Mašinske konstrukcije i mehanizacija zadatak... · 2020. 3. 16. · Univerzitet u Novom Sadu Tehnički fakultet „Mihajlo Pupin“ Zrenjanin PREDMET: MAŠINSKE KONSTRUKCIJE I MEHANIZACIJA

Univerzitet u Novom Sadu

Tehnički fakultet „Mihajlo Pupin“

Zrenjanin

PREDMET: MAŠINSKE KONSTRUKCIJE I MEHANIZACIJA

SEMINARSKI RAD

Tema: MOSNA DIZALICA

Profesor: Student:

Zrenjanin, 2018.

Mašinske konstrukcije i mehanizacija 2018.

2

SADRŽAJ PROJEKTNI ZADATAK ...............................................................................................4

1. PRORAČUN I IZBOR OPREME MEHANIZMA ZA DIZANJE .............................5

1.1.Polazni podaci ..........................................................................................................5

1.2. Donja koturača ........................................................................................................6

1.2.1.Opšti podaci ......................................................................................................6

1.2.2. Izbor užeta ............................................................................................................6

1.2.3. Izravnavajući kotur ...........................................................................................7

1.2.4. Glavne mere koturača .......................................................................................7

1.3. Proračun doboša ......................................................................................................8

1.3.1. Mere omotača doboša .......................................................................................9

1.3.2. Izbor ležajeva ................................................................................................. 10

1.4. Elektromotor ......................................................................................................... 10

1.4.1. Merodavna snaga za izbor motora....................................................................... 10

1.4.2. Pogonske karakteristike motora ...................................................................... 11

1.5. Elastična spojnica .................................................................................................. 12

1.6. Kočnica sa hidrauličnim podizačem....................................................................... 12

1.6.1. Mere dvopapučne kočnice .............................................................................. 12

1.6.2. Hidraulični podizač......................................................................................... 13

1.6.3. Provera kočnice .............................................................................................. 14

1.7. Prenosnik snage (reduktor) .................................................................................... 15

1.8. Dinamika mehanizma za dizanje ........................................................................... 16

2. PRORAČUN I IZBOR OPREME MEHANIZMA ZA KRETANJE

ELEKTRIČNOG VITLA .............................................................................................. 17

2.1. Polazni podaci ....................................................................................................... 17

2.2. Izbor vrste mehanizma za kretanje ......................................................................... 17

2.3. Izbor točka ............................................................................................................ 18

2.4. Određivanje otpora i potrebne snage ...................................................................... 19

2.5. Izbor elastične spojnice: ........................................................................................ 20

2.6. Izbor vertikalnog reduktora ................................................................................... 20

2.7. Izbor zupčaste spojnice .......................................................................................... 21

2.8. Proračun vremena ubrzanja ................................................................................... 22

2.9. Proračun vremena zaustavljanja ............................................................................. 22

3. PRORAČUN I IZBOR OPREME MEHANIZMA ZA KRETANJE DIZALICE ... 23

3.1. Polazni podaci ....................................................................................................... 23

3.2. Izbor točkova ........................................................................................................ 24


3

3.3. Određivanje otpora, proračun snage i izbor motora ................................................ 26

3.4. Elastična spojnica .................................................................................................. 28

3.5. Kočnica sa EHT- podizačem ................................................................................. 28

3.6. Prenosnik snage (reduktor) .................................................................................... 28

3.7. Izbor zupčaste i krute spojnice, dimenzionisanje vratila ......................................... 29

3.8. Dinamika mehanizma za kretanje .......................................................................... 30

4. GRAFIČKA DOKUMENTACIJA ............................................................................ 32

LITERATURA ............................................................................................................... 33


4

PROJEKTNI ZADATAK

Projektovati Mostovsku dizalicu opšte namene, koja učestvuje u tehnološkom

procesu proizvodnje u mašinskoj hali.

Karakteristike dizalice su:

- nosivost........................................................................m=5 (t)

- brzina dizanja.............................................................Vd= 20 (m/min)

- brzina kretanja vitla....................................................Vv= 50(m/min)

- brzina kretanja dizalice...............................................Vm=100(m/min)

- visina dizanja................................................................H=25 (m)

- raspon dizalice...............................................................L=32(m)

Prema uslovima rada (režima) i zadatog srednjeg radnog ciklusa dizalice, sama

dizalica-noseća konstrukcija i njeni pogonski mehanizmi su svrstani u treću pogonsku klasu

(teški uslovi rada) prema JUS M.D1.020.

Potrebno je uraditi sledeće:

1.Proračunati mehanizam za dizanje i izvršiti izbor standardne opreme,

2.Proračunati mehanizam za kretanje električnog vitla i izvršiti izbor standardne opreme

3.Proračunati mehanizam za kretanje dizalice i izvršiti izbor standardne opreme,

4.Dati sklopni crtež dizalice.


5

1. PRORAČUN I IZBOR OPREME MEHANIZMA ZA DIZANJE

1.1.Polazni podaci

- Nosivost:................................... m = 5 (t) = 5000 (kg)

- Sila težine tereta:......................Q = m · g = 5 · 9,81 = 49,05 (KN)

- Brzina dizanja:.........................Vd = 20 (m/min) = 0,3333 (m/sec)

- Visina dizanja:..........................H = 25 (m)

- Pogonska klasa:........................3 (teška)

Pošto je dizalica opšte namene usvaja se jednokraka kuka, kao univerzalni uređaj za

zahvatanje tereta u sklopu donje dvojne koturače. Oba kraja užeta namotavaju se na doboš,

čiji je pogon ostvaren pomoću zupčaste spojnice specijalne izvedbe.

Komponente mehanizma za dizanje su: kliznokolutni motor, elestična spojnica u

kombinaciji sa dvopapučnom kočnicom sa hidrauličnim podizačem, horizontalni reduktor i

doboš.

- Šema mehanizma za dizanje tereta

Pošto je dizalica opšte namene usvaja se jednokraka kuka, kao univerzalni uređaj za

zahvatanje tereta u sklopu donje dvojne koturače. Oba kraja užeta namotavaju se na doboš,

čiji je pogon ostvaren pomoću zupčaste spojnice specijalne izvedbe.

