1

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 1/2012 Seznam příspěvků: BIGOŠ Peter, MANTIČ Martin , KOPAS Melichar: EXPERIMENTALLY - CALCULATION

ANALYSIS OF SPECIAL TRANSPORT - HANDLING EQUIPMENT ............. 2 BIGOŠ Peter, SIMAN Marián: THE CONTROL OF THE MODERNIZED CRANE BEAM .... 7 BURÁK Ján, KOČÍŠ Peter, SCHNEIDER Marek: PRÍSPEVOK K VYUŽITIU 3D

SKENOVANIA PRI ŽIVOTNOSTNÝCH APLIKÁCIÁCH KONŠTRUKČNÝCH PRVKOV ……………………………………………………………………..……. 13

ČOPAN Pavol, BARAN Peter: ENGINEERING DESIGN OF SUSPENDED CLIMBING

BRIDGE ……………………………………………………………..…………….. 18 FALTINOVÁ Eva, KOPAS Melichar: ASSESSMENT OF CRANE RAIL FATIGUE LIFE IN

A PARTICULAR METALLURGICAL PLANT ………………………………….. 25 HRABOVSKÝ Leopold: SÍLY PŘÍČENÍ PODVĚSNÝCH JEŘÁBŮ URČOVANÉ DLE

ČSN EN 15011 .............................................................................................. 31 KOPAS Melichar, PAULIKOVÁ Alena, HRABOVSKÝ, L: ACTUAL APPROACH TO THE

COMPACT REVIEW OF TRANSPORT AND HANDLING MACHINERY …. 41 MARTIN Ivan: KRITÉRIA PRO NÁVRH STRUKTURY DISTRIBUČNÍCH SYSTÉMŮ

VYUŽÍVAJÍCÍCH MEZISKLADY .................................................................... 46 PUŠKÁR Michal: ŠTÚDIA O VPLYVE ZLOŽIEK OLEJOV NA MAZIVOSŤ LOŽÍSK

SPAĽOVACÍCH MOTOROV ZDVÍHACÍCH ZARIADENÍ .............................. 52 ŠIMA Martin, KUĽKA Jozef: ZUBOVÁ SPOJKA ZSD 11 LIACEHO MOSTOVÉHO

ŽERIAVA - ANALÝZA PRÍČÍN PORÚCH ...................................................... 58 ŠIMA Martin, KUĽKA Jozef: MOŽNOSTI ÚPRAVY A NAHRADENIA ZUBOVEJ SPOJKY

ZSD 11 LIACEHO MOSTOVÉHO ŽERIAVA ................................................. 64 TONHAJZER Roman, PUŠKÁR Michal: STRUCTURE DATA FIELD OF CONTROL UNIT

IN RACING MOTORCYCLE ……………………………………….....………… 69

2

EXPERIMENTALLY - CALCULATION ANALYSIS OF SPECIAL TRANSPORT - HANDLING EQUIPMENT

Peter BIGOŠ 1, Martin MANTIČ2, Melichar KOPAS3

Key words: FLEXOWELL conveyor, guiding cylinders, tension force, measuring process

Abstract: There is described in this paper a special measuring method of the FLEXOWELL belt conveyor in order to identify causes of a strong, excessive belt wear during current operation. There was applied an original measuring methodology based on application of 3D-measuring equipment, which is presented in this article. The experiment was supplied with control calculation of the belt loading.

1. Introduction There is a special category of belt conveyors, which enable transport of bulk material

vertically. It is category of the FLEXOWELL conveyors. Conveyors of FLEXOWELL type are used for vertical transportation of the bulk materials in situations where is limited space for installation of classic belt conveyor or other kind of conveyor system. On the Fig.1 there are presented various arrangement possibilities of the FLEXOWELL conveyor, whereas the red arrow means input of material and the green arrow is material discharge.

Fig.1. Examples of the FLEXOWELL configurations [2]

These conveyors are able to transport any type of bulk material: from very small grain

size bulk materials to large piece ore. Most common transported materials are: ore, coal, fly-ash, gypsum, stones, gravel, sands, fertilizers, lime stones etc., [2]. The conveyed material is protected against external impacts and dust nuisance related to conveyor operation is minimized, as well. The FLEXOWELL conveyor belts are designed for combined transport directions, i.e. for horizontal, steep inclined and vertical transport. Granularity of material, which is transported by means of the FLEXOWELL, is varying from powdery material up to several hundreds of millimetres large pieces. Bulk materials can be transported by means of this conveyor over 500 m in vertical lift using transport capacities from the lower capacity limit 1 m3.h-1 to the upper limit 6 000 t.h-1. It is a well-known fact that the most important part of each belt conveyor is its belt. In the case of the FLEXOWELL conveyor there is applied a special construction of the belt, which is based on the internal structure created from the 1 prof. Ing. Peter Bigoš, CSc., Faculty of Mechanical Engineering, Technical University of Košice, Department of Machine Design, Transport and Logistics, Letná č. 9, 042 00 Košice, Slovakia, Phone: +421 55 602 2514, Fax: +421 55 602 2507, e-mail: peter.bigos@tuke.sk 2 doc. Ing. Martin Mantič, Ph.D., Faculty of Mechanical Engineering, Technical University of Košice, Department of Machine Design, Transport and Logistics, Letná č. 9, 042 00 Košice, Slovakia, Phone: +421 55 602 2374, Fax: +421 55 602 2507, e-mail: martin.mantic@tuke.sk 3 Ing. Melichar Kopas, Ph.D., Faculty of Mechanical Engineering, Technical University of Košice, Department of Machine Design, Transport and Logistics, Letná č. 9, 042 00 Košice, Slovakia, Phone: +421 55 602 2522, Fax: +421 55 602 2507, e-mail: melichar.kopas@tuke.sk

3

steel wire rope framework. The carcass of belt consists of a high-strength steel cord placed in one plane embedded in the rubber and it is safeguarding the perfect joint between upper and lower cover layer, Fig.2. Such structure provides high performance and resistance of the conveyor belt.

Fig.2. External view on the FLEXOWELL belt and its internal structure, [3]

2. Description of real problem and its solution In the framework of cooperation between our Department and industrial background

we had to solve a special task originating in industrial practice: in a certain industrial plant, Fig.3, which is equipped with the FLEXOWELL conveyor, occurred a very serious problem concerning this conveyor, namely it was a rupture of the belt. The concrete task was to investigate a real cause of such very serious negative phenomenon. During a current operation of this conveyor arose an excessive wear of the belt after a relatively short time of running and this fact led to the rupture finally.

Fig.3. View on a part of the given trans-shipment centre with the investigated conveyor

After visual inspection it was observed a distinctive wear of running surface of belt,

which is in permanent contact with guiding cylinders (called also “dumbbell”), Fig.4. In order to determine the exact cause of belt wear it was necessary:

- to perform detailed analysis of geometrical position of both guiding cylinders (accuracy of their geometrical set-up),

-to calculate tension forces in the belt (with regard to the belt strength limit), -to verify quality of the belt jointing.

3. Measuring of geometrical position of guiding cylinders One of possible causes of conveyor belt damaging is insufficient accuracy of their

4

geometrical set-up. From this reason it was necessary to verify deviations of arrangement of both “dumbbells” in the conveyor supporting steel construction. There is illustrated a simplified scheme of the FLEXOWELL conveyor in the Fig.5., together with marked position of concerned guiding cylinders, i.e. positions No.1 and No.2

Fig.4. View on the wear of belt running surface at guiding cylinder and details of rupture and

wear of the belt

The main purpose of geometrical measuring of the „dumbbell“ was determination of angular deviation of ”dumbbell” axis in relation to the horizontal and vertical plane. After geometrical summation of both geometrical deviations it is obtained a real position of “dumbbell” axis in the space. The ideal axis of rotation is situated in the horizontal plane.

Fig.5. Scheme of arrangement of guiding cylinders, [4]

In order to determine the angular deviations of “dumbbells” there was defined a

spatial orientation of them related to the control room of plant, Fig.6. The beginning of the coordinate system „0“ was situated on the left side of the „dumbbell“ (in the place of bearing house middle point) and the “x”-axis is axis of „dumbbell“ rotation.

The measuring process was realised by means of the 3D-measuring and digitalisation scanner 3D Creator with infrared data transmission. It is a product of the company Boulder Innovation Group, Inc. The measuring equipment was supplied also with special preparations designed for set-up of reference points and the laser distance-meter Leica DISTO. The described measuring methodology was applied for measurement of geometrical deviations of both guiding cylinders.

Rupture of the belt

Wear of the belt

5

The above mentioned measuring methodology discovered relevant deviations, namely directional deviation approx. 5 mm and altitudinal deviation approx. 22 mm. These deviations seem to be possible reason of excessive belt wear.

Fig.6. Arrangement of the coordinate systém

4. Calculation of tension forces in the belt After the above-described measuring steps it was necessary also to calculate

maximum tension force in the belt, i.e. the force F1 on the driving pulley, Fig.7. The driving pulley is situated in the point of maximum belt tension force. Therefore the

belt tension forces are analysed in the driving station, according to the Fig.5.

Fig.7. Force situation on driving pulley

The calculation of tension forces were performed by means of standard relations concerning belt friction, [1]. The obtained results are summarized in the Tab.1

Tab. 1 Numerical results of driving pulley parameters

F1 (N) F2 (N) Fob (N) MkB (N.m) nB (s-1) 56 428 8 046 48 382 30 239 0,55

Parameters of the FLEXOWELL belt are known from belt producer:

tensile strength of the belt σp = 2500 N/mm belt width B = 1400 mm tension safety coefficient of belt k = 10

Thus, the maximum permissible force Fmax in the belt is 350 000 N. So it is evident that

Fmax >> F1 thanks to high level of tension safety coefficient of belt. The belt is over-dimensioned more than six-time and its tensile strength is sufficient enough. However, according to eccentric wear of running surface of belt, which is in permanent

CO

NTR

OL

RO

OM

F1

F2 Fob

MkB, nB Applied notation: F1 – maximum tension force, F2 – minimum tension force, Fob – circumferential driving force, MkB – driving pulley torque, nB – speed of driving pulley

6

contact with guiding cylinders, it can be expressed a judgment about negative impact of “dumbbells” misalignment on the belt loading (i.e. additional eccentric loading). Note: Despite of all obtained results the most relevant cause of the belt damage seems to be quality of the belt joint. According to the X-ray diagnostics of the join was evident a poor quality of joining process realisation and loss of contact between steel wire ropes and rubber covering layers.

5. Conclusion The main purpose of this paper is presentation an innovative and original method of a

geometrical measuring realised by means of the digitisation 3D-measuring equipment. This measuring was performed on a special FLEXOWELL belt conveyor in order to determine accuracy of set-up of its guiding cylinders.

Acknowledgments This paper is the result of the project implementation: Centre for research of control of technical, environmental and human risks for sustainable development of production and products in mechanical engineering (ITMS: 26220120060) supported by the Research & Development Operational Programme funded by the ERDF as well as Project VEGA No. 1/0356/11.

LITERATURE [1] Jasaň, V. a kol.: Teória dopravných a manipulačných zariadení, ALFA, Bratislava, 1989.

p. 370. ISBN 80-05-00125-8. [2] Z-type Belt Conveyors, [online] 2012 [cit. 2012-september-15] available on web

pages:http://www.vvvmost.com [3] Internal Structure of Conveyor Belt, [online] 2012 [cit. 2012- september-04] available on

web pages:http://www.phoenix-cbs.com [4] Flexowell Belt Conveyor, [online] 2012 [cit. 2012- september-03] available on web

pages:http://www.flexowell.pl

7

THE CONTROL OF THE MODERNIZED CRANE BEAM

Peter BIGOŠ, Marián SIMAN4

Key words: modernization, crane, beam

Abstract: The paper is devoted to the control calculation of the modernized maintenance crane beam. The calculations are performed according to the valid standard. From the calculations it is clear, that the beam meets the expected loads and the designed double-beam crane is unnecessarilly overdesigned, because for the operation only one crane beam is needed.

1. Introduction Lately, the chosen maintenance overhead travelling crane is used more often.

Concerning the fact that the travel and the crab of the crane is currently hand-driven, the often manipulation is strenuous and complicated. It was the reason for the idea of modernization. There was chosen the possibility to rebuild the double-beam crane to a monorail one. Previous calculations confirmed that it is possible to use also the existing beam without modification. In the paper, the beam is controlled according to the standard of the limit state of usability, bending and shear.

2. Calculation of input parameters The known input parameters are: lifting capacity (load weight) kgQ 2000= crane expansion mL 8= crane base ms 4,1= beam weight kgm 626= chest with accessories weight kgm pr 100=

traverse speed 11 min.32.533,0 −− == msmvp extreme position of the crab ma 5,0= crab weight kgmm 400= crab gauge mmb 240= crab base mml 35,53= weight per meter length of the beam 1.25,78 −= mkgmN single beam weight kgm 6268.25,78 ==

Calculation of beam loadings: The loading from continouos beam load: Ngmq N 63,76781,9.25,78. === (1) The loading from load: NgQQ 1962081,9.2000. ===′′ (2) The loading from its own weight: NgmG mm 392481,9.400. ===′′ (3) Calculation of the moments and shear forces of the beam:

- from its own weight NLqM q 06,61418

8.63,7678. 22

max === (4)

- from the load weight

4 prof. Ing. Peter Bigoš, CSc., Ing. Marián Siman Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Ústav konštrukcie strojov a zariadení, Letná 9, 040 01 Košice, Slovenská republika, tel.: +421 55 602 2367, e-mail:, marian.siman@tuke.sk, peter.bigos@tuke.sk

8

NmbLL

KKKKM QQQQ

Q 23,9230424,0

28.

819620

42.

224321

max =⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ −

+++= (5)

Pic.1. Basic dimensions of the crane

Calculation from the moments of inertial forces:

- of the beam NmLLqfM Bq 75,85948.

28.63,767.14,0

4.

2.. === (6)

- of the crab

NmbLL

BBM Bm 9,4455

424,0

28.

878,104354,1252

42.

2243 =⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ −

+=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ −

+= (7)

- total NmMMM BmBqz 65,53159,445575,859 =+=+= (8)

The force arising from the crane sticking: NHtp 97,1698= (9) Calculation of the moments from the crane sticking:

NmbLLsHM tpHtp 118,1207

424,0

28.

84,1.97,1698

42.. =⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ −=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ −= (10)

Regarding zHtp MM ≤ in the next calculation zM is used

Pic.2. Process of moments of inertial forces and sticking

Calculation of the loadings scaled up in dynamic coefficients (calculating loadings)

1.83,92863,767.1,1.1,1.. −===′ mNqq gt γδ (11)

NQQ loh 91,3149919620.3,1.235,1.. ===′ γδ (12)

9

NGG MghM 75,53303924.1,1.235,1.. ===′ γδ (13)

NmMM qgtq 68,743006,6141.1,1.1,1.. ===′ γδ (14)

NmMM QlohQ 13,1481923,9230.3,1.235,1.. ===′ γδ (15)

NmMM MghM 06,1034433,7614.1,1.235,1.. ===′ γδ 16)

NmMM HtptHtp 83,132712,1207.1,1. ===′ δ (17)

NmMM zgz 22,584765,5315.1,1. ===′ γ (18)

3. Force test of the beam section

3.1. Force test for the limit state of usability according to STN EN 1993: 2006 1-1 For the calculation of the deflection, the use of bending axis and determination of the

force position on the beam that causes maximum sag in the middle of span, is required. We consider the beam use from the profile I320. We determine the deflection in the middle of the beam from the load position that

causes maximum bending moment. For the deflection in the middle of the beam kP , in random area ia :

( )∑ −= 22 .4.3...48

.i

y

ik aLIE

aPδ (19)

NKFP zk 2,70633max1 === 20) where

mmbLa 39404

2402

8000421 =−=−= (21)

mmbLa 4180240.43

28000.

43

22 =−=+= (22)

Pic.3. Beam loading scheme

( ) ( )[ ]∑ −+−= 4180.4180.48000.33940.3940.48000.3.10.12510.10.1,2.48

2,7063 222245δ

Real deflection is mm7259,5=δ . Allowed deflection according to the standard: For electric cranes with one main beam, where the crab drives on the lower covering

strip is mmLyDOV 16500

8000500

=== (23)

Concerning the fact, that allowed beam deflection is mmyDOV 16= and the calculated is mm7,5=δ the beam suits the deflection even with reserve.

10

3.2. Beam control for bending according to STN EN 1993: 2006 1-1 General condition of the profile section reliability in bending:

1,,

,

,,

,

,

≤++⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

Rdzu

sdz

Rdyu

sdyk

Rdu

sd

MM

MM

NN

yz

(24)

Design calculation force: NBN Msd 77,3625== (25)

Pic.3. Profile I 320 dimensions

Design bending moments:

NmM q 68,7430=′

NmM Q 13,14819=′

NmM M 06,10344=′

locMQqsdy MMMMM 75,0, +′+′+′= (26)

NmM sdy 39,4036336,10359.75,006,1034412,1481968,7430, =+++=

NmM Htp 83,1327=′

NmM Z 22,5847=′ NmMMM Htpzsdz 05,717583,132722,5847, =+=′+′= (27)

Design normal loading capacity force of the profile section:

Nf

ANmo

yRdu 91,1662090

1,1235.7780., ===

γ (28)

Effective sectional area of the profile in the direction of y-axis: 3

4

, 781875

2320

10.12510

2

mmhI

W yyel === (29)

Design bending moments of the profile sectional area loading capacity in the direction of y-axis:

NmNmmfW

MMmo

yyelRdyelRdyu 93,1670368,167036931

1,1235.781875..

,,,, =====γ

(30)

Effective sectional area of the profile in the direction of z-axis: 3

4

, 82,84732

2131

10.555

2

mmbI

WI

zzel === (31)

11

Design bending moments of the profile sectional area loading capacity in the direction of z-axis:

NmfW

MMmo

yyelRdyelRdyu 01,18102

1,1235.82,84732..

,,,, ====γ

(32)

Control for the general condition of the profile section reliability:

1,,

,

,,

,

,

≤++⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

Rdzu

sdz

Rdyu

sdyk

Rdu

sd

MM

MM

NN

yz

(33)

6396,001,1810205,7175

93,16703639,40363

91,166209077,3625

1

=++⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛

16396,0 < according to the bending norm the profile suits.

3.3. Beam control for shear according to STN EN 1993: 2006 1-1 General condition of the profile section reliability in shear: Design shear forces:

NTq 53,3070max =

NTQ 42,9633max =

NTm 68,1926max = Design calculation shear force:

tqmhloQtqqsd TTTV δγδγδγ ...... maxmaxmax ++= (34)

NVsd 08,215131,1.1,1.68,19263,1.235,1.42,96331,1.1,1.53,3070 =++= Design shear force of the profile sectional area loading capacity:

63,9596083.1,1

235.77803.

