ZDVIHACÍ ZAŘÍZENÍ V TEORII A PRAXI

Transcription

1 ZDVIHACÍ ZAŘÍZENÍ V TEORII A PRAXI Elektronický odborný časopis o konstrukci a provozu zdvihacích, manipulačních a transportních zařízení a dopravních prostředků Seznam příspěvků: ISSN Číslo 1/2008 BIGOŠ Peter, TANYASI Ondrej: PREVÁDZKOVÉ SKÚŠKY A VERIFIKÁCIA SYSTÉMU URČENÉHO PRE VYHODNOCOVANIE ŽIVOTNOSTI KOĽAJOVÝCH VOZIDIEL... 3 BIGOŠ Peter, PUŠKÁR Michal: ENGINE OUTPUT INCREASING OF TWO-STROKE COMBUSTION ENGINE WITH OPTIMALIZATION OF SCAVENGING CYLINDER SYSTEM BIGOŠ Peter, KUĽKA Jozef, KUBÍN Karol, MANTIČ Martin: VÝPOČTOVÁ ANALÝZA NAMÁHANIA MOSTOV ŽERIAVA OD ZAŤAŽENIA BREMENOM PRÍPRAVA NA EXPERIMENT FEDORKO GABRIEL, KUBÍN KAROL, IVANČO VLADIMÍR: STANOVENIE MODULU PRUŽNOSTI DOPRAVNÉHO PÁSU PRE POTREBY MATEMATICKĚHO MODELOVANIA FERENČÍKOVÁ Mária: OPTIMALIZÁCIA KONTAJNEROVÉHO PREKLADISKA HRABOVSKÝ Leopold: DIAGNOSTIKA ELEKTROHYDRAULICKÉHO ODBRZĎOVAČE - ELHY HRABOVSKÝ Leopold: PŘEJEZD MOSTOVÉHO JEŘÁBU PŘES VÝŠKOVOU NEROVNOST JASENOVEC Ľubomír, BURÁK Ján, BIGOŠ Peter, JADLOVSKÝ Ján: NETWORK CONTROL SYSTEM OF BRIDGE CRANE KŘIVDA Vladislav: TECHNICKÉ MOŽNOSTI ZKLIDŇOVÁNÍ DOPRAVY VEDOUCÍ K VYŠŠÍ BEZPEČNOSTI PROVOZU V SILNIČNÍ DOPRAVĚ.. 57 KOPAS MELICHAR, FALTINOVÁ EVA, KASTELOVIČ EDUARD: SPOĽAHLIVOSTNÉ A BEZPEČNOSTNÉ ASPEKTY PREVÁDZKY VÝŤAHOV KUĽKA Jozef, BIGOŠ Peter, KUBÍN Karol, MANTIČ Martin: EXPERIMENTÁLNA ANALÝZA NAMÁHANIA MOSTOV ŽERIAVA OD ZAŤAŽENIA BREMENOM REALIZÁCIA EXPERIMENTU

2 LEITNER, Bohuš: POSUDZOVANIE SPOĽAHLIVOSTI A BEZPEČNOSTI ZDVÍHACÍCH ZARIADENÍ - RIZIKÁ PRI ODHADE MIERY ÚNAVOVÉHO POŠKODENIA MANTIČ Martin, KUĽKA Jozef: NÁVRH JEDNODUCHÉHO ROZOBERATEĽNÉHO ŽERIAVA PREPOJENÍM CAD SYSTÉMU NX S APLIKÁCIOU MS EXCEL

3 PREVÁDZKOVÉ SKÚŠKY A VERIFIKÁCIA SYSTÉMU URČENÉHO PRE VYHODNOCOVANIE ŽIVOTNOSTI KOĽAJOVÝCH VOZIDIEL Peter BIGOŠ, Ondrej TANYASI 1 Kľúčové slová: životnosť, prevádzkové skúšky, tenzometer, verifikácia, koľajové vozidlo Abstrakt: Cieľom prevádzkovej skúšky bola verifikácia systému po hardvérovej ale i softvérovej stránke s prihliadnutím na upresnenie a doplnenie ďalších informácii potrebných pre zabezpečenie minimalizovania rizík porúch a maximalizovania bezporuchovosti systému (napr. výdrž batérie). Overovala sa najmä spoľahlivosť meracieho reťazca systému, a z toho vyplývajúca hodnovernosť nameraného a zaznamenaného signálu. Verifikácia systému sa vykonala na základe porovnania z dvoch paralelne zaznamenaných signálov aplikovaných odporových tenzometrov z jedného vybraného konštrukčného uzla vytypovaného vozňa. Signál z jedného tenzometra bol zaznamenaný pomocou konvenčne známeho meracieho reťazca a signál z druhého tenzometra bol zaznamenaný systémom. 1. Úvod Prevádzková skúška automatizovaného on-line systému bola uskutočnená v rámci riešenia projektu Automatizovaný on-line systém vyhodnocovania životnosti pojazdových elementov koľajových vozidiel podporovaného Agentúrou na podporu vedy a výskumu na základe Zmluvy č. APVT Jazdné prevádzkové skúšky sa uskutočnili v Skušobnom centre pri Velíme na železničných skušobných okruhoch ŽZO ČD (obr.2) neďaleko Kolína v Českej Republike za účasti riešiteľov projektu z Katedry konštruovania, dopravy a logistiky, Tatravagónky a.s., Kybernetiky s.r.o. a zamestnancov VÚKV a.s. Pre verifikáciu systému sa vytypoval štvor-nápravový nákladný vozeň Sgnss 60 typu vyrobený v Tatravagónke a.s., Poprad (obr.1). Obr.1. Štvor-nápravový nákladný vozeň Sgnss 60 typu Obr.2. Schéma železničných skušobných okruhov 2. Popis skušobného okruhu V Skušobnom centre pri Velíme prevádzkuje Výskumný Ústav Železniční (VUZ) dva vlastné skušobné železničné okruhy (obr.2) a (tab.1). Jazdné skúšky na okruhoch zabezpečuje najmä VÚKV,a.s., ktorá v Cerheniciach má akreditované skušobné 1 Prof. Ing. Peter Bigoš, CSc., Ing. Ondrej Tanyasi, Strojnícka fakulta, Technická univerzita v Košiciach, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Letná 9, Košice, Slovenská republika, tel.: , tanyasiondrej@tuke.sk 3

