Číslo 1/2013 - Institut dopravy

ZDVIHACÍ ZAŘÍZENÍ V TEORII A PRAXI
Elektronický odborný časopis o konstrukci a provozu zdvihacích,
manipulačních a transportních zařízení a dopravních prostředků
ISSN 1802-2812
Číslo 1/2013
Seznam příspěvků:
ČOPAN Pavol, URBANSKÝ Matej: COMPARISON OF THE MEASURED TORQUE- REVOLUTIONAR CHARACTERISTICS OF DRIVEN DEVICE ……………. 2
FALTINOVÁ Eva, KOPAS Melichar: DETERMINATION OF DYNAMIC STABILITY OF
MOBILE WORKING MACHINES IN VERTICAL PLAIN ……………….……… 9
HRABOVSKÝ Leopold: NÁVRH ŘÍZENÍ SYSTÉMU MĚNITELNÉHO VYLOŽENÍ
TELESKOPICKÉHO VÝLOŽNÍKU ................................................................ 15
KOPAS Melichar, PAULIKOVÁ Alena: CHOSEN ESSENTIAL ASPECTS OF HIGH- LIFT
TRUCK OPERATION …………………………………………….……………… 24
KUĽKA Jozef, MANTIČ Martin: LIFETIME OF CRANE WAYS FROM POINT OF VIEW OF
CHANGING LEGISLATION ........................................................................... 29
MANTIČ Martin, KUĽKA Jozef, KOPAS Melichar: MEASURING OF GEOMETRICAL
DISPOSITIONS FOR SPECIAL KIND OF BELT CONVEYOR ..................... 35
KONEČNÝ Štefan, SEMANČÍK Marián, LAZORÍKOVÁ Táňa, MOCHNAĽ Michal: ŠTÚDIA
O VPLYVE ZLOŽIEK OLEJOV NA MAZIVOSŤ LOŽÍSK .............................. 39
1
COMPARISON OF THE MEASURED TORQUE-REVOLUTIONAR
CHARACTERISTICS OF DRIVEN DEVICE
Pavol ČOPAN, Matej URBANSKÝ1
Key words: piston compressor, load characteristics, comparison of measurements, frequency
converter, torque sensor.
Abstract: For the design and dimensioning of parts of the drive of mechanical system with a
rotating transmission of power it is first necessary to know the parameters of driven device,
thus the load. In the case of the drive of piston compressor it is useful to know i. a.
dependence of the mean value of load torque (LT) from revolutions and output pressure of the
compressor. These dependencies detected by measuring with the help of the frequency
converter and with the torque sensor, are presented in this article.
1. Introduction
In engineering practice there is constantly demand to know the size and character of
the transmitted load torque in mechanical systems with rotating transmission of the power
[1]. For this purpose, mathematical models of the system are mostly used whose creation
can not do without their practical verification and evaluation of their accuracy. For direct and
accurate measurement of the time course of load torque we use calibrated torque sensors,
but their price is in the order of thousands to tens of thousands of euros, depending on their
structure and dimensions. Therefore, only a few workplaces have these sensors, and their
use is complicated by the necessity of production of coupling flanges and manipulation with
parts of the system when they are installed to the drive chain.
Relatively widespread part of powers of devices, in which it is necessary to regulate
the operating revolutions, are the frequency converters. Range of applications of these
devices in recent decades was greatly expanded, namely by application of modern
measuring and control components and software. Therefore frequency converters currently
allow e. g. specifically controlled acceleration and deceleration of devices, measuring of
electrical quantities, insurance against overload, etc.
2. Objective of the article
The objective of this article is presentation and comparison of dependence of the
mean value of load torque from revolutions and output pressure of piston compressor,
detected by measuring with the frequency converter as well as with torque sensor, which our
workplace has.
The purpose of this comparison is to draw conclusion about the possibility of using
frequency converter for measuring of the approximate load torque transmitted in a
mechanical system.
3. Specification of measured mechanical system and measuring equipments
Mechanical system on fig. 1 consists of three-cylinder air compressor ORLIK 3JSK-75
(4) placed on the isolated layer (5), driven through a pneumatic flexible shaft coupling (2)
(fig. 2) by three-phase asynchronous electric motor type MEZ-132M-4AP 4 (1), its analogy is
currently type 1LE1002-1CB2 from the manufacturer SIEMENS. Motor revolutions are
controlled in vector by frequency converter SINAMICS G120C made by SIEMENS adjusted
in the range 150 ÷ 1450min-1.
The compressor presses air into a pressure vessel with a volume of 300l (6). The
1
Ing. Pavol Čopan, Ing. Matej Urbanský, PhD., Technical University of Košice, Faculty of
Mechanical Engineering, Department of Machine Design, Transport and Logistic, Letná 9, Košice, 040
01, Slovakia, tel.: +421 55 602 2368, e-mail: [email protected], [email protected]
2
value of air pressure in the pressure vessel ppN can be read on the pressure indicator (7).
Constant air pressure in the vessel during operation of the system is regulated by the throttle
valve (8) which throttles the flow of air escaping from the vessel into the atmosphere. This
compressor is according to the label capable to produce a maximum air pressure of 800kPa.
Fig. 1. Measuring mechanical system
The signals from the torque sensor (3) (type 7934 made by MOM Kalibergyár with a
measuring range 0 - 500N.m) and air pressure sensor (PS) in the pneumatic coupling (type
TSZ made by MERET with pressure measuring range 0 - 1MPa are amplified and processed
by universal 8-channel measuring apparatus MX840 made by HBM. Signals are
synchronized in time and the data are sent to the computer (PC).
Pneumatic coupling of type 4–2/70–T–C (fig. 2) in given in torsion oscillating
mechanical system is applied to minimize the dynamic component of the transmitted load
torque for measurements.
Fig. 2. Pneumatic coupling of type 4–2/70–T–C.
Flexible transfer of LT is secured by pressing of compression space of coupling,
which is located between the driving and driven flange of coupling, consists of 4
interconnected pneumatic-flexible elements (PFE), tangentially arranged around the
perimeter of the coupling (fig. 2). Construction of coupling provides an opportunity of transfer
of torque in both senses, as at torsion of coupling are two PFE stretched and two ones
pressed. Fulfillment of compression space with air is realized throuh rotary union (RS) (fig. 1,
fig. 2) from the external vessel of compressed air.
By changing the air pressure in the pneumatic coupling, we can change its dynamic
torsional stiffness and thus properly to tune a given mechanical system in terms of dynamics
due to the source of excitation of torsional oscillation - compressor [3], [6].
4. Conditions of measurements
Sampling frequency 1200Hz was used for measuring of LT courses of Mk, transmitted
3
by coupling and pressure in the compression space of coupling ppS. From the measured time
course of load torque Mk transmitted by pneumatic coupling there were evaluated in selected
measurements the following static variables according to [5]:
A) Mean value MSZ - static component of LT Mk:
M sz =
1 N
.∑ M i
N i =1
(1)
B) RMS - effective value of dynamic component of LT Mk:
RMS =
1 N
.∑ ( M i ) 2
N i =1
(2)
where: N - is number of samples,
Mi - i–th samples of time record of LT.
For calculations of MSZ and RMS according to (1) and (2) there have been created
calculation channels in the software for measuring apparatus MX840 that allow to monitor
and record the value of MSZ and RMS directly at the time. The calculation channels use
moving average in the calculations.
Sensor of torque measures with an accuracy of 0,1 % in the range (data of
manufacturer), which is 0,5 N.m. It is the combined error.
The pressure sensor measures with an accuracy of 0,5 % in the range (data of
manufacturer), which is 5 kPa. It is the combined error including non-linearity, hysteresis and
repeatability.
For measuring of the static component of LT Mk using frequency converter, we used
PC program STARTER v 4.3 SP2. The configuration file of the program for this drive was
created by expert from company SIEMENS, and there was used motor nameplate data and
literature [7].
The principle of measuring of torque with frequency converter consists of measuring
of consumption of electric current, engine revolutions and subsequent calculations, taking
into account the formation and dissipation of heat in engine.
5. Preparation of measurements
When measuring, we needed to minimize the dynamic component of transmitted LT
to increase the accuracy of readings of its mean values during measurement with the help of
the frequency converter. It was important to set the operating conditions of operation of the
system for measurements in order to avoid the resonance area and the areas near the
resonance [2].
T o r q u e - r e v o l u t i o n s c h a r a c t e r i s t i c of piston compressor will be understood
as dependence of mean value of load torque, drawn by the compressor, of its revolutions at
a constant pressure ppN in the pressure vessel. It is clear from this definition that there will be
a lot such a torque-revolutions characteristics, depending on the value of the pressure in the
pressure vessel.
Therefore, in order to know the mean value of transmitted LT at any operating
conditions (revolutions, output pressure of the compressor) of the mechanical system, we
must measure these two dependencies:
1) of mean value of LT on pressure in the pressure vessel at a constant revolutions,
2) of mean value of LT on revolutions at zero pressure in the pressure vessel.
A. Identification of appropriate revolutions for measuring according to point 1.
For measuring according to point 1, we have selected operating revolutions of the
system for 830 min-1. The revolutions have been selected not to exceed the value of nominal
current of motor 15,2 A at a maximum pressure in pressure vessel 800 kPa, so that the
motor has not been unnecessarily overloaded.
Consequently, it was necessary to determine the optimum pressure in the pneumatic
coupling to minimize the dynamic component of LT at measurements. Required courses of
4
resonance curves (fig. 3) have been achieved at pressure in the coupling 500 kPa. We can
see from the picture that at revolutions of 830 min-1, resonance curve for maximum discharge
pressure of compressor ppN = 800 kPa reaches its minimum RMS = 19.32 N.m. The RMS
value decreases with decreasing discharge pressure at the given revolutions.
Fig. 3. Resonance curves of the mechanical system
Lows of resonance curves in the green zone of optimal operating revolutions of
mechanical system (fig. 3) are located between the red and blue zone of critical revolutions.
Resonance tops in the red zone arise in conformity 1 of natural torsional frequency of
the oscillating mechanical system with 3 (main) harmonic component of the transmitted LT.
Resonance tops in the blue zone arise in conformity 2 of natural torsional frequency
of the oscillating mechanical system with 6 harmonic component of the transmitted LT.
Zones of critical revolutions arise because the pneumatic coupling has a very slightly
non-linear characteristic, as evidenced by the fact that the zones are very wide. Slightly nonlinear characteristic of pneumatic coupling is thus very convenient for the purposes of
measurement in accordance with point 1.
B. Detection of RMS values at measurement according to point 2.
On fig. 3 we can see that at zero pressure in the pressure vessel ppN RMS takes on in
the range of operating revolutions of the mechanical system the maximum value only 8,78
N.m at revolutions of 1450 min-1. It is for this reason that there is only a minimal compression
of air in the compressor cylinders.
6. Results of measurements and their comparison
On fig. 4 we can see dependences of the mean value of LT on the revolutions at zero
pressure in the pressure vessel measured with the torque sensor and frequency converter.
The revolutions have been changed at measurement in the range of 150 ÷ 1450 min-1 in
increments of 100 min-1. The measured values have been translated by polynomials of the
3rd degree of which equation as well as coefficient R2 is shown in the picture. The correlation
coefficient of the polynomial, calculated from data generated by substituting of revolutions, at
which it was measured, to equations of polynomial is 0,999502.