., ===

mo

yRdpl

fAV

γ (35)

Control for shear:

0224,063,95960808,21513

,

==Rdpl

sd

VV

(36)

3,00224,0 < according to the standard, the shear influence is ignored

4. Conclusions From the calculations it is clear that the current crane is unnecessarilly overdesigned

and it is possible to reconstruct this double-beam crane to a single-beam one. The calculations prove, that maximum loading is able to move one beam together with indespensable reserve. In consideration of the complexity of the chosen modernization method it is necessary to take time and financial intensity of the reconstruction into account.

Bibliography

[1] BUĽKO, B.; KIJAC, J.; BOROVSKÝ, T.: The influence of chemical composition of steel on steel desulphurisation, In: Archives of Metallurgy and Materials. Vol. 56, no. 3 (2011), p. 605-609. - ISSN 1733-3490.

[2] BUĽKO, B.; KIJAC, J.; BRIŽEK, M.: Influence of slag viscosity on wear of working lining in tundish, In: Prace Instytutu Metalurgii Zelaza. Vol. 58, no. 4 (2006), 4 p. - ISSN 0137-9941

[3] DANKO, J.; BUGÁR,M.; STAŇÁK, V.: Energy analysis of hybrid power source during vehicle motion. In: Scientific Proceedings Faculty of Mechanical Engineering STU Bratislava. - ISSN 1338-1954. - ISSN 1338-5011 (ONLINE). - Vol. 19/2011. - , 2011, s. 37-42.

[4] KULIK, V.; PAŠKO, J.; GAŠPÁR, Š.: Zobrazovanie valivých ložísk na technických výkresoch podľa najnovších platných noriem, In: Vzdelávanie učiteľov stredných

12

odborných škôl v nových európskych normách : zborník referátov informačno-tématického seminára , Prešov : FVT TU, 2010 S. 94-94. - ISBN 978-80-553-0549-3.

[5] MAŠČENIK, J. ; GAŠPÁR, Š. ; KULIK, V.: Vplyv technológie FLOWDRILL na zmenu mikroštruktúry antikoróznej ocele, In: Machining & tooling magazine. Vol. 3, no. 1 (2011), p. 58-60. - ISSN 1803-9634.

[6] NEDELIAKOVÁ, E.; BABIN, M.; BARTA, D.: Rationalization of static transport [Racionalizácia statickej dopravy] In: Transport and the environment (Vol. 2) : proceedings of the 9th SoNorA University Think Tank Conference (Bologna) : 19th of October 2011. - ISSN 1868-8411. - [S.l.: s.n.2011]. - S. 15-33.

[7] STN 27 0103:1989: Navrhovanie oceľových konštrukcií žeriavov. Výpočet podľa medzných stavov.

[8] STN EN 1993: 2006 1-1: Eurokód 3. Navrhovanie oceľových konštrukcií.

Reviewer: Ing. Michal Puškár, PhD.

13

PRÍSPEVOK K VYUŽITIU 3D SKENOVANIA PRI ŽIVOTNOSTNÝCH APLIKÁCIÁCH KONŠTRUKČNÝCH PRVKOV

Ján Burák, Peter Kočiš, Marek Schneider

Key words: reverse engineering, 3D scanners, lifetime prediction.

Abstrakt: This contribution is oriented into the field of the digital 3D model extractions. These models are concerning the moving interactive structural parts of various machines or devices. There is presented in this paper a reciprocal comparison of new and used structural part models for suitable mechanical interventions in order to increase lifetime of them or to estimate their residual lifetime and to save operational costs.

1. Úvod K pohyblivým spolupôsobiacim konštrukčným prvkom pri ktorých dochádza k

poškodzovaniu ich povrchov patria napr. kolesá žeriavov, ozubené kolesá apod. V príspevku je uvedený vzorový postup s aplikáciou na čelné ozubené koleso poľnohospodárskeho zariadenia.

Obr.1. Nové a používané čelné ozubené koleso

V súčasnosti existuje niekoľko druhov moderných technológií a zariadení zameraných

na 3D skenovanie [1, 2, 6]. Voľba spôsobu skenovania je závislá od požadovanej presnosti. V príspevku je ako ukážka použitý postup na získanie modelov nového a používaného ozubeného kolesa realizovaný za pomoci dotykového ručného 3D skenera (obr. 2).

Dotykový 3D skener - 3D Creator nám umožňuje digitalizáciu rôznych druhov povrchov súčiastok. V súvislosti s pracovným rozsahom senzora skenera je možné týmto 3D skenerom skenovať objekty do vzdialenosti cca 5 metrov a do výšky cca 4 metrov.

Obr.2. Dotykový skener 3D-Creator

Pre porovnávanie naskenovaných dát nového a používaného konstrukčného prvku je

14

možné použiť porovnávacie programy napr. GEOMAGIC Qualify, Rapid Form XOF a pod. Skenovaním získané dáta je možné doplniť o dáta z experimentálních meraní a

využiť pre životnostné aplikácie konštrukčných prvkov.

2. Digitalizácia konštrukčných prvkov Model nového ozubeného kolesa bol pre zjednodušenie zhotovený za pomoci bodov,

ktoré boli získané postupným skenovaním povrchu nového ozubeného kolesa vo zvolených rovinách dotykovou sondou. Získané body tvoria základ pre získanie profilových kriviek zubov kolesa v daných rovinách (obr. 3), za pomoci ktorých je možné získať výsledný 3D model (obr. 3).

Obr.3. Profil amodel nového ozubeného kolesa

Model používaného ozubeného kolesa (obr. 4) bol získaný z mraku bodov, ktorý je

výsledkom využitia dotykového skeneru. Na snímanie povrchu používaného ozubeného kolesa bola použitá dotyková sonda, na konci ktorej bol guľový element. Dotykový skener 3D Creator podľa výrobcu dosahuje rozsah presnosti od 0,01 mm do 0,2 mm.

Obr.4. 3D mrak bodov a model používaného ozubeného kolesa

3. Porovnávanie 3D modelov konštrukčných prvkov Skenovaním získané 3D modely povrchov nového a používaného ozubeného kolesa

je možné vzájomne porovnať v príslušnom programe, kde výsledkom porovnania týchto modelov je veľkosť odchýlok povrchov, ktorá indikuje mieru opotrebenia ozubeného kolesa ako dôsledku vplyvu prevádzkového zaťaženia (obr. 5, 6, 7).

Obr.5. Tabuľka odchýlok profilov a graf počtu bodov v danom rozsahu

Veľkosť odchýlok povrchov je možné graficky interpretovať priamo v porovnávacom

programe napr. pomocou farebnej mapy alebo vektorovo resp. využitím extérnych

15

programov napr. vo forme tabuľky, grafu apod (obr. 5).

Obr.6. Grafická interpretácia porovnania modelov ozubených kolies

Veľkosť odchýlok povrchov ozubených kolies je tiež možné interpretovať vo

vybraných prierezoch (obr. 7) [4].

Obr.7. Interpretácia profilov ozubených kolies vo vybraných rovinách

V prípade, že nie sú k dispozícii informácie o novom konstrukčnom prvku je možné

spätne získať tieto informácie zo skenovaného modelu používaného prvku [7]. Pri spätnom získavaní parametrov nového čelného ozubeného kolesa využívame optimalizačný výpočet cez štandardné známe parametre, ku ktorým patrí napr. priemer hlavovej a pätnej kružnice a pod. (obr.8, 10), vedúci ku korekciám a k modulom ozubených kolies definovaným napr. v STN ISO 54 - rad I.

Obr.8. Parametre profilu čelných ozubených kolies

4. 3D skenovanie a životnostné aplikácie konštrukčných prvkov V čase skenovania konštrukčných prvkov je možné, pre zvýšenie dôveryhodnosti

odhadov, priamo na sledovaných prvkoch vykonať merania pre získanie odoziev týchto prvkov na prevádzkové zaťaženie. K týmto meraniam patrí napr. tenzometrické meranie, meranie vybrácií, meranie hluku apod.

Z nameraných odoziev sledovaných prvkov a z odchýlok povrchov zoskenovaných modelov konstrukčných prvkov je možné vykonať vhodné zásahy pre minimalizovanie týchto odoziev a odchýlok pre ďalšiu prevádzku konstrukčného prvku s cieľom zvyšovania

16

životnosti týchto konštrukčných prvkov [3].

Obr.9. 3D skenovanie a životnostné aplikácie konštrukčných prvkov

Po prípadnom vykonaní eliminačných zásahov a analýze výsledkov je potrebné opäť

vykonať skenovanie a meranie odoziev prvkov s následným porovnávaním výsledkov (obr.9, 10).

Opakované porovnávanie výsledkov je podkladom pre návrh vhodnej teórie kumulácie poškodenia pre potreby odhadu zvyškovej životnosti sledovaných konštrukčných prvkov resp. odhadu doby spoľahlivej a bezpečnej prevádzky konstrukčných prvkov (obr.9, 10).

Obr.10. 3D skenovanie a životnostné aplikácie konštrukčných prvkov

5. Záver Príspevok prezentuje postupy pre využívanie 3D skenovacích technológií v

konštrukčných oblastiach, špeciálne pohyblivých spolupôsobiacich konštrukčných prvkov rôznych strojov a zariadení, pre životnostné aplikácie.

Podrobné merania a kompletizácia výsledkov pre rôzne predmetné konštrukčné prvky, s orientáciou prioritne na stanovenie vhodnej teórie kumulácie poškodenia, sú

17

súčasťou ďalšieho výskumu.

Poďakovanie Príspevok vznikol v rámci riešenia grantového projektu VEGA 1/0356/11 Inovačné

procesy v konštrukcii pohonných jednotiek dopravných prostriedkov, strojov a optimalizácia materiálových tokov a logistiky za účelom úspory energie a zvýšenia spoľahlivosti pre aplikačné potreby v praxi.

6. Literatúra

[1] Mantič M: Možnosti konštruovania strojov a zariadení s využitím postupov znalostného a revezného inžinierstva, habilitačná práca, Košice, TU v Košiciach, 2010.

[2] http://www.scribd.com/doc/7064832/Carnicky-Min-2005, 01.05.2011. [3] Viňáš Ján: Možnosti predĺženia životnosti pojazdových kolies naváraním, Technologie

svařování, 2008. [4] Muhammad Enamul Hoque: Advanced Applications of Rapid Prototyping Technology in

Modern Engineering, ISBN 978-953-307-698-0, Croatia, 2011. [5] Wego Wang: Reverse Engineering - Technology of Reinvention, CRC Press, ISBN 13:

978-1-4398-0631-9, 2011. [6] Vinesh Raja, Kiran J. Fernandes: Reverse Engineering - An Industrial Perspective,

Springer, ISBN 978-1-84628-855-5, 2008. [7] F. Belarifi, E. Bayraktar, A. Benamar: The reverse engineering to optimise the

dimensional conical spur gear by CAD, Journal of Achievements in Materials and Manufacturing Engineering, Volume 31 Issue 2 December 2008.

Recenzenti: doc. Ing. Oskar Ostertag, PhD. - TU v Košiciach, Strojnícka fakulta, Katedra aplikovanej mechaniky a mechatroniky, Letná 9, 040 01, Košice, Slovenská republika, email: oskar.ostertag@tuke.sk. doc. Ing. Jozef Kuľka, PhD. - TU v Košiciach, Strojnícka fakulta, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Letná 9, 040 01, Košice, Slovenská republika, email: jozef.kulka@tuke.sk.

18

ENGINEERING DESIGN OF SUSPENDED CLIMBING BRIDGE

Pavol ČOPAN, Peter BARAN5

Key words: suspended climbing bridge, power unit

Abstract: Suspended climbing bridges are one of the sub-lifting machines and devices used at the construction of buildings, houses or housing units. Submitted article is dedicated just these devices starting with a brief characteristic, classification and design to actual engineering design according to pre-set parameters. Stress analysis of the most stressed part of the construction of suspended climbing bridge by appropriate software is realized in conclusion of the article. Results of strength analysis confirmed correct choice of semi-finished products of the different pars of structure taking into account the factor of safety.

1. Introduction Lifting machinery and devices represent the largest share in the group of machines

for discontinuous transport, thus, machines that transport material, people or material and people continuously over a long period of time mostly by means of ropes, chains or rubber conveyor belt. By purpose we can divide them into cranes, lifts, machines to transport in mine shafts, hoists and lifting devices.

We can certainly include into group of hoists devices and mechanisms (scaffolds, overhead bridges and platforms, climbing platforms, suspended climbing bridges, as well as some types of lifts and hoists) that are closely related to building activity, where is applied vertical, possibly leaning handling with material and people. There must be reflected requirements during constructing that could be included in a few following points:

- high performance and low own weight, - safe and reliable operation, - simple as possible automated handling, - possibility to use the machine as a completely mechanized unit, - utilization of the machine and device considering its investment costs, - versatility, not least the economic efect.

2. General characteristics of suspended climbing bridges Suspended climbing bridges belong to the basic and commonly used devices and

mechnisms in construction industry. These machines with their properties significantly influence work consisting of the construction, modernization, or improvement of buildings, and thus contribute to the efficiency and reliability of the solution. These lifting machines are intended primarily for work on facades (painting, insulation, cladding), at installing of windows in the redevelopment and renovation of facades, and in the industry are often used for work at heights such as welding, riveting and grinding. They are a good alternative to scaffold or optimal combination, as providing vertical movement and transport of building materials, hand tools, and people to the desired height. They greatly increase the speed and efficiency for proper operation and coordination. In addition to the gross work, they provide a wide range of additional application through window cleaning, external building maintenance, to control and inspection activities.

The main advantages of suspended climbing bridges are: - modularity: possibility of arrangement of suspended bridges from different parts

according to customer's needs, - adaptability and flexibility: from 1 to 12 meters, with the possibility of using

different angles of inclination for addaption of any type of construction, 5 Ing. Pavol Čopan, Ing. Peter Baran, Technical University of Košice, Faculty of Mechanical Engineering, Department of Machine Design, Transport and Logistics, Letná 9, Košice, 040 01, Slovakia, tel.: +421 55 602 2368, e-mail: pavol.copan@tuke.sk, peter.baran@tuke.sk

19

- economy: maximum utilization of various types of hoists and other lifting devices, - consideration: rapid assembly and disassembly, including all attachments, - comfort: well usable workspace for small equipment, electrical adjustment of the

labor level, - convenience: increased satisfaction regarding the residents of a building under

construction as in case of a rigid scaffold, - reliability: use the latest safety and security features, - economic efficiency: low investment costs for operation and maintenance.

2.1 Different variants of suspended climbing bridges Suspended climbing bridges can be divided into several groups and subgroups by

usage, means of propulsion, and the nature of the work. However, based on the requirements of the market, we can divide them according to two criteria, both of which are several variants, among which the customer has possibility to choose the most appropriate for relization of his work:

1) dividing by weight class: - light (with a transport weight of 150 kg and length 2m), - heavy (with a transport weight of 150 to 1600 kg and length from 2 to 12 m), - special, 2) dividing by usage: (Fig. 1) - classic, - round, - L-shaped, - U-shaped, - special (with angle of 120 °, 135 °, and others).

Fig. 1. Suspended climbing bridges: a) round, b) L-shaped, c) U-shaped

2.2 Construction of suspended climbing bridge Construction of suspended climbing bridge (Fig. 2) contains a number of structual

parts that can be divided into the following three groups: a) BASIC: - lifting device - the most important part of suspended climbing bridge, as it provides lift from which it

derives capacity of devices, - we can divide them into electricity (mostly on the principle of a DC electric motor in

conjunction with worm gears) with transition movement of rope or winding of ropes and air,

20

but they would require additional equipment for the production of compressed air - compressor,

- working bridge - platform - main supporting parts (connecting frames and supporting calipers) are usually made

of steel, while all other components are made of liftweight aluminum alloy to reduce weight, but maintain the necessary strength especially in bending,

- we don´t need any tools for assembly and disassembly, as all connections are with quick-designed safety features,

- working bridge of any length can be set up by combination of individual components, - highly versatile, easy to handle, store and transport, - control box - is usually made of an electrically impermeable material, - is fitted with a residual current device, emergency brake, overheat protection,

emergency stops and limit switches, - is mounted directly in the center of a suspended bridge, which will provide the

easiest access from either party in the event of failure, - suspended wire rope is the most stressed element of design because it must meet the highest security

requirements ranging from increased stress on the elbow, to the continual tension, b) SAFETY: - safety brake - anti-tilt device that is already activated at the slightest tilt trays for any side, which

immediately locks the suspended wire rope or suspend one of the lifting device to the settlement of a suspended bridge,

- in addition to tilting feature it locks hanging rope stuck in the lifting device, slipped from lifting units, or at the very broken rope,

- detention device - is activated on the safety rope beyond in production of the set speed of descent or

climb (used only if safety rope is part of the bridge construction, which is not not equipped mainly of lighter types of suspended bridges),

- device to signal overload and underload equiped with alarm, - safety rope in case of damage to the main suspended rope, c) ADDITIONAL: - auxiliary wheels - provide for a suspended bridge distance from the facade of the building or move it to

another location works, - suspended device - allows to lift (up to 150 m) and start suspended bridges and adapt it to any type of

building, - current trends allow to use this device without additional counterweight, if it allows

the roof profile.

Fig.2. Construction of suspended climbing bridge

3. Engineering design of suspended climbing bridge As mentioned earlier, this article is focused on engineering design of suspended

21

climbing bridge by pre-set technical parameters, including stress analysis of the most stressed working bridge - platform by method FEM (finite element method) implemented by using SolidWorks Simulation software. The most important part of the design was considered working platform - its construction and lifting device, therefore increased attention was given their design (choice).

Specified technical parameters: - load capacity: 500 kg, - lifting height: 30m, - lifting speed: 0.1 ms-1, - dimensions: 4000x750x1100mm (LxWxH), - purpose of use: vertical transport of people and building materials.

3.1 Choice of lifting device Based on technical parameters, the same two lifting devices (power units) BICOMAC

type 210 (Fig. 3) from firm Altrex have been chosen for the engineering design of a suspended climbing bridge consisting of asynchronous motors with a maximum lifting height of 100m. These power units are presented by three basic characteristics:

QUALITY AND SAFETY: - designed to ensure the most reliable operation with a minimum of disturbances, - incorporating integrated safety devices: a device for signaling congestion, limit

switches, sensing device exceeding a predetermined speed and device pursuing tilt of platforms,

- high resistance, quality and durability of all internal and external components, - accuracy of operating speed, - non-stop operation through more ideal cooling engine, - ability to absorb voltage drops in the mains, SPEED: - well balanced ergonomic stretcher for quick and easy handling, - easy dismantling in case of failure, - quick and easy maintenance, LOW NOISE:

- less noise by 50 % in comparison with other power units, which is especially important when working indoors.

