B.1. Cabluri din otel. Tipuri constructive. Clasificare. Cablurile de oţel sunt organe flexibile alcătuite dintr-un ansamblu de sârme şi/sau toroane, grupate prin înfăşurare în jurul unei inimi de oţel, într-unul sau mai multe straturi concentrice. Toronul (fig.1.1) sau cablul simplu, este constituit dintr-un mănunchi de sârme răsucite în jurul unei inimi centrale, într-un singur strat sau în mai multe straturi concentrice. Sârmele pot fi de acelaşi diametru sau de diametre diferite. De obicei, un strat este format din sârme de acelaşi diametru.

Inima cablului reprezintă partea centrală, metalică sau nemetalică a cablului, în jurul căreia se înfăşoară sârmele sau toroanele lui. Inima centrală poate fi vegetală, sintetică, minerală sau metalică.

Inima vegetală este confecţionată din fibre dure naturale (sisal, manila) sau din fibre moi (cânepă, bumbac, iută) şi asigură o mare flexibilitate a cablului, o ungere din interior a acestuia, întrucât este impregnată iniţial cu lubrifiant neutru şi asigură o amortizare a şocurilor în funcţionare.

Inima sintetică se confecţionează din fibre sintetice (nylon, capron) sau textile sintetice (poliamidă, polietilenă, polipropilenă) şi îndeplineşte aceleaşi funcţii ca şi inima vegetală.

Inima minerală se confecţionează din fibre de azbest neimpregnate în unsori consistente şi este frecvent întâlnită la cablurile care lucrează în medii cu temperaturi înalte.

Inima metalică se confecţionează din aceeaşi sârmă din care este confecţionat şi cablul, având forma unui toron de aceeaşi construcţie cu cea a cablului. Se utilizează în cazul în care cablul este supus unor solicitări transversale mari şi reduce flexibilitatea acestuia.

Operaţia de înfăşurare în formă de spire elicoidale a sârmelor în toroane sau a toroanelor pe inima cablului, poartă denumirea de cablare.

Fig.1.1.Secţiunea transversală printr-un

toron

a b cFig.1.2.Secţiunea transversală prin cabluri simple

Din punct de vedere al modului de înfăşurare, în secţiune transversală, cablurile pot fi: simple, duble şi triple.Cablul simplu este alcătuit dintr-un singur toron înfăşurat în jurul unei inimi centrale. În funcţie de construcţia

stratului exterior, cablurile simple pot fi: deschise, semideschise şi închise (fig.1.2).Cablurile simple deschise au stratul exterior format numai din sârme de secţiune circulară (fig.1.2.a). Cablurile simple semideschise au stratul exterior format din sârme profilate care alternează cu sârmele de secţiune

circulară, astfel încât împreună formează osuprafaţă cilindrică care asigură o închidere relativă a straturilor interioare (fig.1.2.b).

Cablurile închise au stratul exterior format din sârme profilate, dispuse în aşa fel încât să formeze o suprafaţă cilindrică cât mai netedă, asigurând în acest mod obună închidere a straturilor interioare (fig.1.2.c).

Cablurile duble sunt alcătuite din mai multe cabluri simple înfăşurate în jurul unei inimi centrale. Ele pot fi de construcţie normală, flexibilă şi concentrică (fig.1.3). Denumirea cablului rezultă din faptul că în afară de sârmele centrale ale toroanelor, toate celelalte sârme componente sunt de două ori înfăşurate în elice: odată în jurul axei toronului şi a doua oară împreună cu toronul în jurul cablului.

a) construcţia normală b) construcţie flexibilă c) construcţia concentrică;Fig.1.3 Cabluri compuse duble

Cablurile de construcţie normală sunt cablurile obţinute prin înfăşurarea unui singur strat de toroane pe o inimă centrală. Toroanele pot fi construite din sârmă de oţel de acelaşi diametru (fig.1.3.a) sau de diametre diferite (fig.1.4), iar inima poate fi vegetală, minerală sau metalică.

Cablurile de construcţie normală cu toroane formate din sârmă de diametre diferite pot fi de construcţie Seale, construcţie Warington şi construcţie Filler.

La cablurile de construcţie Seale (fig.1.4.a), fiecare toron este alcătuit dintr-o sârmă centrală groasă peste care se înfăşoară un strat sau două straturi de sârme groase care se aşează în adânciturile dintre sârmele subţiri ale stratului precedent.

La cablurile de construcţie Warington (fig.1.4.b), între sârmele ultimului strat al fiecărui toron sunt intercalate sârme de diametru mai mic.

La cablurile de construcţie Filler (fig.1.4.c), sârmele de diametru mai mic sunt intercalate între sârmele cu diametru mai mare ale straturilor interioare ale toroanelor.

a) Construcţie Seale b) Construcţie Warington c) Construcţie FillerFig.1.4.Cabluri compuse duble, de construcţie normală, cu toroane din sârme de diametre diferit

Cablurile triple sunt cabluri care se obţin prin înfăşurarea mai multor cabluri duble în jurul unei inimi centrale şi pot fi de construcţie normală sau concentrică (fig.1.5).

Fig.1.5.Cablu compus, construcţie triplă

Sârmele utilizate la confecţionarea cablurilor de oţel sunt realizate prin trefilare, din oţel carbon de calitate, mărcile OLC 35, OLC 45, OLC 55 şi OLC 60. Acestea se execută fie cu suprafaţa în stare neacoperită, mată, fie în stare acoperită în scopul protecţiei împotriva coroziunii, în una din variantele: zincată înainte de trefilare sau zincată trasă (zt), zincată cu strat gros de zinc (G), zincată electrolitic (g) şi stanată (S).

Din punct de vedere al sensului de înfăşurare al stratului exterior al cablului, (adică sensul de înfăşurare al sârmelor şi al toroanelor din acest strat exterior), se deosebesc două sensuri de cablare:

a) cablare pe stânga, simbolizată cu litera “s” b) cablare pe dreapta, simbolizată cu “z”.

Aceste simbolizări provin de

a) cablare stânga; b) cablare dreaptaFig.1.6.Sensuri de cablare

la direcţia în care sunt îndreptate spirele cablului când acesta este privit în poziţia verticală (fig.1.6). Toroanele pot avea, funcţie de cerinţele de exploatare, diferite moduri de înfăşurare în cablu şi anume: S/z; Z/z; S/s; Z/s şi Z/sz. Notaţiile au următoarele semnificaţii: prima literă arată sensul de înfăşurare al toronului în cablu, iar cea de-a doua literă sensul de înfăşurare al sârmei în toron.

Cablarea paralelă este atunci când sensul de înfăşurare al toronului coincide cu sensul de înfăşurare al sârmelor în toroane (fig.1.7.a,b).

Cablarea în cruce se obţine atunci când sensul de înfăşurare al toroanelor esteinvers sensului de cablare al sârmelor din toroane (fig.1.7.c,d).

Cablarea mixtă este atunci când toroanele au sensul de înfăşurare pe dreapta sau pe stânga, iar sensul de înfăşurare al sârmelor din toroane este atât pe stânga cât şi pe dreapta, alternând succesiv (fig.1.7.e).

a) cablare paralelă dreapta (Z/) b) cablare paralelă stânga (S/s)

c) cablare în cruce Z/s d) Cablare în cruce S/z

e) cablare mixtă Z/sz şi S/szFig.1.7.Tipuri de cablări

Stabilirea relaţiei pentru calculul tensiunii maxime din sârmele cablului, reprezină o problemă dificilă din cauza complexităţii stării de solicitare a acestuia.

Particularităţile constructive şi caracterul solicitărilor cablurilor în timpul exploatării, determină apariţia în cabluri a unor fenomene complexe, datorită cărora tensiunea maximă din sârmele cablului poate fi determinat analitic numai cu oarecare aproximaţie.

B.2. Metode folosite in calculul cablurilor.Reflectă atât problemele de rezistenţă ale cablurilor în exploatare cât şi problemele referitoare la durata de serviciu a acestora. Se cunosc două metode de calcul a cablurilor: o metodă bazată pe rezistenţa admisibilă a materialului sârmelor din care este confecţionat cablul şi o metodă bazată pe calcule de durabilitate a cablului în exploatare.

B.3. Calculul cablurilor din otel prin metoda rezistentelor admisibile. Constă în determinarea secţiunii transversale a cablului ţinând seama de valoarea rezistenţei admisibile a oţelului din care este executat cablu. Metoda este propusă de Reuleuax, corectată de Bach şi ţine seama atât de solicitarea la întindere, cât şi de solicitarea la încovoiere produsă de înfăşurarea cablului pe organele de ghidare şi acţionare; aceste două solicitări au valoare semnificativă în comparaţie cu celelalte două (răsucirea şi presiunea de contact), care se neglijează în calcule. Tensiunea normală de întindere care apare în cablu se determină cu relaţia:

(1.1)

în care:S – forţa de tracţiune în ramura cea mai încărcată a cablului, [N];A – aria secţiunii transversale nete a cablului, [mm2];Pentru determinarea tensiunii normale de încovoiere, se consideră cazul simplificat, când o singură sârmă cu

diametru se înfăşoară peste o rolă de deviere cu diametrul D (fig.1.8).

Fig.1.8 Schema de calcul a tensiunii normale de încovoiere

Lungimea fibrei exterioare a sârmei este:

în care: D – diametrul rolei de ghidare a cablului, [mm]; - diametrul sârmei [mm];

- unghiul de înfăşurare,

[grade].

Înainte de încovoiere, această fibră a avut o lungime egală cu lungimea axei neutre a porţiunii înfăşurate, adică:

Alungirea fibrei considerate este:

Întrucât: , se consideră şi vom avea .

În baza legii lui Hooke, avem:

(1.2)

în care: - modulul de elasticitate longitudinal al materialului sârmei.

Această tensiune calculată se corectează cu un coeficient care ţine seama de toate sârmele din componenţa cablului. După Bach, acest coeficient se ia egal cu 3/8, astfel că formula de calcul (1.2) devine:

(1.3)

Tensiunea maximă din cablu este:

(1.4)

Din relaţia (1.4) se deduce aria secţiunii transversale necesară a cablului:

în care:r – rezistenţa la tracţiune a materialului sârmelor, [N/mm2];

c – coeficient de siguranţă, [-];

- raportul dintre diametrul sârmei din cablu şi diametrul nominal al tamburului de sau al rolelor de înfăşurare, [-];

Se adoptă: , pentru tamburi; , pentru role.

Diametrul nominal Drolă se calculează cu ajutorul relaţiei (1.5) funcţie de diametrul nominal al cablului d.(1.5)

în care:h1 – coeficient funcţie de grupa de funcţionare a mecanismului şi de tipul constructiv al cablului; e1 = 13 … 28;

h2 – coeficient funcţie de numărul de îndoiri ale cablului ; h2 = 1…1,25;d – diametrul nominal al cablului, [mm];Diametrul nominal Dtobă al tobelor se calculează cu ajutorul relaţiei (1.6) funcţie de diametrul nominal al cablului d.

(1.6)în care: e1 – coeficient funcţie de construcţia cablului; e1 = 18 … 30;

e2 – coeficient funcţie de modul de înfăşurare al cablului; e2 = 0,75…1;d – diametrul nominal al cablului, [mm];

B.4. Prezentarea principalelor solicitari care apar in cabluri si cauzele care determina aparitia acesora in exploatare.Principalele solicitări care apar în cabluri sunt:

- întinderea care apare datorită sarcinii utile care este ridicată sau coborâtă;- încovoierea, ce apare datorită înfăşurării cablului pe organele de ghidare;

- răsucirea, datorită tendinţei sârmelor cablului de a se desrăsuci; - presiunea de contact, datorită presiunii exercitate de sârmele alăturate din cablu.

B.5. Imbinarea si fixarea capetelor cablurilor.

a)Cablu cu matisare

b)Cablu cu ochet şi matisarea capetelor cablului

c)Cablu cu ochet şi prindere cu cleme

Fig.1.9.Îmbinarea capetelor cablurilor cu ajutorul ocheţilor

Îmbinarea capetelor cablurilor se realizează fie prin matisare, fie cu ajutorul ocheţilor, prin matisarea capetelor cablului sau prin prindere cu cleme.

Îmbinarea prin matisare constă în împletirea toroanelor unui cablu cu cele ale cablului care se înnădeşte, după ce în prealabil au fost îndepărtate inimile (fig.1.9.a).

Datorită faptului că îmbinarea cablurilor prin matisare reduce durata de exploatare a cablului, acest mod de îmbinare nu se utilizează la cablurile pentru ridicare.