The resulting curves have increasingly degressive character, because with increasing
revolutions load torque increases from the inertia effects of the sliding masses of crank
mechanism of the compressor.
On fig. 5 then we can see course of percentage difference between the two
polynomials. Polynomial from measurements using the torque sensor has been chosen as a
reference.
We get torque-revolutions characteristic of piston compressor for selected constant
pressure ppN in the pressure vessel if we add to the polynomial according to fig. 4 the value
5
obtained by substituting the selected value of pressure ppN to polynomial according to fig. 6.
Fig. 4. Dependencies of mean value of LT on revolutions at pressure in the pressure vessel
ppN = 0 obtained by measuring with the torque sensor and frequency converter
Fig. 5. Percentage difference between measured dependencies according to fig. 4
Fig. 6. Dependencies of the mean value of LT on pressure in the pressure vessel ppN at a
constant revolutions of the system 830min-1 obtained by measuring with the torque sensor
and frequency converter
On fig. 6 we can see dependences of the mean value of LT on pressure ppN in a
pressure vessel at constant revolutions of 830 min-1, measured with the torque sensor and
6
frequency converter. The values measured at zero pressure in the pressure vessel and
revolutions of 830 min-1 have been subtracted from the courses, that´s why the courses have
the beginning in zero. The pressure in the pressure vessel has been changed during
measurement in the range of 0 – 800 kPa in graduation of 50 kPa. The measured values
have been translated by polynomials of the 3rd degree which equation as well as coefficient
R2 is shown in the picture. The correlation coefficient of the polynomial, calculated from data
generated by substituting of preassures, for which measurement has been realized in
equations polynomial, is 0,999711.
The resulting curves have obviously growing character, which, as we can see in the
picture, is also as in the previous case degressive.
Fig. 7. Percentage difference between measured dependencies according to fig. 6
On fig. 7 then we can see course of percentage difference between the two
polynomials. Polynomial from measurements using the torque sensor has been chosen as a
reference.
7. Conclusion
The size of the differences between the values measured with the torque sensor and
the frequency converter (fig. 4, fig. 6) increases with the increasing of dynamic component of
the load torque, and the percentage difference between the measured dependence (fig. 5,
fig. 7) increases too.
Therefore it is possible to confirm that at the measurement of mean value of static
component of the load torque in torsionally oscillating mechanical systems with frequency
converter, it is necessary to minimize the size of the torsional oscillation, thus dynamic
component of load torque.
Taking into account this fact, it has been possible in this case to measure with the
frequency converter dependences with relatively small percentage deviations (in range of 0,59% to 7,79%) due to measurement using a torque sensor fig. 5, fig. 7. Of course, for
practical applications it is also necessary to take into account the accuracy of the torque
sensor. It depends on practical requirements if the achieved accuracy is sufficient.
To increase the knowledge of the possibility of the exploitation of frequency converter
for approximate measurement of the size of the static component of the load torque of
mechanical systems with rotating power transmission it would be required to implement
measurement on systems:
ƒ with various powered devices,
ƒ with different sizes of the transmitted power,
ƒ with several types of frequency converter and so on.
8. Literature
[1]. Dekýš, V. – Dvouletý, O.: An contribution to the condition monitoring of fans, Zeszyty
7
naukowe Politechniki Śląskiej, No. 76, Gliwice, Wydawnictwo Politechniki Śląskiej, 2012,
pp. 49.
[2]. Homišin, J.: Mechanická sústava vhodná pre realizáciu plynulého ladenia, Patent file No.
276926, Praha, FÚV, 1992, 4 p.
[3]. Homišin, J.: Nové typy pružných hriadeľových spojok: Vývoj-Výskum-Aplikácia. Košice,
Vienala, 2002, 123 p.
[4]. Instrument and Measuring Technics Ltd., Test protocol: Torque sensor type 7934,
Budapest, 2001, pp. 6.
[5]. Kaššay, P.: Effect of pneumatic flexible shaft coupling on the size of torsional vibration,
Inżynier 21 wieku, 2 Międzynarodowa Konferencja Studentów oraz Młodych Naukowców,
Bielsko-Biała, Wydawnictwo naukowe Akademii Techniczno-Humanistycznej, 2012, pp.
100.
[6]. Krajňák, J. – Kaššay, P. – Grega, R.: Advantage of high-flexible coupling 4-2/70-T-C
application in comparison to the Periflex couplings, Transactions of the Universities of
Košice, No. 3, Košice, 2009, p. 21-24.
[7]. Siemens AG, SINAMICS G120C Inverter Operating Instructions, Erlangen: Industry
Sector
Drive
Technologies,
Motion
Control
Systems, 2011, 316 p. Available: http://www.siemens.com/sinamics-g120 [Accessed: 30
May 2013].
Reviewer: Ing. Peter Kaššay, PhD.
8
DETERMINATION OF DYNAMIC STABILITY OF MOBILE WORKING MACHINES
IN VERTICAL PLAIN
Eva FALTINOVÁ, Melichar KOPAS2
Key words: mobile working machine, dynamic stability, verification of stability
Abstract: This paper describes an investigation of the dynamic stability, which is specified for
the mobile working machines. There are presented the basic theoretical principles of the
stability theory together with an introduction of two illustrative examples of the dynamic
stability analysis.
1. Introduction
The stability of machine plays an important role among the most important functional
characteristics of the wheeled mobile working machines and the caterpillar mobile working
machines. The stability is a substantial condition with regard to the machine working ability
as well as due to a safety of these machines.
There are two main categories of the stability: the static stability and the dynamic
stability. The static stability is an ability of the machine to keep its equilibrium position during
action of constant external loading. The dynamic stability represents a resistance of the
machine to turnover due to external forces that are changing during the current machine
operation. The static stability is examined at the machine static position and the dynamic
stability is verified during performing of the determined machine working activity.
The consequences of the loss of stability are generally well-known and they do not
need to be commented specially, e.g. Fig.1.
Fig. 1. Loss of stability in real conditions – rollover of excavator and wheel loader
2. Dynamic Stability in the Vertical Plain
In order to verify the dynamic stability it is necessary to investigate various variable
forces. These forces are defined as the functions of time and functions of the system
position. If the system is situated in an equilibrium position in a certain time moment, this
situation can be changed suddenly and very quickly just in the next moment. From this
reason it is necessary to investigate the system behaviour during action of the various
external dynamic negative impacts (failures), i.e. to search a movement of the given system
as a whole. Using the mathematical apparatus it is possible to solve this task by means of
the corresponding differential equations of motion.
2
M.Sc. Eva Faltinová, PhD., M.Sc. Melichar Kopas, PhD., Faculty of Mechanical Engineering, TU of
Košice, Department of Machine Design, Transport and Logistics, Letná 9, 042 00 Košice, Slovak
Republic, Phone: +421 55 602 2512, e-mail: [email protected], [email protected]
9
In order to understand the all important phenomena that are connected with the
dynamic stability of the mobile working machines, there are presented in the next part of this
paper the relevant general definitions from the area of mechanics, which is describing the
dynamic equilibrium of a mechanical system. The principle consists in consideration of such
situation when the system is shifted from the stable position (dx) with a small speed (dv). The
stability is kept in such case if the deviation from the previous position remains small.
According to the Fig. 2 it is possible to say that the dynamic equilibrium of the given
machine will be kept at that time, as the failures that are disturbing its moving mechanisms
cannot cause a loss of contact between the machine and the ground. Let the z = z(t) is a
vertical distance of any point of the machine from the horizontal support. So, it is possible to
define the next condition (1): if the vertical acceleration z(t ) of the machine will be less than
the acceleration of gravity g, the machine remains in a stable contact with the ground:
z (t ) 〈 g
(1)
or
zC − z P + l2 . sin ϕ − H . cos ϕ
cos ϕ
−r 〈 0,
(2)
where:
z(t ) - is the vertical acceleration of the machine (m.s-2),
g - is the acceleration of gravity (m.s-2),
zC = zC (t) - is the vertical coordinate of the gravity centre as a function of time (m),
zP = zP(t) - is the coordinate of a path unevenness as a function of time (parameter of
failure) (m),
r - is the wheel radius (m),
φ = φ(t) - is the angle of machine incline as a function of time (o),
H, l2 – are the dimensions according to the Fig. 2.
Fig.2. Dynamic model of a wheeled machine
In order to determine the conditions (1) a (2) it is necessary to solve the differential
equations of the swinging motion or the rollover motion of the machine with regard to the
variables ( zc ; ϕ ; z(t ) ) and to put such obtained values into the relation (2).
The next behaviour of the machine after losing of contact between the machine and
the ground depends on the machine dynamic parameters, machine design characteristics
and external influences (acting failures). There are two possible scenarios in such case.
The first situation is when the machine is able to return back to the basic stable
position after an initial deviation. This is the suitable result of a disturbing situation and it is
possible to say in this case that the machine is stable dynamically.
However, the second situation is unfavourable, because in the second case the initial
deviation of machine is increasing and the machine is overturning, i.e. the machine is
instable dynamically.
So, the decisive factor of stability is a movement tendency of machine after the initial
10
deviation from the original stable position.
According to the [3] there is defined the indicator of stability λt by the relation (3),
where D is a set of factors and α R is a reserve angle of stability:
λt =
D
.
tg α R
(3)
In order to determine the values D and λt it is necessary to solve the differential
equations of the turnover movement. In the Fig. 3 there are illustrated the time behaviours of
the function ϕ (t ) for various values of the λt .
If λt 〈 1 , so the ϕ (t ) values are increasing initially during a certain time τ and after
this time the ϕ (t ) values are decreasing till to the zero value, i.e. the process is stable.
In the case of λt 〉 1 the values of ϕ (t ) are still increasing and the process is
instable.
According to the above-mentioned facts it is possible to determine next conditions of
the machine dynamic state:
¾ condition of the dynamic equilibrium: z (t ) 〈 g ,
¾ condition of the dynamic stability: λt 〈 1 ,
¾ limit of the dynamic stability: z (t ) = g , λt = 1 ,
¾ condition of the dynamic instability: λt 〉 1 .
Fig.3. Time behaviours of the ϕ (t ) for the various values of the λt
2.1 Reserve of Stability
The reserve of stability Sα can be defined as a ratio of the limit angle of stability α S
and the real angle of terrain incline α :
αS
αS
(4)
=
α αS − αR
whereas α = α S - α R and in the case of the stability condition it should be α < α S ,
Sα =
i.e. the terrain should be inclined less than is the limit stability angle.
For calculation of the stability reserve can be used also values of the moments or
forces. If the M S is the stability moment and the M R is the reserve moment, so the moment
coefficient of the stability K M is:
KM =
MS
sin α S
(5)
=
M S − M R sin α − sin α R
11
If the FKL is the force value causing the rollover of machine and the Q is the real
acting force, so the force coefficient of stability is:
KF =
FKL
Q
(6)
The values that are reciprocal to the above-mentioned coefficients of stability are the
so-called coefficients of the loading capacity exploitation, i.e. the next ratio values:
γS =
α αS − αR
M − MR
M − MR
=
, γM = S
γM = S
MS
MS
αS
αS
and γ F =
Q
.
FKL
For example, for the wheel loaders there is defined the coefficient of stability
K F = Sα = 2 according to the technical standard. This condition means that if the limit angle
of the slope is 20o, the permitted angle is only 10o.
The high level of stability reserve applied for the wheeled machines or for machines
with the caterpillar chassis is necessary in order to meet the safety requirements also during
acting of various dynamic factors.