Fig.3. Power unit BISOMAC 210

22

Tab. 1 Specifications of power unit BISOMAC 210

3.2 Choice of working bridge - platform There was selected steel construction of working bridge consisting of the following

three parts: 1) side panel made up of square thin-walled closed profiles with dimensions 40 x 40

x 2 mm, 25 x 25 x 2 mm and bent steel plate with dimensions 2,5 x 170 mm, 2) front panel made up of square thin-walled closed profiles with dimensions

40x40x2mm, 25x25x2mm, from steel pipes with dimensions 28 x 2,5 mm, from plate with dimensions 2,5 x95mm and bent strip, with dimensions 40 x 12 mm,

3) floor plate - ribbed cold-rolled sheets with dimensions 5 x 650 mm.

4. Strength calculation

4.1 Load of the front panel Stress analysis was carried out by using of SolidWorks Simulation software, where

the front panel, the most stressed part of working bridge, is loaded with forces F1 and F2 (Fig. 4). Material AISI 1020 Steel with a yield strength Re = 350MPa was chosen from the software.

Fig.4. Load the front panel with the forces F1 and F2

4.2 Calculation of the forces F1 and F2 a) calculation of the gravitational force F1:

22.2.21

RLSJ

EBSPCRWFWFPRS

FF

FFFFFFFF ++++++++= (1)

NF

F

39792

5000182

1076,307.21,48.272,193572

1

1

=

++++++++=

- where: FRP - gravitational force of ribbed sheet, FČP - gravitational force from the front panel, FPK- gravitational force from the fixed wheel, FOK - gravitational force from the rotating wheel, FS - gravitational force from the caliper,

23

FBP - gravitational force from the side panel, FES - gravitational force from the electrical box, FSS - gravitational force from screw joints, FPZ - required load. b) calculation of the force F2: - bending moments:

111 .aFM o = (2)

222 .aFM o = (3) - also applies:

21 oo MM = (4)

Na

aFF

aFaF

5,441110.920

10.1020.3979...

3

3

2

112

2211

===

=

−

−

- where: MO - bending moment, a1 = 1020mm (arm of strength F1), a2 = 920mm (arm of strength F2).

4.3 Results of the analysis The analysis results show that the most loaded place is in the attachment of the side

panel (Fig. 5), where the maximum tension reaches σmax = 316,9 MPa. Front panel meets the requirements of the load, because Re> σmax with safety factor k = 1,1.

Fig.5. The result of the analysis of load side panel

5. Conclusion This article is initially engaged in the general division of lifting machinery, a group

which clearly includes the suspended climbing bridges. Furthermore, article deals with characteristics on the theoretical level, with different production variants, as well as various parts of the design selected, and at the same time the most frequent type of suspended climbing bridges. However, for the proper selection and design of this device, it is important

24

to know in addition to theoretical information as well as information relating to the design itself, which must be completed by the calculations. Calculations are based (for safety), mostly in strength control most stressed parts of the structure, which will result in the design structually, technologically and economically most perfect complex variant.

And just the essence of this article was based on pre-specified technical requirements to develop the best possible design of suspended climbing bridge, which was also in the end checked by using available SolidWorks Simulation software. The concusion from the results of stress analysis is that for this structual variant the most stressed place is in the area of the mounting side panel to the power unit, which was also initially estimated. After selecting the right material for the construction of semi-finished parts of suspended bridge, there was fulfilled the requirement that the total operating tension does not exceed the yield strength, and even design of the front panel was dimensioned with safety factor higher than the value of k = 1,1.

Fig.6. The resulting model of hanging climbing bridge

6. Literature

[1] DRAŽAN, F. - JEŘÁBEK, K.: Manipulace s materiálem, 1979, Praha, STNL. [2] DRAŽAN, F. - KUPKA, I. a kol.: Transportní zařízení, 1966, Praha, STNL. [3] JANOVSKÝ, L.: Systémy a strojní zařízení pro vertikální dopravu, 1991, Praha, ISBN 80-

01-00493-7. [4] VÁVRA, P. a kol.: Strojnické tabulky, 1983, Praha, STNL. [5] VOLF, Z.: Ocelové konstrukčný profily, I. díl – Poradenská příručka/27, 1984, Praha,

TEVÚH. [6] www.altrex.com [7] www.astrading.sk [8] www.gondola.en.china.cn [9] www.richhz.en.busytrade.com [10] www.wxboyu.en.made-in-china.com

Reviewer: Ing. Peter KAŠŠAY, PhD.

25

ASSESSMENT OF CRANE RAIL FATIGUE LIFE IN A PARTICULAR METALLURGICAL PLANT

Eva FALTINOVÁ, Melichar KOPAS6

Key words: crane rail, calculation analysis of stress, tensometric measurement, accumulation of fatigue failure

Abstract: This paper presents the assessment of crane rail load-bearing structure by tensometry in a metallurgical plant under hard working conditions and it assigns the remaining fatigue life of load-bearing structures, moreover it makes a proposal on its further performance.

1. Introduction Crane rails used as driving systems of bridge cranes are enormly stressed during

work mainly if these cranes are not only applied in load lifting but also as transport means. Typical operations where cranes are applied as transport means as well are those in metallurgical plants.

To solve this given issue a crane crail used for driving 4 cranes with load - bearing capacity from 14 t to 32 t was chosen in a particular metallurgical plant. The main tasks performed by these cranes concern loading of sheet coils on the lorries and wagons.

2. Desription of the crane rail The examined part of the crane rail consists of simple load-bearing structure with I-

profile 1800m high and 18 000mm long. The different load-bearing structures are vertically reinforced, screwed to columns and at the same time they are interconnected by screw up to the third of the structure length. Under the simple load-bearing structures with 18 000mm length the crane brakes can be found in rows (Fig.1). It was necessary to adjust the distribution of crane brakes under the particular load-bearing structures in the way to be transversally welded to the bottom flange of l profile steel load-bearing structure in a small distance from the structure center both on the right and left in order to carry the brake forces from the main structure to the crane brake.

Fig.1. Simple load-bearing structure 18 000 mm long with crane brake

3. Calculation simulation of crane rail stress The aim of stress calculation simulation of the crane rail was to provisionally estimate

6 M.Sc. Eva Faltinová, PhD., M.Sc. Melichar Kopas, PhD., Faculty of Mechanical Engineering, TU of Košice, Department of Design,Transport and Logistics, Letná 9, 042 00 Košice, Slovak Republic, tel.: +421 55 6022512, e-mail:eva.faltinova@tuke.sk, melichar.kopas@tuke.sk

26

the potential maximum stress in those places where the recorders are placed on the bottom flange of the crane rail focusing on measured arrays. The calculation models were created for application of Finite Element Method in the program COSMOS/M. For simulation the calculation models of rail arrays both with crane brake and without it were created.

3.1 Model of finite elements for the net framework For modelling rails of both types there were applied volume elements TETRA10. In

Fig.2 the detail of finite elements for the net framework is presented in contact point of rail with crane brake and in Fig.3 the detail of finite elements for the net framework is demonstrated in the middle of array span without crane brake.

Fig.2. Detail of rail support by crane brake in array 69-70

Fig.3. Detail of finite elements for the net framework in the model of array span without crane

brake

4. Evaluation of calculation analysis results The calculation results by FEM were evaluated in the following expressions of direct

longitudinal stress σx , caused by bending stress of rail due to orientation of recorders which were applied in tensometric measurement.

5. Tensometric measurement Due to previous theoretical analysis and visual observation of the crane rail the

researchers proposed the method of experimental deformation determination and the following stress definition. The places of recorders distributed in arrays No. 69 - 70 and No. 70 - 71 are presented in Fig. 4.

The tensometric recorders HBM 6/120XY11 with Ohm value 120 Ω and with constant

27

deformation response 2.04 were applied for measurements. The recorders were applied by using tensometric sealant HBM X60. The measuring and evaluation chain was created due to Fig.5. After levelling of apparatus (Fig.4) the recorders were conserved by protecting coating SG 250 (f. HBM).

60

50

9 000

200 200

100

18 000 18 000

6

5

7

2 4

2 4

1 3

A

A - A

69 70

11

71BB

11

10

B - B

9 000

50

60

Fig.4. Distribution of tensometric recorders on the load-bearing structure with crane brake in

array 69-70 and on simple structure without crane brake in array 70-71

Due to measured values of proportional deformation accumulation in different measurement modes applying the software CATMAN 2.1 the time modifications of direct stress accumulation in measured points were demonstrated and printed due to Fig.4.

The methodology of experiment consisted of 7 measurements in 7 different stress modes with weight load 12 500 kg.

SPIDER 8HBM

SPIDER 8HBM

CATMAN

snímače

PC

Fig.5. Measuring and evaluation chain

The total number of evaluated time records of direct stress in different points of

measurements was 63 taking into consideration the chosen stress modes.

28

6. Accumulation of fatigue failure - remaining fatigue life Our assessment of the fatigue failure due to material fatigue was completed in comply

with the standard STN 73 1401. The aim of the structure assessment considering the fatigue limit state is to provide with acceptable probability that until the determined fatigue life of the structure it will not be damaged or violated due to material fatigue.

The calculation was based on data about stress cycles of load- bearing structures during the defined fatigue life of the crane rail i.e. from 1966 to 2005. Due to obtained results from the metallurgical plant the analysis of stress cycles of the examined crane rail was carried out, the results of which are presented in Table 1 divided according to different arrays between columns. The presented table served for estimation of remaining fatigue life.

Tab.1 Number of cycles according to arrays between columns

Number of cycles 1966 - 2005 Load-bearings between columns

Cranes with average load of 11 000kg

(n1)

Cranes without load

(n2) 55 -58 138 146 138 146 58 - 68 2 993 147 2 993 147 68 -76 1 473 549 1 473 549 Total 4 604 842 4 604 842

Assessing the fatigue life of the examined load-bearing structures of the crane rails

we had to take into consideration the results of measured time path of direct stress accumulation and the calucations in comply with the standard STN 731401.

Due to the above standard it is requirable to consider detail number ČD 206 for the simple load-bearing structure of the crane rail without crane brake which can be characterized by detail category KD 125.

Tab.2 Numerical values of applied fatigue life curves

Stress range Detail category KD NM,KD ND = 5.106 N ≥ NL = 108

ΔσC ΔσM,KD ΔσD ΔσL Detail stress

(MPa) (MPa) (MPa) (MPa) 45 452 33 18 Direct stress 125 232 92 51

Concerning the simple load-bearing structure with crane brake with bottom flange

cross section 300 x 26 mm it is necessary to consider between detail number ČD 417 with detail category KD 50 and detail number ČD 418 with detail category KD 36 in comply with the standard STN 731401. Applying the linear interpolation we can get to the detail category KD 45. Data required for the determination of fatigue life for KD 45 and KD 125 are presented in Table 2.

Tab.3 Remaining fatigue life of the crane rail load-bearing structures

Load-bearings between columns Accumulation of fatigue failure

55 - 58* 0,3909 55 - 58 0,01287 58 - 68* 8,47 58 - 68 0,28 68 - 76* 4.169 68 - 76 0,137

Note: index * labels load-bearings with crane brake

29

Further the remaining fatigue life of the crane rail load-bearing structures was determined according to mode introduced in the standard STN 731401. The results concerning the different load-bearing structures are presented in Table 3.

7. Conclusion

Due to tensometric measurements and assessment of the obtained results, further after considering the valid standards the following conclusions can be drawn:

- Considering the measured stress values in the array 69 - 70 of simple load-bearing structure of the crane rail supported by crane brake it can be determined that the fatigue life of it is up to 95% of probability totally ended. This is proved by the fact of the fatigue crack on the bottom flange which is propagating (Fig.6).

Fig.6. Photo documentation of fatigue crack

- In regard to measured stress values in the array 70-71 of simple load-bearing

structure of the crane rail with crane brake the fatigue life with 95% of survival probability is appropriate (getting near to infinity).

- The fatigue life of simple load-bearing structures of the crane rails supported by crane brake in the array 55 - 56 is not totally ended with 95% of survival probability and these load-bearing structures can be applied in operations (arrays 55 - 56 are rarely used).

- The fatigue life of simple load-bearing structures of the crane rails supported by crane brake in the arrays 62 - 63, 69 - 70 and 74 - 75 is ended with 95% of survival probability and it is requirable to change them (put them out of service).

This paper was completed within the research project VEGA 1/0356/11 Innovative

processes in structure of transport device units and optimalization of material flows and logistics aimed at energy saving and reliability enhancement for practical applications.

8. References

[1] TREBUŇA, F., BIGOŠ, P.: Intenzifikácia technickej spôsobilosti ťažkých nosných konštrukcií. Vienala, Košice,1998, ISBN 80-967325-3-6.

[2] BIGOŠ, P.: Dynamická pevnosť a životnosť. Alfa, Bratislava, 1987. [3] HAIBACH, E.: Betriebsfestigkeit. VDI-Verlag GmbH, Düsseldorf,1989. [4] ČAČKO, J., BÍLÝ, M., BUKOVECZKY, J.: Meranie, vyhodnocovanie a simulácia

prevádzkových náhodných procesov. Veda, Bratislava,1984. [5] PUŠKÁR, A., GOLOVIN, S.: Kumulácia poškodenia v procese únavy. Veda, Bratislava,

1981. [6] KLESNIL, M., LUKÁŠ, P.: Únava kovových materiálů při mechanickém namáhání.

Academia, Praha, 1975 [7] DYLAG, Z., ORLOS, Z.: Únava materiálu a její zkoušení. SNTL - Nakladatelství technické

literatury, Praha, 1968. [8] SINAY, J., BIGOŠ, P., BUGÁR, T.: Experimentálne metódy a skúšanie strojov. Alfa,

Bratislava,1989. [9] BÍLY, M.: Únavové vlastnosti materiálov a súčastí. VŠT Košice, 1978.

30

[10] LUKÁŠ, P.: Únava kovových materiálů při mechanickém namáhaní. Academia, Praha, 1975.

[11] STN 73 1401 - Navrhovanie oceľových konštrukcií. SÚTN, 1998.

Reviewer: Assoc. prof. M.Sc. Jozef Kuľka, PhD.

31

SÍLY PŘÍČENÍ PODVĚSNÝCH JEŘÁBŮ URČOVANÉ DLE ČSN EN 15011

Leopold HRABOVSKÝ7

Klíčová slova: síly příčení, podvěsný jeřáb

Abstrakt: Příspěvek popisuje výpočet síly příčení podvěsných jeřábů, které mají tuhou konstrukci a jezdí po spodní přírubě nosníků jeřábové dráhy s tuhým připojením.

1. Úvod Síly příčení podvěsných jeřábů, které mají tuhou konstrukci a jezdí po spodní přírubě

nosníků jeřábové dráhy s tuhým připojením se vypočítají na stejném principu jako u jeřábů, které jezdí po horní části dráhy, blíže viz [1, kap. 4] pod názvem „Zatížení způsobená příčením“.

2. Síly příčení podvěsných jeřábů Vodicí síla YF [N] se však může rozdělit do dvou nákolků vodícího podvozku. Menší

příčné síly vlečných podvozků se mohou zanedbat. Obr.1. znázorňuje příklad konstrukce a jednu možnou sadu z nejkritičtějších kombinaci sil příčení.

Pro konfigurace, kde může příčně vykyvovat jeden nosník dráhy (nebo oba nosníky) nebo podvozky na jedné z jeřábových drah, jsou příčné síly Y1 [N] a Y2 [N] vyváženy s jednotlivými vodícími silami YF [N] na obou vodicích podvozcích. V těchto případech se vodicí síly 0,5. YF [N] obvykle uvažují jako 20 % maximální statické vertikální sily Z [N] působící na kolo. Třecí síly Y1 [N] a Y2 [N] jsou potom 10 % svislé síly působící na každé kolo. Vodicí sily YF [N] a třecí sily Y [N] se vzájemné vyvažují, samostatně na obou jeřábových drahách, vytvářejí systém vnitřních s uvnitř podvozku (obr. 2) a také místní vnitřní systém sil ve spodních přírubách dráhy. Tyto lokálně vyvážené sily nevytvářejí vnější síly na konstrukci jeřábu.

1 - spodní příruba a řez stojinou nosníku jeřábové dráhy číslo 1; 2- spodní příruba a řez stojinou

nosníku jeřábové dráhy číslo 2; 3 - nosník jeřábu (nosníky příčníků pod jeřábovými drahami nejsou znázorněny); 4 - zdvihová jednotka kočky s břemenem; 5 - čtyřkolové podvozky v každém rohu jeřábu;

7 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: leopold.hrabovsky@vsb.cz

32

Y1 - příčné třecí síly od příčení působící mezi koly a vrchním povrchem spodní příruby jeřábové dráhy; Y2 - příčné třecí síly od příčení působící mezi koly a vrchním povrchem spodní příruby jeřábové dráhy 2; YF - vodicí síla působící na nákolky kola vodícího podvozku; Fy - minimální příčné sily, které se také

uvažují v konstrukci podvozku, jak je znázorněno v detailním obr.2; Z - maximální dynamick| síly na kola ve svislém směru.

Obr.1. Síly příčení podvěsného jeřábu [1, kap. 5.2.1.4.5]

Kromě příčení působí na podvozky podvěsných jeřábů také příčné síly způsobené zrychlením nesymetricky zatíženého jeřábu a zrychlením kočky a břemena. Tyto síly se uvažují podle [1, kap. 5.2.1.3.4.], blíže viz kapitola 3 pod názvem „Zatížení způsobená zrychlením pohonů“.

Obr.2. Síly příčení podvěsného jeřábu [1, kap. 5.2.1.4.5]

3. Síly příčení podvěsných jeřábů Dle [1, kap. 5.2.1.3.4] je definováno, že u poháněných pohybů jeřábů je změna

účinku zatížení ΔS [N], způsobená zrychlením nebo zpomalením, vyjádřena rovnicí (1). ΔS = S(f) - S(i) (1) kde S(f) [N] - konečný účinek zatížení, S(i) [N] - počáteční účinek zatížení. Je-li změna účinku zatížení ΔS je způsobena změnou hnací síly ΔF [N], pak lze vztah

(1) upravit do tvaru (2). ΔF = F(f) - F(i) [N] (2) kde F(f) [N] - konečná hnací síla, F(i) [N] - počáteční hnací síla. Zatížení na jeřábu způsobená zrychlením nebo zpomalením poháněcími silami

mohou být vypočítána použitím kinetického modelu tuhého tělesa. Účinek zatížení S [N] je aplikován na komponenty vystavené silám pohonu a kde je to použitelné také na jeřáb i na břemeno zdvihu. Při analýze tuhého tělesa se přímo nezohlední účinky pružnosti, účinek zatížení S [N] je vypočítán použitím součinitele φ5 [-], definovaného v [2, čl. 4.2.2.4] podle vztahu (3).