Slika 1. Šematski prikaz mehanizma za dizanje tereta

Oznake pozicija:

1. Elektromotor

2. Elastična spojnica

3. Dvopapučna kočnica

4. Reduktor

5. Doboš

6. Čelično uže


6

7. Donja koturača duge konstrukcije

8. Kotur za izravnanje

1.2. Donja koturača

Za nosivost m = 5 (t) i treću pogonsku klasu (teški uslovi rada) usvojena je standardna

koturača (redni broj 03 iz tabele I) sa dva kotura, koja se u mehanizmu za dizanje koristi kao

dvojna koturača.

1.2.1.Opšti podaci

Broj krakova užeta: n = 4

Prenosni odnos koturače: ik =n

2=

4

2= 2

Koeficijent iskorišćenja: ηk =1 − η0

ik

ik(1 − η0)=

1 − 0,982

2(1 − 0,98)= 0,99

gde je: ηo = 0,98 – stepen iskorišćenja jednog kotura sa kotrljajućim ležajevima

1.2.2. Izbor užeta

Maksimalna sila u užetu:

Fumax =Q

n ⋅ ηk=

49,05

4 ⋅ 0,99= 12,386(KN)

Sila kidanja u užetu:

S = k · Fumax = 6,3 · 12,386 = 78,0318 (KN)

gde je: k = 6,3 – stepen sigurnosti užeta na kidanje prema JUS M.D1.070

za 3 pogonsku klasu.(Tabela 10, Praktikum, str.24)

Na osnovu sile kidanja usvaja se desnohodo unakrsno predeno uže:

d 12 (6x37 = 222) Tip B – DIN 655

sa jačinom kidanja jedne žice σM = 1570 (N/mm2) (160 kp/cm2)

čija je računska sila kidanja So= 84,5 (KN) ˃ S = 78,0318 (KN)

Stvarni stepen sigurnosti:

υ =S0

Fumax=

84,5

12,386= 6,82


7

Karakteristike užeta:

- prečnik žice δ = 0,55 (mm)

- površina poprećnog preseka F = 52,7 (mm2)

- težina dužnog metra q = 5 (N/m) = 0,5 (kg/m)

Ukupna težina užeta ( 80 m dužine) Gu = 40kg. (Tabela 11, str.26)

1.2.3. Izravnavajući kotur

Prečnik izravnavajućeg kotura:

Dik = (D

d)

ik⋅ du = 12 ⋅ 12 = 144 (mm)

Odnos (D/d)ik = 12 za treću (3) pogonsku klasu prema JUS M.D1.070. (Tabela 12,

Praktikum, str.30)

Usvaja se standardni kotur. D = 320 (mm)

Ukupna težina izravnavajućeg kotura: Gik = 91 (kg). (Tabela I, Praktikum, str.

129)

1.2.4. Glavne mere koturača

Glavne mere koturača su usvojene iz standarda (Tabela I – dodatak) za koturaču 3.

Prečnik kotura:

Dkot = (D

d)

k⋅ du = 22 ⋅ 12 = 264 (mm)

odnos (D

d)

k= 22 za treću (3) pogonsku klasu prema JUS M. D1.070

Standardni prečnik je D =320 (mm) što odgovara vrednosti d1 usvojene koturače.


8

Slika 2. Donja koturača duge konstrukcije

1.3. Proračun doboša

Konstrukcija doboša je zavarena sa cilindričnim omotačem na kome su narezani

žljebovi (levi i desni navoj).

Krajevi užeta za omotač doboša su vezani pomoću pločica i zavrtnjeva. Za jedan kraj

užeta predviđene su tri veze.

Obrtni moment sa izlaznog vratila reduktora na doboš se prenosi pomoću izvedene

zupčaste veze.

Omotač doboša je od Č.0361, a osovine od Č.1530.

Slika 3. Konstruktivni prikaz doboša u sklopu


9

1.3.1. Mere omotača doboša

- Nazivni prečnik doboša

Ddob = (D

d)

d⋅ du = 22 ⋅ 12 = 264 (mm)

Usvaja se standardni prečnik D = 320 (mm)

- Dimenzije žljebova:

Za prečnik užeta d = 12 (mm) usvojene su sledeće dimenzije žljebova:

S = 15 (mm)

r = 7 (mm)

a1 = 1.5 (mm) (Tabela 14, Praktikum, str.40)

Slika 4. Dimenzije žljebova doboša

Dužina doboša:

Ld = 2b + 2Lnar + Lq (mm)

b = 34 (mm) (Tabela 7, Praktikum, str 135)

Ukupan broj žljebova:

z = 4 +ik ⋅ Hd

π ⋅ Dd= 4 +

2 ⋅ 25

3,14 ⋅ 0,34= 50,83 = 51

Lnar = z · S = 51·15 = 765 (mm)

Lq = 175 (mm) (Tabela 7, Praktikum, 135str.)

Ld = 2 · 34 + 2 · 765 + 175 = 1773 (mm)

Odnos Ld/Dd = 1773/320 = 5,540 ˂ 6

- Debljina omotača doboša:

h =Fumax

S ⋅ σdoz=

12,386

1,5 ⋅ 12,5= 0,66 (cm)


10

usvaja se vrednost: h = 7 (mm)

Dozvoljeni napon za Č.0361 iznosi σdoz = 12,5 (KN/cm2)

1.3.2. Izbor ležajeva

- Broj obrtaja doboša:

nd =ik ⋅ Vd

π ⋅ Dd=

2 ⋅ 20

3,14 ⋅ 0,32= 39,8 (min−1) = 0,663 (sec−1)

- Proračun rastojanja između oslonaca A i B

L1 = Ld+c-a= 1773+58-26 = 1805 mm

c=58

a=26, (Tabela 7, Praktikum, str.135)

- Sile reakcije u osloncima osovina doboša

FA =1

1805[12,386(1032 + 857)] = 12,962 (KN)

FB =1

1805[12,386(773 + 948)] = 11,809 (KN)

U osloncu A je usvojen prstenasti bačvasti dvoredni podesivi ležaj oznaka 223:

Dimenzije: d = 90 (mm); D = 190 (mm); B = 64 (mm)

Nosivost: C = 510 (KN) (Mašinski elementi, Miltenović)

U osloncu B je usvojen prstenasti bačvasti dvoredni podesivi ležaj oznaka 231:

Dimenzije: d = 120 (mm); D = 200 (mm); B = 62 (mm)

Nosivost: C = 530 (KN)

1.4. Elektromotor

1.4.1. Merodavna snaga za izbor motora

- Snaga dizanja:

P =Q ⋅ Vd

1000 ⋅ η=

49050 ⋅ 0,333

1000 ⋅ 0,90= 18,14 (KW)

- Stepen iskorišćenja prenosnog mehanizma:

η = ηk · ηd · ηr = 0,99 · 0,98 · 0,93 = 0,90

, gde je :

- ηr- stepen korisnosti reduktora,

- ηd- stepen korisnosti doboša,

- ηk- stepen korisnosti koturače.