Sistemul de îmbinare cu ajutorul ocheţilor este cel mai simplu mod de îmbinare al cablurilor. Capetele cablurilor care se înădesc sunt prevăzute cu câte un

Fig.1.10 Fixarea cablului prin manşon şi despletire

Fig.1.11 Fixarea cablului cu manşon şi pană conică

ochet, care se introduce unul în celălalt. Ochetul se confecţionează din oţel sau din fontă în scopul protejării cablului împotriva deteriorării. Pentru montarea ochetului, cablul se aşează în canalul prevăzut la periferia acestuia, iar capătul liber al cablului se solidarizează cu partea activă a acestuia prin matisare (fig.1.9.b) sau cu ajutorul clemelor (fig.1.9 c.). Pentru matisarea capătului scurt al cablului acesta se despleteşte în toroane se înlătură inima centrală, apoi se trec toroanele succesive unele printre celelalte.

Porţiunea împletită este înfăşurată apoi cu sârmă moale pe lungimea l = 400 mm, la cablurile cu diametrul sub 12 mm şi pe lungimea l = 700 mm la cablurile cu diametrul peste 12 mm.

Distanţa dintre cleme şi numărul acestora se alege în funcţie de diametrul cablului conform tabelului 1.1.

Tabelul 1.1

Diametrul cablului [mm]

Numărul clemelor

Distanţa între cleme [mm]

Sub 11,02 80

11,1 15,5 3 10015,6 20,5 4 12020,6 25,5 5 15025,6 28,0 6 18028,1 34,5 7 230

Fixarea capetelor cablurilor se poate realiza prin intermediul manşoanelor, prin despletirea capetelor cablului (fig.1.10) sau prin prinderea acestuia cu pană conică (fig.1.11).

Pentru fixarea cablului prin intermediul manşonului, cu despletirea toroanelor cablului, se înlătură inima centrală, iar capetele sârmelor se îndoaie în formă de cârlig şi se introduc în manşon. Se toarnă apoi în manşon un aliaj de cositor sau plumb. În prealabil sârmele cablului se decapează pentru a asigura priza prin compoziţie.

Fixarea cablului prin intermediul manşonului cu pană prezintă avantajul unei montări şi demontări mai rapide. Manşonul se execută din oţel turnat având o formă tronconică.

Pana de fixare are executat pe extremităţi un canal în care se aşează cablul. Fixarea capătului cablului se realizează prin strângerea acestuia între corpul manşonului şi canalul penei. Cu cât forţa de tracţiune este mai mare cu atât strângerea cablului este mai puternică.

Fixarea capetelor cablurilor prin metodele menţionate mai sus asigură o bună prindere a acestora.

B.6. Lanturi. Tipuri constructive, clasificare si calculul lanturilor sudate si articulate. Lanţurile reprezintă o altă categorie de organe flexibile de tracţiune, suspendare şi legare, frecvent utilizate la utilajele metalurgice.

Din punct de vedere constructiv lanţurile pot fi: lanţuri sudate şi lanţuri articulate (cu eclise şi bolţuri).Lanţurile sudate (fig.1.12) sunt alcătuite din zale de formă ovală, executate din oţel prin îndoire şi sudare cap la cap.

Lanţurile sudate pentru tracţiune sunt standardizate conform STAS 1528-68. Din punct de vedere al toleranţelor de execuţie deosebim: lanţuri calibrate şi lanţuri necalibrate. Din punct de vedere

al lungimii zalelor deosebim: lanţuri cu zale scurte şi lanţuri cu zale lungi.Lanţurile calibrate pot fi atât cu zale scurte, cât şi cu zale lungi şi sunt caracterizate prin toleranţe mai strânse ale

pasului. Ele sunt destinate să lucreze pe roţi sau tobe profilate cu locaşuri. Lanţurile necalibrate pot fi şi ele cu zale scurte sau lungi; sunt caracterizate prin toleranţe mai largi ale

pasului şi a lăţimii exterioare. Aceste lanţuri sunt destinate să lucreze pe roţi sau tobe profilate fără locaşuri sau dinţi. Zalele acestor lanţuri nu se mai recalibrează, dimensiunile lor rămânând aşa cum rezultă din execuţia iniţială.

Fig.1.12.Schema constructivă a lanţului sudat

Lanţurile cu zale scurte sunt formate din zale cu pasul de 2,5…3 ori mai mare decât diametrul nominal d al oţelului rotund din care este confecţionat, iar cele cu zale lungi au pasul de 3,5 ori mai mare decât diametrul nominal d al oţelului din care este confecţionat.

Avantajul lanţurilor sudate constă în preţul scăzut şi flexibilitatea mare în toate direcţiile, care permite ghidarea lor pe roţi şi tobe cu diametre mici.

Dezavantajul lanţurilor sudate constă în siguranţa scăzută în exploatare, uzură rapidă a suprafeţelor zalelor în contact, precum şi caracterul neuniform al mişcării (elasticitate redusă a lanţului, care duce la o funcţionare cu şocuri). Aceste dezavantaje limitează utilizarea lanţurilor la viteze sub 1 m/s.

În cazurile izolate, lanţurile sunt folosite ca organe flexibile de tracţiune la palane simple pentru mecanismele de ridicare. În acest caz, se folosesc lanţuri cu zale scurte calibrate care permit reducerea diametrelor roţilor de acţionare, iar încovoierea zalelor la înfăşurarea lor peste role sau tobe este mai mică. În mod obişnuit, lanţurile sudate se utilizează numai pentru atârnarea sarcinilor de cârlig.

Calculul lanţurilor sudate se realizează pe baza sarcinii de rupere.Zalele lanţurilor sudate sunt considerate ca fiind bare cu axă curbă şi din punct de vedere al forţelor exterioare ele

sunt static nedeterminate. Din acest motiv, calculul exact al lanţurilor sudate prezintă dificultăţi.Sarcina de rupere este dată de relaţia (1.7):

, (1.7)în care: c – coeficient de siguranţă la tracţiune ale cărui valori sunt date în tabelul 1.2.

S – forţa de tracţiune efectivă din lanţ [N].

Tabelul 1.2

Felul acţionării Tipul lanţului c

manualănecalibrat 3,0

mecanică necalibrat 6,0manuală calibrat 4,5mecanică calibrat 8,0lanţuri de legare 6,0

Deoarece în calcul s-a neglijat solicitarea la încovoiere a zalei lanţului, care apare la înfăşurarea lanţului pe role sau tobe, se recomandă ca diametrul nominal al rolelor şi tobelor să se aleagă în funcţie de modul de acţionare, astfel:

D 20d – cazul acţionării manuale;

D 30d – cazul acţionării mecanice.

Lanţuri cu eclise şi bolţuriLanţurile cu eclise şi bolţuri (fig.1.13) sunt alcătuite din plăcuţe, legate articulat cu ajutorul unor bolţuri. Ele

se utilizează ca organe pentru ridicarea sarcinilor la palanele cu acţionare manuală şi mecanismele de ridicare cu acţionare mecanică, cu o capacitate mare şi cu viteze mici de ridicare.

Fig.1.13. Lanţ cu eclise şi bolţuriÎn comparaţie cu lanţurile sudate, lanţurile cu eclise şi bolţuri au avantajul unei siguranţe mai mari în exploatare şi

uzură mai redusă a suprafeţelor în contact Dezavantajul lanţurilor cu eclise şi bolţuri constă în flexibilitatea redusă la un singur plan, construcţie complexă (deci, preţ de cost mai ridicat), sensibilitate la medii umede şi cu praf.

Lanţurile cu eclise şi bolţuri sunt cunoscute şi sub denumirea de lanţuri Galle. Eclisele lanţului se execută prin ştanţarea din tablă de oţel cu un conţinut ridicat de carbon sau din tablă din oţeluri aliate de cementare. Fixarea lanţurilor articulate se face prin intermediul eclisei mai mari şi a unui bolţ cu diametrul mărit fixat în această eclisă.

Calculul lanţurilor articulate cu eclise şi bolţuri se efectuează pe baza sarcinii minime de rupere cu relaţia:, (1.8)

în care: S – forţa de tracţiune care acţionează asupra lanţului, [N];c – coeficientul de siguranţă la tracţiune.

B.7. Role pentru ghidarea cablurilor-constructie. Modalitati de montare a rolelor pe axe. Rolele de cablu sunt organe pentru dirijarea cablurilor din oţel şi se execută în construcţie turnată din fontă sau oţel, precum şi în construcţie mixtă, prin sudarea elementelor componente: butucul, spiţele şi obada. Ele prezintă avantajul unei înfăşurări normale şi sigure a cablului, precum şi un contact favorabil al acestuia cu rola. În fig.1.14 se prezintă construcţia rolelor turnate şi sudate. Obada roţii este prevăzută cu un canal al cărui profil asigură o bună conducere a cablului şi exclude posibilitatea de înţepenire respectiv uzura rapidă a cablului.

Inima rolelor de cablu poate fi plină, prevăzută cu goluri de uşurare sau prevăzută cu nervuri şi goluri, funcţie de diametrul lor.

a) rola turnată b) rolă sudată

Fig.1.14 Role de ghidare pentru cabluri

Dimensiunile caracteristice ale rolelor de cablu sunt acelea care determină forma şi mărimea profilului canalului pe care se înfăşoară cablul, profilul ale cărui dimensiuni sunt stabilite prin STAS 3208-72, în funcţie de diametrul cablurilor de înfăşurare (fig.1.15).

Rolele pentru cabluri se montează pe o osie, fie prin intermediul unei bucşe de bronz sau fontă, fie pe lagăre de rostogolire cu rulmenţi. La dispozitivele care lucrează la sarcini mici, rola poate fi montată direct pe osie fără a se mai folosi bucşe. Presiunea admisibilă între bucşe şi osie are valoarea cuprinsă între p a = 4…6 N/mm2 pentru bucşe executate din fontă şi pa = 10…15 N/mm2 pentru bucşe executate din bronz.

Fig.1.15. Profilul canalelor rolelor pentru cabluri

Montarea rolelor pe osii cu ajutorul rulmenţilor se impune la zonele greu accesibile cum ar fi de exemplu, rolele montate la capătul superior al unui braţ de macara. Osia se confecţionează din oţel şi se dimensionează la încovoiere, forţa ce acţionează asupra osiei reprezentând rezultanta efortului S din cele două ramuri ale cablului. Lungimea butucului roţii se alege constructiv:

[mm]. Soluţiile uzuale de montaj ale rolelor de cablu sunt indicate în fig.1.16. La montajul rolelor trebuie să se acorde o atenţie deosebită aşezării cablurilor faţă de planul rolei spre a evita contactul dintre cablu şi bordura rolei, întrucât aceasta creează

posibilitatea de cădere a cablului de pe rolă. Acest lucru se impune deoarece nu întotdeauna este posibilă menţinerea ramurilor cablului în planul rolei.

a – cu posibilitatea oscilării în jurul osiei; b – cu plăci de protecţie contra căderii cablului.Fig.1.16. Montajul rolelor

Montajul rolelor se poate face cu posibilitatea oscilării în jurul osiei (fig.1.16.a) şi cu plăci de protecţie contra căderii cablului (fig.1.16.b).

B.8. Calculul randamentului rolelor. Se efectuează luând în considerare pierderile care rezultă în funcţionarea ansamblului, pe de o parte datorită rigidităţii cablului şi pe de altă parte datorită frecărilor din lagărele rolelor.

Fig.1.17. Deformarea cablului pe rolă în mişcare

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 se deplasează spre exterior faţă de poziţia lui teoretică, cu o anumită distanţă 1, iar ramura de cablu care se desfăşoară se deplasează aproximativ cu aceeaşi distanţă spre interior 2, deoarece cablul, datorită frecării interioare caută să-şi păstreze forma iniţială (fig.1.17).Considerând condiţia de echilibru a rolei, tensiunea din ramura cablului care se desfăşoară, va trebui să fie

mai mare cu o valoare “s” decât tensiunea din ramura cablului care se înfăşoară, tocmai pentru a învinge rezistenţa datorată rigidităţii cablului şi care se opune deformării sale în punctul de înfăşurare şi desfăşurare.

Din condiţia de echilibru a rolei, rezultă:

(1.9)

de unde obţinem valoarea lui s:

, (1.10)

în care: s – rigiditatea cablului, [N]S – tensiunea care apare în ramura cablului care se desfăşoară, [N];D – diametrul nominal al rolei, [mm].Pe baza experimentărilor efectuate în acest domeniu, s-au stabilit pentru cablurile de oţel cu diametrele cuprinse între

13…20 mm, ce se înfăşoară pe role cu diametrele între 500 şi 900 mm şi supuse la sarcini între 100…400 N, următoarele valori ale rigidităţii cablului:

pentru cabluri paralele;

pentru cabluri în cruce;

Valoarea pierderilor din cauza rigidităţii cablului la o rolă nu depăşeşte 1% indiferent de unghiul de înfăşurare al cablului.