Tab.1 Součinitel φ5 pro mechanismus pojezdu jeřábu, mechanismus příčného pojezdu a

otáčení Součinitel φ5

Typ pohonu Použitý rozsah ovládání rychlosti

Minimální skutečné rázy při zpětném

chodu

Významné rázy při zpětném chodu

1:100 1,1 1,4 Plynulé ovládání rychlosti 1:30 1,3 1,7 Vícestupňové ovládání rychlosti - 1,6 2,0 Dvourychlostní ovládání rychlosti - 1,8 2,2 Jednorychlostní ovládání rychlostí - 2,0 2,4

p 5S = S(i) + . . a. m [N]φ φ (3)

kde S(i) [N] -počáteční účinek zatížení, způsobený silou F(i) [N], φ5 [-] - zvyšující součinitel,

33

φp [-] - součinitel pro účinek pohybů postupného dosažení polohy, a [m/s2] - hodnota zrychlení nebo zpomalení, m [kg] -použitá hmotnost. Součinitel φ5 [-] se uvažuje z [1, tabulka 3], viz Tab.1, a [1, tabulka 4], viz Tab.2,

pokud nejsou dostupné přesnější součinitele z výpočtu elastického modelu nebo z měření. Součinitele v Tab.1 a Tab.2 zohledňují zapnutí/vypnutí pohybu a změnu rychlosti.

Tab.2 Součinitel φ5 pro zdvihový mechanismus

Typ pohonu Použitý rozsah

ovládání rychlosti

Součinitel φ5 zdvihání

Součinitel φ5 spouštění

1:100 1,05 1,10 Plynulé ovládání rychlostí 1:30 1,10 1,15 Vícestupňové ovládání rychlosti - 1,15 1,20

Dvourychlostní ovládání rychlostí - 1,20 1,35 Jednorychlosíní ovládání rychlosti - 1,20 1r30

Součinitel φp [-] se uvažuje z [1, tabulka 5], viz Tab.3. Kde je síla S [N] omezena třením nebo charakterem hnacího mechanismu, použije se

třecí síla namísto vypočítané síly S [N].

Tab.3 Součinitel φp Třída dosažení polohy

břemena podle EN 13001-1 φp

P0 a P1 1,0 P2 1,15 P3 1,3

Pohyby pro dosažení polohy mohou zvyšovat celkový účinek zatížení, pokud nejsou

prováděny optimálním způsobem. Zohlední se to součinitelem φp [-] v závislosti na třídě P (návod pro určení třídy P je uveden v [1, příloha B], blíže viz kap.5 tohoto příspěvku).

4. Zatížení způsobená příčením Síly příčení pro jeřáby a kočky pojíždějící po kolejnici na horní části dráhy se počítají

dle článků [1, kap. 5.2.1.4.2] až [1, kap. 5.2.1.4.4], blíže viz kap.4.3 až kap.4.5 tohoto příspěvku a přílohy [1, příloha D], blíže viz kap.4.1 až kap.4.2 tohoto příspěvku, které uvádějí zjednodušené metody pro výpočet sil, způsobených za předpokladu jak TUHÉ, tak PRUŽNÉ konstrukce jeřábu. Síly příčení pro podvěsné jeřáby se vypočítají podle [1, kap.5.2.1.4.5], blíže viz .kap.2 tohoto příspěvku.

(Poznámka 1 Metoda uvedená v 4.2.3.4 z EN 13001-2:2004+A3:2009 je použitelná pro tuhé konstrukce. Mostové a portálové jeřáby mohou mít jak tuhou, tak pružnou charakteristiku; proto je zapotřebí více obecných metod než je zde uvedeno. Touto metodou mohou být také zohledněny pružné konstrukce, různý počet kol, nerovnoměrně rozložené zatížení kol jakož i různé typy vodících prostředků a může být uvažováno zařízení proti příčení.).

(Poznámka 2 Síly vznikající příčením se vyvolají, jestliže výsledný směr pohybu odvalování při pojezdu jeřábu není totožný se směrem kolejnice dráhy, a když čelní tvarové vodicí prostředky přijdou do kontaktu s kolejnicí. To je způsobeno tolerancemi a nepřesnostmi vznikajícími při výrobě jeřábu (otvory pro pojezdová kola) a nepřesnostmi kolejnice dráhy (ohyby, nerovnosti). Hodnoty a působení těchto sil závisí hlavně na vůli mezi kolejnicí dráhy a nákolky kol nebo vodícími válci a na jejich umístění, také na počtu, uspořádání, způsobu uložení a synchronizaci otáček pojezdových kol a na pružnosti konstrukce.).

(Poznámka 3 Použití zařízení proti příčení při pohybu pojezdu omezuje vodicí síly mezi kolejnicí a vodícími prostředky. Také omezuje příčně síly skluzu kol, avšak částečný příčný skluz zůstává v důsledku tolerancí uspořádání kol a příčných deformací konstrukce, jejichž účinek se má uvážit.).

34

4.1. Předpoklady pro zjednodušenou výpočtovou metodu Výpočtové metody zde uvedené jsou zjednodušené metody uváděné v [1, příloha D],

založené na následujícím (formulace uvedené pro jeřáb a jeho dráhu jsou aplikovatelné také pro kočku a její dráhu):

- čelní vodicí prostředky jeřábu (válce nebo nákolky kol) jsou při pojezdu v kontaktu s kolejnicí při úhlu příčení α.

a) Metoda TUHÁ: jeřáb a dráha jsou uvažovány jako zcela tuhé. Je dovolen lineární vztah smykového tření vzhledem k úhlu α. Lineární vztah není dovolen, jestliže je použito μ0 < 0,3.

b) Metoda PRUŽNÁ: rám je uvažován jako pružný, příčníky mohou být uvažovány jako tuhé. Lineární vztah smykového tření není dovolen. Změna zatížení kol vlivem deformace rámu může být zanedbána.

Pro obě metody se použije: Kočka je umístěna v takové poloze, aby se vypočítaly maximální síly příčení. To je

obvykle umístění na opačné straně rozpětí vzhledem ke straně s nepřipojenými pohony. V případech mechanicky spojených pohonů je kočka umístěna tak, aby bylo stejné zatížení hnacích kol, obvykle ve středu rozpětí jeřábu. Elektricky spřažené pohony se považují za nespřažené.

Tyto metody předpokládají stav bez zrychlení, rovinnou horizontální jeřábovou dráhu, všechny úhly jsou malé a nezohledňují se geometrické tolerance.

4.2 Výpočet sil příčení metodou TUHÁ 4.2.1 Výpočtový model Postup, viz obr.3: - zvolí se směr pojezdu. Všem kolům se přiřadí čísla j = 1, 2, ... , n. Vypočítají se

součty S [N], Sd [N] a Sdd [N] z rovnic (4). 2

j d j j dd j ja) S = Z ; b) S = Z . d ; c) S = Z . d∑ ∑ ∑ (4) kde: Zj [N] - vertikální síla na kolo j (j = 1, 2, ... n), kde n je číslo kola, viz vysvětlení

níže, dj [m] - vzdálenost od čelního vodícího prostředku ke kolu j ve směru pojezdu (dj

[m] je negativní pro kola před čelními vodícími prostředky). - vypočítá se střední hodnota b z rovnice (5,a).

( )- 250. df 02

dd

Sa) b = ; b) = . 1 - eS + W. l

σμ μ (5)

kde: W stanoví se W = 0, jestliže není použit spojovací hřídel. Jinak se zohlední [1, čl. D.2.3], blíže viz vztah (8),

l [m] - rozpětí jeřábu. Potřebné je pouze jestliže W ≠ 0. Z rovnice (6) se odvodí síly Yj [N] ve středu dotyku kola a síla YF [N] na vodícím

prostředku. ( ) ( )j f j j F f d ja) Y = . Z . 1 - d . b ; b) Y = . S - S . b = Yμ μ ∑ (6)

kde: μf [-] - koeficient smykového tření v závislostí na úhlu příčení α [rad], při σ = α v radiánech podle [1, čl. 5.2.1.4.3.].

Zj [N] je skutečná svislá síla na kolo pro kola, kde uspořádání jejich uložení přenáší vodorovné síly. Zj [N] se položí rovno nule pro kola, kde uspořádání uložení nepřenáší vodorovné síly.

Výsledné hodnoty: Yj [N] - je příčná síla v bodě dotyku kola); YF [N] - příčná sila na vodícím prostředku.

Pro jeřáb se čtyřmi koly s vodícími nákolky, bez spojení hřídelí (W = 0), s čísly kol; podle obr.3,a se rovnice (4) až (6) mohou zjednodušit viz (7).

1 f 1 2 3 4 f 4 F 1 4a) Y = . Z ; b) Y = Y = 0; c) Y = . Z ; d) Y = Y + Yμ μ (7)

35

4.2.2 Spojení hřídelí Jestliže jsou kola jeřábu mezi příčníky spojena hřídelí, síly příčení se zvýší. Největší

síly příčení se vypočítají, jestliže zatížení obou kol na hřídeli mají stejnou hodnotu. Postup, viz obr.3,e: - vypočítá se výsledná síla na kolo W [N], každého hřídele „i“ pomocí vzorce (8,a),

1i 2ii i f ii

1i 2i

Z . Za) W = ; b) W = W ; c) X = . l. b. WZ + Z

μ∑ (8)

kde: Z1i [N] - zatížení prvního kola na hřídeli „i“; (Z1i > 0); (i = 1, 2, ... m, kde „m“ je počet hřídelů),

Z2i [N] - zatížení druhého kola na hřídeli „i“; (Z2i > 0); l [m] - rozpětí jeřábu, Xi [N] - síla, pro každou jednotlivou hřídel, se získá z rovnice (8,c). - sečtou se Wi [N] na W [N] pomocí vzorce (8,b)). Hodnota W [N] je potřebná pro

rovnici (5,a).

1 - tuhá konstrukce, 2 - směr kolejnice, 3 - kočka, 4 - spřažení hřídelí, 5 - kloubové spojení

Obr.3. Jeřáby a tříkolová kočka [1, příloha D]

Jestliže existuje spojení kol hřídelí, má být poloha kočky taková, aby kola měla stejné zatížení (obvykle je ve středu rozpětí).

V [1, kap. 5.2.1.4.3] pod názvem „Vztah tření a skluzu“ je uvedeno, že pro výpočet koeficientu tření se pro podélný a příčný skluz používá zjednodušený empirický vztah, viz (9).

( )-250. f 0 = . 1 - e [rad]σμ μ (9)

kde: μf [-] - koeficient tření, μ0 [-] - součinitel adheze rovný 0,30, (pozn. pokud se použijí pro μ0 [-] jiné

hodnoty, nižší než 0,3, přijme se dokonalejší vztah, například na základě měření faktoru adheze. Vztah musí uvažovat geometrii dotýkajících se povrchů, kontaktní tlak a použité materiály.),

e [-] - základ přirozených logaritmů 2,718,

36

σ - faktor skluzu (pozn. Faktor skluzu je poměr délky skluzu - příčného a/nebo podélného pojezdu - k odpovídající vzdálenosti pojezdu Pro příčný skluz je faktor roven okamžitému celkovému úhlu skluzu (α nebo α + Δα), blíže viz [1, D.3.2.] a obr.4 a () ).

Vektory j1 až j4 představují obě složky síly na kolo Yj a Zj,-;j = 1 až 4.

a) Mostový jeřáb s vedením pomocí nákolků, Obr.3.a): - rovnicemi (4) až (6) a využitím předpokladu dle [1, kap. 5.2.1.4.3], blíže viz (9) platí: μf =0,25; S = 10 N; Sd = 5 Nm; Sdd = 5 Nm2; b = 1 m-1; YF = 1,25 N; Y1,2,3,4 = {0,25; 0;

0; 1} N. - nebo přímo rovnicí (7): Y1,2,3,4 = {0,25; 0; 0; 1} N; YF = 1,25 N.

b) Mostový jeřáb s vodícími válci a se spojeni hřídelí a bez spojení hřídelí, Obr.3.b): - bez spojení hřídelí: μf = 0,25; S = 4 N; Sd = 3 Nm; Sdd = 2,5 Nm2; b = 1,2 m-1; YF =

0,1 N; Y1,2,3,4 = {0,1; -0,05; -0,05; 0,1} N, - s jedním spojením hřídelí W1 (Obr.3.e): W1 = 0,5 N; W = 0,5 N; b = 0,057 m-1; YF =

0,96N; Y1,2,3,4 = {0,24; 0,24; 0,24; 0,24} N; X1 = 0,071 N, - se spojením dvěma hřídelemi W1 a W2: W1,2 = {0,5; 0,5} N; W = 1 N; b = 0,029 m-1;

YF = 0,98 N; Y1,2,3,4 = {0,25; 0,24; 0,24; 0,25} N; X1,2 = {0,036; 0,036} N,

c) Kočka se třemi koly, Obr.3.c: μf =0,158; S = 118 kN; Sd = 59 kNm; Sdd = 44,25 kNm2; b = 1,33 m-1; YF = 6,3 kN;

Y1,2,3 = {4,7; -1,5; 3,1} kN,

d) Portálový jeřáb s kloubově připojenou nohou, Obr.3.d: μf =0,25 - příčník kloubové nohy: Y1,2 = {0,5; 0} N; YFP = 0,5 N, - příčník pevné nohy: Y3,4 = {0; 0,25} N; YF = 0,25 N.

V [1, příloha D, kap. D.3.2] pod názvem „Výpočetní model“ je uvedeno, že Obr.4.a

znázorňuje charakteristiky modelu čtyřkolového jeřábu s vodícími válci uvedený jako příklad. Portál je pružný. Oba příčníky jsou předpokládány tuhé. Úhel příčení α [rad] je určen na vedeném příčníku. Čelní vodící válce jsou v kontaktu s kolejnicí.

Obr.4.b znázorňuje síly, excentricky působící síla YF [N] vyvozuje moment M [Nm] na nevedený příčník. Podle pružnosti rámu se úhel příčení nevedeného příčníku zvýší o Δα [rad]. Všechny úhly jsou malé.

1 - příčník předpokládaný jako tuhý; 2 - deformovaný rám; 3 - kolejnice

Obr.4. Geometrie, sily a podmínky podepření

Postup: - zvolí se směr pojezdu, - všem kolům se přiřadí čísla y = 1, 2, ... n,

37

- sestaví se soustava rovnic (10) až (15). Soustava rovnic může být redukována na rovnice (13) a (14) použitím pouze dvou neznámých proměnných Δα [rad] a / xα . Řeší se numericky. Vypočítají se síly Yj [N] z rovnice (11). Síla YF [N] na vodícím prostředku se určí rovnicí (15).

j j j = + s . + d . xα

σ α Δα (10)

j f j jY = ( ). Zμ σ (11)

j j jM = s . b . Y∑ (12)

m = h . MΔα (13)

j j0 = Y . d∑ (14)

F jY = Y∑ (15) kde: α - úhel příčení v radiánech (případně v m/m) podle [1, kap. 5.2.1.4.2], Zj síla na kolo „j“, (Z; ≥ 0), (j = 1, 2, ... n, kde n je číslo kola). Kočka přenáší

maximální zatížení. Kočka má být umístěna na straně jeřábu, která nemá vodicí prostředky, sj - přepínač: sj = 0 pro kola v příčníku s vodícími prostředky, sj = 1 pro kola v příčníku bez vodících prostředků, M [Nm] - moment otáčející plovoucím koncem příčníku silami Yj [N] působícími

na kola tohoto příčníku, hM pružnost portálu v úhlech na moment (například rad/Nm), viz Obr.4.c: Pevné

podepření příčníku s vodícími prostředky. Plovoucí podepření a vnější moment působící na nevedený příčník. (Nalezení změny úhlu statickým programem nebo v jednoduchých případech ručně);

dj = xF - xj - vzdálenost ve směru pojezdu od čelního vodícího prostředku ke kolu „j“ (dj je negativní pro kola před čelními vodícími prostředky),

bj = xj - xb - vzdálenost od kola „j“ k neutrální ose xb (Tato osa je neutrální vzhledem k ohybu kolem svislice, viz obrázek v příkladu [1, D.3.3.], xb označuje souřadnici, kde jednotlivá síla FY [N] působící na plovoucí příčník nevede k žádné změně Δα) (bj je negativní pro kola za neutrální osou).

Vztah pro skluz třením je podle [1, kap. 5.2.1.4.3] j-250

f j 0 j( ) = (1 - e ). sgn( )σμ σ μ σ kde: μf(σj) - koeficient skluzu, μ0 – adhezní součinitel (je roven 0,30), e – základ přirozených logaritmů (e = 2,718), σ - součinitel skluzu, sgn - funkce znaménko sgn(x) = {-1 pro x < 0; 0 pro x = 0; 1 pro x > 0}. Počítané hodnoty: σj - příčný skluz kola j, μf(σj) - koeficient tření kola „j“ při příčném skluzu σj podle [1, kap. 5.2.1.4.3], Δα - přídavný úhel příčení od pružné deformace, M - moment mezi portálem a nevedeným příčníkem, d / dxα - poměr rychlosti natáčení portálu a rychlosti pojezdu (dx > 0), hodnota

samotného „dx“není potřebná, Yj - příčná síla na kolo „j“, YF - síla na vodící prostředky.

Odvození rovnic pro metodu TUHÁ: Rovnice (4) až (6) mohou být odvozeny z [1, kap. D.3.2, rovnice (D.6) až (D.11)],

blíže viz (10) až (15). Všechny sj jsou rovny sj =0. Vztah pro skluz třením má lineární tvar vzhledem k úhlu α [rad], viz (16).

38

f f f( ) = ( ). = . σ σμ σ μ α μ

α α (16)

Rovníce [1, (D7)], viz (11) je upravena na (17). j

j f j

ZY = . . μ σ

α (17)

Když se dosadí rovnice [1, (D.6)], viz (10) do výrazu (17), její část se může vyjádřit jako (18).

= - b. xα

α (18)

Spojení hřídelí způsobí podélný skluz, viz (19).

xd = l. = l. dx xα α

σ (19)

Síly f xw f x

. . WX = ( ). W = μ σμ σ

α vyplývající z podélného skluzu, při rozpětí l [m], je

moment W WM = l. X . Jestliže je Xw je nahrazeno výrazem uvedeným výše, také zde může

být část rovna = - b. xα

α.

Rovnice [1, (D.10)], viz (14), je upravena vlivem spojení hřídelí:

W j j0 = M + Y . d∑ . Dále je neznámé pouze „b“ a po transformaci „b“ se může vypočítat jak je uvedeno v rovnici [1, (D.2)], viz (5).

Pro další informace viz bibliografie.

4.3. Úhel příčení Úhel příčení se dle [1, kap. 5.2.1.4.2] počítá. Celkový úhel příčení, který je třeba

zohlednit při konstrukci je: g w t = + + α α α α

kde α je úhel příčení, který je třeba zohlednit při konstrukci; αg část úhlu příčení sg/Wb, αw část úhlu příčení od opotřebení kola a nákolku kola / vodících válců, αt část úhlu příčení od úchylek zákrytu kol na kolejnici. Hodnoty úhlů příčení se určí podle tab. 4.