11

- Relativno trajanje uključenja (stvarna intermitenca)

𝜀𝑑% =∑ 𝑡𝑖

𝑖=𝑛𝑖=1

𝑇0⋅ 100% =

2(24 + 16)

180⋅ 100 = 44,44 (%)

- Broj radnih ciklusa na čas:

c =3600

T0=

3600

180= 20(cik/h)

- Broj uključenja motora na čas:

z = ( zn + zk ) · c = [4 + (2 ÷ 4)] ⋅ 20 = 120 ÷ 160 (uklj/h)

gde je:

zn = 4 – normalni broj uključenja motora mehanizma za dizanje u toku

jednog radnog ciklusa dizalice

zk = 2 ÷ 4 – korektivni broj uključenja motora

- Potrebna snaga motora sa standardnom intermitencom ED 40%

P0 = P√εd

ED= 18,14 ⋅ √

44,44

40= 19,12 (KW)

- Izbor elektromotora:

Iz odgovarajućeg kataloga za vrstu pogona S4, standardnu intermitencu ED 40% i

broj uključenja z = 150 (uklj/h) usvaja se:

Kliznokolutni dizalični motor tipa:

ZPD – 225Mk – 6 – „SEVER“ – Subotica (Praktikum, Tabela 9, str.142)

Nominalna snaga Pn = 21 (KW); broj obrtaja n1 = 965 (m-1) = 15,07 sec-1; moment

inercije rotora motora Ir = 0,88 (kg/m2); prevrtni faktor preopterećenja ψm = Mm/Mn=3

Težina elektromotora: Gm = 390 kg.

1.4.2. Pogonske karakteristike motora

- Ugaona brzina pogonskog vratila

ω1 =π ⋅ n1

30=

3,14 ⋅ 965

30= 101 (sec−1)

- Nominalni moment motora

Mn = 9550Pn

n1= 9550

21

965= 207,82(Nm)


12

- Moment upuštanja (zaletanja) motora – srednja računska vrednost

Mu = ψsr · Mn = 1,6 · 207,82 = 332,512 (Nm)

gde je:

ψsr =ψmin + ψmax

2=

1,1 + 2,1

2= 1,6 − srednji faktor preopterećenja

Usvaja se:

ψmin =Mmin

Mn= 1,1 i ψmax =

Mmax

Mn= 2,1 < ψm = 3

1.5. Elastična spojnica

- Moment tereta pri ustaljenom kretanju tereta

M =Q ⋅ Dd

2 ⋅ ik ⋅ ir ⋅ η= 9550

P

n1= 9550

18,14

965= 179,52 (Nm)

Pošto se deo elastične spojnice koristi kao kočioni doboš dvopapučne kočnice iz

tabele 13 za nazivnu snagu motora Pn = 21 KW pri 40 % ED i broj obrtaja motora

n1 = 965 min-1 usvaja se prečnik kočionog doboša Dk = 250 mm.

Na osnovu izloženog usvaja se elastična spojnica: (str 160.)

Ø 250 JUS M.C1.516 koja može da prenese obrtni moment M = 320 (Nm)

širina kočionog doboša Ls = 95 (mm)

težina elastične spojnice Ges= 32,8 (kg)

1.6. Kočnica sa hidrauličnim podizačem

1.6.1. Mere dvopapučne kočnice

- Prečnik i širina kočionog doboša

Dk = Des = 250 (mm); ls = 95 (mm)

Obloge papuča su od presovanog azbesta sa provučenim mesinganim žicama, čiji je

koeficijent trenja μk = 0,4.

Obuhvatni ugao obloga je β = 60 - 700, β = 700 (usvojeno iz Praktikuma, str.58), a širina B

= ls – (5÷10) = 95 – 5 = 90 mm.

- Površina obloga:


13

Ap =π ⋅ Dk ⋅ β

3600⋅ B =

π ⋅ 25 ⋅ 700

3600⋅ 9 = 137,375 cm2

- Dimenzije poluga i prenosni odnos kočnice

Dimenzije poluga:

b =Dk

2=

250

2= 125 (mm) d = 32 (mm)

a = 2,5 · b = 2,5 · 125 = 312,5 (mm)

c = 4,2 · d = 4,2 ·32 = 134,4 (mm)

Prenosni odnos polužja kao kinematska karakteristika kočnice:

ik =a

b⋅

c

d=

312,5

125⋅

134,4

32= 10,5

Pogled “A”e

g

s

m

H

b

f

h

k

c

l

L

p

d

70

Slika 5. Dvopapučna kočnica sa hidrauličnim podizačem

1.6.2. Hidraulični podizač

- Moment kočenja kočnice


14

Mk = υ · M ·η2 = 2,5 · 179,52 · 0,92 = 363,528(Nm)

gde je:

υ = 2,5 – usvojena vrednost stepena sigurnosti kočenja kočnice (Praktikum, str.