The minimum value of the stability reserve is:
K=
αS
(7)
α S − 1,3 . arctg D
Taking into consideration calculations performed according to the [3] it is possible to
say that the loading capacity of the mobile working machines can be increased about 80%
on condition that the dynamic stability will be exploited correctly.
3. Examples of Dynamic Stability Investigation
There are presented in the following part two typical examples of the dynamic stability
evaluation in the case of the mobile working machines. The first occurrence is a situation
without the machine travelling, Fig. 4 and the second is situation with travelling, Fig. 5. In the
both cases there is given also the final relation describing the indicator of stability λt , which is
a dimension-less value according to the [3].
The first case of the dynamic stability investigation without machine travelling enables
to realize the stability verification process experimentally using such equipment, which is
intended for the static stability testing (e.g. the tilting platform).
The second case requires verification of stability during driving of machine and such
experiment is demanding as well as dangerous, but it cannot be performed in laboratory
conditions.
3.1 Sudden Stopping of Jib Lowering - Machine with a Stiff Frame of its
Undercarriage
Decision about the dynamic stability is obtained by means of the following two
relations:
C0 . v . (L0 . cos α 0 + h0 . sin α 0 )
J . p2 + β 2 . p
λt =
, p=
tg α R
(
)
m . g . h1 . cos α R
,
J . cos α S
where is:
C0 – the stiffness of the working equipment reduced to the end of jib, point A0 (N.m-1),
v – the speed of the jib lowering (m.s-1),
L0 - the radius of the jib with regard to the axle of machine rollover (m),
h1 - the height coordinate of the point A1 (m),
α o - the degree of the jib rotation (º),
J - the moment of inertia of the machine about the axis of rollover (kg.m2),
β - the natural frequency of the working equipment (s-1).
12
Fig. 4. Investigation of the dynamic stability without machine travelling
3.2 Cutting of Working Tool into the Material or Impact to Obstacle
Fig. 5. Investigation of the dynamic stability during machine travelling
The dynamic stability is defined using the next couple of relations:
C . vK . hC
J . p2 + k 2 . p
, p=
λt =
Fa − FV
tg α R −
m.g
(
)
m . g . hC . cos α R
,
J . cos α S
where is:
C - the reduced stiffness of the system „working equipment - material“ (N.m-1),
vk - the speed of machine (m.s-1),
Fa - the adhesive (pushing) force (N),
FV - the rolling resistance of the travelling unit (N),
m.g - the total weight of machine (N),
k - the natural frequency of the system „working equipment - material“ (s-1),
hC - the height coordinate of the machine point of gravity (m),
J - the moment of inertia of the machine about the axis of rollover (kg.m2).
4. Conclusion
Stability of the mobile working machines is always a very relevant question. The static
stability and especially the dynamic stability are the most important factors that are
influencing the real operational ability of these machines. The question of stability is also a
question of the machine safety. From this reason it is necessary to analyse the machine
stability state in various working modes or in variable operational situations in order to ensure
the safe and reliable working conditions.
5. References
[1] GULAN, L. – MAZURKIEVIČ, I.: Mobilné pracovné stroje. Teória a metódy projektovania.
Slovenská technická univerzita v Bratislave, 2009.
[2] VANĚK, A.: Moderní strojní technika a technologie zemních prací. ACADEMIA, Praha,
2003.
13
[3]
GOBERMAN a kol.: Teória I konstrukcia strojiteľnych I dorožnych mašin.
Mašinostrojenie, Moskva, 1979.
[4] KUNZE,G. – GŐHRING,H. - JAKOB,K.: Baumaschinen, Erdbau- und Tagebaumaschine.
Friedr. Vieweg &Sohn, Wiesbaden, 2002, ISBN 3-528-06628-8.
Reviewer: Assoc. prof. M.Sc. Izidor Mazurkievič, CSc.
14
NÁVRH ŘÍZENÍ SYSTÉMU MĚNITELNÉHO VYLOŽENÍ TELESKOPICKÉHO
VÝLOŽNÍKU
Leopold HRABOVSKÝ3
Klíčová slova: mobilní jeřáb, teleskopický výložník, hydraulické sklápění
Abstrakt:
Mobilní (automobilové) jeřáby jsou zvedacími zařízeními, u nichž je zdvihový mechanismus
montovaný na automobilový podvozek.
Automobilové jeřáby bývají zpravidla opatřeny teleskopicky vysouvatelným ramenem
(výložníkem). Základními částmi jsou podvozek s vysouvacími opěrami, otočný vršek s
kabinou jeřábníka, vícedílný teleskopický výložník (může být s nástavci), kladnice s hákem a
navíjecí lanový buben. Veškeré pohyby a funkce jsou u moderních konstrukcí jeřábu
zajišťovány pomocí hydraulických systémů.
1. Úvod
Mobilní jeřáby jsou, dle ČSN ISO 4306-1 [1], definovány jako jeřáby výložníkového
typu, které mohou být vybaveny přídavnou výložníkovou nástavbou, schopné jízdy s
břemenem nebo bez něj, které nepotřebují pevnou jízdní dráhu a jejichž stabilita je dána
jejich hmotností. Mobilní jeřáby jsou konstruovány na podvozcích pásových nebo kolových.
Kolové podvozky bývají železniční nebo pneumatikové. Pneumatikové podvozky využívají
buď speciální jeřáby nebo jeřáby běžné automobilové.
Dle ČSN ISO 4306-2 [2] jsou mobilní jeřáby členěny dle své konstrukce na jeřáby s
otočnou horní konstrukcí, kde se otáčí na podvozku mobilního jeřábu kompletní vrchní
otočná část; s otočným výložníkem, kde se otáčí vzhledem k podvozku jeřábu konstrukční
prvek mobilního jeřábu bez horní otočné části a na jeřáby kloubově spojené, kde je
vodorovného otáčení výložníku dosaženo otáčením celého stroje (jeřáb je sestaven ze dvou
částí kloubově spojených).
2. Jeřáby výložníkového typu, výložníky
Mobilní jeřáby, viz obr.1, lze dělit dle typu použitého výložníku a to na jeřáby s
výložníky s neproměnnou délkou, kde potřebné délky vyložení břemene je dosaženo buď
jedním dílem, nebo složením několika dílů výložníku, které však nelze měnit během
pracovního cyklu; příhradovým výložníkem, výložník stálé délky příhradové konstrukce;
stožárovým výložníkem, který bývá upevněn na vrcholu svislého stožáru; nástavcem
výložníku, což je přídavné zařízení upevněné na konci výložníku, prostřednictvím něhož je
prodlužována délka výložníku; kloubovým výložníkem, který je složen z několika částí
kloubově spojených s možností změny polohy výložníku ve vodorovné rovině, a v neposlední
řadě teleskopickým výložníkem, u něhož se ze základního dílce při prodlužování
teleskopicky vysouvá jeden nebo více dílců.
Teleskopické výložníky našly uplatnění v širokém sortimentu mobilních pracovních a
zvedacích zařízení (rypadla, nakladače, manipulátory, vysokozdvižné vozíky, jeřáby, apod.).
Historie použití konstrukčního řešení pracovního mobilního zařízení s teleskopickým
výložníkem sahá do roku 1946, kdy byl teleskopický výložník poprvé použit na stroji, který se
využíval při výstavbě a rekonstrukci vozovek. Celé pracovní zařízení s teleskopickým
výložníkem bylo za účelem zvýšení mobility instalováno na podvozku nákladního automobilu.
Nejjednodušší variantou teleskopického výložníku je výložník dvoudílný, který
představuje z principielního a funkčního hlediska spojení dvou součástí, které je v technické
praxi označováno jako vedení. Obecně lze vedení definovat jako soustavu dvou vodících
3
doc. Ing. Leopold Hrabovský, Ph.D, Fakulta strojní, VŠB-TU Ostrava, Institut dopravy, Ústav
dopravních a procesních zařízení, 17. listopadu 15/2172, 708 33 Ostrava-Poruba, Česká republika,
tel.: +420 59 732 3185, fax: +420 59 691 6490, e-mail: [email protected]
15
ploch, představujících vzájemný kontakt pohyblivé (výsuvné) a nepohyblivé (základní) časti,
které zabezpečují pohyb po geometricky přesných drahách. Body jednotlivých prvků vedení
se mohou navzájem pohybovat po přímkách nebo soustředných kružnicích. Z tohoto
hlediska je možno vedení rozdělit na přímočaré a kruhové. Z hlediska druhu tření mezi
styčnými plochami se rozdělují vedení na kluzná a valivá. V případě teleskopických výložníků
se setkáváme s technickými řešeními založenými na obou dvou principech. Kluzné vedení
bývá uskutečňováno kluznými deskami, nebo u méně zatížených konstrukcí bez kluzných
desek. Při řešení s kluznými deskami je dosaženo použitím speciálních materiálů nižší
hodnoty součinitele tření a odstranění možného přerušovaného pohybu pohyblivé části.
Obr. 1. Mobilní (automobilový) jeřáb Tatra AD 30
Podle tvaru příčného průřezu se přímočaré kluzné vedení dělí na hranolové a
válcové. Principielně z hranolových vedení by bylo nejvýhodnější vedení s velkým počtem
hran, technologicky však není možno vyrobit vedení tak, aby se oba díly výložníku (výsuvná i
základní) dotýkaly ve všech plochách rovnoměrně. Z toho důvodu se setkáváme ve většině
konstrukčních řešeních se čtyřbokým nebo trojbokým kluzným vedením. Podstatný rozdíl
mezi uvedenými typy vedení je jen v počtu míst, ve kterých je nevyhnutné vymezovat radiální
vůli. V případě čtyřbokého vedení je to ve dvou místech, v případě trojbokého v místě
jediném. Radiální vůle válcového vedení se dá konstrukčně vymezit podélným naříznutím
vnitřní válcové časti vedení (trubky), tato se pak montuje do vnější válcové části vedení s
určitým předpětím, což dostatečně vymezí případné vůle a výrobní nepřesnosti.
Válcové kluzné vedení je z hlediska technologie výroby méně náročné než hranolové,
ale nezaručuje pohyb s jedním stupněm volnosti. Proto je nezbytné konstrukčně zabránit
vzájemnému pootáčení pevné a posuvné části. Kluzné vedení může být realizováno i jako
odlehčené kluzné vedení, kde část zatížení přenáší valivá tělíska (kladky, valečky, kuličky).
Výhodou tohoto řešení je snížení pasivních odporů a opotřebení při zachovaní výhod
kluzného vedení. Valivé vedení se rozděluje podle základního uspořádání na otevřené a
uzavřené.
Otevřená valivá vedení mají omezenou schopnost přenášet vnější zatížení, protože
jsou schopna zachytávat silové a momentové účinky, které ve valivých drahách působí
tlakem na všechny, nebo jen na určitý počet valivých tělísek. Nesmí přitom dojít k úplnému
odlehčení žádného z těles vedení.
Uzavřená vedení mají schopnost přenášet poměrně větší zatížení, limitované
únosností valivých těles. Mezi hlavní výhody valivých vedení patří nízké pasivní odpory a
skutečnost, že součinitel tření se prakticky v závislosti na rychlosti pohybu nemění, čím se
vylučuje i vznik přerušovaného pohybu.