Tab.4. Výpočet úhlu příčení

Část úhlu příčení Úhel příčení vznikající od Kola s nákolky Vodicí válce

Vůle dráhy αg = sgmin/Wb kde sg ≤ 4/3. sgmin αg = 0,75. sg/Wb kde sg > 4/3. sgmin

Minimální hodnoty pro podélný pojezd jeřábu sg ≥ sgmin = 10 mm sg ≥ sgmin = 5 mm αg

Minimální hodnoty pro příčný pojezd kočky sg ≥ sgmin = 4 mm sg ≥ sgmin = 2 mm

αt Tolerance (vyrovnání kol a přímost

kolejnice) αt = 0,001 rad

αw Opotřebování nákolku kol/válců a kolejnic αw = 0,10. bh/Wb αw = 0,03. bh/Wb

Aby se dosáhlo dobrého pojíždění jeřábu nebo kočky, úhel příčení musí být α < 0,015 rad. (Poznámka: pro větší vůle dráhy se úhel příčení redukuje na 75%, jelikož mostové a portálové jeřáby a jejich kočky využijí vůli celé dráhy jen zřídka. Obvykle jsou v kontaktu s kolejnicí pouze přední vodicí prostředky).

39

4.4 Vztah tření a skluzu Pro výpočet koeficientu tření se pro podélný a příčný skluz používá zjednodušený

empirický vztah: -250.

f 0 = . (1 - e )σμ μ kde μf je koeficient tření; μ0 součinitel adheze rovný 0,30; e základ přirozených logaritmů 2,718; σ faktor skluzu. (Poznámka: faktor skluzu je poměr délky skluzu - příčného a/nebo

podélného pojezdu - k odpovídající vzdálenosti pojezdu. Pro příčný skluz je faktor skluzu roven okamžitému celkovému úhlu skluzu (α nebo α + Δα).

Pokud se použijí pro μ0 jiné hodnoty, nižší než 0,3, přijme se dokonalejší vztah, například na základě měření faktoru adheze. Vztah musí uvažovat geometrii dotýkajících se povrchů, kontaktní tlak a použité materiály.

Tab.5. Výpočetní modely mostových a portálových jeřábů

40

4.4 Určení výpočetních metod Použije se jedna ze dvou zjednodušených metod, buď TUHÁ nebo PRUŽNÁ. TUHÁ

metoda předpokládá, ž konstrukce jeřábu a jeřábové dráhy je tuhá. PRUŽNÁ metoda předpokládá, že konstrukce je pružná. V případ pochybností má se použít PRUŽNÁ metoda.

Výpočetní modely se přijmou vzhledem ke konfiguracím konstrukce jeřábu/kočky uvedených v [1, tabulce 7], blíže viz tab.5.

5. Návod pro určení třídy P průměrného počtu zrychlení podle EN 13001-1 Průměrný počet zrychlení během jednoho cyklu je charakterizován hlavně typem

pohonu pohybu. Tabulka B.1, viz [1, příloha B], viz tab.6 uvádí vhodnou klasifikaci pro většinu použití.

Tab.6 Určení třídy P

Typ pohonu pohybu Zdvíhání Vodorovné pohyby

Plynulé ovládání rychlosti P0 P1 Dvoustupňové ovládání rychlosti P1 P2

Jednostupňové ovládání rychlosti P2 P3

K typu ovládání je dále potřeba mnoho dalších faktorů, jako je rychlost pohybu, možnost použití snížené rychlosti nebo mikropohybu a požadována přesnost polohování, která ovlivňuje počet pohybů pro dosažení potřebné polohy, například:

- o jeden stupeň nižší třída P než podle tabulky může být aplikována tam, kde jsou používány automatické systémy ovládání pohybů splynulým dosažením polohy;

- P0 může být vhodná tam, kde je přijatelné jen hrubé dosažení polohy, například manipulace se sypkými materiály.

6. Literatura

[1] ČSN EN 15011 Jeřáby - Mostové a portálové jeřáby [2] EN 13001-2:2004+A3:2009

Recenzent: prof. Ing. Jaromír Polák, CSc.

41

ACTUAL APPROACH TO THE COMPACT REVIEW OF TRANSPORT AND HANDLING MACHINERY

Melichar KOPAS8 - Alena PAULIKOVÁ9 - Leopold HRABOVSKÝ10

Key words: transport machinery, handling machinery, manipulation

Abstract: Machines and machinery designed for material transport and handling are considered to be a specific area in the framework of the whole wide-range spectrum of engineering. The transport and handling equipment is an integrated part of all industrial production branches. It is possible to obtain a compact review of the transport and handling technology by means of this article, which is taking into consideration the newest trends applied in construction of transport machinery.

1. Introduction The transport and handling machines are representing a special, individual branch in

the framework of the whole large spectrum of the engineering production. Characteristic feature of the transport machines and machinery is an objective reality

that they are entering into the technological, production, assembly, service and other activities performed inside of a large industrial production chain (engineering, building, chemistry, food-processing, metallurgy, mining, energetic etc.), however despite of this actuality they are not increasing the final product value. Vice-versa, they are raising production costs and operational costs, too.

Table 1 PROFESSIONAL TERMINOLOGY OF TRANSPORT AND HANDLING AREA

Transport: is a sum of activities required for

movement of transport vehicles on transport

roads.

Transport capacity: is defined in units of quantity,

(mass, volume, pieces) which is transported during

a time unit.

Transport vehicle: is a technical facility, which enables realisation of

transport by its moving.

Manipulation of material: is a professional displacing of material in sphere of production and storing.

Manipulation unit: is amount of material, which is placed

on transportation means and it is handled like one

compact object.

Material stream: is material flow described in units of

material streaming per unit of time.

Material flow: is an organised movement of material in process of production or in turn.

Transportation: is a direct displacing of material (or

persons) by means of transport vehicles.

Transportation means: is technical equipment

(palette, container, case etc.), which creates

manipulation unit together with material.

It is a well-known fact, which is significant for the industrially developed countries that

8 M.Sc. Melichar Kopas, Ph.D., Mechanical Engineering Faculty, TU in Košice, Department of Machine Design, Transport and Logistics, Letná 9, 042 00 Košice, the Slovak Republic, tel.: +421 55 6022522, fax: +421 55 6022507, e-mail: melichar.kopas@tuke.sk 9 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: alena.paulikova@tuke.sk 10 Assoc. prof. M.Sc. Leopold Hrabovský, Ph.D, Mechanical Engineering Faculty, VŠB-TU Ostrava, Institute of Transport, Department of Transport and Process Equipment, 17. listopadu 15/2172, 708 33 Ostrava-Poruba, the Czech Republic, tel.: +420 59 732 3185, fax: +420 59 691 6490, e-mail: leopold.hrabovsky@vsb.cz

42

in the sphere of material transport and handling are employed approx. 10 ÷ 30 % of all employees working in the economy sector. Another important factor is an everyday reality that realisation of transport-manipulation operations requires circa 20 ÷ 30 % of total production costs or investments. [1] These facts emphasize a relevance of question about transportation tasks solutions, with regard to technical-operational as well as economical point of view.

2. Professional terminology Taking into consideration a whole complexity of the transport engineering, it is

necessary to know and to apply correctly the professional terminology. The most important items of the relevant professional terminology are presented in the next Tab.1, [2].

3. Classification of equipment and machinery used for transport-handling

engineering Division and classification of the transport-handling engineering depends on chosen

evaluation criteria and defined aspects, [3].

According to the character of operation there are classified two basic large categories of the transport-handling machinery:

- transport machinery with cyclic operation (intermittent working activity), - transport machinery with continual operation (fluent working activity ).

Taking into consideration the trajectory of material movement, there are categorized

transport machines with material motion:

• on a free route, • on a fixed road, • independently.

According to the slope of material trajectory the transport direction can be:

• horizontal, • vertical, • rising or declining.

There is presented on the Fig.1 a complex classification of machines and machinery that are used for transport and handling of material, whereas there are taken into consideration construction-operational aspects of them.

Fig.1 Fundamental classification of transport-handling technics

43

3.1 Machinery specified for material handling It was mentioned already that machinery for material handling are classified into

two large categories: the cyclic-working machinery and the continuously working machinery.

3.1.1 Cyclic-working machinery In the framework of the global structure of the machinery and equipment for material

handling, which is presented on the Fig.1, the typical representatives of the cyclic-working machines are the hoisting machines. They are divided into three items: cranes, lifts and hoisting mechanisms.

Division of cranes: a) bridge cranes – one-girder cranes, two-girder cranes, Fig.2; b) portal cranes, Fig.3 and semi-portal cranes, c) wall cranes, d) pillar cranes, e) tower cranes – with swinging jib or horizontal jib, Fig.4; f) truck cranes, Fig.5; g) railway cranes, Fig.6; h) floating cranes, Fig.7; i) cable cranes.

Fig.2 Bridge crane, [4] Fig.3 Portal crane, [5] Fig.4 Tower crane, [6]

Fig.5 Truck crane, [7] Fig.6 Railway crane, [8] Fig.7 Floating crane, [9]

Division of lifts: a) passenger lifts, b) load lifts (with permitted or restricted transport

of persons). Lifts can be divided also according to driving systems of them: lifts with traction rope-pulley, lifts with hydraulic drive and chain elevators (circulating elevator).

Division of hoisting mechanisms: a) lifting jacks - mechanical (rack jacks, screw jacks), hydraulic, pneumatic, b) pulley blocks - rope pulley blocks, chain pulley blocks, c) winches.

3.1.2 Continuously working machinery

Table 2 CLASSIFICATION OF CONVEYORS

with tensional element

belt conveyors, Fig.8 bucket elevators, Fig.9, chain sectional conveyors, redler conveyors.

without tensional element

screw conveyors, Fig.10, vibrating conveyors.

The most important part of the transportation machinery (see Fig.1) creates

44

transporting machines. They are typical representatives of the transport-handling equipment with a continual operation.

The transporting machines can be divided into the next categories: a) conveyors, b) roller-ways, c) overhead chain conveyors, d) feeders.

Just the conveyors are the most widespread segment in the subgroup of the transporting machines. The structure of conveyors is presented in the Tab.2

Fig.8 Belt conveyor, [10] Fig.9 Bucket elevator, [6] Fig.10 Screw conveyor, [11]

3.2 Equipment applied in material handling It is evident according the scheme on the Fig.1 that the equipment for material

handling is divided into two groups: the transportation equipment and the carriage equipment.

Tab. 3 CLASSIFICATION OF CARRIAGE EQUIPMENT

Passive logistic components: Active logistic components – designed for manipulation:

Pallets: Containers: with pallets forklift trucks: with containers:

• simple, • with paling, • box pallet,

• with columns, • special.

• standard, • platform,

• isothermal, • cooling,

• tank container.

• motorized or power-less forklift

trucks, • low-lift trucks

• high-lift trucks, Fig.11.

• container cranes travelling on rails, Fig.12

or on tyres, • mobile portal trucks,

• truck mounted container side-loaders,

Fig.13.

The most important part of the transportation equipment is category of trucks. The trucks are specified for an interplant handling, as well as for storage systems. They can be either motor-less or motorized and can be designed either without hoisting mechanism or with hoisting mechanism.

Fig.11 Forklift truck, [12] Fig.12 Container crane, [13] Fig.13 Container sideloader, [14]

In category of the carriage equipment is the most important role of equipment for

palletisation and containerisation, i.e. the passive and active logistic components, according

45

to the Tab.3.

4. Conclusion Classification of transport and handling machines, which is presented in this article,

demonstrates a wide variety of this kind of machines and machinery. A basic knowledge about them is an essential assumption in order to take the right technical and operational decisions, i.e. it is unavoidable for professionals active not only in the branch of material transport and manipulation, but also for everyone, who is working in various industrial sectors. Insufficient or incorrect information concerning questions of material transport and handling leads to selection of incorrect technical solutions and to financial loses consequently, [15, 16].

The paper was elaborated in the framework of grant project VEGA 1/0356/11:

„Innovative Processes in Design of Driving Units For Transport Machines, Optimalization of Material Flows and Logistics in Order To Energy Saving and Increasing of Reliability for Practical Application Purposes“.

Literature:

[1] Jasaň, V., Košábek, J., Szuttor, N.: Teória dopravných a manipulačných zariadení. Alfa, Bratislava, 1989, ISBN 80-05-00125-8. [2] STN 26 0002 Manipulácia s materiálom; názvoslovie. [3] STN 26 0001 Dopravné zariadenia. Názvoslovie a rozdelenie;www.krantechnik.cz [4] www.jass.cz [5] www.alibaba.com [6] www.zmeecrane.com [7] www.tampers.eu [8] www.huismanequipment.com [9] www.thermo.com [10] www.indiamart.com [11] www.cmec-hb.com [12] www.guanhuicrane.en.busytrade.com [13] www.lcltd.co.uk [14] Daneshjo, N. - Mir, O. - Dietrich, C. - Kohla, A.: Determination of diagnostic action

intervals for planned interval maintenance. In: Strojárstvo. No. 7-8 (2011), p. 50/1. - ISSN 1335-2938.

[15] Rudy, V.: Innovation methods in structures of production systems designing. In: Ovidius University Annual Scientific Journal: Mechanical Engineering Series. Vol.11, No. 1 (2009), p. 15-18. - ISSN 1224-1776.

Reviewer: Assoc.prof. M.Sc. Jozef Kuľka, PhD.

46

KRITÉRIA PRO NÁVRH STRUKTURY DISTRIBUČNÍCH SYSTÉMŮ VYUŽÍVAJÍCÍCH MEZISKLADY

Martin IVAN11

Klíčová slova: distribuční systém, multikriteriální optimalizace, logistické centrum, Cash and Carry.

Abstrakt: Článek se zabývá problematikou stanovení kritérií při navrhování struktury distribučního systému. Řešícím aparátem problematiky struktury distribučního systému může být mnoho technologií a modelů. V případě tohoto článku je problematika zaměřena na multikriteriální optimalizaci. Článek je rozdělen na dvě základní části, první bude věnována základním typům distribučních systémů, druhá způsob lokalizace meziskladů prostřednictvím navržených kritérií.

1. Úvod a motivace k řešení Existence vysoké míry konkurence vede mnoho firem k zamyšlení, zda je systém

jejich podnikové logistiky skutečně ten nejvýhodnější. Dosažení maximální efektivity nebo alespoň stavu, který se jí blíží, lze docílit celou řadou dílčích opatření, např. modernizací výrobních linek apod. Druhou nejčastěji využívanou cestou je cesta efektivnější organizace procesů, kdy lze mnohdy dosáhnout podobných efektů jako v případě pořizování investic, které často bývají kapitálově nákladné. Pokud se poskytovatel výrobku nebo služby rozhodne jít cestou efektivnější organizace, je nutno efektivitu prověřovat v celém logistickém řetězci. V řetězcích týkajících se výroby produktu tzn. začít od procesů v místech získávání primárních surovinových zdrojů a končit zpravidla u konečných zákazníků, v dokonalejších logistických řetězcích v místech skládek smíšeného odpadu.

Významnou částí logistického řetězce, ve které se často vyskytují neefektivní procesy, je distribuční část, označovaná také někdy termínem distribuční systém.

Distribuční systém je možno chápat jako druh dopravního systému, který zprostředkovává přepravu zboží od jednoho, případně více dodavatelů k jednomu, případně více zákazníkům a to buď přímo, nebo prostřednictvím meziskladů. Hlavním cílem distribučních systémů je dodat zákazníkovi požadované zboží při co nejvyšší efektivitě.

Při návrhu distribuce zboží je snaha o vytvoření optimálního poměru mezi dodacími službami, které je schopen podnik nabídnout nebo které konečný zákazník požaduje a s nimi související náklady. Při tvorbě distribučního systému je třeba vycházet z určitých předpokladů, mezi které patří i struktura distribučního systému [1].

Obecně neplatí, že by všechny distribuční systémy měly stejnou strukturu, ta se odvíjí od specifik distribuovaného produktu, požadavků kladených na distribuční systém a v neposlední řadě také jeho okolí, které chování distribučního systému ovlivňuje. Z uvedeného důvodu musí každá firma zvolit takovou strukturu, která je pro chod firmy nejvhodnější, zejména proto, že každý z typů distribučních systémů má své výhody i nevýhody a typ distribučního systému optimální pro jeden produkt již nemusí být optimální také pro jiný produkt. Dokonce může platit, že výhodnost stejného typu distribučního systému určitého produktu v podmínkách dvou různých firem může být různá.

V současnosti existuje celá řada obchodních řetězců, které využívají mezisklady pro shromažďování produktů od dodavatelů. Ale není to pravidlem. Vyskytují se totiž i distributoři, kteří mezisklady nevyužívají a provádí distribuci přímo ke konečným zákazníkům. Druhý způsob distribuce se využívá zejména v podmínkách malých firem, kterým se z finanční stránky nevyplatí provozovat systém s mezisklady a z hlediska poskytovaných služeb to není potřebné (není potřebné např. realizovat dekonsolidaci zásilek před uvedením 11 Ing. Martin Ivan, Vysoká škola báňská – Technická univerzita Ostrava, Fakulta strojní, Institut dopravy, 17. listopadu 15, 708 33 Ostrava – Poruba, E-mail: martin.ivan.st@vsb.cz

47

do přímého prodeje). S ohledem na téma příspěvku bude v dalším textu pozornost věnována pouze distribučním systémům využívajícím mezisklady.

2. Charakteristika distribučních systémů využívajících mezisklady a jejich

základní typy S ohledem na skutečnost, že je při této koncepci dodavatel schopen flexibilně

reagovat na potřeby zákazníků, využívá tento způsob distribuce celá řada firem bez ohledu na jejich velikost.

Na druhou stranu je nutno přiznat, že náklady na provoz každého meziskladu a náklady na udržování zásob na skladech mohou výrazněji snižovat ziskovost podnikatelských subjektů.

Distribuční systém využívající mezisklady může mít několik základních typů, a to: - distribuční systém s jedním velkoobchodem a více maloobchody, - distribuční systém s více velkoobchody a více maloobchody, - distribuční systém s distribučním skladem, jedním velkoobchodem a více -

maloobchody, - distribuční systém založený na přímé distribuci z velkoobchodu k zákazníkovi, - distribuční systémy založené na principu cash and carry, - distribuční systém využívající zásilkový obchod.

2.1 Distribuční systém s jedním velkoobchodem a více maloobchody Tento typ distribučního systému využívajícího mezisklady je charakteristický pro

celou řadu evropských zemí včetně České republiky. Struktura distribučního systému je uvedena na obr. č. 1.

Obr.1. Distribuční systém s jedním velkoobchodem a více maloobchody

2.2 Distribuční systém s více velkoobchody a více maloobchody Tento typ distribučního systému využívajícího mezisklady je určitou nadstavbou

předchozího typu. Je charakteristický pro mnoho vyspělých evropských zemí, v současné době začíná být realizován i na území České republiky. Využívá se v případech, kdy např. výrobce není situován na našem území a distribuce zboží probíhá mezi velkoobchody situované v blízkosti výrobců k velkoobchodům situovaným na našem území. Následná distribuce odpovídá procesům charakteristickým pro předchozí systém. Struktura distribučního systému s využitím více velkoobchodů je uvedena na obr. 2.

Výhody a nevýhody tohoto systému jsou obdobné jak u předchozího systému. Případnou výhodou je pro zákazníka širší výběr zboží - více výrobců a dodavatelů.