57)

- Sila kočenja

Fk =Mk

ik ⋅ ηk ⋅ μk ⋅ Dk=

363,528

10,5 ⋅ 0,93 ⋅ 0,4 ⋅ 0,25= 372,27 (N)

gde je:

ηk = 0,93 – stepen korisnosti polužja kočnice

Na osnovu sile kočenja usvaja se hidraulični podizač:

EHT – 375 F – „Elektrokovina“ – Maribor

čija je:

povratna kočiona opruga jačine Fk = 700 (N)

sila podizanja Fp = 750 (N)

visina u neukočenom stanju H = 480 (mm)

hod podizanja hp = 50 (mm)

iskorišćena vrednost hoda h = 50 – (10÷20) ≈ 30 (mm)

visina podizača u ukočenom stanju Hk = H – (10÷20) = 480 -20 = 460

(mm)

težina podizača G = 30

ukupna težina kočnice Gk = 91,6 (kg)

1.6.3. Provera kočnice

Stepen sigurnosti

- Normalna sila na kočionom dobošu

Fn = Fk · ik · ηk = 372,27 · 10,5 · 0,93 = 3635,216 (N)

- Stvarni moment kočenja kočnice

Mk = Fn · μk · Dk = 3635,216 · 0,4 · 0,2 = 290,82 (Nm)

- Stvarni stepen sigurnosti kočenja kočnice

υ =Mk

M ⋅ η2=

290,82

179,52 ⋅ 0,92= 2 što zadovoljava.

Provera kočionih obloga

- Specifični pritisak


15

P =Fn

Ap=

3635,216

137,375= 26,46 (

N

cm2)

što je u granicama dozvoljenog pritiska.

- Kritična brzina kočenja na obodu kočionog doboša

Vk =π ⋅ Dk ⋅ n1

60⋅ K =

3,14 ⋅ 0,25 ⋅ 965

601,1 = 13,88 (

m

s)

gde je:

K = 1,1 ÷ 1,2 – stepen sigurnosti.

- Specifična snaga kočenja kočnice

pVk = 26,46 ⋅ 11,11 = 367,26 (Nm

cm2 ⋅ s) < (pVk)dk = 500 (

Nm

cm2 ⋅ s)

Na osnovu ovog približnog (toplotnog) proračuna, obloge papuča zadovoljavaju.

1.7. Prenosnik snage (reduktor)

- Prenosni odnos reduktora

ir =n1

nd=

965

39,8= 25

Izbor standardnog reduktora za treću pogonsku klasu (3):

ulazni broj obrtaja n1 = 965 (min-1),

prenosni odnos ir = 25, i

ulazna snaga Pn = 21 (KW)

Usvaja se standardni trostepeni horizontalni reduktor:

H2.50.00/III MIN – NIŠ

Koji može da prenese snagu P = 28 (KW), pri broju obrtaja n = 1450 (min-1) i ima

stvari prenosni odnos ist = 25.

Gabaritne mere reduktora date su u odgovarajućoj tabeli standarda. Ukupna težina

reduktora Gr = 1050 (kg).

- Provera odstupanja brzine dizanja:

- stvarni broj obrtaja doboša:

nd =n1

ist=

965

25= 38,6 (min−1)

- stvarna brzina dizanja:

V =π ⋅ Dd ⋅ nd

ik=

3,14 ⋅ 0,32 ⋅ 38,6

2= 19,39 (

m

min)


16

- odstupanje brzine:

W =V − Vd

Vd⋅ 100% =

19,39 − 20

10⋅ 100 = −6,1%

Odstupanje brzine je u granicama dozvoljenog ± 8% prema JUS M. D1. 023.

1.8. Dinamika mehanizma za dizanje

Elementi kretanja pri kočenju spuštanja tereta

- Vreme kočenja

tk =Jr

, ⋅ ω1

Mk − M ,=

1,32 ⋅ 101

290,82 − 145,41= 0,917 (sec) ≈ 0,9 (sec)

gde je:

Jr, - redukovani moment inercije pri kočenju

Jr, = 1,5 ⋅ Ir + m (

Vd

ω1)

2

⋅ η = 1,5 ⋅ 0,88 + 5 ⋅ 103 (0,333

101)

2

⋅ 0,9 = 1,32(kgm2)

gde je:

M , - moment tereta na prvom vratilu u periodu kočenja

M , =Q ⋅ Dd

2 ⋅ ik ⋅ ir⋅ η = M ⋅ η2 = 179,52 ⋅ 0,92 = 145,41(Nm)

Mk = 363,528 (Nm) – moment kočenja kočnice

- Usporenje

a =Vd

tk=

0,333

0,9= 0,37 ≈ 0,4 (

m

s2)

- Zaustavni put

Sk =Vd ⋅ tk

2=

0,333 ⋅ 0,9

2= 0,149 ≈ 150 (mm)

Specifikacija težina elemenata mehanizma za dizanje:

1. Elektromotor...................................................390 (kg)

2. Elastična spojnica...........................................32,8 (kg)

3. Kočnica............................................................91,6 (kg)

4. Reduktor......................................................1050 (kg)

5. Doboš...........................................................1600 (kg)

6. Uže.................................................................40 (kg)

7. Donja koturača...............................................91 (kg)

8. Izravnavajući kotur..........................................91 (kg)

Gm = Gu = 3386,4 (kg)


17


ELEKTRIČNOG VITLA

2.1. Polazni podaci

- nosivost:....................................m = 5 (t) = 5000 (kg)

- sila težine tereta:........................Q = m · g = 5 · 9,81 = 49,05 (KN)

- brzina kretanja vitla:................Vv = 50 (m/min) = 0,8333 (m/sec)

- pogonska klasa:...................................3 (teška)

Ukupna približna masa:

Mv = (0,3 ÷ 0,4)m ± 10 % = (0,3 ÷ 0,4) · 5 ± 10 % ≈ 1,65 (t)

Slika 6. Srednji radni ciklus mehanizma za kretanje električnog vitla

2.2. Izbor vrste mehanizma za kretanje

Kako je mehanizam namenjen srednjoj nosivosti dizalice to je pogodno usvojiti

centralni pogon sa dva slobodna i dva pogonska točka.

Sastavni podsklopovi mehanizma za kretanje električnog vitla su sledeći:

1. Elektromotor (KZK)

2. Elastična spojnica (JUS M.C1.515)

3. Vertikalni reduktor

4. Pogonsko vratilo prenosa

5. Zupčasta spojnica

6. Pogonski točak (JUS M.D1.110)

7. Slobodni točak (JUS M.D1.111)

Širina konstrukcije vitla B i raspon točka L određuje se prema gabaritu mehanizma

za dizanje električnog vitla.