4 laboratórium č Skúšky sú vykonávané pri dodržaní rôznych medzinárodných železničných noriem. Tab. 1 Základné charakteristiky skušobných okruhov [4] Veľký skušobný okruh Malý skušobný okruh dĺžka trate 13,276 km dĺžka trate 3,951 km 2x priamy smer 2x 1,979 km oblúk R = 800 m 0,591 km 2x oblúk R = 1400 m 2x 4,136 km oblúk R = 600 m 0,499 km vo vodorovnom 9,144 km oblúk R = 450 m 0,859 km prevýšenie oblúku 150 mm oblúk R = 300 m 0,507 km dĺžka prechodnice 0,261 km priamy smer 0,645 km prípustné zaťaženie nápravy 25 t prípustné zaťaženie nápravy 25 t maximálna rýchlosť 200 km/h maximálna rýchlosť (podľa polomeru oblúku) 40 až 90 km/h 3. Popis vozňa vytypovaného pre aplikáciu systému za účelom verifikácie Štvor-nápravový nákladný vozeň Sgnss 60 typu slúži na prepravu kontajnerov a výmenných nadstavieb.(obr.3) Základné technické parametre vozňa Sgnss 60 typ sú uvedené v tab.2. [5] Rozchod Obr.3. Typový výkres štvor-nápravového nákladného vozňa Sgnss 60 typu Dĺžka cez nárazníky Tab. 2 Základné technické parametre vozňa Sgnss 60 typ mm 19740mm Max. prevádzková rýchlosť pri hmotnosti 20 t/nápravu 120 km/h Hmotnosť prázdneho vozňa 19,8 t Druh nákladu: ISO - kontajnery UIC Ložná hmotnosť 70,2 t Výmenné nástavby UIC Hmotnosť loženého vozňa 90 t Min. traťový oblúk koľaje (súprava) 150 m Max. hmotnosť na nápravu 22,5 t Min. oblúk koľaje (samostatný vozeň) 75 m Výšky ložnej roviny nad TK 1155 mm Lodný trajekt 2 30, R120m Max. prevádzková rýchlosť pri hmotnosti 22,5 t/nápravu 100 km/h Lodný trajekt (priama koľaj) 3 30 Dvojnápravový podvozok Y 25 Ls(s)d1 4

5 4. Popis meracieho reťazca a poloha umiestnenia tenzometrov Pre verifikáciu systému boli do vybraného konštrukčného uzla č.170 na vytypovanom vozni v tesnej blízkosti aplikované dva odporové tenzometre z dôvodu minimalizovania rozdielnosti zaznamenaných signálov. Odporový tenzometer č.1 bol zapojený na tenzometrickú aparatúru spider 8 a odporový tenzometer č.2 bol zapojený na overovaný systém (obr.4) a (obr.5). Využitím odporových tenzometrov sme mohli na základe zmeny dĺžky a zmeny plochy prierezu kovového drôtika snímača pri deformácii materiálu a z toho vyplývajúcej zmene elektrického odporu tenzometra zaznamenávať veľkosti deformácii a napätí materiálu. Porovnaním získaných záznamov z tenzometrov bolo možné overiť funkčnosť meracieho reťazca systému a jeho elektronických súčastí. Obr.4. Aplikované odporové tenzometre Konštrukčný uzol označený číslom 170 bol vybraný na základe predchádzajúcich analýz a jeho poloha je zobrazená na obr.5. Obr.5. Poloha vybraného konštrukčného uzla Pre prevádzkovú skúšku boli použité tenzometre HBM 1-XY11-1,5/120 s ohmickou hodnotou 120 Ω, s meracou základňou 1,5 mm a s konštantou deformačnej citlivosti 1,9. Menovaný tenzometer je typ ružice pre meranie rovinného stavu napätosti a skladá sa z dvoch jednoosových snímačov so smermi snímania pootočených o 90 o. Aplikácia tenzometrov bola vykonaná tenzometrickým tmelom HBM X60. Prepojenie tenzometra č.1 s meracou aparatúrou a tenzometra č.2 so systémom bolo vykonané tienenými vodičmi. Tenzometre boli zakonzervované ochranným povlakom HBM SG 250. Merací reťazec obsahujúci tenzometer č. 1 je schematický zobrazený na obr. 6. Spider 8 je tenzometrická aparatúra od fy HBM, ktorá zahrňuje v sebe merací zosilovač aj A/D prevodník. Tenzometrická aparatúra Spider 8 sa pomocou paralelného portu prepojila s notebookom obsahujúci softvér Catman 2.1. Menovaným softvérom bola umožnená 5

6 komunikácia s tenzometrickou aparatúrou Spider 8 a zaznamenanie ale i spracovanie nameraného signálu. pomocou rôznych modulov Obr.6. Merací reťazec s odporovým tenzometrom č.1 Odporový tenzometer č.1 bol zapojený do polovičného mostíka a spojený s tenzometrickou aparatúrou spider 8 pomocou pätnásť-pinového konektora.(obr.7) Tenzometrická aparatúra spider 8 pri zapojení tenzometra do polovičného mostíka (R1 a R2) umožňuje nahradiť druhú polovicu mostíka s konštantnými odpormi (R3 a R4) a tým vytvoriť celý mostík (obr.8). [3] Obr. 7. Zapojenie tenzometra do polmostíka a zapojenie výstupov s tenzometra na pätnásť-pinový konektor Obr.8. Schematické zapojenie tenzometra do polovičného mostíka V mostíkovom zapojení sa zmeny zmyslu v protiľahlých vetvách (R1 a R3) sčítavajú, kým v susedných vetvách pôsobia proti sebe (R1 a R2). Táto vlastnosť mostíka sa využíva na elektrickú kompenzáciu nežiadúcich vplyvov. Výstupný signál zo snímača je ovplyvňovaný aj tepelným pôsobením. Potlačenie tepelného vplyvu sa vykonalo pomocou druhého jednoosového snímača (R2) z tenzometrickej ružice, ktorý bol aj aktívny v priečnom smere na hlavný smer merania. Kompenzačný snímač (R2) bol zapojený v mostíku tak aby jeho teplotné zmeny pôsobili proti zmenám aktívneho snímača (R1) v hlavnom smere snímania. V našom prípade podľa obr. 7 a obr.8 bol snímač R1 v hlavnom smere snímania deformácie a snímač R2 bol priečne na hlavný smer snímania a zároveň bol kompenzačný. Na obr. 8 sú naznačené aj farby prepojení podľa obr.7. Hlavný smer snímania deformácie bol rovnobežný s osou meraného priečnika. [1] a [2] Odporový tenzometer č.2 prepojený na overovaný systém pomocou priemyselného konektora bol tiež zapojený ako tenzometer č.1 do polmostíka viď. obr. 7, obr.8, len namiesto kábla červenej farby bol použitý čierny kábel, namiesto zelenej farby bol hnedý. Na základe všeobecne známych závislosti sa z nameraných veličín vypočítali napätia v MPa, ktoré sa prejavili pri jednotlivých záťažových stavoch vykonaných počas prevádzkovej skúšky. 5. Popis prevádzkovej skúšky Merania boli vykonané s nenaloženým vozňom a s naloženým vozňom. Jazdné skúšky pri nenaloženom stave sa uskutočnili na veľkom skúšobnom okruhu a pri naloženom stave na malom skúšobnom okruhu viď. obr.2. 6