Pierderile datorită frecării din lagărul rolei, depind de presiunea pe lagăr, deci de rezultanta R a tensiunilor din cablu. La un unghi de 1800, rezultanta R 2 S.

Momentul de frecare în lagăr se determină cu relaţia:

(1.11)

Acest moment Mf trebuie să fie învins de o forţă suplimentară dată de relaţia:

(1.12)

în care: d1-diametrul lagărului roţii, [mm] - coeficient de frecare la alunecare,[-]Astfel, valoarea pierderilor totale este s+ , iar randamentul rolei reprezintă raportul:

(1.13)

În general, în proiectare, randamentul rolelor nu se calculează ci se adoptă, conform tabelului 1.3. Randamentul rolelor Tabelul 1.3

Role montate pe lagăre dealunecare

Role montate pe lagăre derostogolire

Cu unghi deînfăşurare de 900

Cu unghi deînfăşurare de 1800

Cu unghi deînfăşurare de 900

Cu unghi deînfăşurare de 900

0,96 0,95 0,98 0,97

B.9. Roti stelate pentru actionarea lanturilor cu eclise si bolturi-elemente constructive. Roţile stelate cunoscute şi sub denumirea de roţi cu came, sunt utilizate pentru acţionarea lanţurilor cu eclise şi bolţuri. Roţile stelate, de obicei, se execută în construcţie turnată din oţel; uneori acestea se forjează din oţeluri carbon obişnuite sau din oţeluri aliate. Randamentul roţilor stelate are valori cuprinse între 0,95... 0,96.

Caracteristicile geometrice ale roţilor stelate sunt prezentate în fig.1.18.Din fig.1.18 rezultă: AB = t2 Dar: AB OA sin 2

sau

din care rezultă valoarea lui pentru, , adică:

în care: Dp – diametrul de divizare sau primitiv, [mm];

t – pasul lanţului articulat, [mm]; z – numărul de dinţi al roţii, [-];

Fig. 1.18. Caracteristicile geometrice ale roţilor stelate

Pentru celelalte dimensiuni ale roţii stelate se dau următoarele relaţii de calcul:Ds – diametrul exterior al roţii:

Ds Dp + 1,2 d1, [mm];D1 – diametrul interior al roţii, (cercul tangent la baza dinţilor):

Di Dp – d1, [mm];R – raza flancului dinţilor;

R t – r, [mm];r - raza dintelui sub cercul de divizare; se alege constructiv; r 0,53d1[mm],

în care: d1 – diametrul bolţului lanţului articulat, [mm];

a – lăţimea interioară a dintelui, [mm];b – lăţimea piciorului dintelui; b 0,9a, [mm];b1 – lăţimea capului dintelui; b1 b- 0,16 t, [mm];Dr – diametrul cercului auxiliar; Dr Dp- 0,2 t, [mm];Numărul de dinţi ai roţii se stabileşte din condiţia unei funcţionări fără şocuri, astfel:n 5, pentru viteza lanţului sub 0,5 m/s;n 7, pentru viteza lanţului sub 0,5...0,75 m/s;n 9, pentru viteza lanţului sub 0,75...1,0 m/s;n 11, pentru viteza lanţului peste 1 m/s;Roţile stelate cu un număr mic de dinţi şi cu diametrul de divizare relativ mic se execută dintr-o singură bucată cu

arborele, prin forjare. Roţile stelate se pot monta fie liber pe arbore, fie rigid pe aceasta.

B.10. Tamburi pentru actionarea cablurilor. Tipuri constructive, clasificare.Tamburii (tobele) pentru acţionarea cablurilor sunt organe specifice troliilor pe care se înfăşoară şi cu ajutorul cărora se acţionează ramurile active ale acestora.

Tamburii pot avea formă cilindrică, tronconică sau hiperboloidală, iar antrenarea cablului are loc fie datorită fixării acestuia pe tambur (fig.1.19), fie prin fricţiune (fig.1.20).

Fig. 1.19. Tobă cu fixare

Fig. 1.20. Tobă cu fricţiune

Tobele cu fricţiune sunt folosite la mecanismele destinate deplasării sarcinilor pe direcţie orizontală - cabestane. La aceste tobe, mişcarea se transmite cablului datorită frecării dintre cablu şi tobă, pe care se află înfăşurat întotdeauna un număr constant de spire. Tobele cilindrice prezintă dezavantajul unei lungimi mari, deoarece spirele înfăşurate se deplasează în timpul înfăşurării în lungul tobei, lungimea tobei fiind deci funcţie de lungimea cablului ce se înfăşoară. La tobele cu diametru variabil, acest dezavantaj nu există, deoarece cablul alunecă mereu spre porţiunea de diametru minim.

Suprafaţa activă a tamburilor poate fi netedă sau canelată.Tamburii netezi se utilizează la troliile cu acţionare manuală şi mecanică, atunci când cablul este de lungime

foarte mare şi se înfăşoară pe tambur în straturi suprapuse (fig.1.21).

Fig.1.21. Tambur cu suprafaţă netedă

Tamburii cu suprafaţă canelată au geometria canelurii definită în profil normal de raza de racordare a şanţului r şi de pasul înfăşurării elicoidale t. Utilizarea tamburilor canelaţi, prezintă avantajul asigurării unei mai mari durabilităţi a cablului, atât prin evitarea frecării laterale a spirelor vecine, cât şi prin reducerea tensiunilor de contact. De asemenea, prin canelare se asigură înfăşurarea regulată a cablului pe tambur, spiră lângă spiră, fără suprapunerea lor.

Profilul canelurii este standardizat în funcţie de diametrul cablului înfăşurat pe tobă, conform STAS 6979-83.Tamburii pe care se înfăşoară o singură ramură activă a cablului sunt simplu canelaţi (fig.1.22.a), canelura fiind de

regulă orientată spre dreapta, iar tamburii utilizaţi pentru palane gemene sunt dublu canelaţi (fig.1.22.b). Cele două porţiuni active sunt canelate în sensuri opuse, iar cele două ramuri ale cablului se înfăşoară de la extremităţi spre zona mediană a tamburului. Această zonă are o porţiune inactivă(necanelată), pentru care se va lua în considerare spire de rezervă.

Tamburii pentru cabluri se execută prin turnare, din oţel OT 40-1, OT 55-1 sau din fontă Fc 200 sau în construcţie mixtă prin sudare.

B.11. Calculul tamburilor.Calculul tamburilor presupune determinarea dimensiunilor principale ale acestora, care sunt: diametrul nominal, lungimea activă, numărul canelurilor şi grosimea peretelui tamburului.

a) tambur simplu canelat

b) tambur dublu canelatFig.1.22. Tamburi canelaţi pentru acţionarea cablurilor

Diametrul nominal al tamburilor se determină în funcţie de diametrul cablului utilizat, după relaţia (1.6). Lungimea activă a tamburilor canelaţi se determină în funcţie de numărul total de spire şi de pasul înfăşurării, cu

relaţia (1.14) (1.14)

în care: z – numărul necesar de spire;z0 – numărul spirelor de rezervă, z0 = 1,5 2;t – pasul canalului elicoidal, standardizat în STAS 6979-83 şi pentru câteva dimensiuni de diametre de cabluri, pasul

se redă în tabelul 1.4.

Tabelul 1.4

Parametrul canalului

Diametrul cablului [mm]8 10 16 20 22 27 30 33 35 37 39 41 45

t 9 11,5 18 22 24 29 33 36 38 40 42 44 49r 4,2 5,3 8,5 11 12 15 16 18 19 20 21 22 24a 2,8 3,7 6,4 7 8 8,7 11,5 10,5 11,1 11,9 13,1 14 14,1

Numărul total de spire se determină cu ajutorul relaţiei:

(1.15)

în care: L – lungimea cablului care se înfăşoară pe tambur, [mm];D – diametrul nominal al tamburului, [mm].Determinarea lungimii totale a tamburului se efectuează cu relaţia (1.16)

(1.16)

în care: k – coeficientul care ţine seama de tipul tamburului;k = 1, pentru tamburi simpli şi k = 2, pentru tamburi dubli.În figura 1.23 este prezentată o secţiune longitudinală prin canelura tobei, unde sunt reprezentaţi parametrii

constructivi ai canelurii.

Fig.1.23. Secţiunea prin canelura tamburului

B.12. Principalele solicitari care apar la tamburi in exploatare. Corpul tamburilor este solicitat la răsucire, încovoiere şi compresiune transversală datorită înfăşurării cablului.

Întrucât tensiunile datorate solicitărilor de răsucire şi încovoiere sunt foarte mici în comparaţie cu tensiunea produsă de compresiunea transversală, peretele tamburului se calculează numai ţinând cont de această solicitare.

Calculul la compresiune transversală se efectuează considerând toba ca un cilindru cu pereţi groşi supus unei presiuni exterioare, uniform distribuită pe circumferinţa tamburului, provocată de înfăşurarea cablului. Pentru aceasta se consideră un semi-inel (fig.1.24), decupat din ansamblul tamburului, având grosimea egală cu pasul înfăşurării. La capetele cablului înfăşurat pe semi-inel acţionează forţele S, egale cu forţa de tracţiune din cablu.

Pe o suprafaţă elementară dA a semi-inelului considerat, acţionează forţa exterioară dP a cărei valoare este:

în care:p – presiunea ce acţionează pe unitatea de suprafaţă a tamburului ca urmare a înfăşurării cablului pe acesta, [N/m2].

Fig.1.24. Solicitarea peretelui tobei la compresiune transversală

Din condiţia de echilibru rezultă:

(1.17)

Dacă în relaţia (1.17) înlocuim pe dA cu valoarea sa:

atunci rezultă expresia:

(1.18)

de unde obţinem valoarea presiunii:

(1.19)

Tensiunea maximă în fibrele interioare se determină cu relaţia (1.20) pentru calculul tuburilor cu pereţi groşi fără presiune interioară

(1.20)

în care: De ,Di - diametrul exterior, respectiv interior al tamburului, [mm];Dacă înlocuim valoarea presiunii în expresia (1.20) se obţine:

Deoarece: Di = De - 2, rezultă:

(1.21)

Întrucât De – diametrul tobei, este mult mai mare decât - grosimea acesteia, relaţia se mai poate scrie:

(1.22)

în care:

- grosimea tamburului, [mm];t – pasul canelurii, [mm].ac – rezistenţa admisibilă la compresiune, [N/mm2].Din relaţia (1.22) se determină grosimea tamburului, astfel:

(1.23)

Pentru rezistenţa admisibilă la compresiune ac se adoptă valorile:ac = 70... 90 N/mm2, pentru tamburi din fontă turnată;ac = 100 ... 120 N/mm2, pentru tamburi din oţel turnat.

B.13. Modalitati de fixare a tamburilor pe axe.Montajul tobelor se realizează în funcţie de condiţiile de exploatare conform schemelor din figura 1.25.

În fig.1.25.a – varianta 1, se prezintă schematizat tamburul fixat în punctele B şi C pe arbore prin intermediul penelor, iar antrenarea se realizează prin intermediul roţii dinţate, arborele fiind solicitat la încovoiere şi răsucire.

În fig.1.25.a – varianta 2, este prezentat sistemul de antrenare al tamburului prin intermediul unei roţi dinţate, liberă pe arbore, iar toba este fixată rigid cu pană pe acesta în punctul B. În această situaţie, arborele tamburului este solicitat la răsucire şi încovoiere.

Varianta 1 Varianta 2a-montajul tamburilor pe arbore cu ajutorul penelor

Fig.1.25. Scheme pentru montajul tamburilorÎn fig.1.25.b, roata dinţată este solidarizată cu tamburul, iar ansamblul acestora este liber pe arbore, care este fixat rigid în punctele A şi B. Arborele tamburului este solicitat numai la încovoiere.

În fig.1.25.c, este prezentată schema de montaj a tamburilor în cazul solicitărilor mari. Tamburul este acţionat prin intermediul a două roţi fixate rigid pe acesta, ansamblul lor fiind liber pe arbore. În acest caz tamburul este dublu, iar pentru asigurarea repartiţiei egale a sarcinii pe cele două roţi dinţate, corpul tamburului se execută din două părţi ce se rotesc pe arbore.

b-montajul liber al tamburului pe arbore c–variantă de montaj în cazul solicitărilor mari Fig.1.25. Scheme pentru montajul tamburilor

B.14 .Modalitati de fixare a capetelor cablurilor pe tamburi.Fixarea capetelor cablurilor pe tamburi se execută cu ajutorul clemelor şi prezoanelor, cu pană paralelă şi şuruburi de fixare şi cu pană înclinată.