48

Obr. 2. Distribuce klasická s více mezisklady a více maloobchody

2.3 Distribuční systém s distribučním skladem, velkoobchodem a více

maloobchody Distribuční systém s distribučním skladem, velkoobchodem a více maloobchody je

typem distribučního systému, který zejména v posledních letech zaznamenal největší rozvoj. Výrobce nebo velkoobchod využívá služeb externího logistického centra, kde využívá prostory pro uskladnění svých výrobků pro potřeby velkoobchodů a následnou distribuci ke konečným zákazníkům [2]. Struktura tohoto systému distribuce se skladem, velkoobchodem a více maloobchody je uvedena na obr. 3.

Obr.3. Distribuce klasická s distribučním skladem, velkoobchodem a více maloobchody

Tento způsob distribuce je v dnešní době hojně využíván. Mezi výhody tohoto

systému distribuce je snížení nákladů pro velkoobchody na vybudování skladu. Distribuční sklady totiž náleží výrobcům. Mezi nevýhody v tomto případě je možné uvést rychlost dodání zákazníkovi. Je zde více uzlů, kde dochází k určitým časovým prodlevám.

2.4 Distribuční systém založený na přímé distribuci z velkoobchodu ke

konečnému zákazníkovi V České republice se dnes objevují i distribuční systémy, které v logistickém řetězci

nevyužívají maloobchody. Požadavky zákazníků tak jdou od výrobců přes velkoobchody přímo ke konečným zákazníkům. Obecná struktura distribučního systému prostřednictvím velkoobchodu ke konečnému zákazníkovi je uvedena na obr. 4.

49

Tento způsob distribuce se objevuje například v potravinářském průmyslu, kde zákazník má možnost širšího sortimentu zboží soustředěného v jednom centrálním obchodě. Mezi nevýhody může být uvedena možná velká vzdálenost zákazníka od velkoobchodu, případně také omezené prostory zásob velkoobchodu z pohledu finanční náročnosti na provoz skladu.

Obr.4. Distribuce prostřednictvím velkoobchodu ke konečnému zákazníkovi

2.5 Distribuční systém založený na principu Cash and Carry Předposlední strukturou distribuce je tzv. systém Cash and Carry, což doslova v

překladu znamená „zaplatit a odnést“ [2]. Zákazníky v tomto druhu distribuce představují především majitelé restaurací, menších prodejen či penzionů. Mezi zboží, které je zde nabízeno patří potravinářské zboží, ale i drogistický sortiment. Struktura distribuce s využitím systému Cash and Carry je uvedena na obr. 5.

Obr.5. Distribuční systém založený na principu Cash and Carry

Segment zákazníků se poslední dobou rozšířil i o menší živnostníky (řemeslníky,

opraváře, instalatéry). Výběr zboží je prováděn samoobslužně, kdy zákazník si vybrané zboží sám odváží. Výhodou tohoto systému je možnost výběru a rozhodnutí přímo na místě, není třeba provádět objednávky a čekat na dodání. Naopak nevýhodou je nutnost dopravovat se do prodejen a možnost zakoupit jen omezené množství v rozsahu možnosti prodejny.

2.6 Distribuční systém využívající zásilkový obchod Poslední ze systémů distribuce je distribuce prostřednictvím zásilkového obchodu.

50

Tento systém zaznamenal v posledních letech ve vyspělých zemích stagnaci. Není zde totiž upřednostněn osobní styk se zákazníky, ale je využíván katalogový způsob nabízení zboží (produktů), což je v dnešní době finančně nákladné. Struktura distribuce s využitím zásilkového obchodu je uvedena na obr. 6.

Obr.6. Distribuční systém využívající zásilkový obchod

Výhody tohoto systému bychom v dnešní době jen těžko hledali, jen možná

jednoduchost. Ale mezi nevýhody patří velká počáteční investice. Proto tento systém distribuce mohou využívat pouze velké firmy, které jsou finančně dostatečně zajištěny. Ty pak mohou zákazníkům zajistit kvalitní služby - bezproblémovou objednávku, rychlost dodání, speciální dodávky do domu.

Každý způsob distribuce vychází z určitých předpokladů výrobců a požadavků konečných zákazníků. Při návrhu struktury distribučního systému s využitím meziskladu je důležité stanovit určitá kritéria, dle kterých se rozhodujeme, zda mezisklad vybudovat či nikoliv. Poslední kapitola tohoto článku je věnována stanovení kritérií pro umístění meziskladu s využitím multikriteriální optimalizace.

3. Stanovení kritérií pro umístění meziskladů Závěrečná kapitola věnována stanovení kritérií pro umístění meziskladů při využití

multikriteriální optimalizaci. Příklady kritérií jsou uvedeny v práci [3]. Autorka ve své disertační práci doporučuje, aby se při lokalizaci meziskladů (v práci označeno jako logistická centra) uplatňovala kritéria se zaměřením na socioekonomickou oblast. Kritéria, která je možno použít v distribuci zboží mohou mít následující význam:

- možnost napojení na kvalitní dopravní infrastrukturu (délka dálnic, silnic I. třídy, železničních tratí);

- počet obyvatel v oblasti, kde plánujeme vybudovat mezisklad; - výše HDP připadající na jednoho obyvatele: stanovuje se na jeden kalendářní rok a je

vyjádřen v Kč; - míra nezaměstnanosti obyvatelstva (představuje dostupnost potenciálních lidských

zdrojů v %); - míra vzdělanosti obyvatelstva; - výše hrubé mzdy; - vzdálenost do krajských měst (je uváděna střední vzdálenost od jiného krajského

města, uvádí se v km); - počet průmyslových zón v oblasti, ve které se uvažuje o vybudování meziskladu.

Výčet výše uvedených kategorií není úplný (další kritéria lze najít v práci [3]). Jedná se o kritéria, která se projevují především v oblasti výše nákladů na provoz meziskladů, výjimečně mohou zohledňovat také jiné faktory (investiční pobídky ze strany orgánů veřejné správy). Problémy se však mohou vyskytnout při procesu kvantifikace některých kritérií nebo jejich začlenění do sestavovaného multikriteriálního matematického modelu.

51

4. Závěr Cílem tohoto článku bylo seznámit čtenáře s problematikou distribuční logistiky,

konkrétně se jedná o poznatky týkající se distribučních systémů využívajících mezisklady. V úvodní části jsou stručně charakterizovány distribuční systémy využívající mezisklady, následně jsou blíže popsány jednotlivé typy distribučních systémů a jsou uvedeny jejich základní výhody a nevýhody včetně příkladů využití. Při volbě struktury distribučního systému musí být určena kritéria, na základě kterých bude možno posuzovat výhodnost zvoleného typu distribučního systému. Z tohoto důvodu je závěrečná část článku věnována možným kritériím, které je možno využít při rozhodování o lokalizaci (umístění) meziskladů v distribučních systémech, ve kterých se uvažuje se zřízením meziskladů. Z hlediska praktického uplatnění je pro matematický model vhodné stanovit co nejvíc kritérií, aby bylo dosaženo nejlepšího výsledku. Více kritérií však bude mít za následek složitější model, příp. komplikace z pohledu optimalizačního výpočtu, proto je na zvážení řešitele, která kritéria v konkrétním případě použije, a která nezohlední.

5. Použitá literatura

[1] JANÁČEK, J. Optimalizace na dopravní síti. Žilina: Žilinská univerzita, 2003. 248 s. ISBN 80-8070-031-1.

[2] PERNICA, P. Logistický management - teorie podnikové praxe. Praha 1998, 1. vydání, 664 s. ISBN 80-86031-13-6.

[3] ROUDNÁ, J. Prostorová lokalizace logistických center v ČR. Univerzita Pardubice, Pardubice 2011, disertační práce,106 s.

52

ŠTÚDIA O VPLYVE ZLOŽIEK OLEJOV NA MAZIVOSŤ LOŽÍSK SPAĽOVACÍCH MOTOROV ZDVÍHACÍCH ZARIADENÍ

Michal PUŠKÁR 12

Kľúčové slová: spaľovací motor, mazivosť ložísk, zložka oleja

Abstrakt: Polybutén sa používa ako prísada do motorových olejov. Väčšie množstvo tejto zložky v oleji je dôležité pre zachovanie pôvodnej úrovne výkonu motora. Jeho nevýhodou je horšia mazacia schopnosť v istom režime otáčok. Preto bola vyvinutá metóda pre overenie vplyvu polybuténu na mazivosť ložísk, pre hodnotenie motorových olejov. Tieto testy boli vykonané meraním teploty ojnice pri bežnej prevádzke. Tento test môže byť doplnený štandardnými ISO testmi s cieľom získať lepšie výsledky.

1. Úvod Je dôležité udržať počiatočný výkon motora počas dlhšej doby. Pre tento účel sú v

normách ISO testy, všeobecne používané pre hodnotenie výkonnosti oleja a tieto hrali dôležitú úlohu pri eliminácii nekvalitných olejov na trhu. Pomocou ISO testov boli vyvinuté rôzne oleje. Prednedávnom sa na trhu objavili niektoré oleje, ktoré majú extrémne vysoký výkon. V tomto príspevku je popísaný nový hodnotiaci faktor pre stanovenie mazania ložísk.

V dokumente sú vlastnosti olejov, ktoré udržujú pôvodný výkon motora, vyhodnocované testmi ISO normy a tiež sú popísané výsledky hodnotenia. Na základe týchto výsledkov sú popísané informácie, ktoré budú v budúcnosti potrebné pre navrhovanie motorových olejov.

2. Charakteristika olejov Počiatočný výkon motora sa znižuje hlavne kvôli blokovaniu výfukového systému,

ktoré je spôsobené akumuláciou tuhých častíc spalín. Pomocou ISO bolo hodnotených päť druhov olejov, ktorých zloženie je typické a sú bežne dostupné na trhu.

Pokiaľ ide o základ oleja, polybutén bol najvýznamnejší z hľadiska zabráneniu blokovania výfukového systému, ako je znázornené na obrázku 1. Jeho výkon však výrazne poklesol v zmesi s inými základovými olejmi, ako je napr. minerálny olej.

Obr.1. Vplyv zložiek oleja na index blokácie výfukového systému (PB znamená Polybutén)

Obrázok 2 zobrazuje vplyv obsahu polybuténu na index blokácie výfukového

12 Ing. Michal Puškár, PhD., Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Letná 9, 040 01 Košice, Slovenská republika, tel.: +421 55 602 2360, e-mail: michal.puskar@tuke.sk

53

systému. Na tomto obrázku sú tri FB oleje (sú na báze minerálnych olejov), a sedem FC olejov (s obsahom polybuténu) ľubovoľne vybrané z ponuky na trhu. Ako ukazuje obrázok 2, index sa pozoruhodne zlepšuje keď obsah polybuténu je viac ako 80%. Možno teda povedať, že polybutén je základným komponentom pre zachovanie pôvodného výkonu 2-taktného motora.

Obr.2. Vplyv komponentu Polybuténu na index blokácie výfukového systému (BIX)

3. Nevýhody Polybuténu Olej, ktorý má základ v polybuténe, spôsobuje mierny pokles výkonu motora v

porovnaní s minerálnymi olejmi. Táto skutočnosť súvisí s lepivosťou polybuténu. To znamená, že olej so schopnosťou prilepiť sa na časti motora nemôže byť ľahko nahradený novým olejom. Táto vlastnosť môže byť pozorovaná a to tak, že sa farba malého konca alebo veľkého konca ojnice zmení na modrú farbu pôsobením tepla. Bola meraná teplota na povrchu kľukového čapu na veľkom konci ojnice pri chode motora s použitím minerálneho oleja a oleja s polybuténom. Vyšetrenia boli vykonané s použitím motora uvedeného v tabuľke 1.

Tab. 1 Špecifikácia testovaného motora

Typ jednovalcový, 2-taktný, kvapalinou chladený, plnenie

membránovým ventilom naplnené, elektricky riadený výfukový ventil

Objem 124,8 cm3

Vŕtanie x Zdvih 54 x 54.5 mmMazací systém oddelené mazanie

Motor mal objem 125 cm3, bol kvapalinou chladený s oddeleným systémom

zásobovania olejom.

Obr.3. Vplyv zloženia oleja na teplotu kľukového čapu

54

Ako ukazuje obrázok 3, olej ktorý má polybuténový základ mal teplotu na kľukovom čape o 5° C až 30° C vyššiu ako olej na báze minerálnej. Rozdiel v teplotách sa zvyšuje spolu so zvyšujúcimi sa otáčkami motora. Okrem toho, keď motor pracoval s olejom na základe polybuténu, pri otáčkach 9.000 ot./min teplota kľukového čapu prudko vzrástla. Motor bol zastavený a demontovaný. Potvrdilo sa, že farba veľkého konca ojnice sa zmenila na tmavo modrú. Z toho vyplýva, že je potrebné navrhnúť index pre mazanie ložísk na základe teploty veľkého konca ojnice.

4. Test mazania ložísk Aby bolo možné zhodnotiť mazivosť oleja na ložiskovej časti, motor bol upravený ako

je znázornené na obr. 4. Termočlánok bol umiestnený v obvode kľukového hriadeľa na strane veľkého konca

ojničného čapu v smere zotrvačnej sily. Otáčky motora boli nastavené na 9.000 ot. / min pri plnom zaťažení. Výsledky testov motora boli prezentované ako výkonové indexy, pričom ISO, referenčný štandardný olej, ako 100.

BLIX = T / TS X 100 BLIX: Index mazania ložísk T: Teplota kľukového čapu podľa ISO TS: Teplota kľukového čapu pri použití vzorky oleja

Obr.4. Inštalácia teplotného senzoru

5. Vplyv polybuténu na mazania ložísk Účinok olejov na báze polybuténu na mazivosť ložísk pomocou vyššie uvedenej

skúšobnej metódy. 1. Vplyv obsahu polybuténu Ako je znázornené na obrázku 5, zvýšený obsah polybuténu zhoršuje mazivosť

ložísk. Avšak rozdiel v indexe medzi dvoma testovanými olejmi bol 10, aj keď obsah polybuténu bol rovnaký. To predpokladá, že molekulová hmotnosť polybuténu obsiahnutého v týchto olejoch ovplyvňovala ich indexy.

Obr.5. Vplyv obsahu polybuténu na index mazania ložísk (BLIX)

55

2. Vplyv molekulovej hmotnosti polybuténu Mazivosť ložísk sa znížila pravdepodobne ako sa priemerná molekulová hmotnosť

polybuténu zvýšila, čo je znázornené na obrázku 6. Dokonca aj keď je obsiahnuté malé množstvo polybuténu, ktorý má molekulovú hmotnosť 1000 alebo viac, môže byť lepivosť polybuténu na ložisko veľmi vysoká. Preto z hľadiska mazivosti ložísk je vhodnejšie, aby sa zabránilo používaniu oleja obsahujúceho polybutén s vysokou molekulovou hmotnosťou.

Obr.6. Vplyv molekulovej hmotnosti polybuténu na index mazania ložísk (BLIX)

3. Vplyv komerčných olejov Obrázok 7 ukazuje výsledky testov mazivosti ložísk komerčných olejov, ktoré sú

zobrazené na obr. 1. Mazivosť FC olejov (s obsahom polybuténu) bola nižšia v porovnaní s FB olejmi (sú na báze minerálnych olejov), závodným typom olejov a biologicky odbúrateľnými olejmi na báze esterov. Za súčasného stavu bol minerálny olej zahrnutý do vypracovania štúdie pre jeho nízku dymivosť, aj keď na úkor slabšej výkonnosti týkajúcej sa blokovania výfukového systému.

Obr.7. Vplyv zloženia oleja na index mazania ložísk (BLIX)

6. Vzťah medzi testmi mazivosti ložísk a ISO skúškami Hoci vyvinutý test ložísk mal dobrú opakovateľnosť a reprodukovateľnosť, problémy

boli s prestavbou motora pre potreby merania teploty na veľkom konci ojnice. Tiež životnosť meraných častí bola veľmi malá. Následne sa skúmalo, či mazivosť ložísk možno získať z výsledkov vyšetrení podľa testov ISO. Výsledky sú zobrazené na obrázkoch 8, 9 a 10.

Pomerne vysoká korelácia je viditeľná medzi indexom mazivosti ložísk a indexom testov podľa ISO. V snahe získať index mazivosti 100 alebo viac musia vybraté oleje spĺňať nasledujúce požiadavky:

56

(1) Index blokácie výfukového systému: 120 alebo menej (2) Index počiatočnej hodnoty krútiaceho momentu: 100 a viac (3) Index dymivosti: 100 alebo menej

U olejov, ktoré nedosahujú požadované hodnoty vyššie uvedených troch indexov, sa

predpokladá relatívne nízky mazací výkon. A naopak, u olejov, ktoré spĺňajú všetky tri indexy sa predpokladá vysoký mazací výkon. Tento fakt je dôležitý pre budúci rozvoj 2-taktných motorových olejov.

Obr.8. Vzťah medzi indexom mazania ložísk a indexom blokácie výfukového systému (BIX)

Obr.9. Vzťah medzi indexom mazania ložísk a indexom počiatočnej hodnoty krútiaceho

momentu

Obr.10. Vzťah medzi indexom mazania ložísk a indexom dymivosti (SIX)

7. Zhrnutie a záver Skúšobná metóda bola vyvinutá pre hodnotenie mazivosti olejov s ohľadom na

ložiská na veľkom konci ojnice. Pri testovaní rôznych druhov olejov na báze polybuténu,

57

minerálnych olejov a olejov na báze esterov, boli získané nasledujúce výsledky: (1) Použitie motorového oleja s obsahom polybuténu bolo nevyhnutné pre

zachovanie pôvodnej účinnosti motora. (2) Minerálne oleje a oleje na baze esterov sú účinné pri zlepšovaní mazivosti ložísk.

Tu je vhodnejšie znížiť obsah polybuténu za predpokladu, že požadovaná úroveň výkonu pre zabránenie blokovania výfukového systému a emisii splodín sú splnené.

(3) Z hľadiska mazivosti ložísk nieje žiaduce, aby bol použitý polybutén s vysokou molekulovou hmotnosťou, a to najmä 1000 a viac.

(4) Mazivosť lozisk možno stanoviť analýzou spomínaných troch indexov "blokácie výfukového systému, počiatočnej hodnoty krútiaceho momentu, dymivosti"

Príspevok bol vypracovaný v rámci projektu VEGA 1/0356/11 Inovačné procesy v

konštrukcii pohonných jednotiek dopravných prostriedkov, strojov a optimalizácia materiálových tokov a logistiky za účelom úspory energie a zvýšenia spoľahlivosti pre aplikačné potreby v praxi.

5. LITERATÚRA

[1] BARTA, D. [et al.]: Vegetable oil as a fuel in the transport [Rastlinný olej ako palivo v doprave], In: trans & MOTOAUTO´09 : XVI international scientific - technical conference : Sea resort Sunny Beach - Bulgaria, September, 17th-19th 2009: proceedings. ISSN 1313- 5031.