7 Merací tím sa počas skúšky nachádzal aj s meracím príslušenstvom v meracom vozni (obr.9) a (obr.10) a káble z meracieho miesta od tenzometrov boli vedené cez dvere vozňa (obr.11). Obr.9. Merací vozeň Obr.10. Pracovné stanovište Obr.11. Vedenie káblov Počas skúšky bola použitá lokomotíva značky Škoda rady 124 viď. obr. 12. Obr. 12. Lokomotíva značky Škoda rady Skúšky pri nenaloženom stave Skúšky pri nenaloženom stave (obr.13) sa začali pri počiatočnej rýchlosti 60 km/h a pokračovali pri následnom zvyšovaní rýchlosti podľa tab. 3. Obr. 13. Radenie súpravy na začiatku skúšky 7

8 Tab. 3 Postupnosť zvyšovania rýchlosti počas skúšky pri nenaloženom stave Dosiahnutá rýchlosť Čas 60 km/h 0s 0min 80 km/h 240s 4min 90 km/h 897s 14:57min 100 km/h 1425s 23:45min 110 km/h 2103s 35:03min 120 km/h 2520s 42 min 130 km/h 3050s 50:50 min 5.2 Skúšky pri naloženom stave Vozeň Sgnss 60 bol naložený tromi rámami s betónovými panelmi, ktoré simulovali svojim uložením kontajnery (obr.14). Každý rám (včítane panelov) mal hmotnosť 23 t. Obr. 14. Simulácia naložených kontajnerov Skúška začínala z nulovej rýchlosti. Pri každom dosiahnutí stanovenej rýchlosti na ktorú sa súprava rozbehla nasledovalo zastavenie. Priebeh skúšky je zaznamenaný v tab. 4. Tab. 4 Priebeh skúšky pri naloženom stave čas začiatku rozbehu čas zastavenia Rozbeh na 75 km/h 0s 0min 495s 08:15min Rozbeh na 80 km/h 548s 9:08min 1007s 16:47min Rozbeh na 85 km/h 1240s 20:40min 2160s 36:09min Rozbeh na 110 km/h 2510s 41:50min 3221s 53:41min 6. Vyhodnotenie skúšok Z nameraných hodnôt prírastkov pomerných deformácii pri jednotlivých zaťažovacích stavoch sa vypočítali napätia a zobrazili sa hodnoty získané pomocou spidera a overovaného systému (blackbox) do jedného grafu, aby bolo možné porovnať údaje. V grafoch sú získané dáta pomocou spidera zelenou farbou a dáta získané z blackboxu oranžovou farbou. Dáta z oboch zdrojov bolo potrebné zjednotiť do rovnakej časovej osi. Zaznamenané dáta z blackboxu boli posunuté o cca. 10 sekúnd z dôvodu inicializácie systému. Rozdielnosť signálov bola spôsobená len z vyplývajúcej polohy tenzometrov. Tenzometer č.1 bol bližšie k hrane hornej pásnice priečnika ako tenzometer č.2 viď. obr.4. Z tohto dôvodu vo väčšine prípadov napätie získané z tenzometra č. 1 dosiahlo vyššiu hodnotu ako napätie získané z tenzometra č. 2. V niektorých prípadoch sa prejavilo oneskorenie dynamickej odozvy, vyplývajúce zo šírenia sa deformácie štruktúrou materiálu priečnika. Časová rozdielnosť výskytu kmitov od rovnakého zdroja nedosiahla hodnotu 8

9 väčšiu ako niekoľko desatín sekundy. Charakter oboch zaznamenaných signálov bol rovnaký. Pri meraní s nenaloženým vozňom sa pri jazdných stavoch podľa tab. 3 získali údaje zobrazené na obr. 15. Obr. 15. Meranie s nenaloženým vozňom Z merania pri naloženom stave pri jednotlivých jazdných stavoch podľa tab. 4 sa získali hodnoty napätí zobrazené na obr. 16. Obr. 16. Meranie s naloženým vozňom 7. Záver Cieľ prevádzkovej skúšky automatizovaného on-line systému bol splnený. Porovnaním dvoch paralelne zaznamenaných signálov z aplikovaných odporových tenzometrov sa vykonala verifikácia systému. Na základe vyhodnotených získaných údajov sa overila bezchybnosť meracieho reťazca a z toho vyplývajúca hodnovernosť nameraného a zaznamenaného signálu. Táto práca bola podporovaná Agentúrou na podporu vedy a výskumu na základe zmluvy č. APVT Literatúra [1], Bigoš, P.,Trebuňa, F.: Intenzifikácia technickej spôsobilosti ťažkých nosných konštrukcií. Vienala, Košice, 1997, 345 strán, ISBN [2] Sinay, J., Bigoš, P., Bugár, T.: Experimentálne metódy a skúšanie strojov, Alfa, Bratislava, 1989, 232 strán, [3] Operating Manual PC measurement electronics Spider 8 [4] [5] Recenzent: prof. Ing. Juraj Smrček, CSc., Technická univerzita v Košiciach 9

