. Partea 2: Principii şi condiţii tehnice

SR EN 294:1997 Securitatea maşinilor. Distanţe de securitate pentru prevenirea pătrunderii membrelor superioare în zonele periculoase

SR EN 349:1996 Securitatea maşinilor. Distanţe minime pentru prevenirea strivirii părţilor corpului uman

SR EN 418:1996 Securitatea maşinilor. Echipament pentru oprirea de urgenţă, aspecte funcţionale. Principii de proiectare

SR EN 614-1:1997 Securitatea maşinilor. Principii ergonomice de proiectare. Partea 1: Terminologie şi principii generale

SR EN 719:1995 Coordonarea sudării. Sarcini şi responsabilităţi SR EN 811:2000 Securitatea maşinilor. Distanţe de securitate pentru prevenirea

pătrunderii membrelor inferioare în zone periculoase SR EN 954-1:2000 Securitatea maşinilor. Părţi referitoare la securitatea din sistemele de

comandă. Partea 1: Principii generale de proiectare SR EN 982:2001 Securitatea maşinilor. Cerinţe de securitate referitoare la sistemele de

acţionare hidraulice şi pneumatice şi la componentele acestora. Hidraulică

SR EN 1050:2000 Securitatea maşinilor. Principii pentru aprecierea riscului SR EN 1070:2001 Securitatea maşinilor. Terminologie SR EN 60204-1:2000 Securitatea maşinilor. Echipamentul electric al maşinilor. Partea 1:

Cerinţe generale SR EN 60529:1995 Grade de protecţie asigurate prin carcase (Cod IP) SR EN 60529:1995/ A1:2003

Grade de protecţie asigurate prin carcase (Cod IP)

SR EN 60947-5-1:2001 Aparataj de joasă tensiune. Partea 5: Aparate şi elemente de comutaţie pentru circuite de comandă. Secţiunea 1: Aparate electromecanice pentru circuite de comandă

SR EN 60947-5-1:2001/ A1:2001

Aparataj de joasă tensiune. Partea 5: Aparate şi elemente de comutaţie pentru circuite de comandă. Secţiunea 1: Aparate electromecanice pentru circuite de comandă

SR EN 61000-6-1:2003 Compatibilitate electromagnetică (CEM). Partea 6-1: Standarde generice. Imunitatea în medii rezidenţiale, comerciale şi uşor industrializate

SR EN 61000-6-3:2003 Compatibilitate electromagnetică (CEM). Partea 6-3: Standarde generice. Standard de emisie pentru mediile rezidenţiale, comerciale şi uşor industrializate

SR EN 61000-6-4:2003 Compatibilitate electromagnetică (CEM). Partea 6-4: Standarde generice. Standard de emisie pentru mediile industriale

SR ISO 1074:1994 Cărucioare elevatoare cu furcă, cu contragreutate. Încercări de stabilitate

SR ISO 2330:2000 Cărucioare elevatoare cu furcă. Braţe de furcă. Caracteristici tehnice şi încercări

SR ISO 3691+A1:1997 Cărucioare autopropulsate. Reguli de securitate


191

SR ISO 4301-1:1994 Instalaţii de ridicat. Clasificare. Partea 1: Generalităţi SR ISO 4301-2:1994 Instalaţii de ridicat. Clasificare. Partea 2: Macarale mobile SR ISO 4301-3:1996 Instalaţii de ridicat. Clasificare. Partea 3: Macarale turn SR ISO 4301-4:1997 Instalaţii de ridicat. Clasificare. Partea 4: Macarale cu braţ SR ISO 4301-5:1994 Instalaţii de ridicat. Clasificare. Partea 5: Poduri rulante şi macarale

portal SR ISO 4302:1998 Instalaţii de ridicat. Încărcări determinate de acţiunea vântului SR ISO 4304:1994 Instalaţii de ridicat, altele decât macaralele mobile şi macaralele

plutitoare. Condiţii generale privitoare la stabilitate SR ISO 4305:1994 Macarale mobile. Verificarea stabilităţii SR ISO 4306-1:1998 Instalaţii de ridicat. Vocabular. Partea 1: Generalităţi SR ISO 4306-2:1998 Instalaţii de ridicat. Vocabular. Partea 2: Macarale mobile SR ISO 4306-3:1996 Instalaţii de ridicat. Vocabular. Partea 3: Macarale turn SR ISO 4310:1996 Instalaţii de ridicat. Reguli şi metode de încercare SR ISO 5053:1997 Cărucioare de manipulare autopropulsate. Vocabular SR ISO 5766:1994 Cărucioare cu furcă deasupra lonjeronului şi cărucioare cu platformă

de mare înălţime. Încercări de stabilitate SR ISO 5767:1996 Cărucioare de manipulare care funcţionează în condiţii speciale de

stivuire, cu catargul înclinat spre înainte. Încercări suplimentare de stabilitate