[2] BIGOŠ, P., PUŠKÁR. M.: Vplyv atmosferických podmienok na výkonovú charakteristiku dvojtaktného spaľovacieho motora, Zdvihací zařízení v teorii a praxi, 1/2007, ISSN 1802-2812.

[3] BUGÁR, M.; STAŇÁK, V.; FERENCEY, V.; DANKO, J.: Variable Performance of PEM Fuel Cell During Vehicle Motion,In: EE časopis pre elektrotechniku a energetiku. - ISSN 1335-2547. - Roč. 17, mimoriadne č. : ELOSYS, Trenčín, 11.-14.10.2011 (2011), s.100-102.

[4] BUĽKO, B.; KIJAC, J.; BRIŽEK, M.: Influence of slag viscosity on wear of working lining in tundish, In: Prace Instytutu Metalurgii Zelaza. Vol. 58, no. 4 (2006), 4 p. - ISSN 0137-9941.

[5] BUĽKO, B.; KIJAC, J.; BOROVSKÝ, T.: The influence of chemical composition of steel on steel desulphurisation, In: Archives of Metallurgy and Materials. Vol. 56, no. 3 (2011), p. 605-609. - ISSN 1733-3490.

[6] KADÁK, M.; KRAKOVSKÝ, J.; BARTA, D.: Znižovanie nákladov na prevádzku rušňov využitím tribotechnických poznatkov, In: Železničná doprava a logistika: elektronický odborný časopis o železničnej doprave a preprave, logistike a manažmente. - ISSN 1336-7943. - 2010.

[7] KULIK, V.; PAŠKO, J.; GAŠPÁR, Š.: Zobrazovanie valivých ložísk na technických výkresoch podľa najnovších platných noriem, In: Vzdelávanie učiteľov stredných odborných škôl v nových európskych normách: zborník referátov informačno-tématického seminára , Prešov : FVT TU, 2010 S. 94-94. - ISBN 978-80-553-0549-3.

[8] MATEJ, J.; DANKO, J.; FERENCEY, V.: Toky energií a výkonov v hybridnej pohonnej sústave.In: TRANSFER 2006 : Využívanie nových poznatkov v strojárskej praxi. Zborník prednášok. Medzinárodná vedecká konferencia. Trenčín: Trenčianska univerzita Alexandra Dubčeka v Trenčíne, 2006. - ISBN 80-8075-154-4. - 400-407, diel 2.

Recenzent: doc. Ing. Jozef Kuľka, PhD.

58

ZUBOVÁ SPOJKA ZSD 11 LIACEHO MOSTOVÉHO ŽERIAVA - ANALÝZA PRÍČÍN PORÚCH

Martin ŠIMA, Jozef KUĽKA13

Kľúčové slová: zubová spojka, mostový žeriav

Abstrakt: Príspevok sa zaoberá dvojitou poddajnou zubovou spojkou ZSD 11, ktorá sa používa na pojazd mostu 250t liaceho mostového žeriava v hutníckej prevádzke. Keďže pri danej spojke dochádza k častým poruchám, v príspevku sa zisťujú príčiny vzniku týchto defektov a následne ich analýza. Cieľom práce je zníženie počtu porúch vybranej zubovej spojky, zníženie nákladov na údržbu a zvýšenie bezpečnosti práce.

1. Úvod Spojka je významným medzičlánkom medzi hnaným a hnacím strojom a musí

vyhovovať požiadavkám oboch častí pohonu. Okrem prenosu krútiaceho momentu plní ďalšie dôležité funkcie. Zubové spojky vyžadujú správnu údržbu a dodržiavanie predpísaných výmen, inšpekčných prehliadok. Príspevok sa skladá z dvoch častí. Prvá časť sa zaoberá príčinami, kvôli ktorým dochádza k poruchám. V druhej časti sú navrhnuté konkrétne konštrukčné riešenia s cieľom eliminovať poruchovosť spojky, skrátiť čas pri výmene spojky alebo ochrániť ostané časti pohonu pred poškodením.

2. Analýza príčin porúch spojky Spojka sa nachádza za prevodovou skriňou s dvoma výstupnými hriadeľmi, kde

poháňa pojazdové kolesá. (Obr. 1) Na jednom žeriave sú 4 zubové spojky.

Obr.1. Schéma pohonu mostového žeriava

Zubová spojka ZSD 11 (Obr. 2) sa skladá: • pozícia 1 - tesniace veko – materiál 11 373.1, • pozícia 2 - objímka - materiál 42 2712.1, • pozícia 3 - vnútorná časť spojky - materiál 42 2660.1, • pozícia 4,5 - skrutky M16x35 podľa STN 02 1103 triedy pevnosti 8G, pružné

podložky so štvorcovým prierezom 16.3 podľa STN 02 1740, • pozícia 6 – gufero Ø320/360 podľa STN 02 9401.

13 Ing. Martin Šima, doc. Ing. Jozef Kuľka, Ph.D., Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Ústav konštrukcie strojov a zariadení, Letná 9, 040 01 Košice, Slovenská republika, tel.: +421 55 602 2355, e-mail: martin.sima@tuke.sk

59

Hutnícke mostové žeriavy sú skonštruované so zohľadnením potrieb hutníckych prevádzok. Sú na nich kladené vyššie nároky ako napr. čo najväčšia spoľahlivosť, bezporuchovosť, jednoduchá montáž, demontáž, obsluha. Mnohé z týchto žeriavov pracujú prakticky nepretržite 24 hodín pri plnom zaťažení. Nepriaznivými faktormi v týchto prevádzkach sú najmä zvýšená teplota - okolo 50° C a zvýšená prašnosť prostredia. 0

Obr.2. Zubová spojka ZSD 11

Liace žeriavy prepravujú roztavené surové železo v liacich panvách. Panvy sú

zavesené na dvoch lamelových hákoch, na čapoch, okolo ktorých sa môže panva naklápať. Aby sa mohol obsah liacej panvy vyklopiť, má žeriav okrem hlavnej mačky aj mačku pomocnú. Chyba! Nenalezen zdroj odkazů.

Kontrola veľkosti spojky: Vstupné údaje: Elektromotor typ 2 x P315M10 Výkon............................ kWP 68= Otáčky........................... min/584otn = Prevodový pomer.......... 75,29=i Výpočet je uvedený aj so zohľadnením prevádzkového súčiniteľa K - jeho hodnota je

vybraná na základe Chyba! Nenalezen zdroj odkazů. a Tab. 2. Výstupný moment z elektromotora eM sa vypočíta:

mNnPMe .1112

58468.9550.9550 === (1)

Potom výstupný moment z prevodovkypM , ktorý sa vydelí dvomi, keďže z prevodovky

máme dva výstupy:

mNiMkM ep .5,41352

275,29.1112.5,2

2..

=== (2)

Spojka je podľa výkresovej dokumentácie spoločnosti konštruovaná na prenos maximálneho momentu mNkpmM k .8927181,9.91009100 ===

⇒=≤= mNMmNM kp .89271.5,41352 spojka vyhovuje

Tab.1. Hodnota súčiniteľa K podľa druhu hnacieho a hnaného stroja Chyba! Nenalezen zdroj odkazů.

Skupina hnaného stroja Hnací stroj I II III IV V VI VII VIII IX

Derivačný motor striedavý a jednosmerný, asynchrónny motor s krúžkovou kotvou,

komutátorový motor, parná turbína

1,0až 1,4

1,2až 1,6

1,4až 1,8

1,6až 2,0

1,8 až 2,2

2,0 až 2,5

2,2 až 2,8

2,5 až 3,3

3,0až 3,9

Asynchrónny motor s kotvou nakrátko, parný motor 1,3až 1,7

1,5až 1,9

1,7až 2,1

1,9až 2,3

2,1 až 2,5

2,3 až 2,8

2,6 až 3,2

2,9 až 3,6

3,3až 4,2

Sériový komutátorový motor jednosmerný, parný stroj

1,5až

1,7až

1,9až

2,1až

2,3 až

2,5 až

2,8 až

3,1 až

3,5až

60

1,9 2,1 2,3 2,5 2,7 3,0 3,4 3,8 4,4Tab. 2. Rozdelenie hnaných strojov do skupín I až IX Chyba! Nenalezen zdroj odkazů.

Skupina I Rotačné dopravníky

Malé a stredné dynama Generátory s rovnomerným zaťažením

Potravinárske ľahké stroje Navíjačky malých káblov

Plniace stroje Skupina II

Dynamometre Pohyblivé schody

Pásové dopravníky do 50 kW

Osobné automobily Kopírovacie stroje

Stroje na výrobu cigariet Skupina III

Korčekové výťahy Malé sústruhy

Vŕtačky

Pekárske stroje Ťažké baliace stroje

Cigaretové baliace stroje Skupina IV

Ventilátory Visuté lanové dráhy Piestové čerpadlá

Píly na kovy Papierenské stroje

Závitovkové dopravníky Skupina V

Turbokompresory Nákladné automobily

Veľké sústruhy

Geologické vŕtacie stroje Lisy na brikety

Cementárske stroje Skupina VI

Lodné vrtáky Nákladné výťahy

Ohýbačky plechov Zdvíhadla od 120 do 400 zdvihov za h

Skupina VII Osobné výťahy

Žeriavy a pojazdy mačiek Pohon valcovacích stolíc

Valčekové dopravníky Zdvíhadla s viac ako 400 zdvihmi za h

Mlyny na uhlie Skupina VIII

Bagre Buchary

Rýpadlá Výklopníky

Nože na plech Skupina IX

Hlavný pohon valcovacích stolíc Vysokotlakové čerpadlá

Medzi najčastejšie poruchy spojky patrí: • odtrhnuté skrutky na tesniacom veku (následkom čoho dôjde k zosunutiu spojených

častí), • defekty na prevodovke a pojazdovom kolese, • prevádzkové poruchy ozubenia.

61

Obr.3. Defekty zubovej spojky ZSD 11 Hlavné príčiny porúch zubovej spojky ZSD 11 sú: a) Rozdielny priemer pojazdových kolies Ak kolesá nemajú rovnaký priemer, ich uhlové rýchlosti sú síce rovnaké, ale ich

obvodová rýchlosť je rôzna, keďže závisí práve od polomeru kolesa. Kolesá teda prejdú rôznu dráhu. Nakoľko medzi oboma kolesami je pevná mechanická väzba, jedno z kolies začne prekĺzavať po žeriavovej dráhe. Pri preklze kolesa dochádza k znehodnocovaniu žeriavovej dráhy, krehkým lomom hriadeľov a preťažovaniu celého systému. Ak sa pri výmene nevymenia vždy obe kolesá, elektromotor poháňa len väčšie koleso a navyše menšie pôsobí pri pojazde ako brzda.

Najjednoduchším riešením by bolo poháňať len jedno koleso. Pri rozjazde a brzdení by však aj napriek veľkým kolesovým tlakom medzi kolesom a koľajnicou dochádzalo k preklzávaniu. Týmto riešením by sa tiež znížila bezpečnosť práce. Navyše pri tomto návrhu by bolo potrebné dvojnásobne posilniť prevodovku, spojku a hriadele, pretože by prenášali dvojnásobný krútiaci moment.

Za výhodné riešenie sa v tomto prípade považuje použitie diferenciálnej prevodovky, ktorá by korigovala rozdielne priemery kolies rozdielnymi výstupnými otáčkami. Nedochádzalo by k preklzávaniu a preťažovaniu celého systému pohonu mosta. Diferenciály sa však nevyrábajú s tak veľkým prevodovým pomerom ako má pôvodná prevodovka, museli by sa znížiť vstupné otáčky do diferenciálnej prevodovky, čo situáciu opäť komplikuje a predražuje.

b) Náboj spojky nemá súdkovité zaoblenie zubov V prípade, že má náboj spojky rovné zuby (obr. 9 a), musí mať ozubenie veľkú bočnú

vôľu, aby mohla spojka vyrovnávať uhlové odchýlky hriadeľov. Pri vyrovnávaní uhlovej odchýlky hriadeľov dochádza k záberu na hranách zubov a pri zmene smeru otáčania spojky vplyvom vyrovnávania zubovej medzery vznikajú rázy, navyše pri niektorých zuboch nemusí záber vôbec nastať. Preto takéto konštrukčné riešenie nie je najvhodnejšie a používa sa len pre malé krútiace momenty. Najčastejšie sa zuby náboja upravujú do súdkovitého tvaru (obr. 9 b), čím sa dosiahne, že spojka vyrovnáva uhlové odchýlky hriadeľov aj pri veľmi malej bočnej vôli zubov. Polomer zaoblenia súdkovitých zubov je najčastejšie daný polovicou priemeru hlavovej kružnice. Súdkovité zaoblenie zubov náboja lícuje s priamymi zubami objímky, k dotyku zubov teda dochádza teoreticky len v strednej časti pozdĺž evolventy – bodový dotyk, súdkovité zuby taktiež uľahčujú montáž prevodových častí zariadenia. Výroba súdkovitých zubov si vyžaduje špeciálne zariadenie a je drahá.[3]

Obr.4. a) obdĺžnikový profil zubov, b) súdkovité zaoblenie zubov Chyba! Nenalezen zdroj

odkazů.

c) Spojka nepracuje v oleji Namiesto oleja sa používa plastické mazivo. Pokusmi sa zistilo, že na mazanie nie sú

vhodné konzistentné tuky, pretože pri chode spojky sa mazivo vytláča zo stykových plôch a zachytáva sa na objímku. [3]

Navyše pri odtrhnutí veka by došlo k vyliatiu oleja. d) Nepresná montáž spojky pred uvedením do chodu

62

Keďže prevodovka a pojazdové koleso nie sú umiestnené na rovnakých základoch, je dôležitá čo najpresnejšia montáž spojky najmä po výmene pojazdového kolesa, prevodovky alebo samotnej spojky. Nakoľko všetky časti sú rozmerovo objemné a ťažké, stáva sa, že už pri montáži, teda pred samotným uvedením spojky do chodu, nie je dodržaná súosovosť týchto častí. Tieto odchýlky sa počas chodu spojky ešte zväčšujú.

e) Údržba nepoužíva momentové kľúče Tesniace veko je k objímke spojky priskrutkované pomocou ôsmich skrutiek. Ak

skrutky nie sú rovnomerne dotiahnuté, môžu nastať dva prípady: Skrutky, ktoré sú dotiahnuté momentom menším ako je predpísaný uťahovací moment, sa môžu počas chodu spojky uvoľňovať. Naopak skrutky, ktoré sú dotiahnuté momentom väčším ako moment predpísaný, sa môžu trhať. Ak spojka vyrovnáva odchýlky, náboj nepôsobí na tesniace veko axiálnymi silami centricky (sily sú rovnomerne rozložené po celom obvode veka), ale pôsobí len v určitom bode, ktorý sa navyše pri rotačnom pohybe spojky premiestňuje.

f) Prašné prostredie Spojka pracuje v ťažkej hutníckej prevádzke, kde je vysoká prašnosť. Ak prach

prenikne do spojky, vytvorí spolu s plastickým mazivom abrazívne prostredie, ktoré nadmerne opotrebováva stykové plochy.

g) Chýba inšpekčný otvor na kontrolu ozubenia Na spojke nie je možné pri bežnej plánovanej kontrole určiť stav opotrebenia

ozubenia, pretože ho nevidno. Pre kontrolu zubov je nutné demontovať celé tesniace veko. h) Predlžuje sa prevádzkovanie aj po uplynutí životnosti spojky Pri danej skupine žeriavov, ktoré pracujú v ťažkej hutníckej prevádzke, norma

odporúča výmenu zubových spojok každých 1,5 roka. Z dôvodu vysokej ceny náhradných dielov sa však vymieňajú, až keď dôjde k ich poruche. [5]

i) Priečenie žeriava Priečenie žeriava má za následok viacero faktorov: - os kolies sa neotáča kolmo voči žeriavovej dráhe, - rozdielne otáčky hnacích motorov, - nerovnosť žeriavovej dráhy, - bremeno sa pri pojazde nenachádza v strede, - náhle zmeny hmotnosti bremena.

3. Záver Zariadenia pracujúce v hutníckom priemysle sa zaradzujú medzi stroje vo veľmi

ťažkej prevádzke najmä z dôvodu zvýšenej prašnosti a vysokých teplôt. Aby tieto strojné súčasti plnili svoju funkciu, na ktorú boli skonštruované, bez poruchy, je nutné dodržiavať normou stanovené výmeny, prehliadky a predpisy.

Pri písaní príspevku sa zistilo viacero nedostatkov, kvôli ktorým dochádza k poruchám. Tieto nedostatky bližšie popisuje druhá kapitola a je potrebné venovať im náležitú pozornosť.

Ak dôjde v prevádzke k poruche spojky, vznikajú prestoje a náklady na výrobu sa zvyšujú. Údržba vzhľadom na skrátenie času potrebného na odstránenie poruchy a opätovného uvedenia žeriavu do prevádzky rieši niekedy poruchy neštandardným postupom.

Keďže tieto žeriavy boli navrhnuté pred vyše polstoročím, nachádzajú sa na nich aj iné časti, na ktorých je možné aplikovať rôzne zlepšenia. Cieľom týchto riešení má byť okrem znižovania počtu prestojov, redukcie času pri oprave poruchy a zvyšovania bezpečnosti aj súčasne znižovanie energetickej náročnosti mostových žeriavov.

Tento príspevok vznikol v rámci riešenia grantového projektu VEGA 1/0356/11 Inovačné

procesy v konštrukcii pohonných jednotiek dopravných prostriedkov, strojov a optimalizácia materiálových tokov a logistiky za účelom úspory energie a zvýšenia spoľahlivosti pre

aplikačné potreby v praxi.

4. Literatúra

63

[1] DRAŽAN, František - KUPKA, Ladislav: Jeřáby. Praha: SNTL - Nakladatelství Technické Literatury, 1968. 664 s. DT 621.873.

[2] BOLEK, Alfréd - KOCHMAN, Josef a kol.: Části strojů. Praha: SNTL - Nakladatelství Technické Literatury, 1989. 776 s. DT 621.81.

[3] MAŠEK, Antonín - NĚMEC, Adolf: Spojky. Bratislava: Slovenské vydavateľstvo technickej literatúry, 1963. 228 s. DT 621.825

[4] MÁLIK, Ladislav - MEDVECKÝ, Štefan a kol.: Časti a mechanizmy strojov. Žilina: EDIS, 2003. 535 s. ISBN 80-8070-043-5.

[5] STN 02 6295: 1974, Zubové spojky: Všeobecná ustanovení. [6] BOLEK, Alfréd a kol.: Hřídelové spojky. Praha: SNTL - Nakladatelství Technické

Literatury, 1967. 532 s. DT 621.825.

64

Recenzent: doc. Ing. Karol KUBÍN, CSc.