10 ENGINE OUTPUT INCREASING OF TWO-STROKE COMBUSTION ENGINE WITH OPTIMALIZATION OF SCAVENGING CYLINDER SYSTEM Peter BIGOŠ, Michal PUŠKÁR 2 Key words: scavenging cylinder system, engine power Abstract: There is principal influence of scavenging cylinder system on characteristic of two-stroke combustion engine. This contribution suggests the possibilities for optimalization of this system as well as it determines experimentally measured real power proposition of this modification. 1. Introduce The great number of single-track of vehicles uses two-stroke combustion engines as a drive unit. Advantage of them is predominately easier construction and higher output compared to a four-stroke engine with stroke volume conservation. By optimalization of scavenging cylinder system is possible to reach the increasing of engine output or a transfer of its maximum value to concrete engine revolutions. 2. Scavenging of Two-Stroke Combustion Engines The time, which is needed for removing of waste products from a cylinder and filling it with working filling (air, fuel-air mixture or fuel and air), is very short at two-stroke combustion engines. This exchange of cylinder contains is performed in time when the piston is in bottom dead point. After unblocked exhaust there are combustion waste product pressed out with working filling which has got gaseous state and that is why it inclined to mix with gas residues in a cylinder. Working filling pressure has to be higher than gas pressure in a cylinder. That is why a working filling has to be compressed. It needs a work, which is takenoff from positive work of working cycle. There is extremely complicated relative dependence among: cylinder distances, number of revolutions, air amount, which is necessary for cylinder scavenging, air cylinder filling with contents of waste products at the beginning of compression. It is possible to find out many parameters, which are needed for calculations, only with performing the measurement at complete engine. Whole filling cycle analysis is suitable divided into partial stages. Engine filling cycle with distribution parts (ports controlled with a piston and symmetric timing, Fig.1) begins with opening of exhaust port. The combustion products have got high pressure that is why they leak quickly from a cylinder through an exhaust port into air. The press decreases in a cylinder. Unblocked exhaust has taken till the working mixture begins through scavenging port P (Fig.1) to input into a cylinder. The cylinder scavenging occurs with both open ports. Scavenging is performing in time when a piston returns from bottom in to top dead point and it is finished with scavenging port closing. At the beginning of scavenging the press decreases in a cylinder because influence of outflow dominates. In certain time influence of filling, which is inflowing into a cylinder, begins to dominate. A cylinder is filling and a pressure is increasing in it. A piston pushes out still working filling through an open exhaust port into air after scavenging port 2 Prof. Ing. Peter Bigoš, CSc., Ing. Michal Puškár, Faculty of Mechanical Engineering, TU Košice, Department of Design, Transportation and Logistic, Letná 9, Košice, Slovak Republic, tel.: , peter.bigos@tuke.sk, michal.puskar@tuke.sk 10

11 closing. This filling phase causes a loss of working filling and we can name the supplementary cylinder exhaustion. Compression begins in a cylinder at the moment when a piston closes an exhaust port as well. Then an active stroke of piston is reduced due to height of exhaust port. This loss of an effective stroke is compensated partially so that compressed space also is filled with working mixture or air. Some volume of fresh mixture is left in a cylinder after port closing. Indicated engine output is the greater, the higher is the volumetric amount of fresh working mixture in a cylinder. At first an exhaust port and then scavenging port is closed that is why the working filling does not lose when a scavenging port is closed before an exhaust port. It develops asymmetric distribution of two-stroke engine and greater filling of cylinder is reached. The filling pressure in a cylinder can reach a value of filling pressure or eventually exceeds filling pressure by influence of oscillation in exhaust pipes [4]. Fig.1. Sequence of pressure and distribution timing of two-stroke engine Supply efficiency of engine during transport of mixture into cylinder of two-stroke combustion engine is expressed in formula (1). M Y 3 where: η d supply efficiency of engine My 3 weight of air in cylinder on begin of compression M z weight of mixture η d = (1) M Z work. Equation (2) represents, what quantity of fuel with weight B is altered on mechanical where: λ coefficient overplus of air L t weight quantity for burn down 1 kg of mixture B fuel consumption for one revolution of engine M Y 3 ξ = (2) λ. L. B The indicate work from one revolution (without the work of scavenging A v, obr.2) is represented by equation (3). t 11

12 A M = Y 3 i H u. ηt (3) λ. Lt where: H u thermal power η t thermal efficiency of engine Middle indicate pressure p i-v is equal the ratio of indicate work A i -v and the capacity of cylinder V z (4). p = 427 M. 3. H. η Y i v u t (4) 10. Vz λ. Lt Fig.2. Pressure graph of two-stroke combustion engine, A v is positive work Scavenging operation A v is proportional to chain-dotted area of diagram, which there is in Fig.2. Mid-effective engine pressure is determined from the formula (5). This way determined effective pressure p e can be differed from real one. It is measured exactly only in a laboratory. 427 pe = pi v + pv ( pd + pz ) =. B. H u. ξ. ηt. ηm (5) 10. V z where: p v A V = middle pressure of scavenging, is insignificant 10. V z A = p, A d work needed for drive the pump d pd = 0,6 1, Vz p A Z Z = middle pressure 10. Vz η m mechanical efficiency General efficiency is represented by equation (6). where: P i indicate power of engine M p general fuel consumption e P. η i m η e = (6) 427. M P. H u 12

13 The power of single-acting two-stroke engine is represented by equation (7). iv. Z. n. pi P i = (7) 450 where: n revolution of engine for 1 minute i number of cylinders 3. Design of Suction and Exhaust Port of Cylinder for Supply of Uppermost Filing Theoretical information, which is described above-mentioned paragraph, can be resumed in the conclusion, that indicated engine output is the greater; the higher is the volumetric amount of fresh working mixture in a cylinder. It follows, that shape, dimensions and location of filling and the exhaust ports influence greatly the filling and the engine timing. There is the most influence on an engine output and range of exploitable speed. In sequence these theoretical conclusions, the new system of filling and exhaust ports (Fig.4), with the changed distribution timing, was developed. The development needed a lot of time and finance. In this illustration there is the final version, which seemed to be the best of all variants in practice (during tests in a competitive ring). The aim of consecutive measurements is the checking this premise and the determination for concrete output contribution of the modified scavenging system (Fig.4), in comparison with the standard system (Fig.3), made by Aprilia firm. Fig.3. Unroll shape of standard scavenging system of engine ROTAX 122 Fig.4. Unroll shape of modified scavenging system of engine ROTAX 122 The motorcycle Aprilia RS 125 was used as an experimental model. This motorcycle was equipped with an engine ROTAX 122 (Fig.5). It is the port engine with filing from engine case and self-acting suction valve. In Table 1 there are the technical parameters of serial 13

14 construction for this engine. It is necessary to use self-action valve produced from carbon sheets with 0.4-mm-thickness from point of view of more effective filling. Fig.5. Engine ROTAX 122 Type Tab. 1 Technical data of serial engine ROTAX 122 Single-cylinder, two-stroke, liquid cooled, crankcase scavenging, electronic exhaust valve Capacity 124,8 cm 3 Bore x stroke 54 x 54,5 mm Compression ratio 12.5 ± 0.5:1 Max. power 21,5 kw ( 29,3 k ) ot.min -1 Max. torque 19,5 N.m ot.min -1 Carburettor Gear box Dell'Orto PHBH 28 BD 6 speed An output engine brake was used as measuring device (Fig.6). That is a starting dynamic brake. Its advantage is a possibility to obtain output-moment characteristic during several seconds. Fig.6. Engine-testing stand (output engine brake) 14