Protože opotřebení valivých drah i valivých těles je při valení zanedbatelné, vyznačují
se tyto delší životností, jejich údržba je jednodušší a je jimi možno dosáhnout vysoké
přesnosti dráhy pohybu. Nevýhodou jsou však vysoké nároky na přesnost výroby, vyšší
finanční náklady a pořizovací cena, menší tlumící schopnost, potřeba většího konstrukčního
prostoru pro elementy vedení a také požadavek ochrany před vnikáním nečistot.
16
3. Změna délky teleskopického výložníku
Teleskopické výložníky, viz obr.2, tvoří dílce, zpravidla obdélníkového skříňového
profilu, které se vzájemně do sebe zasouvají. Vysouvání a zasouvání jednotlivých dílců
zajišťují přímočaré hydromotory v kombinaci s lanovými či řetězovými převody. Požadována
délka vyložení teleskopického výložníku je prvořadým parametrem pro realizovaný počet
vzájemně se vysouvajících dílců. Z pohledu pohybu bodů jednotlivých prvků (dílců) vedení
(teleskopického výložníku), popsaných v předchozím textu většinu teleskopických výložníků
silničních mobilních jeřábů zařazujeme mezi přímočará vedení.
Teleskopické výložníky české konstrukce využívané u automobilových jeřábů ČKD
Mobilní Jeřáby a.s., jakož i výložníky konstrukce automobilových jeřábů německé firmy
Leibherr, jsou blíže popsány v [3].
Obr. 2. Teleskopické výložníky mobilních (automobilových) jeřábů
V praxi je využíváno zařízení pro měření vyložení ramene mobilního jeřábu, např. [4].
Vysunutí výložníku je pomocí potenciometru napájeného konstantním stejnosměrným
napětím lineárně převáděno na výstupní napětí. Zároveň zařízení umožňuje přenášet
elektrické signály z konce výložníku pomocí kabelu navinutého na bubnu navijáku do řídící
jednotky. Každý signál je proudově hlídán a omezen na maximální hodnotu proudu.
4. Změna úhlu sklonu výložníku
Sklápěcí ústrojí slouží ke vztyčování a sklápění výložníku otočných jeřábů a tím mění
vyložení. Výložníky využívané u silničních jeřábů jsou výložníky stavitelnými, u kterých se
vyložení mění občas a většinou při nezatíženém jeřábu. Výložník bývá nevyvážen a při jeho
vztyčování se nezbytně hák zdvihá do výše, což je praktickou nevýhodou.
Nevyvážené výložníky se sklápějí a vztyčují lanovým kladkostrojem, méně často
šroubovým vřetenem nebo pro své jednoduché a snadno ovladatelné konstrukční řešení
hydraulickým systémem, kde výložníkem pohybuje píst tlakového hydraulického válce.
Zdvihové lano, konečné délky, automobilových jeřábů je vedeno z lanového bubnu,
viz obr.3, přes volnou kladku na hrotu výložníku (ramene), volnou kladku umístěnou v
kladnici a následně kladkostrojovým systémem, který je specifikován kolika nosnými průřezy
lana, je břemeno zvedáno. Volný konec lana bývá zpravidla mechanicky uchycen lanovými
svorkami k hrotu výložníku (ramene).
Obr. 3. Schématický náčrt mechanismu sklápění teleskopického výložníku
17
Při hydraulickém vztyčování výložníku délky a [m] se postupně vysouvá píst, tlakem
přiváděného hydraulického oleje z čerpadla, z hydraulického válce, který je čepem spojen s
nepohyblivou (základní) časti výložníku.
Nevýhodu zdvihání háku do výše při změně úhlu sklonu výložníku je možno odstranit
řídícím systémem, který umožňuje dosáhnout, aby břemeno při sklápění nebo vztyčování
výložníku dosahovalo stálé vzdálenosti do horizontální roviny. Za tímto účelem bude nyní
teoretický rozbor, který v závěru umožní řídit navíjení nebo odvíjení délky zdvihového lana z
lanového bubnu a tím dosáhnout prakticky vodorovné dráhy břemene při změně vyložení.
Obr. 4. Sklápění teleskopického výložníku hydraulickým válcem
Pro dané konstrukční rozměry, kterými jsou vzdálenost konstrukčních úchytných
bodů hydraulické válce c [m]; vzájemná vertikální y [m] a horizontální x [m] vzdálenost
otočného čepu výložníku od čepu hydraulického válce; vzdálenost d [m] os úchytných čepů
od osy otočného čepu výložníku a mezní úhel β [m] sklonu výložníku (při jeho maximálním
sklopení nebo vztyčení) je možno sestavit s využitím obr.3 vztahy (1) a (2).
x - c. cosγ
x - c. cosγ
x = c. cosγ + d. cosβ ⇒ cosβ =
[deg]
⇒ β = arccos
d
d
(1)
d. sinβ = c. sinγ + y [m]
(2)
Dosadíme-li do vztahu (2) výraz (1) získáváme vztah (3).
x - c. cosγ ⎞
⎛
d. sinβ = c. sinγ + y ⇒ d. sin ⎜ arccos
(3)
⎟ = c. sinγ + y [m]
d
⎝
⎠
Dle Sinovy věty, viz obr.4, je možno zapsat výraz (4).
d1
c
(4)
=
sin β
sin γ
y
kde d1 = d - y1 = d (5)
[m]
sinβ
Dosadíme-li za hodnotu d1 [m] do vztahu (4) výraz (5), získáváme pro úhel sklonu
ramene výložníku β [deg] vztah (6), který definuje úhel sklonu výložníku β [deg] v závislosti
na úhlu sklonu γ [deg] sklápěcího válce a délkových rozměrech c, d, y [m], viz obr.4.
y
dd1
c
c
c. sinγ
y
c. sinγ
d. sinβ - y
sinβ
=
⇒
=
⇒
=d⇒
=
⇒
sin β
sin γ
sin β
sin γ
sin β
sinβ
sin β
sinβ
c. sinγ + y
[deg]
⇒ c. sinγ + y = d. sinβ ⇒ β = arcsin
(6)
d
Pro známé rozměrové hodnoty, kterými jsou vzdálenost otočného čepu od osy volné
18
kladky na hrotu výložku a [m]; vzájemná vertikální H [m] a horizontální L [m] vzdálenost osy
navíjecího lanového bubnu od osy otočného čepu výložníku, je možno s využitím obr.5
definovat následující vztahy.
(7)
L1 = a1 + L = a. cosβ1 + L [m]
kde a1 = a. cosβ1 [m]
h1
h
= tgα1 ⇒ L1 = 1 [m]
(8)
L1
tgα1
Db
⎛ Db
⎞
+ H ⇒ h1 = H1 - ⎜
+ H⎟
2
⎝ 2
⎠
⎛ Db
⎞
h1 = a. sinβ1 - ⎜
+ H ⎟ [m]
⎝ 2
⎠
a1
a +L
L1
L
l1 = l11 + l12 =
+
= 1
=
[m]
cosα1
cosα1
cosα1
cosα1
H1 = h1 +
(9)
(10)
(11)
Obr. 5. Sklápění teleskopického výložníku hydraulickým válcem
Dle obr.5 platí vztah (12)
⎛
⎛ Db
⎞
⎛ Db
⎞⎞
a. sinβ1 - ⎜
+ H⎟
a. sinβ1 - ⎜
+ H⎟ ⎟
⎜
h
⎝ 2
⎠ ⇒ α = arctg ⎜
⎝ 2
⎠ ⎟ [deg]
tgα1 = 1 =
1
L1
L + a. cosβ1
L + a. cosβ1
⎜
⎟
⎜
⎟
⎝
⎠
(12)
Dochází-li ke vztyčování výložníku, dochází k nárůstu úhlu sklonu β [deg]. Při změně
úhlu náklonu výložníku z původní hodnoty β1 [deg] na konečnou hodnotu β2 = β1 + Δβ [deg]
[deg] se hrot výložníku (vůči horizontální rovině) nachází ve výšce H2 [m], viz obr.6.
Pro známé rozměrové hodnoty a [m], L [m], H [m] je možno dle obr.6 zapsat níže
uvedené vztahy.
(13)
L 2 = a2 + L = a. cosβ2 + L [m]
kde a2 = a. cosβ2 [m]
h2
h2
= tgα 2 ⇒ L 2 =
[m]
(15)
L2
tgα 2
Db
⎛ Db
⎞
+ H ⇒ h2 = H2 - ⎜
+ H ⎟ [m]
2
⎝ 2
⎠
⎛ Db
⎞
h2 = a. sinβ2 - ⎜
+ H ⎟ [m]
⎝ 2
⎠
H2 = h2 +
19
(16)
(17)
l2 = l21 + l22 =
a2
a +L
L2
L
+
= 2
=
[m]
cosα2
cosα 2
cosα 2
cosα 2
(18)
Obr. 6. Teleskopický výložník vztyčovaný hydraulickým válcem
⎛
⎛ Db
⎞
⎛ Db
⎞⎞
a. sinβ2 - ⎜
+ H⎟
a. sinβ2 - ⎜
+ H⎟ ⎟
⎜
h
⎝ 2
⎠ ⇒ α = arctg ⎜
⎝ 2
⎠ ⎟ [deg] (19)
tgα 2 = 2 =
2
L2
L + a. cosβ2
L + a. cosβ2
⎜
⎟
⎜
⎟
⎝
⎠
Je-li požadováno, aby se břemeno při změně vyložení nacházelo stále ve stejné výši,
viz H4 [m] obr.5 a obr.6, je třeba na lanový buben průměru Db [m], navinout délku lana Lb [m],
kterou je možno vyjádřit vztahem (22).
Dle obr.5 je možno definovat, aby se hák nacházel ve výšce H4 [m], je třeba odvinout
délku zdvihového lana z lanového bubnu Lz1 = l1 + H31 [m].
L1
L1
L z1 = l1 + H31 =
+ (H1 - H4 ) =
+ a. sinβ1 - H4 [m]
(20)
cosα1
cosα1
Dle obr. 4 je možno definovat, aby se hák nacházel ve výšce H4 [m], je třeba odvinout
z lanového bubnu délku zdvihového lana l2 + H32 [m].
L2
L2
L z2 = l2 + H32 =
+ (H2 - H4 ) =
+ a. sinβ2 - H4 [m]
(21)
cosα2
cosα 2
[m].
Při změně úhlu Δβ = β2 - β1 výložníku je nutno na lanový buben navinout délku lana Lb
L2
L1
+ a. sinβ2 - H4 - a. sinβ1 + H4 ⇒
cosα 2
cosα1
L . cosα1 - L1. cosα 2
⇒ Lb = 2
+ a. ( sinβ2 - sinβ1 ) [m]
(22)
cosα1. cosα 2
Pro daný průměr lanového bubnu Db [m] je možno učit úhel pootočení bubnu, viz
vztah (23) tak, aby byla splněn předpoklad o shodné výšce H4 [m] háku, při změně úhlu Δβ
[deg] sklonu výložníku.
2. Lb
180. ϕbr
[deg]
ϕbr =
[rad] nebo ϕb° =
(23)
Db
π
Je-li znám průměr lanového bubnu Db [m], pak pro zajištění shodné výšky H4 [m]
Lb = L z2 - L z1 =
20
háku, při změně úhlu Δβ [deg] sklonu výložníku je nutno pootočit buben o hodnoty nb [1/sec]
otáčky.