Metoda cea mai utilizată pentru fixarea capetelor cablurilor este fixarea cu ajutorul clemelor şi prezoanelor (fig.1.26), datorită uşurinţei de montaj şi a siguranţei în exploatare. În acest caz, clemele sunt aşezate pe corpul tobei sub un unghi de 1200, fixarea realizându-se cu ajutorul prezoanelor.

Fig.1.26.Fixarea cablului cu cleme şi prezoane

Pentru fixarea capătului cablului cu pană paralelă şi şuruburi de fixare (fig.1.27) sau cu pană înclinată (fig.1.28), în corpul tamburului sunt executate degajări (orificii) pentru montarea penelor.

Fig.1.27.Fixarea cablului cu pană paralelă şi şuruburi de fixare

Fig.1.28 Fixarea cablului cu pana înclinată

Pana paralelă de fixare are o formă specială şi este presată pe capătul cablului cu ajutorul şuruburilor.Pana înclinată este prevăzută cu un canal semicircular pe care se înfăşoară capătul cablului.

B.15. Carlige pentru suspendarea sarcinilor. Tipuri constructive, clasificare. Cârligele sunt organe standardizate conform STAS 1944-88, iar utilizatorului îi revine sarcina de a alege tipul şi mărimea de cârlig potrivit sarcinii nominale şi grupei de funcţionare a mecanismelor din care fac parte.

Din punct de vedere al tehnologiei de execuţie se deosebesc: cârligele forjate, liber sau în matriţă, şi cârligele lamelare. Caracteristicile mecanice ale oţelurilor şi mărcilor de oţeluri utilizate la confecţionarea cârligelor trebuie să fie corespunzătoare cu prevederile standardului conform claselor de rezistenţă a cârligului. Pentru evitarea posibilităţii de cădere a sarcinii din cârlige, acestea, în mod obligatoriu, se vor livra cu dispozitive de siguranţă.

Din punct de vedere constructiv, cârligele pot fi: simple (fig.1.29) şi duble (fig.1.30).

Fig.1.29. Cârlig forjat simplu

Pentru calculul ariei secţiunilor indicate în schemele prezentate (fig.1.29 şi fig.1.30), se utilizează relaţiile: (1.25), (1.26) şi (1.27).

Aria secţiunii:

(1.25)

(1.26)

(1.27)

Verificarea dimensionării cârligelorCalculul cârligelor forjate este de fapt un calcul de verificare al tijei filetate şi al corpului cârligului. Tija filetată, atât pentru cârligele simple cât şi pentru cele duble, este solicitată la tracţiune în zona de racordare. Tensiunea normală de întindere este:

, (1.28)

Fig.1.30. Cârlig forjat dublu

în care:Q – sarcina utilă ridicată cu ajutorul cârligului, [N];A - aria secţiunii tranversale a tijei filetate a cârligului, [mm2];d0 – diametrul minim de racordare a filetului la tijă, [mm].a – rezistenţa admisibilă a materialului din care este confecţionată tija, [N/mm2]; Corpul cârligului se comportă ca o bară curbă, iar încărcarea de calcul, care se consideră aplicată vertical pe axa

cârligului, produce o solicitare compusă de întindere, forfecare şi încovoiere.Se consideră că forfecarea este neglijabilă comparativ cu celelalte două solicitări.Tensiunea normală, datorată întinderii şi încovoierii, într-o fibră a unei secţiuni

studiate (fig.1.29) este dată de relaţia:

, (1.29)

în care: N – forţa de întindere-compresiune din secţiunea studiată, [N]; se consideră pozitivă la solicitarea de întindere şi negativă la solicitarea de compresiune; A – aria secţiunii transversale studiate, [mm2]; Mi – momentul încovoietor în secţiunea studiată[Nmm]; se consideră pozitiv când tinde să micşoreze raza de curbură şi negativ când o măreşte; K – coeficientul de formă al secţiunii, care se determină cu relaţia (1.30):

(1.30)

în care: – raza de curbură a secţiunii studiate, [mm];y – distanţa până la fibra extremă a secţiunii studiate [mm]; se consideră pozitivă dacă fibra extremă este întinsă şi

negativă dacă fibra extremă este comprimată.

B.16. Calculul carligelor simple forjate in sectiunile periculoase.Calculul de verificare al corpului cârligelor forjate simple se efectuează în două secţiuni: secţiunea A-B, obţinută prin

secţionarea corpului cârligului cu un plan orizontal şi secţiunea C-D, obţinută prin secţionarea corpului cârligului cu un plan vertical, ambele trecând prin centrul corpului cârligului.

Pentru calculul tensiunilor normale efective în secţiunea A-B, se presupune că sarcina este suspendată de cârlig printr-un organ flexibil de prindere cu o singură ramură, astfel încât greutatea Q a sarcinii utile este dirijată după verticala ce trece prin centrul de greutate al cârligului.

În această ipoteză, în secţiunea A-B lucrează o forţă normală de tracţiune: N = Q [N] şi un moment încovoietor Mi, dat de relaţia (1.31), care tinde să mărească raza de curbură a cârligului:

Fig.1.31.Nomogramă pentru determinarea coeficientului K funcţie de raportul /e1

Fig.1.41 Nomogramă pentru determinarea coeficientului K funcţie de rapoartele h/D şi b/b1

, (1.31)

în care:

- rază de curbură a cârligului;

e1 – distanţa de la centrul de greutate al secţiunii A-B până la fibra extremă interioară a acesteia;

Se admite că centrul de curbură al axei neutre a cârligului în secţiunea A-B coincide cu centrul de greutate al secţiunii studiate.

Calculul tensiunii normale efective în secţiunea A-B se efectuează cu relaţia:

(1.32)

În funcţie de valoarea lui y se determină tensiunea în cele două puncte A şi B ale secţiunii studiate.Tensiunea în fibra extremă interioară, când y = -e1 este:

(1.33)

iar în fibra extremă exterioară, când y = +e2, tensiunea va fi:

, (1.34)

în care:e2 – distanţa de la centrul de greutate al secţiunii A-B la fibra extremă

exterioară, [mm];h – înălţimea secţiunii A-B, [mm].

Fig.1.42.Schema prinderii sarcinii cu un organ flexibil cu două ramuri

Pentru determinarea tensiunilor în secţiunea C-D (fig.1.29) se presupune că sarcina este suspendată de cârlig printr-un organ flexibil cu două ramuri, ca în fig.1.42. În acest caz, în fiecare ramură a cablului acţionează o forţă de tracţiune care se determină cu relaţia (1.35). Din proiecţia pe verticală a tuturor forţelor rezultă:

de unde:

(1.35)

în care:Q – este greutatea sarcinii utile, [N]; - jumătatea unghiului dintre cele două ramuri ale organului flexibil de

prindere, [grade];Unghiul maxim de prindere a sarcinii max = 2, se recomandă să nu depăşească valoarea de 600.Descompunând forţele S se obţine: - o componentă perpendiculară pe planul secţiunii C-D:

(1.36)

- o componentă paralelă cu planul secţiunii C-D:

(1.37)

Din analiza efectuată se observă că secţiunea C-D este supusă solicitării de întindere (datorită componentei orizontale S’), forfecare (datorită componentei verticale S’’) şi încovoiere datorată momentului Mi.

Efectul datorat solicitării de forfecare este neglijabil şi nu se va ţine cont de el în continuare.

Tensiunea normală în secţiunea C-D se calculează cu relaţia (1.32), ţinându-se cont de faptul că momentul încovoietor este:

(1.38)

în care: e1 – distanţa de la centrul de greutate al secţiunii C-D la fibra extremă interioară, [mm].Se obţine:

(1.39)

Pentru determinarea tensiunii în punctul C, situat pe fibra extremă interioară, se admite unghiul şi y =

-e1, obţinându-se:

(1.40)

iar tensiunea în punctul D, situat pe fibra extremă exterioară ( y = e2), este:

(1.41)

în care:h- înălţimea secţiunii C-D, [mm];A – aria secţiunii C-D, [mm2];e2- distanţa de la centrul de greutate al secţiunii C-D la fibra extremă exterioară

a acestuia, [mm];

B.17. Modalitati de montare a carligelor la mufla mobila. Montajul cârligelor la grupul mobil de role ale palanelor de ridicare se realizează în cadrul unui ansamblu denumit muflă. Principala cerinţă impusă muflei este asigurarea mobilităţii de rotaţie a cârligului după axa tijei sale, precum şi după o axă perpendiculară pe aceasta.

Montarea cârligelor se realizează prin diverse soluţii constructive funcţie de capacitatea de ridicare a macaralei. Se prezintă două soluţii de montaj: prin intermediul traversei (fig.1.44) sau direct pe osia rolelor (fig.1.45).

La montajul cu traversă, legătura dintre aceasta şi osia rolelor se realizează prin intermediul unor tiranţi care au rolul de a transmite efectul sarcinii utile de la cârlig, la rolele muflei.

Pentru a permite rotirea cârligului în traversă, piuliţa cârligului nu se strânge, lăsându-se un joc axial sau se montează cârligul pe un rulment axial.

Montarea cârligelor pe rulmenţi axiali este obligatorie pentru sarcini ce depăşesc 30 kN. Alegerea rulmenţilor se efectuează pe baza capacităţii de încărcare statică egală cu greutatea sarcinii de ridicat. Piuliţa cârligului se asigură pentru împiedicarea deşurubării în timpul exploatării. Se foloseşte frecvent sistemul cu pană transversală.

Fig.1.44. Montajul cârligului pe traversă Fig.1.45 Montajul cârligului direct pe axa rolelor

Elementele de rezistenţă ale muflelor cînd nu se impun cerinţe speciale, se confecţionează din următoarele materiale: osia rolelor, din OL 50; tiranţii din OL 37 sau OL 52 şi traversa cârligului din OL 37 şi OL 50;

Traversa se montează astfel încât să se poată roti asigurând o uşoară manipulare a cârligului în timpul lucrului.Construcţia unei traverse obişnuite se redă în fig.1.46, iar a tiranţilor de susţinere în fig.1.47.Tiranţii pentru montarea traverselor se execută în construcţie sudată prevăzută cu un sistem de ghidare a cablurilor ce

se înfăşoară pe role.Traversa este solicitată la încovoiere şi se calculează considerându-se ca o grindă simplă rezemată pe tiranţi şi

încărcată cu sarcina Q care se repartizează uniform pe suprafaţa de sprijin a rulmentului axial.Tensiunea în secţiunea din mijlocul traversei este dată de relaţia (1.52):

(1.52)

în care: Mi – momentul încovoietor maxim, [Nmm];Wy – modulul de rezistenţă al secţiunii periculoase, [mm3];a – tensiunea admisibila a materialului traversei, [N/mm2];

Fig.1.46. Traversă şi osie pentru montarea cârligelor Fig.1.47 Tirant

Presiunea de contact între osie şi tirant este:

(1.53)

în care:Q – sarcina care se transmite traversei, [N];A – aria suprafeţei de contact traversă-osie, [mm2];pa – presiunea admisibilă de contact, [N/mm2].Sarcina Q care solicită osia, se consideră uniform distribuită pe lungimea fusurilor şi se calculează la încovoiere. Tensiunea în secţiunea din mijlocul osiei este dată de relaţia (1.54):

(1.54)

iar în secţiunea de încastrare a fusurilor, tensiunea normală este:

(1.55)

Tiranţii se verifică la întindere în secţiunile periculoase A-B, C-D, E-F (fig.1.47). Tensiunile în aceste secţiuni se determină cu relaţiile (1.56), (1.57), (1.58), (1.59).

(1.56)

(1.57)

(1.58)

(1.59)

B.18. Ocheti pentru supendarea sarcinilor.

În cazul sarcinilor de ridicat mari, peste 100 kN, în locul cârligelor se folosesc ocheţi (ochiuri) pentru ridicarea sarcinilor. Datorită formei lor închise, starea de tensiune în ocheţi este mai redusă decât cea care se dezvoltă în cârlige, de unde rezultă avantajul unei greutăţi mai mici. Acesta reprezintă argumentul principal în justificarea preferinţei pentru astfel de organe de suspendare a sarcinilor.

Dezavantajul ocheţilor constă într-o oarecare dificultate a suspendării sarcinii, deoarece organele auxiliare de legare trebuie introduse prin interiorul ochetului.

Din punct de vedere al modului de execuţie, pot fi: - ochiuri rigide, forjate dintr-o bucată (fig.1.48); - ochiuri articulate realizate din plăci asamblate între ele prin bolţuri (fig.1.49).

Ochiurile rigide se execută prin forjare liberă dintr-o singură bucată de material. Se folosesc aceleaşi mărci de oţeluri folosite la cârligele forjate simple.