18

Slika 7. Mehanizam za kretanje električnog vitla

2.3. Izbor točka

Ekvivalentni pritisak po točku električnog vitla:

F = Fpmax =(m + mv) ⋅ g

N=

(5 + 1,65) ⋅ 9,81

4= 16,3(KN)

gde je:

N = 4 – Ukupan broj točkova električnog vitla.

Prema T.17. za uslovnu nosivost točka Fur = 54 (KN) ˃> F usvojen je točak prečnika

D = 200 (mm) i širine b =55 mm sa radijusom zaobljenja r = 4 (mm).

Provera prečnika točka:

Iz T. 18. Pdr = 0,75 (KN/cm2)

Iz T. 18. K1 = 1,0

Broj obrtaja točka:

nt =Vv

Dt ⋅ π=

50

0,2 ⋅ 3,14= 79,62 (min−1)

Iz T. 19. K2 = 0,87 – za broj obrtaja točka prethodno izračunat

Iz T. 20. K1 = 0,9


19

Provera prečnika točka:

DTmin =Fekv

Pdr ⋅ K2 ⋅ K3 ⋅ (b − 2 ⋅ r)=

16,3

0,75 ⋅ 0,87 ⋅ 0,9 ⋅ (5,5 − 2 ⋅ 0,4)

DTmin = 5,9(cm) < DT = 200(mm)

Usvojen:

Pogonski točak Ø200 JUS M.D1.110 (kom.2)

Slobodni točak Ø200 JUS M.D1.111 (kom.2)

Težina točka G = 52 (kg)

Potrebne dimenzije: l = 195 (mm), b2 = 265 (mm)

2.4. Određivanje otpora i potrebne snage

Otpori ustaljenog kretanja:

f = 0,05 (cm)

μ = 0,01

β = 2,5

d = 40 mm – iz T. XXI (prilog) za točak Ø200.

Odnosi se na rukavac vratila na mestu ležaja.

Fw = (m + mv) ⋅ g ⋅ (2 ⋅f

DT+ μ

d

DT) ⋅ β =

= (5 + 1,65) ⋅ 9,81 ⋅ (2 ⋅0,05

20+ 0,01

4

20) ⋅ 2,5 = 65,23 ∗ (0,001 + 0,001) ∗ 2,5

= 1,14 (KN)

Pst =Fw ⋅ Vv

η=

1,14 ⋅ 0,8333

0,9= 1,05 (KW)

Snaga za savladavanje inercionih otpora kretanja pretpostavljajući vreme ubrzanja

električnog vitla:

tu = 2,5 (s) i moment inercije motora Ir = 0,05 (kgm2)

Pin =(m + mv) ⋅ V2

103 ⋅ tu ⋅ η+ 1,5Ir ⋅

ω12

103 ⋅ tu=

=(5 + 1,65) ⋅ 103 ⋅ (0,833)2

103 ⋅ 2,5 ⋅ 0,9+ 1,5 ⋅ 0,05 ⋅

(101)2

103 ⋅ 2,5⋅ 0,05 =

= 6650 ⋅0,694

2250+ 0,204 = 2,25 (𝐾𝑊)

Ir = 0,05 (kgm2) – pretpostavljena vrednost momenta inercije rotora motora

Ukupna snaga potrebna za izbor motora se izračunava, pretpostavljajući: ψsr = 2


20

Puk =Pst + Pin

ψsr=

1,05 + 2,25

2= 1,652 (KW)

Usvojen elektromotor KZK – 112 M-6 („Sever“ – Subotica) T. XI,

sa karakteristikama:

Pn = 2,2 (KW),

n1 = 935 (min-1)

GD2 = 0,02 (kgm2)

Ir = 1/4·GD2 = 0,005(Kgm2)

Ψp = Mp/Mn = 2,5

Moment kočenja u motoru: Mkmax = 0,05 (KNm)

S obzirom na veličinu kočionog momenta vađenjem polovine opruga prepolovljuje

se efektivni kočioni moment. Ovo je iz razloga što se za brzine kretanja manje od 25 (m/min)

ne mora ugrađivati kočnica:

Mk =1

2⋅ Mkmax = 0,025(KNm) = 25(Nm)

Pogonske karakteristike motora:

- Nominalni moment:

Mn = 9550 ⋅P

n1= 9550 ⋅

2,2

935= 22,47(Nm)

- Srednji moment upuštanja motora:

Mu = 0,852 ⋅ψk + ψp

2⋅ Mn = 0,852 ⋅

1,5 + 2,5

2⋅ 22,47 = 32,47(Nm)

- Ugaona brzina:

ω1 =π ⋅ n1

30=

3,14 ⋅ 935

30= 97,86(s−1)

2.5. Izbor elastične spojnice:

Mn = 22,47 (Nm). Na osnovu nazivnog momenta motora usvaja se elastična spojnica

Ø100 (JUS M.C1.515).

2.6. Izbor vertikalnog reduktora

Potreban prenosni odnos reduktora:

i =n1

nT=

935

79,62 = 11,74


21

Za treću pogonsku klasu (3) i broj obrtaja (n1≈935 (min-1), a potrebnu snagu i

prenosni odnos (iR) usvaja se:

V2.32/II sa karakteristikama: (Tablica 27, Praktikum, str.176)

Pmax = 10 (KW), iR = 12,5

n = 950 min-1

Konstruktivne mere:

(G + 2L) = 300 + 2 · 90 = 480; E = 320;

(G1 + l) = 160 + 60 = 220 (mm)

d = 28 (mm); D = 55 (mm); 𝑎 = 625 (mm)

Masa reduktora: 110 (kg)

S obzirom na razliku potrebnog i stvarnog prenosnog odnosa reduktora nastupiće

odstupanje u brzini kretanja kolica, što se izračunava:

nT =n1

iR=

935

12,5= 74,8 (min−1)

Vvst = π ⋅ D1 ⋅ nT = π ⋅ 0,200 ⋅ 74,8 = 46,97 (

m

min)

W =VV

st − VV

VV⋅ 100 =

46,97 − 50

50⋅ 100 = −6,05% < ±8%

2.7. Izbor zupčaste spojnice

Moment na izlaznom vratilu reduktora:

Mi = Mn · iR · η = 22,47· 12,5 · 0,9 = 252,79 (Nm)

Moment na zupčastoj spojnici mehanizma za kretanje vitla:

Mzs =1

2⋅ Mi = 126,39 (Nm)

Zadovoljava zupčasta spojnica: Br.01 sa Mtmax = 500 (Nm). Iz konstruktivnih

razloga zbog prečnika izlaznog vratila reduktora D = 55 mm, usvaja se zupčasta spojnica

Br.03.