ϕ
nb = br [1/s]
(24)
2. π
Je-li břemeno zavěšeno na „n“ průřezech zdvihového lana, pak dochází-li ke
vztyčování výložníku, prodlužuje se délka kladkostrojového systému z počáteční délky H31
[m] na délku při minimálním vyložení H32 [m], viz obr.7. K zabezpečení stálé výšky H4 [m]
břemene, je nutno vyrovnat změnu výšky háku při vztyčování výložníku. Rozdíl vzájemné
vzdálenosti obou systémů kladek, tj. volných kladek na hrotu výložníku a kladek v kladnici, je
možno označit jako n. (H32 - H31) [m] při kladkostrojovém převodu i = n.
n. (H32 - H31 ) = n. [(H2 - H4 ) - (H1 - H4 )] = n. (H2 - H1 ) = n. a. ( sinβ2 - sinβ1 ) [m] (25)
n. (H2 - H1 ) = Δh ⇒ H2 - H1 =
Δh
[m]
n
(26)
Obr. 7. Teleskopický výložník s využitým kladkostrojovým systémem zdvihu břemene
Při změně úhlu Δβ = β2 - β1 výložníku je nutno na lanový buben; za předpokladu, že je
břemeno zavěšeno na „n“ průřezech zdvihového lana; navinout délku lana Lbn [m], viz (27).
L . cosα1 - L1. cosα 2
Lbn = 2
+ n. a. ( sinβ2 - sinβ1 ) [m]
(27)
cosα1. cosα 2
Pro daný průměr lanového bubnu Db [m] je možno učit úhel pootočení bubnu, viz
vztah (28) tak, aby byla splněn předpoklad o shodné výšce H4 [m] háku, při změně úhlu Δβ
[deg] sklonu výložníku, za předpokladu, že je břemeno zavěšeno na „n“ průřezech
zdvihového lana.
2. Lbn
180. ϕbrn
[deg]
ϕbrn =
[rad] nebo ϕbn° =
(28)
Db
π
Je-li znám průměr lanového bubnu Db [m], pak pro zajištění shodné výšky H4 [m]
háku, při změně úhlu Δβ [deg] sklonu výložníku je nutno pootočit buben o hodnoty nbn [1/sec]
otáčky, je-li břemeno zavěšeno na „n“ průřezech zdvihového lana.
ϕ
nbn = brn [1/s]
(29)
2. π
Vizualizace
standu
sklápěcího
mechanismu
teleskopického
výložníku
automobilového jeřábu vytvořený v prostředí 3D modeláře Inventor, je uveden na obr.8 a
obr. 9.
Výložník 1, viz obr.8, je sklápěn a vztyčován prostřednictvím pohybového šroubu,
který v podstatě simuluje činnost hydraulického válce. Vnitřní šroub 2 sklápěcího
21
mechanismu je prostřednictvím čepu 3 svázán s příchytnými body s konstrukcí výložníku.
Otáčením kliky 4, v daném směru, která je pevně svázána s vnějším šroubem 5
mechanismu, dochází k prodlužování (zkracování) délky mezi maticí 6 a osou oka vnitřního
šroubu 2 mechanismu. Matice 6 je uchycena pomocí dvou šroubů v držáku.
Obr. 8. Model standu teleskopického výložníku automobilového jeřábu
Zdvih břemene je ovládán pomocí lanového kladkostroje. Volný konec zdvihacího
lana je lanovými svorkami uchycen k volné kladce na hrotu výložníku. Zdvihací lano je
následně vedeno přes volné kladky kladnice, volnou kladku na hrotu výložníku a druhý volný
konec lana navíjen na lanový buben, který je osazen na hřídeli šnekové převodovky.
Poháněcí jednotku zdvihového mechanismu tvoří stejnosměrný motor typového označení
8DCW24-25-30 (n = 3000 ot/min.). Otáčky (n = 3000 ot/min.) motoru jsou sníženy celkovým
převodovým poměrem dvou převodovek - paralelní převodovka typového označení
8XD10MW (s převodovým poměrem i = 10) a šnekovou převodovku 8WD60BL s
převodovým poměrem i = 60.
Obr. 9. Stand sklápěcího mechanismu teleskopického výložníku jeřábu
Řízení pohonu zdvihového mechanismu jeřábu (s ohledem na změnu polohy vyložení
a úhel vztyčení výložníku) je u modelu zprostředkováno pomocí programovatelného
automatu PLC Tecomat Foxtrot CP-1016, pro který byl vytvořen v komplexním vývojovém
nástroji Mosaic (nástroj pro programování aplikací systémů Tecomat) program pro řízení
pohonu zdvihu břemene.
5. Závěr
Příspěvek se zabývá teoretickými předpoklady, které vyúsťují v návrh řízení pohonu
22
zdvihového mechanismu jeřábu s ohledem na změnu polohy vyložení ramene výložníku
mobilního (automobilového) jeřábu. Účelem výzkumu bylo docílit, aby dráha břemene při
změně vyložení břemene, kterou zajišťuje teleskopický výložník otočně uložený na
horizontálním čepu, prostřednictvím sklápěcího mechanismu, byla při měnícím se vyložení a
úhlu sklonu výložníku přibližně vodorovná, čímž stavitelné výložníky standardně nedisponují.
Tento příspěvek vznikl za účely podpory projektu MŠMT ČR s názvem Výzkum
realizace sklápění a vývoj řízení zdvihového mechanismu jeřábu derikového typu, č. projektu
SP2013/25.
6. Literatura
[1] ČSN ISO 4306-1 Jeřáby, Názvosloví, část.1: Všeobecně
[2] ČSN ISO 4306-2 Jeřáby, Názvosloví, část.2: Mobilní jeřáby
[3] HRABOVSKÝ, L. Vybrané konstrukční principy teleskopických výložníků mobilních jeřábů.
Časopis Technický magazín - Stroje a nářadí pro stavbu, údržbu a těžbu, ročník V, č. 56/2007, str. 18-20. ISSN 1211-6718.
[4] http://www.micro-epsilon.cz/displacement-position-sensors/draw-wire-sensor/WPSMK30_digital/index.html
Recenzent: prof. Ing. Jaromír Polák, CSc.
23
CHOSEN ESSENTIAL ASPECTS OF HIGH-LIFT TRUCK OPERATION
Melichar KOPAS4 – Alena PAULIKOVÁ5
Key words: high-lift truck, forklift truck, driver, education, safety rules
Abstract:
It is a well-known fact that the high-lift trucks, especially the forklift trucks, belong among the
most intensively exploited transport and handling machines with application possibilities in the
wide area of the almost all industrial plants, storage systems and service institutions. Various
kinds of the forklift trucks are specified for many purposes. In this paper there are described
the most important characteristics of the forklift trucks as well as there is emphasized an
important interaction between human (driver) and machine (forklift truck), taking into the
consideration relevant mutual relations and interactions in the whole complex system “human
– machinery – load”.
1. Introduction
The high-lift trucks are ranked among the most frequently used transport-handling
equipment applied in almost each of the industrial branches as well as in the production and
service areas, i.e. they are operating in a majority of the typical transport-handling logistic
chains.
The high-lift trucks are included in the category of the “Transport Trucks”, which is a
sub-group of the “Transportation Equipment” area according to the global systemisation of
the whole wide group of the “Machinery and Equipment Specified for Material Handling, [1].”
The general dividing of the whole group of the transport trucks is presented in the Fig.1
Fig.1 Fundamental classification of the transport trucks
4
M.Sc. Melichar Kopas,PhD. Mechanical Engineering Faculty, TU in Košice, Department of Design,
Transport and Logistics, Letná 9, 042 00 Košice, the Slovak Republic, tel.: +421 55 6022522, fax:
+421 55 6022507, e-mail: [email protected]
5
Assoc. prof. M.Sc. Alena Pauliková, Ph.D., Mechanical Engineering Faculty, TU in Košice,
Department of Environmental Studies, Park Komenského 5, 041 87 Košice, the Slovak Republic, tel.:
+421 55 6022721, e-mail: [email protected]
24
The basic definition of the high-lift truck sounds: it is a driven transport truck (power
truck) with a hoisting mechanism, which is equipped with the forks, platform or with other
special gripping mechanism. The lifting height of the hoisting mechanism should be 1 200
mm at least. This kind of truck is specified for hoisting, transport and stacking of such kind of
loads that are placed on the pallets predominately. Taking into the consideration a
terminology, which is well known from the branch of logistics, it is possible to say that the
high-lift truck is designed for handling of the manipulation units of the 2nd order.
2. Classification of the High-Lift Trucks
The whole large-scale and manifold spectrum of the high-lift trucks can be classified
according to the various criteria as follows:
I.
According to the type of driven engine, which drives the truck's travelling
mechanism:
a)
electric accumulator trucks, Fig. 2 – in this case there is applied an
accumulator as a source of the electrical energy for a DC-electric motor, which is designed
either in the form of a series motor or shunt-excited motor,
b)
combustion engine trucks, Fig.3 – with the installed standard diesel engine
or with the CNG/LPG piston combustion engine.
Fig. 2 High-lift truck, electric, with
accumulator; frontal, fork-lift, [2]
Fig. 3 High-lift truck, with combustion
engine; frontal, fork-lift, [3]
II.
According to the transmission channel of the mechanical energy from the
driving engine to the driven axle:
a)
hydrostatic – the mechanical energy is transmitted using the hydrostatic
transformation of energy, i.e. by means of a functional integration: “hydraulic pump +
hydraulic motor”,
b)
hydrodynamic – the transmission channel is designed on the base:
„hydrodynamic torque converter + mechanical transmission“.
III.
According to arrangement of the undercarriage:
a)
three-wheeled trucks: the front rigid axle is combined with the single rear
steered wheel, Fig. 4,
four-wheeled trucks – the front axle is rigid and driven, the rear axle is
b)
steered, Fig. 5.
Fig. 4 Three-wheeled undercarriage, [4]
Fig. 5 Four-wheeled undercarriage, [5]
25
IV.
According to the working equipment, which is fixed to the hydraulic lifting
frame:
frontal fork-lift trucks, Fig. 2, Fig. 3 or side fork-lift trucks, Fig. 6,
a)
b)
platform high-lift trucks,
c)
high-lift trucks with other special gripping or handling equipment (gripping
collets, lifting device etc.), Fig. 7.
Fig. 6 Side fork-lift truck, [6]
Fig. 7 Truck with special gripping equipment, [7]
3. Driving of the High-Lift Truck
Driving of the high-lift truck is a quite different kind of vehicle driving in comparison to
the driving of a passenger car. The high-lift truck has very specific and sometimes also
unexpected driving characteristics for a driver, who is not accustomed to drive such vehicle
and who does not have the required driving experiences. From this reason it is not possible
to drive the high-lift truck without a special driving course. In order to drive the high-lift truck
safely, it is necessary to take into the consideration special driving properties of the truck and
to respect the special rules. The most important of them are, e.g.:
a)
do not to leave the truck with the running engine or with the lifted load,
b)
do not to transport persons on the forks or wherever on the truck,
c)
to keep forks with the load dropped in a lower position during drive,
d)
to drive down the hill using the back-drive with regard to the gravity point of the
truck and load,
e)
to keep a low speed during driving through curves with small diameters,
f)
to pay attention to the stability of the truck in all situations,
g)
in a case of truck turn-over (accident) the driver has to stay inside of cabin; not
to jump outside from the cabin!
3.1 Education and Training of High-Lift Truck Drivers
The educational and training process, which is intended for preparing of the high-lift
truck drivers, is organized systematically according to the schedule, which is presented in the
Tab.1.