SR ISO 7296-1:1994 Poduri rulante şi macarale. Simboluri grafice. Partea 1: Generalităţi SR ISO 7363:1998 Instalaţii de ridicat. Caracteristici tehnice şi documente de acceptare SR ISO 7752-1:1996 Instalaţii de ridicat. Organe de comandă. Amplasare şi

caracteristici. Partea 1: Principii generale SR ISO 7752-2+A1:1996

Instalaţii de ridicat. Organe de comandă. Amplasare şi caracteristici. Partea 2: Amplasare şi condiţii de bază pentru macarale mobile

SR ISO 7752-3:1999 Instalaţii de ridicat. Organe de comandă. Amplasare şi caracteristici. Partea 3: Macarale turn

SR ISO 7752-4:1996 Instalaţii de ridicat. Organe de comandă. Amplasare şi caracteristici. Partea 4: Macarale cu braţ

SR ISO 7752-5:1996 Instalaţii de ridicat. Organe de comandă. Amplasare şi caracteristici. Partea 5: Poduri rulante şi macarale portal

SR ISO 8306:1994 Instalaţii de ridicat. Poduri rulante şi macarale portal. Toleranţele instalaţiilor de ridicat şi ale căilor de rulare

SR ISO 8566-1:1996 Instalaţii de ridicat. Cabine. Partea 1: Generalităţi SR ISO 8566-3:1997 Instalaţii de ridicat. Cabine. Partea 3: Macarale turn SR ISO 8566-5:1996 Instalaţii de ridicat. Cabine. Partea 5: Poduri rulante şi macarale

portal SR ISO 8686-5:2000 Instalaţii de ridicat. Principii de calcul ale încercărilor şi ale

grupărilor de încercări. Partea 5: Poduri rulante şi macarale portal SR ISO 9373:1997 Instalaţii de ridicat şi echipament asociat. Condiţii de exactitate la

măsurarea parametrilor pe durata încercărilor SR ISO 9374-1:1997 Instalaţii de ridicat. Informaţii care trebuie furnizate.

Partea 1: Generalităţi SR ISO 9374-4:1997 Instalaţii de ridicat. Informaţii care trebuie furnizate.

Partea 4: Macarale cu braţ SR ISO 9374-5:1997 Instalaţii de ridicat. Informaţii care trebuie furnizate.

Partea 5: Poduri rulante şi macarale portal SR ISO 9926-1:1994 Instalaţii de ridicat. Instruirea conductorilor. Partea 1: Generalităţi


192

SR ISO 9928-1:1994 Instalaţii de ridicat. Manual pentru uzul conductorilor. Partea 1: Generalităţi

SR ISO 9942-1:1999 Instalaţii de ridicat. Etichete de informare. Partea 1: Generalităţi

SR ISO 10245-1:1999 Instalaţii de ridicat. Limitatoare şi indicatoare. Partea 1: Generalităţi

SR ISO 11662-1:2000 Macarale mobile. Determinarea experimentală a performanţelor macaralelor. Partea 1: Sarcini de basculare şi raze de acţiune

STAS 8018-80 Construcţii pentru susţinerea căilor de rulare ale macaralelor şi podurilor rulante. Prescripţii generale

A.2.2. Standarde pentru funcţionare în medii cu potenţial exploziv

SR EN 50014:1995 Aparatură electrică pentru atmosfere potenţial explozive. Prescripţii generale

SR EN 50016:2000 Aparatură electronică pentru atmosfere potenţial explozive. Aparatură presurizată “p”

SR EN 50028:1995 Echipamente electrice pentru atmosfere potenţial explozive. Încapsulare “m”

SR CEI 50281-1-1:2003 Aparatură electrică destinată utilizării în prezenţa prafului combustibil. Partea 1-1: Aparatură electrică protejată prin carcase. Construcţie şi încercare

SR CEI 50281-1-2:2003 Aparatură electrică destinată utilizării în prezenţa prafului combustibil. Partea 1-2: Aparatură electrică protejată prin carcase. Alegere, instalare şi întreţinere

SR EN 61241-2-2:1999 Aparatură electrică destinată utilizării în prezenţa prafurilor combustibile. Partea 2: Metode de încercare. Secţiunea 2: Metodă de determinare a rezistivităţii electrice a straturilor de praf

instalatii de ridicat si transportat - n. boteanu

Documents