Konstruktivne mere:

Prečnik rukavca vratila...............................................d4 = 50 ÷ 63 (mm);

Spoljašnji prečnik........................................................D = 200 (mm);

D1=145 (mm);

D2=100 (mm);

Dužina...........................................................................l = 166 (mm);

Masa spojnice...............................................................G = 16 (kg);


22

2.8. Proračun vremena ubrzanja

Redukovani moment inercije svih masa na prvom vratilu:

Jr = 1,5Ir + (m + mV) (VV

ω1)

2

⋅1

η=

= 1,5 ⋅ 0,0370 + (5 ⋅ 103 + 1,65 ⋅ 103) ⋅ (0,8333

97,86)

2

⋅1

0,9= 0,536(kgm2)

Moment statičkih otpora na prvom vratilu:

M =Fst ⋅ DT

2 ⋅ iR ⋅ η=

1140 ⋅ 0,200

2 ⋅ 12,5 ⋅ 0,9= 10,13 (Nm)

Fw=Fst – ukupan otpor ustaljenog kretanja (statički otpor)

Moment ubrzanja motora: Mu = 32,47 (Nm)

Koristeći izraz:

Mu = M + Jr ⋅ω1

tu

Vreme ubrzanja:

tu =Jr ⋅ ω1

Mu − M=

0,536 ⋅ 97,86

32,47 − 10,13= 2,35 (s)

2.9. Proračun vremena zaustavljanja

Maksimalno vreme zaustavljanja vitla se izračunava kada su najmanji otpori

kotrljanja točkova, tj. kada nema zakošenja vitla u odnosu na stazu (β=1).U tom slučaju:

Fw∗ =

Fw

β= 1,33 (N)

Moment inercije svih masa redukovan na prvom vratilu za period kočenja:

Jr, = 1,5 ⋅ Ir + (m + mV) (

VV

ω1)

2

⋅ η =

= 1,5 ⋅ 0,0370 + (5 + 1,65) ⋅ 103 (0,5333

97,86)

2

⋅ 0,9 = 0,596 (kgm2)

Moment usled statičkih otpora redukovan na vratilo elektromotora:

M ,∗ =Fw

∗ ⋅ DT

2 ⋅ ir ⋅ η=

1140 ⋅ 0,250

2 ⋅ 12,5 ⋅ 0,9= 12,67 (Nm)


23

Iz osnovne - ravnotežne jednačine momenata na prvom vratilu:

Mk = Min, − M ,∗ = Jr

, ⋅ω1

tk− M ,∗

gde je:

Mk = 25 (Nm) – moment kočenja motora

Sledi vreme zaustavljanja:

tk =Jr

, ⋅ ω1

Mk + M ,∗=

0,596 ⋅ 97,86

25 + 12,78= 1,543(sec)

Zaustavni put:

Sk =VV ⋅ tk

2=

0,8333 ⋅ 1,543

2= 0,643 (m)


DIZALICE

3.1. Polazni podaci

- nosivost:...............................................m = 5(t) = 5000 (kg)

- sila težine tereta:...................................Q = m · g = 5 · 9,81 = 49,05 (KN)

- brzina kretanja dizalice:.....................Vm = 100 (m/min) = 1,66 (m/sec)

- raspon dizalice.......................................L = 32 (m)

- pogonska klasa:.........................................3 (teška)

Pretpostavljene mase vitla i mosta:

mv = 1,65 (t) i mm = 23,8 (t) odnosno sile težine:

Gv = 16,18(KN); Gm = 233 (KN)

Slika 8. Srednji radni ciklus mosta dizalice


24

Za kretanje dizalice usvaja se centralni pogon sa sporohodnim vratilima.

Mehanizam za kretanje dizalice se sastoji iz:

1. Kliznokolutnog motora

2. Elastične spojnice sa kočionim dobošem

3. Dvopapučne kočnice sa EHT – podizačem

4. Horizontalnog reduktora

5. Zupčastih spojnica uz reduktor i točkova kom.4

6. Krutih spojnica

7. Vratila sa ležajevima

8. Dva kretna točka

Slika 9. Mehanizam za kretanje dizalice

3.2. Izbor točkova

- Šeme opterećenja:

Pretpostavlja se rastojanje e = 2 (m).

- Pritisci po točkovima:

Fl =1

L[Gm ⋅

L

2+ (Q + Gv)(L − e)] =

1

32[23,8 ⋅

32

2+ (5 + 16,18) ⋅ 30] ⋅ 9.81

=1

32[23,8 ⋅

32

2+ 635,4] ⋅ 9.81 =


25

Fl = 311,53 (KN)

Fd =1

L[Gm ⋅

L

2+ (Q + Gv) ⋅ 𝑒] =

1

32[23,8 ⋅

32

2+ (5 + 16,18) ⋅ 2] ⋅ 9.81

=1

32[23,8 ⋅

32

2+ 42,36] ⋅ 9.81 =

Fd = 129,72 (KN)

Fpmax =Fl

2=

311,53

2= 155,765 (KN)

Fpmin =Fd

2=

137,58

2= 64,86 (KN)

Fekv =2Fmax + Fpmin

3=

2 ⋅ 155,765 + 64,86

3= 125,463(KN)

Iz tabele T.17. usvaja se točak D1 = 500 (mm), čija je površinska tvrdoća nagazne

površine 430 HB (45 RC) i šina sa ravnom površinom glave, čija je širina

b = 65 (mm) i radijusom zaobljenja r = 6 (mm).