The theoretical part of the educational activities is focused on the next items:
a)
design and function of the power truck,
b)
operation of the power truck,
c)
safety and health protection during operation of the power truck,
d) first aid basic rules.
The practical education, i.e. the training phase is oriented predominately into the area
of:
a)
preparation and usage of the power truck,
b)
material handling,
c) inspection, maintenance and repairs of the power truck.
After finishing of the whole educational and training cycle the trainees have to pass a
leaving examination in a written, oral and practical form. Finally, the successful leaver
obtains the “Driving Licence of High-Lift Power-Truck”, [8].
26
3.2 Working Load of the High-Lift Truck Drivers
The modern high-lift trucks fulfil all the necessary and demanding up-to-date
ergonomic and safety requirements. The driver's cabin is a comfortable workplace and it is
comparable fully to a standard motorcar cabin.
However, there is used always a lot of aged high-lift trucks that were designed many
years ago without taking into the consideration any ergonomic criteria. Their cabins are not
soundproof and dust-tight as well as they are not equipped neither with an air-condition
system nor with an active vibroisolation system. Due these unfavourable facts the driver is
exposed to the negative factors of the work, namely to the impact of noise, vibrations, dust,
warm or cold, [9], [10].
Tab 1. Education and training of drivers of the high-lift trucks
equipped with electric motors or with combustion engines
Manually guided truck
Leverage guided truck
Minimal extent 28 hours
Minimal extent 28 hours
Truck with the loading
capacity up to 5 tons, using
steering wheel
Minimal extent 33 hours
with the driving licence B, C, D or T
Truck with the loading
capacity above 5 tons, using
steering wheel
Minimal extent 50 hours
without the driving licence
Minimal extent 33 hours
with the driving licence B, C, D or T
Another working load is a physical loading, which occurs during the driving process,
together also with a psychical loading, which is typical for driving of a motorcar generally due
to a necessary and stable concentration, perception of external stimuli, appreciation of
possible risks and continuous self-control.
The above-mentioned factors are combined each other usually and they are resulting
in a global severity of the profession high-lift truck driver. Thus, it is necessary to take into the
consideration an important fact that during the driving of the high-lift truck there is created a
mutual relation or interaction between the driver and the truck in the framework of the
complex “human – machinery – load” system.
4. Conclusion
The driven high-lift trucks and the forklift trucks especially are the most widely used
transport trucks in the whole material transport and handling area. However, this fact
corresponds unfortunately also with the data obtained from the work accident statistics.
Namely, according to the statistic data just these trucks are the dominant causes and
sources of many work accidents. There are described in this paper the relevant facts
concerning driving of the high-lift trucks or forklift trucks that underline an importance of the
serious education and training of the truck-drivers. Whatever negligence of the abovementioned facts and rules leads usually to the fatal accidents.
This paper was elaborated in the framework of the project VEGA 1/0356/11 „Innovative
processes in design of the transport machine driving units and optimisation of the material
flows and logistics in order to save energy and to increase reliability for practical application
purposes”.
[1]
5. Literature
Jeřábek, K.: Stroje
azařízení
pro
27
manipulaci,
ES
ČVUT,
Praha,
1989,
[2] www.logismarket.cz,
[3] www.fabfrog.com,
[4] www.jh-profishop.de
[5] www.motorward.com
[6] www.forkliftnet.com
[7] www.directindustry.com
[8] Vyhláška č. 356/2007 Ministerstva práce, sociálnych vecí a rodiny SR, ktorou sa
ustanovujú podrobnosti o požiadavkách a rozsahu výchovnej a vzdelávacej činnosti, o
projekte výchovy a vzdelávania, vedení predpísanej dokumentácie a overovaní vedomostí
účastníkov výchovnej a vzdelávacej činnosti;
[9] Nariadenie Vlády SR č. 357/2006 o podrobnostiach o faktoroch práce a pracovného
prostredia vo vzťahu ku kategorizácii pracovných činností a o náležitostiach návrhu na
zaradenie pracovných činností do kategórií z hľadiska zdravotných rizík;
[10] Vyhláška č. 542/2007 Ministerstva zdravotníctva SR o podrobnostiach o ochrane zdravia
pred fyzickou záťažou pri práci, psychickou pracovnou záťažou a senzorickou záťažou pri
práci.
reviewer: Assoc.prof. M.Sc. Jozef Kuľka, PhD.
28
LIFETIME OF CRANE WAYS FROM POINT OF VIEW OF CHANGING
LEGISLATION
Jozef KUĽKA, Martin MANTIČ1
Key words: residual durability, strain ganges, crane way
Abstract: This contribution deals with the problematic of method for the determination of durability
and rezidual durability of steel constructions. There are used experimental and computing methods.
By means of experiments are determined loading collectives of tensions. By means of computation
together with hypothesis of fatigue damage cummulation is determined the final durability by
comparing of three approaches.
1. Introduction
Crane ways of bridge cranes are intensively stressed during operation, in particular if
cranes provides besides function of loads lifting often also function of means of transport.
The typical operations with such an exploitation of cranes are metallurgical operations. In this
article we have done an analysis of one crane way of this kind, where in 2008 cumulative
damage of chosen girders of this way was calculated according to STN 73 1401 on the basis
of obtained data from strain gauge measurement of operational loading of girders. As
mentioned standard is no more valid since 1.4.2010, we have re-calculated cumulative
damages according to currently valid standard Eurocode 3, Part 1-9: Fatigue and also for
comparison according to British Standards Institution (BSI). The standard STN EN 1993-1-9
adopts European standard EN 1993-1-9 Eurocode 3: Design of steel structures. Part 1.9:
Fatigue, including Annexes A and B.
2. Analysis of crane way
The girders of crane ways are simple with length of 18 000 mm. Underneath of some
simple girders (fig.1) with length of 18 000 mm are located braking gantries (fig.2). The cross
section of simple girder of crane way with length of 18 000 mm without braking gantry is on
the fig.3. For location of braking gantries under the given girders it was necessary to adjust
girders by transversal welding of attachment plates onto lower flange of I-profile in certain
small distances right and also left from the girder centre to transfer horizontal braking forces
into braking gantry. The cross section of crane way girder with length of 18 000 mm with
braking gantry is same as on the fig.3 (fig.4).
Fig.1. Simple girder with length of 18 000
mm
Fig.2. Simple girder with length of 18 000 mm
with braking gantry
1
doc. Ing. Jozef Kuľka, Ph.D., doc. Ing. Martin Mantič, Ph.D., TU Košice, SjF, Katedra konštruovania,
dopravy a logistiky, Letná 9, 042 00 Košice, tel.: +421 55 602 2507, e-mail:[email protected],
[email protected].
29
Fig.3. Cross section of crane way girder
without braking gantry
Fig.4. Cross section of crane way girder with
braking gantry
3. Expertise of crane way by strain gauge measurement
On the basis of theoretical analysis and visual inspection of crane way we have
proposed methodology of experimental determination of deformation and of resulting stress
state. The places for application of strain gauges were chosen so that they were located on
each type of the crane way girder (with braking gantry same as without) and all constraints of
crane movement along the crane way resulting from technology layout were taken into
account. For expertise purposes we have applied strain gauges to 10 chosen girders in total.
The examples of strain gauge locations on the girder with braking gantry are on the fig.5 and
on the simple girder are on the fig.6.
Fig. 5 Location of strain ganges on the girder
with braking gantry
Fig. 6 Location of strain ganges on the
simple girder
4. Fatigue damage accumulation – residual lifetime according to STN 73 1401
The purpose of assessment of structures for fatigue limit state is to guarantee that
structure will not be damaged or destroyed by material fatigue during determined lifetime with
acceptable probability.
According to chapter 8.2 STN 73 1401 it is not necessary to assess structural
element for fatigue if following condition is valid:
- the maximum stress range in designed spectrum
γ Ff .Δσ ≤ 26ϕ t .ϕ r / γ Mf
(1)
where γFf is partial factor for equivalent constant amplitude stress ranges
γMf is partial factor for fatigue strength
30
φr is asymmetry factor
φt is factor of thickness influence
⎛ 25 ⎞
⎟
⎝ t ⎠
ϕt = ⎜
0 , 25
, t > 25mm
(2)
The fatigue of crane ways is assessed according to the chapter 8.7.2 for stress type
with variable stress range. For variable stress of constructional detail is spectrum of normal
stress defined as Δσi. The load spectrum is substituted by block load with k-blocks n1- Δσ1;
n2- Δσ2; ...... ni- Δσi;.... nk- Δσk, where ni is number of ranges for range Δσi during lifetime of
structure. Stress ranges Δσi γFf <ΔσLφ are not taken into account. Values ΔσD and ΔσL for
individual detail categories are given in table1.
It is necessary to mention that for given detail category the Wöhler´s curves can be
seen as curves with probability of survival R = 95 % (approximately average value minus 2
standard deviations). The data regarding corresponding average value or value which is
basis for standard deviation are unfortunately missing [2]. If necessary, these values must be
taken as values based on experiences from other sources [5]. This way we can define
corresponding standard Wöhler´s curve according to fig. 8 [3,4].
Tab.1 Nominal values of fatigue strength curves
Fig.7 Fatigue strength curves with double slope
(m=3 and m=5) for individual detail categories
Fig.8 Standard Wöhler´s curve for welded detail from
structural steel according to fig. 7 [2]
The partial fatigue endurances Ni will be defined according to curves with double
slope (m=3 a m=5) shown on fig. 7. For categories of individual details we can apply
following correlations:
5
then N i = 2.10 6 160ϕ / Δσ i γ Ff ;
(3)
- if Δσ i γ Ff ≥ Δσ M ϕ ,
[
[
(
(
)]
- if Δσ M ϕ > Δσ i γ Ff ≥ Δσ Dϕ , then N i = 5.10 6 Δσ Dϕ / Δσ i γ Ff
31
)] ;
3
(4)
[
(
- if Δσ Dϕ > Δσ i γ Ff ≥ Δσ Lϕ , then N i = 5.10 6 Δσ Dϕ / Δσ i γ Ff
where:
)] ;
5
(5)
ϕ = ϕ t .ϕ r / γ Mf
(6)
The values of partial fatigue damages Di will be calculated as follows:
Di =
ni
Ni
(7)
Reliability assessment of constructional detail for fatigue stress with variable range of
normal stress Δσi is done by comparison of total damage Dd with acceptable design value of
damage DL. Reliability condition is defined by following formula:
Dd = ∑ Di = ∑
ni
≤ DL
Ni
(8)
If more accurate values are not determined, we can take DL=1,0.
Curves according to fig.7 are taken into account with probability of survival 95%. In
table 2 there are detail categories and constructional fatigue details for individual types of
welded profiles according to STN 73 1401.
Detail
number
Detail
category
206
125
Tab.2 Detail categories according to annex of STN 73 1401
Constructional detail
Detail
Detail
Constructional detail
number
category
403
50
L>100 mm
The crane way under review has been in operation more decades. From the data of
operator results that during this time the girders were loaded by 9 209 683 stress cycles plus
cca 2 x 290 000 i.e. 9 789 863 cycles without metering some specific data, where by
operation observation it was found that loading cycles can be split into two groups, namely
with cranes with average load of weight cca 11 000 kg and the same numer of cycles with
cranes without load. Loading rate of individual measured girders for given period is shown in
tab.3.
The determination of lifetime of chosen crane way girders was based on results of
measured and calculated history of normal stress increases obtained by strain gauge
measurement.