15 The measurement is performed locally, it is not necessary to have a test ring. The principle consists in an acceleration of constant mass (balance wheel), which has got constant moment inertia. After finishing of the measurement, software will calculate functional dependence of output and torque on engine revolutions. In Fig.7 there are graphical illustrated measured dependences of output and engine revolutions with using of both scavenging systems. Fig.7. Comparison of output behaviours with using of both scavenging systems A4 - standard scavenging system, A9 - modified scavenging system The most important parameter from point of the practical using is maximum actuator output and range of usable engine speed, i.e. engine revolutions which the constant high value of swing capacity is keeping up for. In Table 2 there are values of maximum output and individual range of useable engine revolutions. Area of revolutions, power above 25 k n [ot.min -1 ] Tab. 2 Results of measure Maximum power P [k] Standard scavenging system ,4 Modified scavenging system ,2 4. Conclusion Resulting from the analysis of measuring is that designed (modified) scavenging system has got great output contribution in all range of engine revolutions. It is necessary to say that there is also the compression ratio variation in the final graphical relation output and engine revolution, which is given for the modified scavenging system. But this variation was not on the threshold of detonating combustion. Thus the influence of compression ratio variation is not so great than the contribution of scavenging system modification. The other contribution is more fluent output and torques increasing what makes possible better steering control of this vehicle. The problem of increasing for output parameter of single-track vehicle with safety and durability conservation is solved at the present time in the framework project VEGA 15

16 1/0146/08 Material flows and logistics, innovation processes in construction of manipulation and transport devices as active logistic elements with the aim of reliability increasing. 5. REFERENCES [1] BIGOŠ, P., PUŠKÁR, M.: Vplyv dĺžky výfukového systému na parametre výkonu a krútiaceho momentu u dvojtaktného spaľovacieho motora [2] BLAIR, G. P.: Further Developments in Scavenging Analysis for Two-Cycle Engines, SAE Paper ,1980 [3] HUSÁK, P. : Motocykly s dvoudobým motorem,sntl,praha,1978 [4] KOŽOUŠEK, J.: Teorie spalovacích motoru,sntl/alfa,praha,1971 [5] NUTI, M.: Direct Fuel Injection for Two-Stroke S.I. Engines Exhaust Emissions Abatement, 2.GRAZER ZWEIRADTAGUNG,1986 [6] PLOHBERGER, D.,MIKULIC, L. A.,LANDFAHRER, K. : Development of a Fuel njected Two-Stroke Gasoline Engine, SAE Paper ,1988 Reviewer: Doc. Ing. Karol Kubín, CSc. 16

17 VÝPOČTOVÁ ANALÝZA NAMÁHANIA MOSTOV ŽERIAVA OD ZAŤAŽENIA BREMENOM PRÍPRAVA NA EXPERIMENT Peter BIGOŠ, Jozef KUĽKA, Karol KUBÍN, Martin MANTIČ 3 Kľúčové slová: most žeriava, životnosť, experiment, počítačová simulácia Abstrakt: Tento príspevok je venovaný problematike počítačovej analýzy oceľovej konštrukcie mostového žeriava, ktorá predchádza samotnému experimentu s cieľom stanovenia životnosti a zostatkovej životnosti oceľovej konštrukcie. Na základe tejto analýzy sa vytipujú miesta aplikácie tenzometrov a zistia orientačné hodnoty napätí, ktoré sa môžu očakávať v týchto miestach pri jednotlivých zaťažovacích cykloch. 1. Úvod Transformované a modernizované podniky stále zápasia s kapitálom slúžiacim na nákup nových technológií a modernizáciu. Základné prostriedky sú často v prevádzke 30 až 50 rokov a preto sami o sebe zvyšujú svojou poruchovosťou prevádzkovú rizikovosť a stratovosť. Nedostatok kapitálových prostriedkov podnikov neumožňuje okamžitý nákup nových investícií a preto sa prikláňa k predlžovaniu ich prevádzkyschopnosti. Pri riešení takýchto problémov technickej praxe v období širokého rozvoja aplikácie počítačov, neklesá význam technického experimentu. Dôvodom týchto skutočností je nutnosť riešiť zložité problémy techniky komplexným modelovaním, v ktorom má experiment, podobne ako výpočet svoje nezastupiteľné miesto. Komplexné vstupy, ktorých súčasťou je experiment, sa dnes navyše stávajú dôležitou zložkou počítačovej podpory inžinierstva, najmä v oblasti počítačových návrhov strojových sústav, ale i oblasti ich testovania resp. identifikácie. Tak tomu je i v prípade dvoch mostových žeriavov pracujúcich v hutníckej prevádzke. Keďže sú prevádzkované takmer 40 rokov, bolo potrebné urobiť tenzometrické merania nosníkov a na základe analýzy výsledkov meraní s prihliadnutím na súčasne platné normy a výpočet pomocou MKP vysloviť závery pre ďalšie prevádzkovanie existujúcich nosníkov predmetných žeriavov. Práca bola rozdelená na dve etapy. Prvou etapou bola počítačová analýza, druhou samotný experiment s vyhodnotením celkového stavu žeriavov. Tento príspevok sa zaoberá prvou etapou analýzy. 2. Predmet a ciele analýzy Predmetom analýzy boli konštrukcie mostov obidvoch žeriavov s nosnosťou 20t, s cieľom získať informácie o možných očakávaných prírastkoch namáhania konštrukcií spôsobených rôznymi zaťažovacími stavmi od pohybujúcej sa mačky s bremenom. Rozhodujúcim cieľom analýzy bolo získanie čo najvernejšieho obrazu o priebehu napätí na prvkoch konštrukcie mosta a vytvoriť si čo najlepší obraz o vhodnom umiestnení snímačov pre tenzometrické meranie namáhania v prevádzkových podmienkach a režimoch žeriavov. 2.1.Výpočtový model Pre účely analýzy bola ako najvhodnejšia vytypovaná metóda konečných prvkov a pre jej uplatnenie bol použitý uznávaný softvérový produkt COSMOS/M, ver Kvôli dobrému vystihnutiu stavov rovinnej napätosti, ktoré sú charakteristické pre skriňové konštrukcie mostov žeriavov, bola zvolená koncepcia škrupinového modelu s použitím prvkov typu SHELL4T. 3 prof. Ing. Peter Bigoš, CSc., doc. Ing. Jozef Kuľka, Ph.D., doc. Ing. Karol Kubín, CSc., Ing. Martin Mantič, Ph.D., TU Košice, SjF, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Letná 9, Košice, tel.: , peter.bigos@tuke.sk, jozef.kulka@tuke.sk, karol.kubin@tuke.sk, martin.mantic@tuke.sk 17