Provera izabranog točka vrši se prema izrazu:

D =Fekv

Pdur ⋅ K1r ⋅ K2 ⋅ K3(b − 2r)

Pdr = Pdur ⋅ K1r = 0,75 (KN

cm2) iz tabele 18

K2 = 0,94 za nT =Vm

π ⋅ D=

100

3,14 ⋅ 0,5= 63,7 (min−1) iz tabele 19

K3 = 0,9 za treću pogonsku klasu iz tabele 20

D =125,463

0,75 ⋅ 1 ⋅ 0.94 ⋅ 0,9(6,5 − 2 ⋅ 0,6)

D = 37,34(cm) ˂ DT = 50 (cm)

Usvojena su dva kretna točka Ø500 JUS M.D1.110 i

dva slobodna točka Ø500 JUS M.D1.111

Težina točka G = 391 (kg)


26

3.3. Određivanje otpora, proračun snage i izbor motora

- Otpor ustaljenog kretanja

Fst = Fw = ∑ m ⋅ g (2f

D+ μ

d

D)

i=n

i=1

β =

= (5 + 1,65 + 23,8) ⋅ 9,81 ⋅ 103 (20,05

50+ 0,01

110

50) ⋅ 2,5 = 17922,87 (N)

gde su koeficijenti:

- otpor kotrljanja f = 0,05 (cm),

- otpor trenja u ležajevima μ = 0,01,

- zakošenje β = 2,5

- d = 110 (mm) – prečnik rukavca

Snaga za savladavanje inercijalnih otpora:

Pin =(m + mv + mm) ⋅ Vm

2

103 ⋅ tu ⋅ η+ 1,5 ⋅ Ir ⋅

ω12

103 ⋅ tu=

=(5 + 1,65 + 23,8) ⋅ 103 ⋅ 1,6662

103 ⋅ 4 ⋅ 0,9+ 1,5 ⋅ 0,547 ⋅

97,342

103 ⋅ 4=

= (30,45) ∗ 0,77 + 1,94 = 25,38(KW)

U prvom proračunu je usvojeno ubrzanje oko 𝑎𝑢 = 0,26 (𝑚

𝑠2), koje zahteva vreme

ubrzanja tu = 4 (sec), a moment inercije rotora motora je pretpostavljen:

Ir = 0,547 (kgm2).

- Snaga ustaljenog kretanja:

Pst =Fw ⋅ Vm

1000 ⋅ η=

17922,87 ⋅ 1,66

1000 ⋅ 0,9= 33,057 (KW)

gde je:

η = 0,9 – stepen iskorišćenja prenosa

- Ukupna snaga:

Puk =Pst + Pin

ψsr=

33,057 + 25,38

1,8= 32,465 (KW)

gde je:

ψsr = 1,8 – pretpostavljen srednji faktor preopterećenja.

- Relativno trajanje uključenja:

εd% =∑ ti

i=ni=1

T0⋅ 100% =

(29 + 28)

180⋅ 100% = 31,66%


27

- Broj uključenja motora na čas:

Dizalica ima C = 20 (cikl/h), a prosečno se može uzeti da je broj uključenja motora

u toku jednog ciklusa Zu = 4

Z = C · Zu = 20 · 4 = 80 (uklj/h)

- Potrebna snaga motora sa standardnom intermitencom ED 25%

P0 = Puk ⋅ √εd%

ED%= 32,465 ⋅ √

31,66

25= 36,534(KW)

- Izbor elektromotora

Za vrstu pogona S4, standardnu intermitencu ED 25% i broj uključenja

Z0 = 150 (uklj/h) usvaja se:

Kliznokolutni dizalični motor:

ZPD – 250 –M6 – „Sever“ – Subotica – B3

Nominalna snaga Pn = 42 (KW), broj obrtaja n1 = 972 (min-1), moment inercije

rotora motora Ir = 1,71 (kgm2), prevrtni faktor preopterećenja ψm = Mm/Mn = 3,8.

Težina motora Gm = 600 (kg)

- Pogonske karakteristike motora:

- ugaona brzina:

ω1 =π ⋅ n1

30=

3,14 ⋅ 972

30= 101,736 (min−1)

- Nominalni moment motora:

Mn = 9550Pn

n1= 9550

42

972= 412,45 (Nm)

- Moment upuštanja (zaletanja) motora:

Mu = ψsr · Mn = 1,8 · 412,45 = 897,771 (Nm)

gde je:

ψsr =ψmin − ψmax

2=

1,1 + 2,5

2= 1,8 − srednji faktor preopterećenja

usvaja se:

ψmin = 1,1; i ψmax = 2,5 ˂ ψm = 3.


28

3.4. Elastična spojnica

Na osnovu nominalne snage motora Pn = 42 (KW) za intermitencu ED 25% i broj

obrtaja n1 = 972 (min-1) pri brzini kretanja dizalice Vm = 100 (m/min) iz tabele T.16

usvojen je prečnik kočionog doboša Dk = 315 (mm).

Prema tome usvaja se elastična spojnica:

Ø315 JUS M.C1.516

koja može da prenese obrtni moment Mn = 635 (Nm),

širina kočionog doboša ls = 120 (mm).

Težina spojnice Ges = 63,7 (kg).

3.5. Kočnica sa EHT- podizačem

- Mere dvopapučne kočnice

Dk = Des = 315 (mm); ls = 120 (mm); B = ls – (5÷10) (mm) = 120–10=110 (mm)

- Prenosni odnos kočnice:

ik =a

b⋅

c

d=

400

165⋅

210

50= 10,18

- Moment kočenja kočnice:

Mk = υ · Mn · η2 = 1· 635 · 0,92 = 514,35 (Nm) ≈ 515 (Nm)

- Sila kočenja:

Fk =Mk

ik ⋅ ηk ⋅ μk ⋅ Dk=

515

10,18 ⋅ 0,93 ⋅ 0,4 ⋅ 0,315= 431,723 (N)

Usvaja se hidraulični podizač:

EHT – 50F – „Elektrokovina“ – Maribor

Sila povratne opruge..........................................Fk = 470 (N)

Visina podizača..................................................H = 420 (mm)

Težina podizača..................................................G = 19,2 (kg)

Ukupna težina kočnice.......................................Gk= 83 (kg)

- Stvarni moment kočenja kočnice:

Mk = Fk · ik ·ηk ·μk · Dk = 470 · 10,18 · 0,93 · 0,4 · 0,315 = 560,65 (Nm)

3.6. Prenosnik snage (reduktor)

- Prenosni odnos reduktora:

ir =n1

nt=

972

63,7= 15,259

Za treću pogonsku klasu, ulazni broj obrtaja n1 = 972 (min-1), prenosni odnos


29

ir = 15,259 i ulaznu snagu P = 42 (KW), usvaja se standardni horizontalni reduktor:

H2. 50.00/IV – S MIN – Niš

koji može da prenese snagu P = 45 (KW) (jer snaga ustaljenog kretanja iznosi

Pst = 33,057 (KW)) pri ulaznom broju obrtaja n = 1450 (min-1) i ima stvarni prenosni odnos

i = 16.