Measured
girder
no.
Detail
category
KD
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
50
50
50
50
50
125
125
125
125
125
Stress increase
from
from
empty
loaded
crane
crane
Δσ2
Δσ1
84
76,6
61,6
72,5
40,6
50,8
90,6
108
65,7
65,5
Tab.3 Cumulative damage of measured girders
Cumulative
Numer of loading cycles
damage
from loaded from empty
Dd
crane
crane
71,4
65,8
54
60,5
30,3
35,8
67,8
85,2
49,2
49,8
146 848
146 848
3 181 705
1 566 378
1 566 378
3 181 705
3 181 705
1 566 378
1 566 378
1 566 378
32
146 848
146 848
3 181 705
1 566 378
1 566 378
3 181 705
3 181 705
1 566 378
1 566 378
1 566 378
0,87
0,667
7,7
5,8
0,89
∞
1,3
1,245
∞
∞
5. Fatigue damage cumulation according to STN EN 1993-1-9 and to BSI
5.1 Fatigue lifetime according to STN EN 1993-1-9 [6]
The fatigue strength for nominal stress ranges is represented by a series of (logΔσR –
log N) curves, which correspond to typical detail categories. Each detail category is
designated by a number which represents the reference value ΔσC and ΔτC in N/mm2 for the
fatigue strength at 2.106 cycles. For constant amplitude nominal stresses fatigue strengths
can be calculated as follows [1]:
(9)
Δσ mR N R = ΔσCm 2 × 106 with m = 3 for N ≤ 5 × 106 (fig.7)
Fatigue limit for constant amplitude of normal stresses is (Fig.7; Tab.1):
⎛ 2⎞
Δσ D = ⎜ ⎟
⎝5⎠
1/ 3
Δσ C = 0,737Δσ C
(10)
For nominal stress spectra with stress ranges above and below the constant
amplitude fatigue limit ΔσD the fatigue strength should be based on the extended fatigue
strength curves:
Δσ mR N R = ΔσCm 2 × 106
Δσ mR N R = Δσ mD 5 × 106
with m = 3 for N ≤ 5 × 106
with m = 5 for 5 × 106 ≤ N R ≤ 108
(11)
The cut off fatigue limit of normal stresses for 108 cycles ΔσL (Fig.7; Tab.1):
⎛ 5 ⎞
Δσ L = ⎜
⎟
⎝ 100 ⎠
Detail
category
125
1/ 5
Δσ D = 0,549Δσ D
(12)
Tab.4 Detail categories according to Annex of STN EN 1993-1-9
Constructional detail
Detail
Constructional detail
category
56
L>100
mm
According to tab. 8.2 Eurocode 3, Part 1-9 it is necessary to apply for simple girder of
crane way without braking gantry (Fig.3) detail category (KD) 125. For simple girder with
braking gantry (Fig.4), where cross section of lower flange is 300 x 26 mm, it is necessary to
apply detail category 56 [1]. The necessary data for determination of fatigue lifetime for KD
56 and KD 125 are given in tab.1. In tab.5 cumulative damage values for individual
measured girders are given in total.
5.2 Fatigue lifetime according to BSI 04-2000 [7]
This publication comprises the English language version of ENV 1993-1-1:1992
Eurocode 3: Design of Steel Structures - Part 1.1: General rules and rules for buildings, as
published by the European Committee for Standardization (CEN), plus the National
Application Document (NAD) to be used with the ENV on the design of buildings to be
constructed in the United Kingdom (UK).
For constant amplitude of fatigue limit ΔσD for 5.106 cycles Ni endurance (number of
cycles) of fatigue lifetime can be calculated as follows:
- if Δσi .γ Ff ≥ Δσ D / γ Mf , then N i = 5.106 [(Δσ D / γ Mf ) / (Δσi .γ Ff )] ;
3
(13)
- if Δσ D / γ Mf > Δσi .γ Ff ≥ Δσ L / γ Mf , then N i = 5.106 [(Δσ D / γ Mf ) / (Δσi .γ Ff )] ;
5
(14)
- if Δσi .γ Ff ≤ Δσ L / γ Mf , then N i = ∞ ;
(15)
According to BSI we apply for simple girder of crane way without braking gantry
(Fig.3) the detail category (KD) 125. For simple girder with braking gantry (Fig.4), where
cross section of lower flange is 300 x 26 mm, the detail category 50 is applied. The values of
partial fatigue damages Di are determined according to formula (7) as in previous cases.
33
Reliability assessment of constructional fatigue stress detail with variable normal stress
range Δσi is done by comparison of total damage Dd with acceptable damage value DL .
Reliability condition is defined by formula (8) as well. In tab.5 cumulative damage values for
individual measured girders are given in total.
Measured
girder
no.
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Tab.5 Cumulative damage of measured girders according to Eurocode 3 and BSI
Detail
Cumulative
Detail
Cumulative
Detail
Cumulative
category
damage
category
damage
category
damage
KD
Dd according
KD
Dd according to
KD
Dd
to STN 73
STN EN 1993according to
1401
1-9
BSI
50
50
50
50
50
125
125
125
125
125
0,87
0,667
7,7
5,8
0,89
∞
1,3
1,245
∞
∞
0,4
0,3
2,65
2,69
0,42
0,14
0,86
0,75
0,16
0,16
56
56
56
56
56
125
125
125
125
125
50
50
50
50
50
125
125
125
125
125
1,08
0,83
9,599
7,28
1,14
0,11
1,55
1,514
0,21
0,208
6. Conclusion
The measurements in year 2008 confirmed real state of crane way, i.e. girder no.3
has been already repaired, because fatigue cracks have been discovered on it. On the girder
no.4 we have discovered fatigue cracks in bumper of gantry by strain gauge application. The
lifetime of girders no.7 and 8 according to STN 73 1401 is already finished and it is
necessary to plan their change in the near future. According to curently valid standard STN
EN 1993-1-9 are only girders no.3 and 4 with finished lifetime. Other girders seem to have
relatively sufficient lifetime (the girders no.7 and 8 have already lost 86 resp. 75% of their
lifetime). According to the last column of the tab. 5, where cumulative damage values are
calculated according to ENV 1993-1-1:1992 Eurocode 3 (BSI), we can see that only four
girders (2, 6, 9 a 10) out of ten are able to operate in the future. So we have to consider,
which methodology of calculation gives us the most credible results. It would be necessary to
observe more cases in praxis and to compare them with another calculation procedures.
This work was supported by State project No. 26220120060 Centrum výskumu
riadenia technických , environmentálnych a humánnych rizík pre trvalý rozvoj produkcie a
výrobkov v strojárstve as well as by Project VEGA No. 1/0356/11.
7. LITERATURE
[1] Eurocode 3- Design of steel structures, STN EN 1993-1-9, Part 1-9: Fatigue
[2] Haibach, E.: Betriebsfestigkeit. VDI-Verlag GmbH Düsseldorf, 1989, 481 s.
[3] Haibach, E.: Die Schwingfestigkeit von Schweissverbindungen aus der Sicht einen
örtlichen Beanspruchungsmesung. LBF – Bericht Nn. FB 77 (1968)
[4] Oliver, R., Ritter, W.: Wöhlerlinienkatalog für Schweissverbindungen aus Baustählen.DVS
– Berichte Band 56 I bis V, Deutscher Verlag für Schweisstechnik, Düsseldorf (19791985)
[5] Haibach, E., Oliver, R.: Streuanalyse der Ergebnisse aus systematischen
Schwigfestigkeits untersuchungen mit Sweissverbindungen aus Feinkornbausthal.
Materialprüfung 17(1975)Nr.11, 399-401 s.
[6] STN 73 14 01 Navrhovanie oceľových konštrukcií, 1998
[7] ENV 1993-1-1:1992 Eurocode 3: Design of Steel Structures - Part 1.1: General rules and
rules for building.,
Reviewer: prof. Ing. Ján Hudák, CSc.
34
MEASURING OF GEOMETRICAL DISPOSITIONS FOR SPECIAL KIND OF BELT
CONVEYOR
Martin MANTIČ6, Jozef KUĽKA, Melichar KOPAS
Key words: conveyor, measuring, measurement methodology
Abstract:
This paper describes an innovative methodology specified for measuring of mutual
geometrical position of the rotating elements situated in a special belt conveyor, which is
applied for transport of bulk solids. The presented measuring process applies a modern
measuring technology. In this paper there is described an innovative measuring methodology,
which was proposed and developed for the given measuring equipment. This article is
connected with the paper published in [1] and complements it.
1. Introduction
There are occurring various failures and damages in everyday technical practice.
From this reason it is necessary to perform a miscellaneous measuring processes and
professional analyses in order to identify causes of the technical failures.
The main subject of our interest in this case was a special belt conveyor installed in a
tranship centre, which deals with transport and handling of a granulation product. The
transport belt of this belt conveyor was worn-out excessively during a current operation and
the final consequence of this negative phenomenon was rupture of the belt. The belt
conveyor itself, together with its operational conditions, were analysed in detail.
A visual inspection of the rotating elements (i.e. the guiding cylinders) identified an
excessive and eccentric wear-out in extension of 50% from the running width of the rubber
coating, as well as an axial slippage of the belt from the guiding cylinder along the axis of
rotation, Fig. 1.
Fig. 1 View on the upper guiding cylinder from both sides
2. Analysis of Real Situation and Selection of Measuring Equipment
It was possible to postulate preliminary the incorrect geometrical set-up of the guiding
cylinders as one of the probable causes of the occurred undesirable situation. In order to
confirm or to reject this hypothesis it was necessary to verify the geometrical position or the
geometrical set-up accuracy of the guiding cylinders.
The diameter of the investigated guiding cylinders is approx. 1600 mm and their
6
doc. Ing. Martin Mantič, PhD., Faculty of Mechanical Engineering, TU Košice, Department of
Machine Design, Transport and Logistics, Letna 9, 042 00 Košice, Slovak Republic, Phone: +421
55 602 2374, e-mail: [email protected]
35
length is more than 2000 mm. Taking into consideration the operational conditions it was not
possible to disassembly all components, which are surrounding the guiding cylinders.
Thus, there was actual a question how to perform the required measuring with the
necessary accuracy. Taking into consideration all the relevant facts there was selected an
innovative sensing method using the 3D scanner. It was applied a contact scanner with the
infrared data transmission between the measuring probe and the sensing camera 3D
Creator, which is a product of the company Boulder Innovation Group, Inc., Fig. 2a).
The Fig. 3 illustrates a real view on the measured object.
a)
b)
Fig. 2 Scanner 3D Creator
a) Scanner with accessory, b) Operational radius and accuracy of the 800 mm scanner
sensor
Fig. 3 Real view on the measured object
36
The applied scanner with the width 800 mm is able to register a measuring signal with
the average volumetric accuracy 0,15 mm, whereas its maximal accuracy is 0,06 mm, see
the Fig. 2b).
3. Methodology and Measuring Process
The first step, which has to be made before starting of the measuring process, is to
define the measuring position, as well as to establish the individual axes of the spatial
coordinate system. The sensing process in the sensor reach area was practicable from one
side only with regard to the measuring principle.
From this reason it was necessary to develop a new sensing methodology by means
of the exactly positioned reference point, which was situated in the range of the measuring
sensor. This arrangement was applied for the bilateral sensing of the bearing house and
running diameter of the guiding cylinder so that the sensing sensor was moved from the left
side to the right side of the given surveyed object without a loss of accuracy.