Calculul ocheţilor rigizi se face considerând sistemul alcătuit din bare curbe închise, ca fiind static nedeterminat.Se consideră partea inferioară a ochetului solicitată la încovoiere şi compresiune. Solicitarea de încovoiere se

transmite părţilor laterale care mai sunt solicitate suplimentar şi la întindere. Repartizarea momentelor încovoietoare şi a forţelor ce apar în secţiunea transversală a ochiului se prezintă în fig.1.48.

Valoarea aproximativă a momentului încovoietor în partea inferioară a ochetului este dată de relaţia:

(1.60)

iar în părţile laterale:

(1.61)

în care: Q – greutatea sarcinii de ridicat, [N]; L –deschiderea ochetului, măsurată pe axa neutră, [mm].

Fig. 1.48. Ochiuri rigide

Tensiunea normală maximă datorată încovoierii şi compresiunii în partea inferioară a ochetului (secţiunea C-D) este dată de relaţia:

(1.62)

în care: Mi – momentul încovoietor total în secţiune, adică:

(1.63)

unde: P1 – reacţiunea în plan orizontal, [N];

Wz – modulul de rezistenţă al secţiunii eliptice a ochetului, [mm3];

A1 – aria secţiunii eliptice a părţii inferioare a ochetului (C-D), [mm2];

a – rezistenţa admisibilă a materialului ochetului, [N/mm2];Părţile laterale ale ochetului se vor calcula numai la întindere, efectul de încovoiere fiind negljabil. Astfel, valoarea

tensiunii se determină cu relaţia:

(1.64)

în care: A2 – aria secţiunii eliptice a părţii laterale a ochetului (A-B), [mm2];

.Ochiurile articulate, din punct de vedere constructiv prezintă avantajul unei execuţii mai simple. Principalele

elemente componente sunt: traversă, tiranţi, tijă centrală şi bolţuri articulate. Traversa este legată de tiranţi prin intermediul articulaţiilor. În această alcătuire ochetul reprezintă o structură de bare static determinată, în care traversa este bară curbă.

Traversa în secţiunea C-D se calculează ca o grindă simplu rezemată la capete şi încărcată la mijloc cu o forţă concentrată, egală cu greutatea sarcinii utile.

Fig.1.49. Ochiuri articulate

Tensiunea normală ce apare în traversă datorată solicitărilor de întindere şi încovoiere se determină cu relaţia (1.65):

[N/mm2] (1.65)

în care: N – forţa de întindere ce apare în articulaţie, [N];

;

A - aria secţiunii C-D a traversei, [mm2] Mmax – momentul încovoietor maxim în secţiunea C-D, datorat ambelor solicitări;

(1.66)

unde: L – deschiderea traversei, [mm]; x – distanţa de la centrul de greutate al secţiunii traversei până la centrul de greutate al ochetului, [mm] y - distanţa de la centrul de greutate al secţiunii traversei până la fibra extremă interioară a acesteia, [mm]; k – coeficient de formă al secţiunii C-D, [-]; R – raza de curbură a traversei, [mm].

Tiranţii se calculează la întindere, tija centrală se calculează după metodica prezentată la cârligele forjate, iar bolţurile se verifică la încovoiere, forfecare şi strivire.B.19. Dispozitive de legare a sarcinilor. Traverse pentru sarcini. Electromagneti pentru ridicarea sarcinilor.

În practică, sarcinile nu pot fi prinse direct în cârligul macaralelor, motiv pentru care se utilizează dispozitive auxiliare, detaşabile din cârlig, prevăzute cu organe adaptate prinderii diferitelor sarcini şi, de regulă, cu inel pentru

suspendarea în cârlig. Suspendarea sarcinilor se poate face prin intermediul frânghiilor, cablurilor şi lanţurilor. Utilizarea frânghiilor este admisă numai pentru legarea sarcinilor având suprafeţe uşor deteriorabile, fiind folosite frânghii din cânepă, conform STAS 2203-82 având capetele prevăzute cu rodanţe (STAS 12337-85).

Cablurile de legătură, conform STAS 8057-84, se execută în 34 tipodimensiuni şi în 4 variante constructive: inelare (varianta I), cu urechi fără rodanţă (varianta U), cu urechi cu rodanţă (varinata R) şi cu urechi, la un capăt fără iar la celelalt cu rodanţă (varianta UR). Sarcina maximă de utilizare este în funcţie de diametrul nominal al cablului utilizat şi cuprinsă între 5…200 kN.

Pentru manipularea sarcinilor se pot utiliza şi dispozitive cu una, două, trei sau patru ramuri de cablu, conform STAS 12325-85.

Lanţurile pentru legare - STAS 1790-89- se execută în 9 mărimi, aferente unor sarcini maxime de utilizare pe ramură cuprinse între 2,5…85 kN şi în patru variante constructive: cu una, două, trei şi patru ramuri.

Cablurile prezintă avantajul că se pot uşor verifica şi nu produc o rupere bruscă, aşa cum apare de obicei la lanţurile de legare, în schimb sunt rigide şi se manevrează mai greoi la sarcini mari.

Pentru calculul organelor de prindere se va determina tensiunea în fiecare ramură de cablu, funcţie de numărul ramurilor de cablu folosite şi de unghiul de înclinare a acestora.

Sarcina Q este suspendată de cârlig cu ajutorul unui număr de ramuri de cablu sau lanţuri, fiecare înclinate sub un unghi faţă de verticală (fig.1.50).Pentru o sarcină Q şi un număr m de ramuri , tensiunea normală de întindere S, în fiecare ramură a cablului sau lanţului se determină cu relaţia:

(1.67 )

Fig.1.50. Legarea sarcinilor cu ajutorul lanţurilor şi a cablurilor

Valorile coeficientului K se aleg în funcţie de unghiul , conform tabelului 1.5.

Tabelul 1.5

Unghiul 00 300 450 600

Coeficientul K 1 1,15 1,42 2

La limită, sarcina maximă posibilă de ridicat este:

(1.68)

în care:K – coeficient de siguranţă.În conformitate cu instrucţiunile ISCIR pentru verificarea cablurilor şi lanţurilor folosite la utilajele metalurgice,

pentru legarea şi fixarea sarcinii în cârlig, acestea vor fi prevăzute obligatoriu cu plăcuţe de marcare pe care sunt specificate prin imprimare sarcina maximă suportată de cablul sau lanţul respectiv, în poziţie verticală sau la diferite unghiuri de înclinare.

Nu se admite înnădirea cablurilor de legare şi nici scurtarea cu ajutorul nodurilor sau prin alte metode.Dispozitivele auxiliare de legare, prindere şi suspendare a sarcinilor au un rol important în creşterea productivităţii

utilajelor metalurgice. Aceste dispozitive trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:

- să corespundă din punct de vedere constructiv utilajului metalurgic pentru care este destinat;- să prindă şi să elibereze sarcina;- să aibă o rezistenţă mecanică mare şi o funcţionare sigură;- să corespundă din punct de vedere al protecţiei muncii;- să nu deterioreze sarcina;- montarea şi demontarea să se poată face corespunzător.

Traversele pentru sarcini sunt grinzi metalice suspendate, direct sau prin intermediul unui organ flexibil de prindere cu două sau mai multe ramuri, de cârligul mecanismului de ridicat.

Traversele sunt utilizate pentru:- suspendarea unor sarcini de lungime relativ mari ca profile laminate, agregate, etc.;- suspendarea de cârligul macaralei a mai multor piese de acelaşi fel, dar care în totalitate nu depăşesc sarcina

nominală a macaralei, de exemplu pachete de tablă lungi, colaci de sârmă, etc.- ridicarea simultană cu două macarale a unei sarcini mai grele decât sarcina utilă a uneia din macarale;

a – poziţia de aşezare simetrică a sarcinii b – poziţia de aşezare asimetrică a sarcinii.Fig.1.51. Traverse pentru ridicarea sarcinilor

Fig.1.52. Dispozitiv de prindere cu gheare

Din punct de vedere constructiv trebuie ca organul flexibil de legare sau ghidare să se poată aşeza la distanţe mai mari sau mai mici de centrul traversei pentru a se putea ridica, transporta sau manevra piese de diferite lungimi. În figura 1.51 este prezentat schematizat, modul de prindere pentru o aşezare simetrică respectiv asimetrică a sarcinii.

Pentru transportul tablelor, pachetelor cu laminate, se foloseşte dispozitivul prezentat în fig. 1.52, format din doi suporţi de ghidare

ce se fixează pe traversă cu gheare de fixare, la distanţă corespunzătoare lăţimii materialului destinat pentru manevrare.Electromagneţi de ridicare a sarcinilor

Pentru manipularea şi transportul materialelor feromagnetice sub diferite forme ca: brame, profile laminate, table, fontă, şpan se folosesc electromagneţi de ridicare. Prinderea acestor sarcini se poate realiza prin intermediul unuia sau mai multor electromagneţi suspendaţi în cârligul mecanismului de ridicare sau de o traversă fixă sau rotitoare. În fig. 1.56, se prezintă secţiunea printr-un electromagnet care se compune dintr-o carcasă 1 de oţel turnat cu proprietăţi magnetice, în interiorul căreia este montată bobina 2, executată din sârmă de cupru sau aluminiu. Bobina este reţinută în interiorul carcasei de o placă 3 executată dintr-un material diamagnetic, adică din oţel cu un conţinut ridicat de mangan 8… 12 %.

Fig.1.56.Secţiune prin electromagnet

Alimentarea electromagneţilor se face cu curent continuu de la reţeaua de curent trifazat prin intermediul unui redresor cu siliciu, la tensiunea de 110 V c.c. şi a unor cutii de distribuţie. Comanda se face din cabina macaralei prin intermediul unei cutii de comandă. Cablul de alimentare cu curent se leagă fie direct la electromagnet printr-o singură buclă, fie se înfăşoară pe un tambur special prevăzut cu inele colectoare şi antrenat de tamburul de ridicare. Lungimea acestui cablu se alege astfel încât, în poziţia cea mai de jos, să mai rămână înfăşurată pe tambur cel puţin o spiră.

Cei mai utilizaţi electromagneţi sunt de formă circulară, dar pot avea şi alte forme, în funcţie de utilizarea pe care o au, cum sunt electromagneţii dreptunghiular şi în formă de potcoavă. Avantajul principal al electromagneţilor constă în automatizarea operaţiilor pentru prinderea şi desprinderea sarcinilor, precum şi faptul că pot transporta sarcini la temperaturi de 2000... 3000 C fără o încărcare apreciabilă a forţei portante.

Forţa portantă a electromagneţilor se poate determina după relaţia lui Maxwell:

(1.79)

în care: In – numărul de amperi-spire a bobinajului [A]; S – aria secţiunii de contact a sarcinii cu polii electromagnetului [mm2]; Ra, Rm – reluctanţele porţiunilor de circuit magnetic închis prin aer, respectiv prin metal [H-1].Electromagneţii se construiesc pentru sarcini diferite însă forţa lor portanţă variază mult, în funcţie de forma

sarcinilor, de compoziţia lor chimică şi de temperatura lor. Pentru sarcini cu suprafeţe neregulate sau pentru aşchii metalice forţa portanţă a unui electromagnet scade mult la transportul pieselor cu conţinut ridicat de mangan, fiind aproape egală cu zero la oţeluri cu conţinut mai mare de 8 % Mn.

În cazul transportului pieselor calde, temperatura nu trebuie să depăşească 5000 C, deoarece peste această temperatură forţa portanţă devine foarte mică.

Dezavantajul electromagneţilor constă în posibilitatea desprinderii sarcinii la întreruperea curentului electric, ceea ce poate produce accidente şi avarii. Alte dezavantaje mai sunt: greutatea proprie mare a electromagnetului, consum mare de energie electrică.

Pentru a preveni desprinderea sarcinii la dispariţia accidentală a tensiunii este necesar să se prevadă o baterie tampon care să asigure alimentarea electromagneţilor pentru un timp de minim 10 minute. În acest scop se utilizează baterii NiCd. Comutarea alimentării electromagnetului de la redresor la baterie se face printr-un întrerupător ultra rapid, iar dispariţia tensiunii de alimentare de la redresor se indică de obicei printr-un semnal optic sau acustic.

În construcţiile noi, tendinţa este de a înlocui bobinele de cupru prin bobine de aluminiu ceea ce duce la micşorarea greutăţii proprii a electromagnetului cu cca. 20 % dar se măreşte în schimb consumul de energie electrică cu cca. 30 %.

De asemenea, la electromagneţii de ridicat alcătuiţi din mase mari de oţel magnetic, se manifestă electromagnetismul remanent, care reţine obiectele mici, astfel că este necesar să se inverseze sensul curentului în bobina electromagnetului. Curentul de demagnetizare este mai mic decât cel de la funcţionarea normală şi este de scurtă durată.

B.20. Clesti pentru prinderea sarcinilor. Conditia de baza necesara pentru ridicarea sarcinii.