18 2.2. Geometrický model Geometrický model strednicových plôch konštrukcie mosta žeriava bol vytvorený podľa dostupnej technickej dokumentácie žeriavov s tým, že s ohľadom na definované ciele ale aj na rozmerovú rozsiahlosť modelu bol koncipovaný ako polovičný symetrický model, pretože sa uvažovalo iba s vyšetrovaním účinkov vertikálnych síl spôsobených bremenom. Pretože priečniky mostov predmetných žeriavov v mieste uloženia hnacích a voľných pojazdových kolies žeriava majú rozdielne nesymetrické rozmery, zjednodušene sa uvažovalo so symetrickým usporiadaním v prospech nepriaznivejšieho účinku. Je treba poznamenať, že pri rázvore žeriava 4400 mm tento rozdiel činí cca 350mm a z pohľadu rozhodujúceho namáhania mosta má zanedbateľný vplyv. Geometrický model plne rešpektuje rozhodujúce detaily konštrukcie mosta ako sú priečne a pozdĺžne výstuhy nosníkov, detaily pripojenia mosta s priečnikom a geometrické miesta podoprenia priečnikov prostredníctvom pojazdových kolies na žeriavovej dráhe. Geometrický model je znázornený na obr.1. Obr.1. Geometrický model symetrickej polovice konštrukcie žeriava 2.3. Model siete konečných prvkov Sieť konečných prvkov bola vytvorená automatickým generátorom použitého programu tak, aby veľkosť prvkov bola 50x50 mm, iba v oblastiach, kde strany hraničných plôch sú menšie ako 50 mm sú prvky automaticky prispôsobené rozmerom podkladových plôch. Použitý typ prvkov, fyzikálne a tuhostné parametre jednotlivých konštrukčných prvkov sú uvedené v tab.1. Rohové ložiskové domčeky pojazdových kolies žeriava boli modelované tuhými nosníkovými prvkami typu BEAM3D. Celkove model obsahuje konečných prvkov a hraničných uzlov. Tab.1 Parametre vlastností siete konečných prvkov P.č. P.č. P.č. Hrúbka Typ prvkov fyz. vl. tuhost. vl. [mm] Konštrukčný prvok 1 12 Horný pás mosta 2 6 Stojina mosta 3 10 Spodný pás mosta 4 6 Pozdĺžna výstuha stojiny mosta 5 6 Priečne výstuhy mosta 6 12 Horný pás mosta 1 Shell4T Horný pás mosta - pripojenie 8 10 Spodný pás mosta 9 15 Spodný pás mosta - pripojenie 10 6 Stojiny priečnika Vybratie priečnika pre ložisko 12 6 Výstuhy priečnika 2 BEAM 3D Ložisko Fyzikálne vlastnosti: Ex = 2,1e5 [MPa], μ = 0,3, ρ = 7850 [kgm -3 ] Na obr.2 a obr.3 je zobrazený model siete konečných prvkov s farebným rozlíšením podľa hrúbky plechu konštrukčných prvkov mosta. 18

19 Obr.2. Pohľad na osieťovaný model Obr.3. Pohľad na pozdĺžny rez hlavným nosníkom mosta 2.4. Okrajové podmienky Väzby: Zabezpečenie tvarovej určitosti modelu je definované symetrickými okrajovými podmienkami v zvislej rovine symetrie mosta a podopretím mosta v mieste stredu osi otáčania pojazdových kolies žeriava, čo je znázornené v celkovom pohľade a detaile na obr.4. Obr.4. Okrajové podmienky väzby výpočtového modelu. Zaťaženie: Pretože model bol koncipovaný ako ideálne pružný bez tvarových a rozmerových imperfekcií, všetky zaťažovacie stavy boli definované pre sily zodpovedajúce bremenu hmotnosti 10 ton. Silový účinok na horný pás nosníka prenášaný od tlaku kolies mačky prostredníctvom koľajnice bol modelovo interpretovaný ako rovnomerný tlak na skupinu prvkov horného pásu nachádzajúcich sa pod okamžitou polohou kolies mačky voči pozdĺžnej osi mosta. Celkovo bolo definovaných 13 zaťažovacích stavov (LC2 až LC14) modelujúcich pohyb mačky z pozície bremeno uprostred až po krajnú pozíciu mačky smerom od kabíny žeriava. Počiatok vzťažného súradného systému je definovaný v strede rozpätia mosta. Parametre všetkých stavov zaťaženia sú uvedené v tab.2. Prvý zaťažovací stav (LC1) modeluje zaťaženie od hmotnosti vlastnej konštrukcie mosta bez uvažovania hmotnosti lávok a stálych bremien umiestnených na konštrukcii žeriava. Tento stav bol definovaný pre potreby prípadných ďalších analýz a rutinne sa definuje pri podobných výpočtových analýzach. Ekvivalentný výpočtový tlak na prvky bol stanovený podľa vzťahu: m Q. g p = [ MPa] i. Ael kde: m Q = [kg] jednotkové výpočtové bremeno, g = 9,81 [ms -2 ] gravitačné zrýchlenie, i = 4 počet kolies mačky, A el = ΣA i súčet plôch prvkov rovnomerne roznášajúcich tlak kolesa koľajnicou. 19

20 Obr.5 znázorňuje zaťaženie pri prvej (LC2) a poslednej (LC14) polohe bremena. Obr.5. Zobrazenie zaťaženia od bremena. Tab.2 Výpočtové zaťažovacie stavy LC Zaťaženie Poloha Q [m] m Q [kg] A el [mm 2 ] p [MPa] 1 Vl. hmotnosť Bremeno Q Spracovanie výsledkov výpočtu 3.1 Kontrola zaťažení Na základe vypočítaných hodnôt reakcií sú v tab.3 uvedené vypočítané hodnoty reakcií a pomerná chyba voči menovitej hodnote zaťaženia ako aj korekčný súčiniteľ pre získanie presných výsledkov. Z hodnôt uvedených v tabuľke vyplýva, že maximálna pomerná chyba dif. = 0,673 % je menšia ako výpočtársky tolerovateľná numerická chyba 2%, čo znamená, že korekčný súčiniteľ k R uvádzaný v tab.3 používať v tomto prípade nemá praktický zmysel. Tab.3 Kontrola presnosti výpočtu. 0,5.m Q.g [N] R y [N] dif. [%] k R =m Q.g/R y LC Pre všetky výpočtom dostupné výsledky výpočtu a pre ich ďalšie spracovanie a porovnávanie s experimentálne získanými výsledkami však platí: V Qsk = V k k, Q R Q 20