The Fig. 4 illustrates scanning of the left side and right side of the analysed guiding
cylinder, whereas the coordinate system 1 represents the installed reference point.
Fig. 4 Measuring of the left and right side of the guiding cylinder
Application of the reference point (Fig. 5) was important for a connection or
integration of the both partial measuring results in order to create a global disposition of the
whole measured object (Fig. 6).
Fig. 5 Reference point
Fig. 6 Global disposition of the measured object
37
The Fig. 7 describes a sign convention, which was defined in the applied coordinate
system in order to determine a direction of the measured angular deviations.
Angular deviations in horizontal plane
Angular deviations in vertical plane
Fig. 7 Sign convention for angular deviations
The created model was specified for determination of angular deviations of the
guiding cylinder axis in relation to the horizontal and vertical plane. The ideal rotation axis of
the guiding cylinder is situated in the horizontal plane.
The Fig. 8 illustrates the measured angular deviation values in the both planes.
Ideal axis
of rotation
z
x
β = + 0,66°
x
α = + 0,15°
0
0
y
Ideal axis of
rotation
a)
b)
Fig. 8 Measured angular deviations
a) angular deviation in horizontal plane, b) angular deviation in vertical plane.
4. Conclusion
Finally, it is possible to say that the chosen measuring methodology, together with the
applied measurement equipment, was very effective for solving of the given task. According
to the measured values of the angular deviations it was corrected the original geometrical
position of two guiding cylinders by means of bearing plates that were placed under the
bearing houses.
Information obtained from operator of the given conveyor about the following
operation after a half-year of standard running confirms improvement of all relevant
parameters. Consequently, the initial negative phenomena were eliminated.
Acknowledgments: This paper is the result of the project VEGA No. 1/0356/11.
5. Literature
[1] Bigoš, P.; Mantič, M.; Kopas, M.: Experimentally-Calculation Analysis of Special
Transport-Handling Equipment, In.: Zdvíhací zařízení v teorií a praxi, Elektronický
odborný časopis o konstrukci a provozu zdvihacích, manipulačních a transportních
zařízení a dopravních prostředků, Číslo 1/2012, ISSN 1802-2812,
< http://www.342.vsb.cz/zdvihacizarizeni/zz-2012-1.pdf>
[2] Bigoš, P.; Mantič, M.; Kopas, M.: Verifikačné meranie geometrickej dispozície vodiacich
valcov kapsového pásového dopravníka FLEXOWELL TYP F 400 ES v prekládkovom
komplexe Čierna nad Tisou, Košice, december 2011. Zodpovedný riešiteľ: prof. Ing.
Peter Bigoš, CSc.
38
TOLERANČNÁ ANALÝZA DÔLEŽITÁ SÚČASŤ KONŠTRUKCIE
Ing. Štefan KONEČNÝ7 – Ing. Marián SEMANČÍK8 – Ing. Táňa LAZORÍKOVÁ 9 –
Ing. Michal MOCHNAĽ10
Klíčová slova: tolerancia, analýza, rozmer, softvér, uzatvárací rozmer, rozmerový reťazec, výpočet.
Abstrakt:
Tolerančná analýza tvoria neoddeliteľnú súčasť procesu navrhovania, obzvlášť u
mechanizmov zdvíhacích zariadení, kde je kladený zvýšený doraz na presnosť a možnosť
zameniteľnosti členov mechanizmu. Využitím softvérových metód je možne anulovať
nepodarky vzniknuté pri výrobe, ale aj pri montáži.
1. Úvod
Tolerančná analýza je nastroj vyžívaný pri konštruovaní, pretože je nutné pochopiť dopad
tolerancie na súčasti alebo celky s vyšším počtom opakovateľnosti. Pri konštruovaní sa kladie dôraz
na zameniteľnosť jednotlivých komponentov.
2. Tolerančná analýza
Rozmerový reťazec je súbor na sebe závislých rozmerov, ktoré na sebe nadväzujú tak, že
tvoria uzavretý rozmerový obvod. Patria sem rozmery určujúce vzájomnú polohu prvkov na jednej
súčastí, alebo rozmery či polohy niekoľkých súčasti v montážnej jednotke.
a)
b)
Obr. 1 Druhy rozmerových reťazcov
a) Au - uzatvárací rozmer, b) Au - uzatvárací rozmer - montážna vôľa
Rozmerový reťazec je zostavený z jednotlivých parciálnych členov (vstupných rozmerov) a
sú rozmery,
ukončený uzatváracím členom (výsledným rozmerom). Parciálne členy (
7
Ing. Štefan Konečný, Fakulta výrobných technológii, TU Košice, Inštitút dopravy, Ústav výrobnej
techniky, Budovateľská 31, 080 01 Prešov, Slovenská republika, e-mail: [email protected]
8
Ing. Marian Semančík, Fakulta výrobných technológii, TU Košice, Inštitút dopravy, Ústav výrobnej
techniky, Budovateľská 31, 080 01 Prešov, Slovenská republika, e-mail: [email protected]
9
Ing. Táňa Lazoríková, Fakulta výrobných technológii, TU Košice, Inštitút dopravy, Ústav výrobnej
techniky, Budovateľská 31, 080 01 Prešov, Slovenská republika, e-mail: [email protected]
10
Ing. Michal Mochnaľ, Fakulta výrobných technológii, TU Košice, Inštitút dopravy, Ústav výrobnej
techniky, Budovateľská 31, 080 01 Prešov, Slovenská republika, e-mail: [email protected]
39
ktoré sú na výkrese priamo zakótované alebo vyplývajú z predchádzajúcich výrobných alebo
montážnych operácii. Uzatvárací člen
, predstavuje v danom reťazci výsledný výrobných alebo
montážnych rozmer, ktorý vyjde skladaním parciálnych rozmerov ako nekótovaný výrobných rozmer
súčastí, ako montážna vôľa alebo ako presah. Veľkosť, tolerancia a odchýlky výsledného rozmeru
potom priamo závisí na veľkosti a tolerancii parciálneho rozmeru. Podľa vzájomnej polohy jednotlivých
členov rozlišujeme tri typy rozmerových reťazcov:
- Lineárne reťazce (1D) - obsahujú iba rovnobežné rozmery
- Rovinné reťazce (2D) - rozmery sú rozložené v jednej alebo niekoľkých rovnobežných rovinách
- Priestorové reťazce (3D) - rozmery ležia v nerovnobežných rovinách
Tento výpočet je určený pre tolerančnú analýzu rovinných a priestorových rozmerových
reťazcov.
Pri riešení tolerančných vzťahov v rozmerových reťazcoch sa vyskytujú dva druhy úlohy :
1.
Tolerančná analýza - úlohy priame, kontrolné
Na základe známych odchýlok všetkých parciálnych členov sa stanoví odchýlka uzatváracieho
člena. Priame úlohy sú výpočtové, jednoznačné a slúži obvykle ku kontrole súčastí a montážnych
jednotiek, vyrobených podľa daného výkresu.
2.
Tolerančná syntéza - úlohy nepriame, konštrukčné
Na základe známych odchýlok uzatváracieho členu, daných funkčnými požiadavkami, sa
navrhujú odchýlky parciálnych členov. Nepriame úlohy sa riešia pri navrhovaní funkčných a
montážnych skupín.
Pre riešenie tolerančných vzťahov v rozmerových reťazcoch sa najčastejšie používajú tieto
metódy výpočtu:
- analytický výpočet pomocou parciálnych derivácii, tento spôsob je náročný na čas a je pri ňom
vysoká chybovosť výsledkov hlavne kvôli náročnosti výpočtu, a vstupu s množstvom parciálnych
rozmerov. Všeobecné vzorce pre výpočet odchýlok:
Horná odchýlka uzatváracieho rozmeru:
Dolná odchýlka uzatváracieho rozmeru:
,
,
Členy označené indexom: i = 1 až m - sú zväčšujúce, i = m+1 až n - sú zmenšujúce.
- softvérový výpočet na tento spôsob je možné použiť mnoho programov napr. sú to špecializované
výpočtové programy ako je MITCalc a Mechsoft, alebo využiť súčasti CAD systémov ako je modul
Tolerance Analysis Extension pre systém Creo, alebo nastroj TolAnalyst pre systém SolidWorks či
poprípade Autodesk Inventor a jeho nástroj Design Accelerator.
3. Softvérová podpora pri tolerančnej analýze
3.1. MITCalc
Jedná sa o špeciálny výpočtový softvér určený na podporu konštruovania, ktorý sa plne
implementuje do programu Microsoft Excel. Dokáže vypočítať 1, 2 a 3D rozmerové reťazce.
- metóda „Worst Case" (aritmetická metóda min-max),
- metóda „Monte Carlo" (štatistická metóda),
- metóda „Root Sum Squares“ (štatistická metóda)
Voľba spôsobu výpočtu tolerancií a odchýlok členov rozmerového reťazca má vplyv na výrobnú
presnosť a montážnu zameniteľnosť súčasti. Závisí na ňom preto hospodárnosť výroby a prevádzky.
3.2. Mechsoft
Softvér určený ako podporný program pri konštruovaní. Má vlastné grafické rozhranie je to
samostatný program.
Tento program slúži pre výpočet uzavretých lineárnych obvodov kót (rozmerové obvody,
rozmerové reťazce), ktoré sa vyskytuje na jednotlivých súčastiach, alebo v skupine súčasti.
3.3. Tolerance Analysis Extension
Je to modul programu Creo (Pro/Enginner). Vykonáva nielen aritmetické metódy výpočtu
tolerancie, ale aj štatistické metódy. Hlavná výhoda je, že pracuje priamo s 3D modelmi a navrhnuté
tolerancie sa premietnu do výkresovej dokumentácie.
40
Obr. 2 Okno modulu „Tolerance Analysis Extension – Pro/Engineer“
Časti strojov s podporou PC I. / Pavlenko, S.- Haľko, J.- Maščenik, J.- Nováková, M.: Prešov: FVT,
Vydavateľstvo Michala Vaška, 2009, 177 s., ISBN 978-80-553-0200-3
Implementation of auditory and non-auditory effects of noise in the risk assessment process in
mechanical engineering / Michaela Balážiková, Juraj Sinay - 2012. In: Procedia Engineering. No. 48
(2012), p. 621-628. – ISSN 1877-7058
Psychosocial Risks and Their Evaluation in the Risk Assesment Process / Michaela Balážiková 2012. In: EIIC 2012 : Electronic International Interdisciplinary Conference : 3-7 September 2012 :
virtual peer-reviewed conference. - [Praha : ITALL], 2012 P. 607-610. - ISBN 978-80-554-0551-3 ISSN 1338-7871
Acoustic risk management / Juraj Sinay, Michaela Balážiková - 2012. In: Human Factors and
Ergonomics in Manufacturing & Service Industries. Vol. 22, no. 3 (2012), p. 1-10. - ISSN 1090-8471
Metodológia predikcie hluku na pracoviskách / Michaela Balážiková - 2008. In: Bezpečnost a ochrana
zdraví při práci 2008. - Ostrava : Sdružení požárního a bezpečnostního inženýrství, 2008 P. 9-16. ISBN 9788073850388
CA technológie ako efektívny nástroj v procese výroby / Maščenik, J. - Gašpár, Š.: 2011. In: Ai
Magazine. Roč. 4, č. 2 (2011), s. 86-87. - ISSN 1337-7612
http://www.brown.edu/Departments/Engineering/Courses/En174
41