Cleştii de prindere utilizaţi la utilajele metalurgice servesc la executarea operaţiilor grele de manevrare şi de prindere a sarcinilor în bucăţi. Ei au diverse forme constructive şi utilizarea lor urmăreşte creşterea productivităţii utilajelor. Indiferent de forma constructivă a cleştelui, condiţia de ridicare este ca prin strângere, forţa de frecare produsă între fălcile cleştelui şi sarcină să fie superioară greutăţii acesteia.

Cel mai simplu tip de cleşte este construit din două pârghii articulate şi două lanţuri scurte, prinse într-un inel. Conform fig.1.53. forţa din lanţ este:

(1.69)

Forţa S se descompune după două direcţii perpendiculare în componentele:

şi .

Forţa de strângere N se determină din condiţiile de echilibru ale pârghiei articulate în punctul O, fără a ţine seama de frecare:

Forţa de strângere N se determină din condiţiile de echilibru ale pârghiei articulate în punctul O, fără a ţine seama de frecare:

Se obţine:

din care valoarea lui N va fi:

(1.70)

Fig.1.53. Schema principiului constructiv al cleştilor

Condiţia de reţinere a sarcinii se poate exprima:

(1.71)de unde:

(1.72)

în care: - coeficientul de frecare între fălcile cleştelui şi sarcina de ridicat. La limită, înlocuind valoarea lui N din relaţia (1.70) în relaţia (1.72), se obţine:

După reformularea relaţiei anterioare obţinem ecuaţia:

(1.73)

Neglijând frecarea din articulaţii, şi considerând legea pârghiilor articulate, rezultă: ,

de unde:

(1.74)

Fig.1.54. Cleşti cu pârghii articulate

Înlocuind relaţia (1.74) în relaţia (1.72) se obţine:

(1.75)

Relaţia (1.75) reprezintă condiţia de bază necesară pentru ridicarea sarcinii. În fig.1.54 se redă construcţia unui cleşte cu pârghii articulate. În fig.1.55 şi fig.1.56 sunt prezentate două variante constructive de cleşti cu strângere automată care se folosesc în mod deosebit pentru manevrarea tablelor.

Ei realizează strângerea materialului între potcoava 1 şi pârghia articulată 2, la care centrul de rotaţie al excentricului nu coincide cu centrul cercului după care este trasată suprafaţa sa de lucru. Cleştele se suspendă de cârligul macaralei prin intermediul urechii 3.

Varianta 1 Varianta 2

Fig.1.55 Schemele cleştilor cu strângere automată

Sarcina se descompune după o direcţie normală la suprafaţa de contact dintre pârghia excentrică şi direcţia dreptei care uneşte centrul articulaţiei excentricului cu punctul de contact dintre excentric şi piesă, obţinându-se:

şi

Considerând 1 şi 2 coeficienţi de frecare dintre cele două suprafeţe în contact, atunci forţa totală de frecare va fi dată de relaţia (1.76):

F = N(1 + 2) = (1 + 2) (1.76)

Condiţia de reţinere a sarcinii este: F Q (1.77)

Din relaţiile (1.76) şi (1.77) obţinem:tg (1 + 2 )

B.21. Graifarul bicablu pentru transportul sarcinilor-constructie, functionare.

Graifărele bicablu sunt manevrate cu două mecanisme care pot fi gemene sau mecanisme cu angrenaj planetar. În general, graifărele bicablu echipează macaralele destinate să lucreze în cadrul unor linii tehnologice.

După forma cupelor, ambele tipuri de grifăre pot fi: - cu două cupe; - cu mai multe cupe (de tip polip); - cu cupe speciale.

Graifărele cu două cupe închid un anumit volum şi sunt destinate manevrării materialelor cu granulaţie fină, cum ar fi: nisip, pietriş, sare, ciment. Pentru materiale cu granulaţie mai mare, cele două cupe sunt prevăzute cu dinţi care se întrepătrund. Ele sunt folosite la manevrarea minereului şi a cocsului.

Graifărele cu mai multe cupe, au de obicei 6-8 cupe care se închid şi se deschid radial şi se folosesc pentru manevrarea materialelor cu granulaţie mare: piatră, lemn. Cupele se pot deschide sincron sau se pot închide între anumite limite, independent, pentru a se adapta formei materialului.

Graifărele cu cupe speciale sunt adaptate pentru diferite cazuri de manevrare a materialelor cu forme bine determinate, de exemplu manevrarea de lemn rotund aşezat în stive regulate.

În funcţie de densitatea materialului manipulat, graifărele pot fi;- de tip uşor, pentru materiale cu 1 t/m3;- de tip mediu, pentru materiale cu 1,6 t/m3;- de tip greu, pentru materiale cu 2,5 t/m3;- de tip foarte greu, pentru materiale cu 4 t/m3.În fig. 1.57 se prezintă schema constructivă a unui graifăr cu două cabluri (bicablu).Elementele componente ale unui graifăr bicablu sunt: două cupe 1, suspendate prin patru tiranţi 2, articulaţi la

traversa superioară 3 şi articulată în A şi B la traversa inferioară 4. Acţionarea graifărului se face prin intermediul unui troliu prevăzut cu două tobe 9 şi 10; pe prima tobă se înfăşoară cablul de ridicare 5, fixat pe traversa superioară, iar pe a doua tobă 10 se înfăşoară cablul de închidere 6.

Frânarea graifărului se face în orice poziţie prin frânarea tobei de ridicare şi rotirea într-un sens sau altul a tobei de închidere.

Fig. 1.57.Schema constructivă a unui graifăr bicablu

Graifărul gol, deschis, este coborât şi aşezat pe material. În acest caz, greutatea graifărului gol este repartizată numai pe mecanismul de ridicare – coborâre, iar cablurile de închidere – deschidere sunt libere sau tensionate cu o forţă foarte mică, pentru a nu provoca închiderea cupelor. Se porneşte apoi mecanismul de închidere; cablurile de ridicare-coborâre sunt lăsate libere astfel încât să permită pătrunderea graifărului în material sub acţiunea propriei greutăţi, moment în care acesta se închide. După închiderea graifărului, acesta este ridicat din material şi este susţinut un timp foarte scurt numai de cablurile de închidere. În continuare este pornit şi mecanismul de ridicare, care demarează rapid, iar la atingerea unei turaţii apropiate de cea nominală, preia aproximativ 50 % din sarcină.

Pentru deschiderea graifărului plin se porneşte mecanismul de închidere – deschidere, mecanismul de ridicare fiind închis. Pentru scurt timp, întreaga greutate a graifărului se repartizează pe cablurile de ridicare. Pe măsură ce graifărul se

deschide, materialul se goleşte şi cablurile de ridicare ajung să suporte din nou numai jumătate din sarcina totală, adică greutatea graifărului gol.

Pentru determinarea parametrilor geometrici ai graifărelor se utilizează următoarele relaţii, în funcţie de volumul său, q [m3]:

- lăţimea interioară a graifărului ... B = 1,1 ;

- raza de curbură a cupei ............... r = 1,25 ;

- lungimea tirantului ...................... l = 1,9 ;

- deschiderea maximă a cupei ....... L = 1,95 2,45 ;- unghiul maxim de deschidere ..... 2 1600.

B.22. Roti de rulare, sine de rulare-tipuri constructive, clasificare.Roţile de rulare servesc pentru deplasarea utilajelor metalurgice şi a mecanismelor acestora, rularea lor executându-

se pe şine. În funcţie de construcţia şinelor de rulare, roţile de rulare pot avea diverse forme constructive. În construcţia utilajelor metalurgice cu destinaţie generală, se folosesc roţi de rulare pentru căi normale şi roţi de rulare pentru căi suspendate.

În schema de mai jos se reprezintă clasificarea roţilor de rulare.

Clasificarea roţilor de rulareDin punct de vedere al modului de acţionare roţile de rulare pentru căile normale pot fi: conducătoare, (motrice)

(fig.1.59.a), sau conduse, (libere) (fig.1.59.b).Roata de rulare condusă se deosebeşte de roata de rulare conducătoare prin lipsa coroanei dinţate de antrenare sau

lipsa axei cardanice de transmitere a mişcării.Roţile conducătoare au rolul de a transmite momentul necesar pentru învingerea rezistenţei de înaintare,

primind mişcarea de rotaţie de la mecanismul de acţionare. Ea este construită din roata de rulare propriu-zisă, de care se fixează, prin intermediul unor şuruburi, o coroană dinţată sau un cuplaj cardanic.

a- roată conducătoare; b- roată condusă;Fig.1.59. Roţi de rulare pentru căi normale

Roţile conducătoare cu coroană dinţată sunt prevăzute cu bucşe pentru preluarea forţelor de forfecare a şuruburilor de fixare a roţii dinţate sau a cuplajului cardanic pe roata propriu-zisă.

Din punct de vedere constructiv, roţile de rulare pot fi: cilindrice şi conice; ele au ca elemente componente: butucul, obada şi spiţele şi sunt prevăzute cu borduri cu rol de conducere pe şine.

În scopul înlăturării posibilităţilor de ridicare a bordurilor roţilor cilindrice pe şina de rulare, fapt ce ar provoca deraierea utilajului sau mecansimului, se recomandă ca suprafaţa interioară a bordurii să aibă o înclinaţie de 1:10, iar raza de rotunjire a muchiei să fie mai mare decât raza de racordare dintre suprafaţa de rulare cilindrică şi suprafaţa interioară a bordurii.

Roţile de rulare conice se montează cu diametrul mare către interiorul şinei. Pentru evitarea uzurii bordurii, trebuie ca între şină şi bordurile roţilor să existe un joc de 20...30 mm.

Roţile de rulare se execută prin turnare din oţel cu un conţinut ridicat în carbon (OT 60 - 1) sau se execută din oţeluri aliate: 3MnSi12, 41MoCr11, 41MoCr12. Suprafaţa de rulare şi suprafaţa interioară a bordurii se recomandă să aibă o duritate până la 350 ... 400 HB, scop în care se călesc superficial.

Roţile de rulare pot fi montate libere pe arborele de transmitere a mişcării, prin intermediul unor bucşe sau cu rulmenţi, caz în care lagărele se montează în butucul roţii, sau fix pe arbore, caz în care lagărele sunt amplasate în exteriorul roţii.

Roţile de rulare cu suprafaţa cilindrică realizează un contact liniar cu şina de rulare de rulare, iar roţile de rulare conice realizează un contact punctiform cu şina (fig.1.56).

Fig.1.60.Roţi de rulare cu suprafaţă conică

La roţile de rulare cu bandaj (fig.1.61), obada se execută din oţel forjat sau laminat şi se montează prin fretare pe corpul roţii executat din oţel turnat sau în construcţie sudată. Se recomandă ca roţile de rulare cu bandaj să nu fie utilizate la medii cu temperaturi foarte ridicate (peste 3000... 5000 C). Obada roţilor de rulare este prevăzută cu găuri, în scopul reducerii greutăţii proprii şi cu nervuri de rigidizare. Datorită diametrului variabil al roţilor conice de rulare, vitezele periferice ale diverselor puncte de pe

generatoarea trunchiului de con sunt diferite, fapt ce facilitează o alunecare continuă între şină şi roată, fenomen care provoacă o uzură rapidă a roţii şi a şinei precum şi rezistenţă mărită la deplasare.

Fig.1.61.Roată de rulare cu bandaj

Practica a demonstrat că roţile de rulare cu suprafaţa cilindrică se uzează repede atunci când sunt utilizate la macarale cu regim greu de exploatare, motiv pentru care se recomandă, în acest caz utilizarea roţilor cu suprafaţă de rulare conică, iar şinele de rulare să aibă suprafaţa de rulare convexă, fig.1.60.

În majoritatea cazurilor uzura se realizează între bordura roţii şi muchia şinei de rulare. Această uzură este cu atât mai accentuată cu cât dezaxarea şi denivelarea şinelor, respectiv a căilor de rulare este mai mare.

Şinele de rulare a utilajelor metalurgice şi a mecanismelor acestora pot fi cu secţiune pătrată sau dreptunghiulară (fig.1.62) şi se confecţionează din oţel cu conţinut relativ ridicat de carbon OL 60, OL 70.

Fig.1.62. Tipuri constructive de şine de rulare,

Dimensiunile constructive de care se ţine cont la stabilirea lăţimii roţilor de rulare sunt prezentate în fig.1.63.

Fig.1.63. Schema pentru stabilirea lăţimii şinelor de rulare

Fig.1.64. Îmbinarea şinelor de rulare

Şinele de rulare cu profil special se caracterizează prin lăţimea mare a tălpii de aşezare şi înălţimea mai redusă. Ele pot avea suprafaţa de rulare plată sau convexă.