21 kde: V - je zovšeobecnený výsledok výpočtu (reakcia, posunutie, napätie, atď.), k R - je korekčný súčiniteľ podľa tab.3, k Q = Q sk /Q je korekčný súčiniteľ pre skutočné zaťaženie voči výpočtovému (10 ton) Vyhodnotenie priehybu žeriavového mosta Vyhodnotenie priehybu je spracované v tab.4 pre miesto najväčšieho priehybu nosníka uprostred jeho rozpätia. Kvôli porovnaniu s meraním na vyššie uvedených žeriavoch sú v tabuľke uvedené aj priehyby prepočítané pre rôzne skúšobné bremená a vyjadrené pomerné rozdiely (y v -vypočítaná hodnota, y m -nameraná hodnota). Obr.6 znázorňuje prepočítaný priehyb uprostred rozpätia žeriava v závislosti od polohy mačky pre bremeno veľkosti 20,5 t. Tab. 4 Porovnanie maximálnych priehybov podľa výpočtu a meraní. Výpočet Žeriav č.2 Žeriav č.1 Q [t] k Q y v [mm] y m [mm] dif. [%] uy [mm] Priehyb uprostred [mm] Poloha bremena [m] Obr.6. Závislosť priehybu žeriava na polohe bremena Vyhodnotenie vypočítaných napätí Spracovanie výsledkov výpočtu napätí je cielené na oblasti, kde sa logicky očakávajú maximá normálových a šmykových napätí spôsobených ohybovým namáhaním nosníkov žeriava. Výsledky výpočtu umožňujú tiež aproximovať reálne namerané napätia na miesta, kde z realizačných dôvodov nebolo možné pri meraní obsiahnuť pre nedostupnosť, resp. časovo obmedzený prístup k žeriavu pre potreby merania. Nasledujúce obrázky a grafy predstavujú spracovanie výsledkov výpočtu pre dva prierezy nosníka: a) stojina nosníka uprostred rozpätia (max. ohybové namáhanie), b) stojina nosníka v oblasti predpokladaných najväčších šmykových napätí. Uvedené grafy sú doplnené o schematické zobrazenie zaťaženia, pre jednoduchšiu orientáciu polohy bremena, resp. kolies mačky voči sledovanému prierezu. Legenda v grafoch označuje: SIG_X normálové napätie σ x v pozdĺžnom, horizontálnom, smere stojiny nosníka, SIG_Y - normálové napätie σ y v priečnom, vertikálnom, smere stojiny nosníka, TAU_XY šmykové napätie τ xy v rovine stojiny nosníka, VON MISES porovnávacie napätie σ zr. podľa von Missesovej podmienky plasticity. 21

22 LC2 LC Výška nosníka [mm] SIG_X SIG_Y TAU_XY Von_Mises Výška nosníka [mm] SIG_X SIG_Y TAU_XY Von_Mises Napätie [MPa] Napätie [MPa] Obr.7. Priebeh napätí v stojine nosníka pri polohe bremena uprostred a pri posunutí mačky o polovicu rázvoru. LC Výška nosníka [mm] SIG_X SIG_Y TAU_XY Von_Mises Napätie [MPa] Obr.8. Priebeh napätí v stojine nosníka - mačka je mimo sledovaného prierezu. LC11 LC Výška nosníka [mm] SIG_X SIG_Y TAU_XY Výška nosníka [mm] SIG_X SIG_Y TAU_XY Von_Mises Von_Mises Napätie [MPa] Napätie [MPa] Obr.9. Priebeh napätí v stojine nosníka - mačka vľavo od sledovaného prierezu a 1. náprava mačky nad sledovaným prierezom. LC LC Výška nosníka [mm] SIG_X SIG_Y TAU_XY Von_Mises Výška nosníka [mm] SIG_X SIG_Y TA U_X Y Von_Mises Napätie [MPa] Napätie [MPa] Obr.10. Priebeh napätí v stojine nosníka 1. náprava mačky je za sledovaným prierezom a ak mačka je v krajnej polohe. 22

23 4. Simulácia prevádzkového cyklu Na základe koncepčnej prípravy výpočtového modelu je možné prostredníctvom použitého softvéru vytvoriť kombináciou primárne definovaných zaťažovacích stavov a tiež spôsobom spracovania výsledkov výpočtu simulovať rôzne prevádzkové situácie. Predstavený symetrický výpočtový model napríklad dovoľuje simuláciu najcharakteristickejšieho prevádzkového cyklu žeriava: zdvihnutie bremena, jeho premiestňovanie v smere pojazdu mačky tam a späť a opätovné zloženie bremena. Obr.12 prezentuje výpočtom simulovaný pracovný cyklus, ktorý sa v zásade realizoval pri experimentálnom meraní vyššie uvedených žeriavov. Časová os simulácie pritom bola definovaná na základe dostupných parametrov mechanizmov žeriavov a nezohľadňuje prestávky a zásahy obsluhy žeriava vynútené okolnosťami súvisiacimi s technologickou prevádzkou haly, v prostredí ktorej sa experimenty realizovali. Obr.11. Znázornenie pozícií snímačov experimentu na výpočtovom modeli. Na obr.11 vľavo, sú znázornené miesta snímačov 1 a 2 (elementy 37, 15077), ktoré boli umiestnené na hornej pásnici mosta uprostred rozpätia. Elementy 9888, na spodnej pásnici zodpovedajú miestam snímačov 11 a 12, ktoré z realizačných príčin neboli pri experimente nainštalované. Na obr.11 vpravo, je znázornené miesto snímača 6 (element 2805). Element (modrý) reprezentuje pozíciu snímača 5 na vonkajšej strane nosníka (v grafe označený 55 ). Obr. 12 znázorňuje časový priebeh napätí v miestach inštalovaných a plánovaných snímačov pre pracovný cyklus mačky Napätie [MPa] SIG_X1 SIG_X2 SIG_X11 SIG_X12 TAU_XY5 TAU_XY t [s] Obr.12. Priebeh napätí pri simulovanom pracovnom cykle mačky žeriava. 5. Záver Pomocou počítačovej analýzy oceľovej konštrukcie mostového žeriava, ktorá predchádza samotnému experimentu s cieľom stanovenia životnosti a zostatkovej životnosti oceľovej konštrukcie, sa vytipujú miesta aplikácie snímačov pre tenzometrické meranie 23