MOŽNOSTI ÚPRAVY A NAHRADENIA ZUBOVEJ SPOJKY ZSD 11 LIACEHO MOSTOVÉHO ŽERIAVA

Martin ŠIMA, Jozef KUĽKA14

Kľúčové slová: zubová spojka, mostový žeriav

Abstrakt: Vtomto príspevku sa navrhujú konkrétne konštrukčné riešenia s cieľom minimalizovať počet porúch na zubovej spojke ZSD 11. Sú navrhnuté 3 konštrukčné modifikácie a 2 alternatívne riešenia namiesto použitia zubovej spojky. Pri každej konštrukčnej modifikácii, alebo alternatívnom riešení sú popísané výhody a nevýhody, hľadá sa optimálne riešenie. Výsledkom práce je vybraná konštrukčná úprava s pevnostnými výpočtami a jej aplikácia do praxe.

1. Úvod Príspevok je rozdelený na dve podkapitoly. V prvej podkapitole sú navrhnuté 3

konštrukčné modifikácie s cieľom eliminovať poruchovosť spojky, skrátiť čas pri výmene spojky alebo ochrániť ostané časti pohonu pred poškodením. Dôvodom konštrukčných úprav je tiež úspora nákladov pri prevádzke mostových žeriavov a eliminácia rizík spojených s výmenou poškodenej spojky. V druhej podkapitole sa navrhuje použitie iného typu spojky a inovácia pohonu mosta mostového žeriava.

Obr.1. Konštrukčná úprava č.1

2. Modifikácie úpravy konštrukcie spojky a) Konštrukčná úprava č.1 Pri úprave spojky č.1 (Obr. 1) sa berie do úvahy, že samotná objímka váži 430 kg a

ťažko sa s ňou manipuluje. Podľa výkresovej dokumentácie firmy sa objímka skladá z troch častí, ktoré sú navzájom zvarené ako jeden celok, navrhuje sa preto prírubové spojenie týchto častí. Spojka sa takto bude môcť montovať a demontovať pomocou spojenia alebo

14 Ing. Martin Šima, doc. Ing. Jozef Kuľka, Ph.D., Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Ústav konštrukcie strojov a zariadení, Letná 9, 040 01 Košice, Slovenská republika, tel.: +421 55 602 2355, e-mail: martin.sima@tuke.sk

65

rozpojenia prírub a tesniace veko sa môže pripevniť k objímke zváraným spojom. Zároveň sa dosiahne rozloženie celkovej hmotnosti objímky a jej najťažšia časť (stredná časť s dvoma prírubami) bude vážiť 235 kg, čo umožní aj ľahšiu manipuláciu.Ďalej sú navrhnuté dva inšpekčné otvory (veľkosti M 24), ktoré budú slúžiť na vizuálnu kontrolu ozubenia. Na pôvodnej spojke bez úprav otvory chýbajú a nie je možné určiť v akom stave je ozubenie. Inšpekčný technik pri plánovanej kontrole spojky pomocou inšpekčnej kamery určí stav opotrebenia zubov. Tieto otvory zároveň budú slúžiť na vypúšťanie, dolievanie a kontrolu hladiny oleja.

Pri pôvodnom usporiadaní spojky bolo potrebné použiť množstvo oleja na mazanie, pretože jeho hladina sa rovnomerne ustálila na dne objímky. Ak sa v mieste prírubového spojenia vloží plech, dosiahne sa tým výrazná redukcia množstva oleja. Olej sa teda nebude nachádzať v strede objímky, kde bol zbytočný, nakoľko jeho hlavnou úlohou je mazanie zubov objímky a náboja v mieste dotyku.

Tab. 1. Výhody a nevýhody návrhu č. 1

Výhody riešenia č. 1 Nevýhody riešenia č. 1 inšpekčný otvor na kontrolu stavu ozubenia

nutné použitie inšpekčnej kamery na kontrolu ozubenia

redukcia množstva oleja napriek ľahším jednotlivým častiam náročnejšia manipulácia

hmotnosť najťažšieho dielu 235 kg oproti pôvodným 430 kg

montáž vnútornej časti spojky spolu s privareným tesniacim vekom k časti objímky

ľahšie manipulácia z dôvodu nižšej hmotnosti jednotlivých častí

väčšie celkové rozmery (najväčší priemer Ø700 oproti pôvodným Ø500 )

2. Úprava spojky č.2 Pri druhom návrhu (Obr. 2) sa vychádza z najčastejšej poruchy t.j. odtrhnuté tesniace

veko a následné zosunutie. Odtrhnuté skrutky ostanú zaskrutkované v tele objímky a je nutné ich vyvŕtať, čo je náročné najmä z časového hľadiska. Aby žeriav nevypadol z prevádzky, údržba to rieši neštandardným spôsobom, t.j. privarí tesniace veko k objímke.

Navrhuje sa preto pripevniť veko k objímke spojky pomocou prírub. Jedna príruba sa privarí k veku, alebo sa vyrobí už s vekom ako jeden kus. Druhá sa privarí k objímke, nakoľko vyrobiť objímku už s prírubou je náročné.

Obr.2. Úprava spojky č. 2

Aby nedochádzalo počas prevádzky k zosunutiu, údržba privarí k náboju spojky skrutku, maticu alebo kus plechu (Obr. 3), čím sa zvýši odolnosť veka voči odtrhnutiu. Takéto riešenie nie je ideálne, nakoľko vzniká nerozoberateľný spoj.

66

Medzi hlavné výhody úpravy č.2 patrí: • zvýšenie odolnosti voči ťahu, • výrazná časová úspora pri odtrhnutí skrutiek, • eliminácia rizík spojených s výmenou odtrhnutých skrutiek.

Obr.31. Poistenie tesniaceho veka voči odtrhnutiu v praxi

Pri druhom návrhu sa dvojnásobne zvýši odolnosť tesniaceho veka voči odtrhnutiu

(namáhanie ťahom).

c) Jednoduchá spojka ZS 9 V tomto riešení sa navrhuje použitie dvoch jednoduchých spojok s vloženým

drážkovaným hriadeľom (Obr. 3). Jednoduché spojky sú typu ZS 9. Sú lacnejšie, používané u žeriavov nižších nosností. Drážkovaný hriadeľ má v strede zápich tvaru D. Hlavným dôvodom zoslabeného miesta na hriadeli je ochrana ostatných častí pohonu. Ak dôjde k ulomeniu hriadeľa, predpokladá sa, že to bude práve v jeho zoslabenom mieste. Pri oprave sa vymení len poškodený hriadeľ, čím sa dosiahne úspora času a nákladov na ND. Hlavým prínosom tohto riešenia je predchádzanie rozsiahlejším poruchám na pohone.

Obr.4. Zubová spojka ZS 9

Výhody návrhu: - nižšia hmotnosť jednotlivých dielov - ľahšia montáž, - nižšie náklady na náhradné diely, - zmena kritického miesta na pohone, - ochrana ostatných častí pohonu, - kratší čas potrebný na výmenu spojky pri poruche.

67

Výpočtom bolo dokázané, že spojka pevnostne vyhovuje požiadavkám pohonu.

3. Alternatívne riešenia nahradenia spojky ZSD 11 a) Kĺbová spojka Nakoľko stav žeriavových dráh, uloženie prevodovky a kolies na rôznych základoch

a iné faktory spôsobujú poruchy zubovej spojky, hľadal sa iný typ spojky, ktorá by dokázala pracovať s menšou poruchovosťou. Za najvýhodnejšiu alternatívu dvojitej zubovej spojky ZSD 11 sa považuje použitie kĺbovej spojky.

Je výhodné použiť ich najmä, ak nie je jednoduché zabezpečiť súosovosť spájaných hriadeľov, čo je presne uvádzaný prípad. Umožňujú uhlové výchylky hriadeľov. Aby sa zabezpečili aj dilatačné odchýlky, navrhuje sa spojka v kombinácii s drážkovaným hriadeľom. [1]

Hlavnou nevýhodou kĺbových spojok je nerovnomerný chod hnaného a hnacieho hriadeľa, táto nevýhoda sa odstráni použitím dvoch kĺbových spojok. Nerovnomernosť chodu sa potom prejaví len na spojovacom hriadeli, ktorý by mal byť čo najľahší z dôvodu účinku zotrvačných síl - platí najmä pre vysoké otáčky. [1]

Ako vhodná náhrada pôvodnej spojky sa vybrala dvojitá kĺbová spojka typu 390.65 ( Obr.4. Kĺbová spojka 390.65 [6]

oločnosti Spicer Gelenkwellenbau GmbH. Spojka prenáša maximálny krútiaci

moment mNMk .90000= , čo je o porovnateľné so spojkou ZSD 11 ( mNMk .91000= ). Je stavaná na krátkodobé preťaženie o 30% oproti kM . [2]

Tab.2. Rozmery kĺbovej spojky 390.65 [2]

][mmLz ØK[mm] ØA[mm] ØG[mm] ØM[mm] ØS[mm] W-DIN 5480600-1080 15 265 315 22 150 218,2x8,7 150x3

Keďže v uvedenom prípade spojka pracuje v prašnom prostredí, je nutné jednotlivé

kĺby a taktiež drážkovaný hriadeľ chrániť napríklad obručou z gumy, čím sa dosiahne zvýšenie životnosti spojky.

b) Delený pohon Najjednoduchším riešením by bolo použitie dvoch nezávislých elektroprevodoviek na

pohon jednej strany mostu žeriava so vstavanou brzdou. Takéto riešenie by vyžadovalo určité konštrukčné úpravy na oceľovej konštrukcii žeriava. Hlavnou výhodou je redukcia počtu použitých dielov, keďže výstupný dutý hriadeľ elektroprevodovky je priamo spojený s pojazdovým kolesom. Nakoľko elektroprevodovka sa skladá z elektromotora, prevodovky a brzdy, pri poruche jednej z týchto častí údržba vymení celú elektroprevodovku, čím sa dosiahne výrazné skrátenie času opravy. V porovnaní s pôvodným usporiadaním pohonu sa redukuje počet použitých dielov. Ďalšou výhodou je, že elektroprevodovky vyrovnávajú lepšie rozdiely v otáčkach, (vplyvom rozdielneho priemeru pojazdových kolies) ako zubové spojky s pevnou mechanickou väzbou. Na reguláciu rýchlosti pohonu odporúčame použitie frekvenčných meničov. Nevýhodou na realizáciu takéhoto druhu pohonu sú vysoké náklady.

Pre daný typ mostového žeriava vyhovuje plochá elektroprevodovka firmy NORD. (Obr. ). Typ: SK 10382-225S/4. S parametrami: Výkon motora: P = 37 kW, výstupné otáčky: n = 10 ot/min , prevodový pomer: i = 140,41, moment na výstupe: M = 35334 N.m. Chyba! Nenalezen zdroj odkazů.

68

Obr. 5. Plochá elektroprevodovka SK 10382-225S/4 [3]

4. Záver V druhej časti príspevku sú navrhnuté konštrukčné zmeny na zubovej spojke ZSD 11

s cieľom zníženia počtu porúch, jednoduchšej výmeny pri poruche ako aj zvýšenie bezpečnosti práce. Navrhli sa 3 konštrukčné modifikácie, z ktorých bolo vybrané najlepšie riešenie s cieľom aplikovať ho do praxe. Konštrukčnú úpravu č. 3 (Jednoduchá spojka ZS 9) bola prevádzkovateľom žeriava považovaná vzhľadom k uvedeným výhodám ako najvhodnejšie riešenie s veľkým predpokladom pre aplikáciu v praxi. Pri nej sa predpokladá nižšia poruchovosť samotnej spojky a taktiež kratší čas pri oprave poruchy.

V príspevku je tiež navrhnuté použitie iného typu spojky - dvojitá kĺbová spojka, ktorá by dokázala lepšie plniť požadované funkcie jednotlivých častí pohonu. Sú to najmä väčšie uhlové, axiálne a radiálne odchýlky spájaných hriadeľov, kde je náročné dodržať ich presnú súosovosť, keďže hnacia a hnaná časť nepracujú na rovnakom základe. Takisto sa pojednáva o inovatívnom riešení, konkrétne deleným pohonom elektroprevodovkou so vstavanou brzdou, čím sa dosiahne redukcia množstva použitých náhradných dielov.

Tento príspevok vznikol v rámci riešenia grantového projektu VEGA 1/0356/11 Inovačné

procesy v konštrukcii pohonných jednotiek dopravných prostriedkov, strojov a optimalizácia materiálových tokov a logistiky za účelom úspory energie a zvýšenia spoľahlivosti pre

aplikačné potreby v praxi.

5. Literatúra [1] MAŠEK, Antonín - NĚMEC, Adolf: Spojky. Bratislava: Slovenské vydavateľstvo technickej

literatúry, 1963. 228 s. DT 621.825. [2] Cardan Shafts for Industrial Applications. [online]. [cit. 2012.03.11.] Dostupné na

internete: http://dana.com/offhighway_systems/products/IndustrialCatalog.pdf [3] [online]. [cit. 2012.03.20.] Dostupné na internete:

http://www2.nord.com/cms/sk/product_catalogue/elcat.jsp?var1=public&ProdH=1B02&lang=sk&country=SK

[4] MÁLIK, Ladislav - MEDVECKÝ, Štefan a kol.: Časti a mechanizmy strojov. Žilina: EDIS, 2003. 535 s. ISBN 80-8070-043-5.

[5] STN 02 6295: 1974, Zubové spojky : Všeobecná ustanovení. [6] BOLEK, Alfréd a kol.: Hřídelové spojky. Praha: SNTL - Nakladatelství Technické

Literatury, 1967. 532 s. DT 621.825.

Recenzent: doc. Ing. Karol KUBÍN , CSc. STRUCTURE DATA FIELD OF CONTROL UNIT IN RACING MOTORCYCLE

69

Roman TONHAJZER, Michal PUŠKÁR15

Key words: control unit, data field, engine management

Abstract: Modern control systems of four stroke gasoline engine require the constant distribution of operational information and, therefore, it is necessary to constantly monitor correctness of these data. To serve this purpose specialized software modification, which allows data fields loading and the subsequent tools for drawing on the permissible extent. Correct editing of the box data contribute to a quicker and correctly distributions actived quantities.

1. Introduction As the impact of the final engine performance when debugging engine management

four-stroke petrol engine depends not only on the structure of the primary fuel map, it is important to give due attention to the associated data fields. Design of control units of modern powerful petrol engines differ only structure control algorithms, but also modifying the assigned software.

Obr.1. Hexadecimal data format of motorcycle KAWASAKI KX450F

Adapting engine management when high gasoline engines mostly done by editing the

data field. Only a small amount of specific cases, there is an exchange of one electronic component circuit board controller. Most mass-produced systems engine management racing motorcycles are designed with high demands on speed and range of data processing. These vehicles are equipped with special systems, ensuring comfort and exceptional safety conditions, and therefore their activity is mainly focused on achieving maximum performance parameters. The control algorithms are characterized by considerable complexity and mutual traceable and therefore not very necessary for the exchange of specialized control systems unoriginal.

Sophisticated ability to edit data fields with an active connection to the functionality of the sensors and actuators requires the use of specialized modification programs. The paper was used user interface programs WinOLS 1.721.

2. The structure of the data fields of the control unit

15 Ing. Roman Tonhajzer Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Ústav konštrukcie strojov a zariadení, Letná 9, 040 01 Košice, Slovenská republika, tel.: +421 55 602 2355, e-mail:, roman.tonhajzer@tuke.sk

70

Management engine management specified machine code that defines the specific tasks of the control program. The microprocessor control unit uses a combination of their activity to elementary binary digits 0 and 1. The management of operations management software works with numerical combinations in hexadecimal. Using the data in this form is determined by the individual data fields in the memory controller. When editing the control program, it is important to know the continuity hex (hex) and the decimal system (dec.) Control ECU program uses hex format consisting of 16 characters used the numbers 0 to 9 and capital letters A to F.

When you edit basic data fields fuel injection, ignition advance, or input data is an important transformation temperatures editing software from hexadecimal to decimal data. Many professional modification programs offer the opportunity to transfer with simple settings. If not bidding program menu option allows a simple calculator operating system Windows. In this thesis, we identify and editing data fields also use modifier WinOLS software. This software is very well known in the automotive chip tuning, but when loading data in appropriately selected format you can work with different kinds of motorcycle control units.

Program WinOLS working primarily used formats bin, hex, ols, olsx, s19, BdmToGo, vSpire, and after correcting for formats HONDA KAWASAKI E2P and KSD. In view of the data controller, the structure information in a variety of proposed concepts and therefore each manufacturer selects a mode other data structure. Sophisticated modification programs allow accurate allocation of functional data fields from EPROM and their subsequent modification correct. All the necessary information required correcting and rapid response engine management are addressed so that the controller worked only with correct data. Specific address information is for the data in the array data to the relevant row and column. These addresses are given in hexadecimal.

Obr. 2. Convert the hex and decimal format

A very important element in the adjustment of the control program is to keep the checksum, often called a checksum. This checksum is used primarily to control the integrity of stored data in memory EPROM / EEPROM. Checksum algorithm is used for the accuracy of the data. Manufacturers serial controllers use the checksum and for restricting access to data fields. Advanced User Interfaces editing programs allow corrections checksum calculation to the extent that the resulting value corresponded to the requirements of the controller. Original numerical values of the control program may not directly reflect actual values (for example, the value of injection), but can be used for subsequent calculation of the actual value. In the design of data is necessary to know the computational algorithm, which is

71

embedded in the source code.

Obr.3. Automatic update checksum

For improving the performance parameters is important to compile the optimum data

fields. Individual data fields are interrelated and influence each other. What is important is the link between the input and output parameters engine management. The control unit allows to some extent to correct those interactions and adjusted output values. Engine management is able to edit the output values based on relations that are defined in two-dimensional or three-dimensional data fields.

Obr.4. Listing data fields motorcycle KAWASAKI KX 450F

These data fields are called data and maps for increasing performance requirements,

and increase the efficiency of the combustion process are the most important data fields: - data fields fuel injection - data fields ignition advance,

72

- data fields Boost pressure control, - data fields ancillary systems (EGR, NOS, etc..) - data fields of sensors and actuators.

3. Conclusion Modern control systems, four-stroke petrol engine requires continuous distribution of

correct operational information, and therefore it is necessary to constantly check the accuracy of the data. To serve this purpose specialized software WinOLS 1721 modifier, which allows reading out data field sensing members and their subsequent editing to the extent available. Correct editing data field contributes to a faster and fairer distribution sensed values, and thus increases the effectiveness of motormanažmentu racing petrol engine.

4. Literature

[1] BOSCH.: Motormanagement ME-Motronic. Stuttgart 1999. ISBN 3-934584-16-0. [2] WALKER,D.: Engine management. Yeovil: Haynes Publishing 2001. ISBN 978-

1859608357. [3] Kawasaki KX Racing Software: KAWASAKI HEAVY INDUSTRIES 2011. Part No. 99929-

0292. [4] Motorcycle service manual Kawasaki KX 450F: Kawasaki Heavy Industries 2009. Part

No. 99924-1410-02

Recenzent: doc. Ing. Jozef Kuľka, PhD.