Pentru obţinerea unei durabilităţi mai mari în exploatare, şinele de rulare se călesc superficial pe suprafaţa de rulare.

Îmbinarea şinelor se realizează de obicei prin tăierea capetelor acestora sub un unghi de 45 0 (fig.1.64) pentru atenuarea şocurilor în timpul rulării roţilor.

B.23. Calculul rotilor de rulare cilindrice si conice.Calculul roţilor de rulare se efectuează pe baza contactului dintre suprafaţa de rulare a roţii şi a şinei. În funcţie de forma roţii de rulare, cilindrică sau conică, acest contact poate fi liniar respectiv punctiform.

Presiunea de contact în cazul contactului liniar se determină cu relaţia (1.80):

, [N/mm2] (1.80)

în care:P – încărcarea care revine unei roţii, N;E – modulul de elasticitate convenţional care se determină cu relaţia (1.81):

N / mm2; (1.81)

E1 – modul de elasticitate al materialului roţii, [N/mm2];E2 - modul de elasticitate al materialului şinei, [N/mm2];b – lungimea liniei de contact dintre roată şi şină, [mm];Dr – diametrul roţii de rulare, [mm].

Presiunea de contact în cazul contactului punctiform se determină cu relaţiile (1.82) şi (1.83):

dacă R1 R2 (1.82)

dacă R2 >R1 (1.83)

în care:Pech. = k k1 Pmax – încărcarea ce revine unei roţi, [N];

unde: k – coeficient funcţie de tipul acţionării şi regimul de exploatare al utilajului; k = 1…1,6

k1 – coeficient funcţie de raportul dintre greutatea sarcinii Q şi greutatea proprie a utilajului G; ,

unde: Pmax – încărcarea (sarcina) efectivă maximă ce revine unei roţi, [N]; R1 – raza roţii de rulare, [mm]; R2 – raza şinei de rulare, [mm]; P – forţa maximă ce acţionează asupra roţii de rulare, [N]; apc – rezistenţa admisibilă a materialului roţii, la presiune de contact, [N/mm2]; m – coeficient ce ţine seama de raportul razelor (tabelul 1.6.).

Valorile coeficientului m Tabelul 1.6

1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,15 0,10,05

mK0,38

80,40

0,42

0,44

0,468

0,49

0,536

0,60

0,716

0,800,97

1,28

B.24. Frana cu doi saboti cu electromagnet si cursa scurta-constructie, clasificare, calcul.Frânele cu doi saboţi au cea mai largă utilizare şi pot fi executate în următoarele variante constructive:- frâne cu arc şi ridicător hidraulic;- frâne cu contragreutate şi electromagnet cu cursă lungă;- frâne cu arc şi electromagnet cu sursă scurtă;- frâne cu arc şi electromagnet cu cursă lungă.

Frâna cu doi saboţi cu arc şi electromagnet cu cursă scurtă

Elementele constructive ale unei frâne cu doi saboţi cu arc şi electromagnet cu cursă scurtă, sunt prezentate în fig.1.67. Şaiba de frână, montată pe arborele motor 2 este frânată de saboţii 3, fixaţi pe pârghiile articulate 4, acţionate cu ajutorul tijei 5 prin arcul principal 6 şi arcul auxiliar 7. Tija este apăsată de armătura mobilă 8 care este atrasă de armătura fixă 9.

În punctele de reazem A, B şi C ale pârghiei port-sabot apar în timpul funcţionării frânei: reacţiunea orizontală H, forţele K şi Kmax produse de arcul principal respectiv arcul auxiliar. Forţa K are sensul corespunzător strângerii frânei, iar forţa Kmax, are sens corespunzător slăbirii acesteia.

Datorită contactului şaibă-roata de frână, asupra fiecărui sabot acţionează forţa normală N1, respectiv N2 şi forţele de frecare F1, respectiv F2 cu valorile:

F1 = N1 F2 = N2.

Din condiţia de echilibru:

; (1.84)

rezultă:

(1.85)

Din condiţia de echilibru :

; (1.86)

rezultă:

(1.87)

Datorită faptului că L4<<L2 poate fi neglijată valoarea lui L4:

(1.88)

Fig.1.67. Schema constructivă a frânei cu doi saboţi cu arc şi electromagnet cu cursă scurtă

Momentul de frânare pe care trebuie să-l producă frâna va fi:

(1.89)

în care:Kmax = 20 80, [N]; H – forţa de declanşare a acţiunii electromagnetului, care se determină din condiţia de echilibru a pârghiei mobile;

; (1.90)

Momentul de frânare va fi:

(1.91)

Din relaţia (1.91) se obţine valoarea forţei arcului (K):

. (1.92)

Pentru ca frânarea să se producă trebuie îndeplinită condiţia:Mf > Ma. (1.93)

B.25. Palane factoriale-constructie, clasificare.Palanele sunt dispozitive prevăzute cu organ flexibil de tracţiune şi în general sunt utilizate pentru amplificarea forţei de acţionare, iar uneori pentru amplificarea cursei sau a vitezei organului de acţionare, sarcina repartizându-se pe mai multe ramuri ale organului flexibil.

Organul flexibil poate fi un cablu de oţel sau un lanţ, sudat sau articulat. Palanele cu cablu intră în alcătuirea utilajelor, iar cele cu lanţ sunt frecvent utilizate la mecanismele independente.

Din punct de vedere constructiv, palanele sunt dispozitive alcătuite dintr-un grup de role, montate într-o carcasă fixă care formează mufla fixă şi un alt grup de role montate de asemenea într-o carcasă, de care se suspendă sarcina de ridicare, formând mufla mobilă. Legătura dintre ele se realizează cu un cablu care se înfăşoară peste role.

Dacă forţa dezvoltată de organul de tracţiune este aplicată pe o singură ramură a cablului, palanul se numeşte simplu (fig.2.1.a).

Dacă forţa dezvoltată de organul de tracţiune este aplicată pe două ramuri ale cablului, palanul se numeşte dublu (geamăn) (fig.2.1.b).

a - palan simplu; b – palan dubluFig.2.1. Schema constructivă a palanelor

Palanele simple sunt utilizate de regulă la macaralele cu braţ, iar cele duble se utilizează la mecanismele de ridicat ale utilajelor tehnologice.

Ramurile organului flexibil pe care se repartizează sarcina se numesc ramuri portante. Cu cât numărul ramurilor portante este mai mare cu atât forţa din fiecare ramură este mai mică, iar în consecinţă cablul şi rolele vor avea un diametru mai mic, ceea ce duce la creşterea numărului de role ale palanului, deci acesta va avea o construcţie complexă şi un randament total mai mic.

O altă mărime caracteristică a palanelor este raportul de transmisie, care se defineşte ca raport între numărul ramurilor portante şi numărul ramurilor acţionate:

unde: na= 1, pentru palanele simple; na = 2, pentru palanelor duble;sau ca raportul dintre viteza de deplasare a ramurilor active şi viteza de deplasare a grupului mobil de role.

Viteza de ridicare a sarcinii la mecanismele cu palane duble este mai mare decât la mecanismele de ridicare cu palan simplu, dacă aceste palane au acelaşi număr de ramuri portante

Alegerea numărului de ramuri portante se face în funcţie de sarcina utilă, conform tabelului 2.1. Tabelul 2.1.

Sarcina Q [kN] 20…50 50…160 160…320 320…630 630…1000

Numărul de ramuri portante n

1 sau 2 2 sau 3 4…6 6…8 8…10 10…12 12…16

Un palan dublu este echivalent cu două palane simple, cuplate în paralel având fiecare un număr de ramuri portante

egal cu jumătate din numărul total de ramuri ale palanului dublu. Întotdeauna palanul dublu are un număr par de ramuri, iar

rola mediană, care teoretic nu se roteşte la acţionarea palanului, se numeşte rolă de egalizare, întrucât prin intermediul ei se

stabileşte echilibrul între cele două părţi ale palanului.

B.26. Calculul randamentului palanelor.

Randamentul palanelor cu cablu se defineşte ca raport între forţa utilă care s-ar dezvolta într-o ramură a palanului în lipsa pierderilor şi forţa efectivă care trebuie dezvoltată în ramura activă.

Se consideră schema desfăşurată a unui palan simplu cu n ramuri portante prezentată în fig.2.2.Neglijând pierderile prin frecare, forţa din fiecare ramură este:

(2.1)

unde: S1, S2, …Sn – forţele din ramurile palanului, [N]; Q – sarcina de ridicat, [N]; n – numărul de ramuri portante, [-].

Fig.2.2. Schema desfăşurată a palanului simplu

Raportul de transmisie este:

În realitate, datorită pierderilor prin frecare ce apar la rotirea rolelor, forţa din ramura de acţionare diferă în raport cu randamentul rolei, deci forţele portante ale palanului vor fi:

(2.2) Din condiţia de echilibru, suma tuturor forţelor din ramurile portante trebuie să echilibreze sarcina Q, adică:

(2.3)Termenii din paranteză reprezintă o serie geometrică, iar relaţia (2.3) devine:

(2.4)

din care valoarea lui Sn este:

(2.5)

Randamentul palanului este dat de relaţia:

(2.6)

La palanele duble, calculul randamentului este analog cu cel pentru palanele simple, dar raportul de transmisie va fi în acest caz diferit, datorită celor două ramuri de acţionare.

(2.7)

Valoarea randamentului palanului dublu este:

(2.8)

Funcţie de numărul ramurilor portante şi tipul lagărelor în care sunt montate rolele, valorile randamentului palanelor sunt date în tabelul 2.2. Tabelul.2.2

Tipul lagărului

Numărul ramurilor portante

2 3 4 5 6 7 8

De alunecare 0,98 0,96 0,94 0,92 0,90 0,89 0,87

De rostogolire 0,99 0,98 0,97 0,96 0,95 0,94 0,93

B.27. Trolii-constructie, functionare, calculul puterii motorului electric de actionare.

Troliile sunt mecanisme prevăzute cu tambur şi organ flexibil utilizate pentru ridicarea sau tractarea sarcinilor. Ele pot fi utilizate fie ca mecanisme independente, fie ca subansamble ale utilajelor metalurgice (constituind mecanisme de ridicare).

Din punct de vedere al modului de acţionare, troliile sunt: trolii manuale şi trolii mecanice. Troliile mecanice pot fi acţionate cu motor electric, hidraulic sau cu ardere internă.

După posibilitatea de inversare a sensului de antrenare al tamburului, troliile pot fi reversibile şi nereversibile. În cazul troliilor reversibile, ambele sensuri de mişcare sunt controlate prin intermediul motorului, transmisia fiind prevăzută cu inversor de sens. Troliile nereversibile sunt antrenate în sensul ridicării sarcinii prin ambreiere, iar coborârea se face prin debreiere, datorită greutăţii sarcinii şi a frânei de limitare a vitezei.

După numărul vitezelor de înfăşurare a cablului se disting: trolii cu singură viteză, trolii cu mai multe viteze şi trolii

cu variaţie continuă a vitezei; realizarea mai multor viteze de lucru reprezintă o necesitate care poate fi determinată atât de

factorii tehnologici, cât şi de factorii de exploatare.

Schema cinematică a unui troliu cu o singură viteză, acţionat electric, este reprezentată în fig.2.3. Momentul de răsucire se transmite de la motorul electric la tambur prin intermediul unui reductor. Motorul electric 1 serveşte la producerea energiei mecanice sub formă de mişcare de rotaţie, care se trasmite reductorului de turaţie 4, care amplifică cuplul motor. Cuplajul 2 realizează legătura mecanică permanentă între arborele motorului şi arborele de intrare al reductorului şi serveşte în acelaşi timp ca roată de frână. Arborele de ieşire al reductorului transmite mişcarea, prin intermediul cuplajului 5, tamburului 6 (rezemat pe lagărele 7), pe care se înfăşoară cablul de ridicare al sarcinii. Frâna 3 serveşte la oprirea mişcării şi menţinerii mecanismului în stare blocată cu sarcina în poziţie “ridicată”. Amplasarea ei este avantajoasă pe arborele de turaţie ridicată, deoarece la acest arbore momentul de răsucire este minim.

Fig. 2.3. Schema cinematică a troliului cu o singură viteză

Calculul tehnologic al troliilor cu o singură viteză constă în determinarea parametrilor necesari pentru alegerea principalelor elemente componente ale acestora.