Težina reduktora Gr = 400 (kg)

- Provera odstupanja brzine kretanja:

- stvarna brzina kretanja:

V = π ⋅ DT ⋅ nT = π ⋅ DT ⋅n1

i= 3,14 ⋅ 0,5

972

16= 95,37 (

m

min) = 1,589 (

m

sec)

- odstupanje brzine:

W =V − Vm

Vm⋅ 100% =

95,37 − 100

100⋅ 100 = −4,63%,

što je u granicama dozvoljenog od 8%.

3.7. Izbor zupčaste i krute spojnice, dimenzionisanje vratila

- Moment na izlaznom vratilu reduktora:

Mi = Mn · i · η = 635· 16 · 0,9 = 9144 (Nm)

- Raspodela izlaznog momenta na kretnim točkovima

Ml = Mmax = Mi ⋅a

1 + a= 9144 ⋅

2,405

1 + 2,405= 6458,5 (Nm)

Md = Mmin = Mi ⋅1

1 + a= 9144 ⋅

1

1 + 2,405= 2685,5 (Nm)

gde je:

a =Fpmax

Fpmin=

311,53

129,72= 2.405


30

Usvaja se jednostrana zupčasta spojnica (kom 4):

Ø300– S MIN – Niš (Tabela 14, Praktikum, str. 161)

koja može da prenese obrtni moment M = 7700(Nm).

Težina spojnice G = 50kg

Usvaja se kruta spojnica (kom 6)

Ø315 – S MIN – Niš (Tabela 15, str.162, Praktikum)

koja može da prenese obrtni moment M = 8000 (Nm).

Težina spojnice G = 101 kg

- Prečnik vratila

d = √5 ⋅ Mt

τdoz

3

= √5 ⋅ 645,8

10

3

= 6,86 (cm) d = 70(mm)

za Č.0545 τdoz = 10 (KN/cm2)

dužina vratila L = 3055 (mm). Ukupno ima 8 kom.

težina vratila G = 67,8 (kg)

3.8. Dinamika mehanizma za kretanje

- Određivanje vremena ubrzanja:

tu =Jr ⋅ ω1

Mu − M(sec)

Jr = 1,5 ⋅ Ir + ∑ m (V

ω1)

2i=3

i=1

⋅1

η= 1,5 ⋅ 1,71 + 30,45 ⋅ 103 (

1,666

101,73)

2

⋅1

0,9

Jr = 11,573 (kgm2)

M =Fw ⋅ DT

2 ⋅ i ⋅ η= 9550

Pst

n1= 9550

33,057

1450= 217,72 (Nm)

Mu = 897,771 (Nm)

tu =11,573 ⋅ 101,73

897,771 − 217,72= 1,73 (sec), što je u dozvoljenim granicama

- Vreme kočenja za najnepovoljnije uslove zaustavljanja (β = 1)

tk =Jr

, ⋅ ω1

Mk + M∗


31

Jr, = 1,5 ⋅ Ir + ∑ m (

V

ω1)

2i=3

i=1

⋅ η = 1,5 ⋅ 1,71 + 30,45 ⋅ 103 (1,666

101,73)

2

⋅ 0,9

Jr, = 9,86 (kgm2)

M =Fw

∗ ⋅ DT

2 ⋅ i ⋅ η= [

M

β] =

233.81

2,5= 93,52 (Nm)

Mk = 515 (Nm)

tk =9,86 ⋅ 101,71

515 + 93,52= 1,65 (sec)

- Usporenje

a =Vm

tk=

1,666

1,65= 1,01 (

m

sec2)

- Zaustavni put

Sk =Vm ⋅ tk

2=

1,66 ⋅ 1,65

2= 1,37 (m)

Specifikacija težina elemenata mehanizma za kretanje:

1. Elektromotor.................................................600(kg)

2. Elastična spojnica...........................................63,7(kg)

3. Kočnica...........................................................83(kg)

4. Reduktor.......................................................400(kg)

5. Zupčasta spojnica..........................................4x50(kg)

6. Kruta spojnica...............................................6x101 (kg)

7. Vratilo...........................................................8x67,8

8. Kretni točak..................................................2x391(kg)

3277,1(kg) ≈ 3300 (kg)


32

4. GRAFIČKA DOKUMENTACIJA

Slika 10. Električna mosna dizalica

1.Pokretno električno vitlo (kolica); 2. Pogon kretanja dizalice; 3. Noseća

konstrukcija dizalice; 4.Korpa oduzimača struje; 5. Ormani elektro-opreme;

6.Zahvatni uređaj; 7. Kabina.


33

LITERATURA [1] Mijajlović, R., Marinković, Z., Jovanović, M., Praktikum iz transportnih uređaja,

Mašinski fakultet, Niš, 1988.

[2] Dedijer, S., Osnovi transportnih uređaja, Građevinska knjiga, Beograd, 1983.

[3] Tošić, S., Proračun mašina neprekidnog transporta i dizaličnih uređaja, Mašinski

fakultet, Beograd, 2001.

[4] Tolmač, D. : Projekat dizalice - pretovarnog mosta, nosivosti Q=5t (Autorizovani

rukopis za stručni ispit), Biblioteka: Tehnički fakultet „M. Pupin“, Zrenjanin.

Documents

Mašinske konstrukcije i mehanizacija zadatak... · 2020. 3. 16. · Univerzitet u Novom Sadu Tehnički fakultet „Mihajlo Pupin“ Zrenjanin PREDMET: MAŠINSKE KONSTRUKCIJE I MEHANIZACIJA