Etapele de calcul sunt: 1.Încadrarea troliului în grupa de funcţionare, conform STAS 4662-90, în acest mod putându-se determina timpul de funcţionare mediu zilnic şi coeficientul de încărcare al utilajului. 2.Calculul palanului de ridicare, care cuprinde următoarele etape:

- alegerea cârligului; - alegerea tipului palanului (simplu, dublu), a numărului de ramuri portante, precum şi a randamentului său la ridicare

– coborâre;- alegerea cablului (calculul forţei din ramura cablului care se înfăşoară pe tambur, calculul diametrului cablului şi

alegerea tipului constructiv al acestuia);- alegerea diametrului rolelor de cablu.3.Calculul dimensiunilor caracteristice ale tamburului de cablu (diametrul nominal al cablului, lungimea şi

grosimea).4.Determinarea puterii de antrenare care se face cu relaţia:

(2.9)

în care: Q – greutatea sarcinii utile, [N];vQ – viteza de ridicare a sarcinii, [m/min];

mec - randamentul mecanismului, ( = 0,840,87).5.Calculul transmisiei dintre motorul electric de acţionare şi tamburul palanului.Raportul de transmisie între motor şi tobă se determină cu relaţia:

(2.10)

în care: nm – numărul de rotaţii ale motorului [rot/min];nt – numărul de rotaţii ale tobei [rot/min];

(2.11)

unde: vt – viteza periferică a tobei, [m/min]; ; vQ – viteza de ridicare a sarcinii, [m/min]; ip – raportul de transmisie al palanului, [-].

6.Calculul momentului necesar de frânare şi alegerea frânei.MF Mf (2.12)

în care: MF – momentul sarcinii redus la arborele organului frânat, [N mm]; - coeficient de siguranţă la frânare, [-];Mf – momentul de frânare, [N mm].Mecanismele de ridicare ale utilajelor care transportă metal topit sau incandescent, substanţe toxice sau

acide, conform reglementărilor ISCIR sunt prevăzute cu două frâne: una de serviciu şi una de siguranţă. Frâna mecanismelor de siguranţă intervine temporizat după ce oprirea a fost realizată cu frâna de seviciu.Coeficientul de siguranţă al fiecărei frâne se alege în funcţie de grupa de funcţionare a mecanismului.

B.28. Scheme de montaj specifice mecanismelor de ridicare.

a - palan simplu; b – palan dubluFig.2.1. Schema constructivă a palanelor

Fig.2.2. Schema desfăşurată a palanului simplu

Fig. 2.3. Schema cinematică a troliului cu o singură viteză

B.29. Mecanisme de deplasare-tipuri constructive, clasificare, calculul puterii motorului electric de actionare.

Mecanismele de deplasare sunt sisteme cu ajutorul cărora se realizează mişcarea de translaţie a utilajelor sau a unor subansamble ale acestora, în scopul deplasării sarcinii pe direcţie orizontală. Deplasarea apare ca efect al transmiterii unui moment activ, roţilor motoare. Caracterul mişcării este determinat de mărimea şi sensul forţelor care acţionează asupra lor. Acestea se pot grupa în: forţe active şi forţe rezistente.

În timpul deplasării utilajelor apar rezistenţe la înaintare datorită unor diverse cauze, care se manifestă prin forţe sau moment, care acţionează, de obicei la periferia roţilor de rulare şi în sens contrar mişcării. Aceste rezistenţe la înaintare, trebuie învinse prin acţiunea forţelor motoare, generate la periferia roţilor de către motorul electric de acţionare. În cele ce urmează se prezintă unul dintre tipurile constructive cele mai întâlnite de mecanisme de deplasare şi anume : mecanismul de deplasare cu roţi de ghidare pe şine (fig.2.4). Principalele elemente constructive ale acestui mecanism sunt: 1-motor electric; 2- cuplaj cu frână; 3- reductor cu angrenaje cilindrice; 4- arbori de transmisie; 5- cuplaj de legătură; 6-roţi de rulare; 7-şine de rulare.

Fig.2.4. Schema mecanismului de translaţie cu roţi ghidate pe şine

Fig.2.5. Acţiunea forţelor asupra roţii de rulare

Pentru determinarea puterii motorului mecanismului de acţionare este necesar să analizăm acţiunea forţelor asupra unei singure roţi, schemă prezentată în (fig.2.5). Asupra acestei roţi acţionează forţa P, iar pentru deplasarea acesteia trebuie să învingem momentele de frecare generate de acestă forţă în lagărul roţii de rulare. Forţa de frecare din lagărul roţi se determină cu relaţia: F = P.

Momentul de frecare în lagărul roţii este:

[Nmm] (2.12)

iar momentul de frecare la rostogolirea roţii este: [Nm] (2.13)

în care: P- forţa ce acţionează asupra unei roţi, [N];d – diametrul lagărului roţii de rulare, [mm] - coeficient de frecare la alunecare, [-];f - coeficient de frecare de rostogolire, [mm];Momentul de frecare total va fi:

[Nm] (2.14)

Valoarea rezistenţei la înaintare pentru roata analizată este:

(2.15)

Luând în considerare toate cele “n” roţi de rulare ale mecanismului, atunci rezistenţa la înaintare totală (pentru întregul mecanism) se determină cu relaţia:

Wt=W1+W2+….Wn= (2.16)

în care: (P1+P2+P3+…Pn) - forţele de apăsare asupra roţilor de rulare ale mecanismului:

Dar, ( P1+P2+P3+…Pn) = Q + G Astfel, relaţia de determinare a rezistenţei la înaintare a mecanismului este:

(2.17)

în care: (Q+G) – greutatea totală a mecanismului; - coeficient de frecare între bordurile roţilor şi şinele de rulare; =2,3…3,5;f – coeficient de frecare la rostogolire, [mm];

Puterea motorului electric de acţionare al mecanismului de translaţie se determină cu relaţia:

(2.18)

Etapele calculului tehnologic al mecanismelor de deplasare presupune parcurgerea următoarelor etape:1.Stabilirea datelor iniţale ale mecanismului (destinaţia şi tipul utilajului, masa proprie a utilajului,masa sarcinii

nominale,viteza de deplasare, grupa de funcţionare, ecartamentul, ampatamentul,locul de funcţionare).2.Calculul şi alegerea roţilor de rulare şi a şinei.

3.Determinarea rezistenţelor la înaintare.4.Stabilirea puterii motorului electric de acţionare.5.Alegerea transmisiei mecanice.

B.30. Scheme de montaj specifice mecanismelor de deplasare.

Fig.2.4. Schema mecanismului de translaţie cu roţi ghidate pe şine

B.31. Mecanisme de rotatie-platforme rotitoare pe roti fixe si mobile, mecanisme de rotatie cu axa orizontala, mecanisme de rotatie cu coloana verticala.În general, mecanismele de rotaţie sunt alcătuite dintr-un grup de acţionare (motor electric, reductor de turaţie, frână) şi o transmisie pinion – roată dinţată. La mecanismele de rotaţie ale utilajelor mari, se pot utiliza două grupuri de acţionare plasate diametral opus, în acest mod reducându-se la jumătate solicitarea angrenajelor, iar forţele ce apar în punctele de angrenare se reduc la un cuplu de forţe tangenţiale.

Mecanismele de rotaţie trebuie să corespundă unor particularităţi funcţionale determinate de construcţia lor. Astfel, ele trebuie să pună în mişcare mase mari, iar momentele lor de inerţie sunt de asemenea mari. În acest scop, în cazul

acţionării electrice, se utilizează motoare cu pornire cu 2-3 trepte reostatice, sisteme cu frânare electrodinamice, cuplaje hidraulice şi amortizoare.

O altă particularitate a acestor mecanisme o constituie valoarea mică a vitezei de regim, 0,5 –2,5 rot/min, aceasta fiind funcţie de tipul şi mărimea utilajului. Motoarele electrice de acţionare a mecanismelor de roţie au turaţii cuprinse în intervalul 750 – 1500 rot/min, astfel încât rezultă rapoarte de transmisie mari. În aceste condiţii, se utilizează în mod frecvent reductoare melcate şi planetare în două sau trei trepte.

În cele ce urmează se prezintă câteva variante constructive de mecanisme de rotaţie.

a) pe roţi mobile b) pe roţi fixeFig.2.8. Schema constructivă a platformelor rotitoare pe roţi fixe şi mobile

Principalele elemente componente ale platformelor rotitoare pe roţi fixe şi mobile, prezentate în fig.2.8 sunt: 1-platformă rotitoare; 2-roţi mobile; 3-roţi de ghidare fixe, în plan orizontal; 4–roţi de ghidare fixe în plan vertical; 5-reductor cu angrenaje cilindrice; 6-motor electric de acţionare; 7-suport de susţinere; 8-pinion de antrenare; 9-coroană dinţată montată pe platformă; 10-pinion conic de antrenare.

Mecanisme de rotaţie cu axă orizontalăSchema constructivă a acestui tip de mecanism este prezentată în fig.2.10, sarcina de încărcare fiind

excentrică faţă de lagăre.

Fig.2.11 Schema mecanismului de rotire cu axă orizontală

Arborele de transmisie 3 este cuplat cu reductorul 2 şi motorul electric 1. Valorile reacţiunilor R A şi RB se determină din ecuaţiile de echilibru:

şi

Se obţine:

şi (2.39)

Dacă se neglijează momentele suplimentare, ce pot apare datorită acţiunii excentrice a sarcinii şi dacă luăm în considerare momentul de inerţie , atunci momentul total se determină cu relaţia:

(2.40)Puterea motorului electric se determină cu relaţia:

[KW] (2.41)

în care: n- numărul de rotaţii al braţului, [rot/min]; mec – randamentul mecanismului, [-].

Mecanisme de rotaţie cu coloană verticală, având sarcina excentrică faţă de axa de rotaţieÎn fig.2.10 se prezintă schema mecanismului de rotire cu coloană verticală, având sarcina excentrică situată la

distanţa r faţă de axa de rotaţie. Pe coloana 1 se află montate lagărele radiale A, B şi lagărul axial C. Roata dinţată 2 şi pinionul de antrenare 3 se află montate deasupra lagărului radial B. Valorile reacţiunilor RA şi RB se determină din ecuaţia de echilibru:

;

de unde: (2.34)

şi din ecuaţia: ;

Fig. 2.10.Schema mecanismului de rotire a coloanei, cu sarcina excentrică

din care:

(2.35)

Momentul rezistent din lagărul axial se determină cu relaţia: (2.36)

Dacă se neglijează forţele de inerţie provocate de masa excentrică în mişcare, atunci momentul total va fi: , [Nm] (2.37) Pentru acest mecanism, puterea motorului electric se determină cu relaţia:

[KW] (2.38)

B.1. Cabluri din otel. Tipuri constructive. Clasificare.B.2. Metode folosite in calculul cablurilor.B.3. Calculul cablurilor din otel prin metoda rezistentelor admisibile.B.4. Prezentarea principalelor solicitari care apar in cabluri si cauzele care determina aparitia acesora in exploatare.B.5. Imbinarea si fixarea capetelor cablurilor.B.6. Lanturi. Tipuri constructive, clasificare si calculul lanturilor sudate si articulate.B.7. Role pentru ghidarea cablurilor-constructie. Modalitati de montare a rolelor pe axe.B.8. Calculul randamentului rolelor.B.9. Roti stelate pentru actionarea lanturilor cu eclise si bolturi-elemente constructive.B.10. Tamburi pentru actionarea cablurilor. Tipuri constructive, clasificare.B.11. Calculul tamburilor.B.12. Principalele solicitari care apar la tamburi in exploatare.B.13. Modalitati de fixare a tamburilor pe axe.B.14. Modalitati de fixare a capetelor cablurilor pe tamburi.B.15. Carlige pentru suspendarea sarcinilor. Tipuri constructive, clasificare.B.16. Calculul carligelor simple forjate in sectiunile periculoase.B.17. Modalitati de montare a carligelor la mufla mobila.

B.18. Ocheti pentru supendarea sarcinilor.B.19. Dispozitive de legare a sarcinilor. Traverse pentru sarcini. Electromagneti pentru ridicarea sarcinilor.B.20. Clesti pentru prinderea sarcinilor. Conditia de baza necesara pentru ridicarea sarcinii.B.21. Graifarul bicablu pentru transportul sarcinilor-constructie, functionare.B.22. Roti de rulare, sine de rulare-tipuri constructive, clasificare.B.23. Calculul rotilor de rulare cilindrice si conice.B.24. Frana cu doi saboti cu electromagnet si cursa scurta-constructie, clasificare, calcul.B.25. Palane factoriale-constructie, clasificare.B.26. Calculul randamentului palanelor.B.27. Trolii-constructie, functionare, calculul puterii motorului electric de actionare.B.28. Scheme de montaj specifice mecanismelor de ridicare.B.29. Mecanisme de deplasare-tipuri constructive, clasificare, calculul puterii motorului electric de actionare.B.30. Scheme de montaj specifice mecanismelor de deplasare.B.31. Mecanisme de rotatie-platforme rotitoare pe roti fixe si mobile, mecanisme de rotatie cu axa orizontala, mecanisme de rotatie cu coloana verticala.