24 namáhania v prevádzkových podmienkach a režimoch žeriavov a zistia sa orientačné hodnoty napätí, ktoré sa môžu očakávať v týchto miestach pri jednotlivých zaťažovacích cykloch. Tento príspevok vznikol v rámci riešenia grantového projektu VEGA 1/0146/08 Materiálové toky a logistika, inovačné procesy v konštrukcii manipulačných a dopravných zariadení ako aktívnych logistických prvkov s cieľom zvyšovania ich spoľahlivosti. Literatúra: [1] Bigoš, P. a kol.: Tenzometrické meranie nosníkov na žeriavoch č. 04/2, 04/3 na DZ ZU a určenie doby ich bezpečnej prevádzky. Technická správa pre U.S. Steel a.s. Košice KKDaL SjF TU Košice, [2] STN Navrhovanie oceľových konštrukcií, 1998 [3] STN Mostové žeriavy, Technické požiadavky, 1993 [4] STN Navrhovanie oceľových konštrukcií žeriavov, 1991 Recenzent: prof. Ing. Ján HUDÁK, CSc. 24

25 STANOVENIE MODULU PRUŽNOSTI DOPRAVNÉHO PÁSU PRE POTREBY MATEMATICKĚHO MODELOVANIA Gabriel FEDORKO 3, Karol KUBÍN 4, Vladimír IVANČO 5 Kľúčové slová: modul pružnosti, dopravný pás, FEM, hyperelastický materiál Abstrakt: Článok sa zaoberá návrhom postupu pre stanovenie modulu pružnosti dopravného pása pre potreby matematického modelovania vo FEM programoch. 1. Úvod Pri matematickom modelovaní dopravných pásov musíme vychádzať z ich konštrukcie. Jedným z materiálov, ktoré dopravný pás tvoria, je guma. Guma je materiál, ktorého správanie je vysoko nelineárne a ťažko sa charakterizuje, preto je matematické modelovanie súčiastok z toho materiálu veľmi náročné a zložité. Gumu zaraďujeme k hyperelastickým materiálom. Okrem gumy je dopravný pás opatrený výstužnými prvkami, ktoré ovplyvňujú jeho tuhostné vlastnosti lokálne a tým sťažujú definovanie vlastnosti pása ako celku. Vo všeobecnosti teda môžeme povedať, že dopravný pás predstavuje kompozitný materiál, teda materiál, ktorý je vytvorený z viacerých vrstiev, pričom jednotlivé vrstvy sa od seba líšia svojimi materiálovými charakteristikami. Zároveň sa vlastnosti dopravného pása ako celku líšia v pozdĺžnom a priečnom smere. Pre matematické modelovanie dopravných pásov je teda nevyhnutné určiť ich modul pružnosti v pozdĺžnom a priečnom smere. 2. Výpočet modulu pružnosti dopravného pása v pozdĺžnom smere Modul pružnosti dopravného pása, ktorý udávajú výrobcovia a modul pružnosti, ktorý sa používa v inžinierskej praxi pri výpočtoch sú dve rozličné veličiny. V technológii dopravných pásov je modul pružnosti dopravného pása M [N mm -1 ] podľa normy STN EN ISO 9856 definovaný ako pomer silového rozdielu na jednotku šírky sily ΔF [N mm -1 ] a pomerného elastického predĺženia vzorky ε el [ ]. Vzorka je zaťažovaná cyklicky hornou F U [N] a dolnou referenčnou silou F L [N] (Obr. 1) [5]. V praxi je modul pružnosti E [MPa] vyjadrený ako pomer normálového napätia σ [MPa] a pomerného elastického predĺženia vzorky ε el [ ] [1,5]. Pre potreby matematického modelovania dopravných pásov prostredníctvom MKP programov je tak potrebné, aby sme modul pružnosti dopravného pása mali vyjadrený v jedotkách napätia. Pri jeho odvodení vychádzame z vzťahu pre výpočet modulu pružnosti dopravného pása na základe ťahovej skúšky: ΔF M = [N mm -1 ] (1) ε el kde M modul pružnosti dopravného pása [N mm -1 ], ΔF sila na jednotku šírky [N mm -1 ], 3 Ing. Gabriel Fedorko, Ph.D, Fakulta BERG TU v Košiciach, Katedra logistiky a výrobných systémov, Park Komenského 14, Košice, Slovensko, Tel.: , Fax: , gabriel.fedorko@tuke.sk 4 Doc. Ing. Karol Kubín, CSc., SjF TU v Košiciach, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Letná 9, Košice, Slovensko, Tel.: , karol.kubin@tuke.sk 5 Doc. Ing. Vladimír Ivančo, CSc., SjF TU v Košiciach, Katedra aplikovanej mechaniky a mechanotroniky, Letná 9, Košice, Slovensko, Tel.: , vladimirl.ivanco@tuke.sk 25

26 ε el pomerné elastické predĺženie, tzv. inžinierska deformácia [ ]. Obr.1. Zaťaženie a namáhanie skúšobnej vzorky Podiel sily pripadajúci na jednotku šírky dopravného pása je definovaný ako: F Δ F = [N mm -1 ] (2) b kde ΔF sila na jednotku šírky dopravného pása [N mm -1 ], F veľkosť zaťaženia [N], b šírka vzorky dopravného pása [mm], kde F = F U F L (3) F U horná referenčná sila [N], F L dolnou referenčná sila [N]. V inžinierskej praxi je modul pružnosti definovaný vzťahom: σ E = [MPa] (4) ε el kde E modul pružnosti vzorky [MPa], σ normálové napätie [MPa], ε el pomerné elastické predĺženie vzorky [ ]. Normálové napätie σ je určené vzťahom: F σ = [N mm -2 ] (5) kde A 0 σ normálové napätie [MPa], F veľkosť zaťaženia [N], A 0 plocha prierezu vzorky [mm 2 ], Zo vzťahov (2) a (5) vyplýva : Δ F b = σ (6) A 0 Zo vzťahu (6) dostaneme po úprave vzťah Δ F = σ h [N mm -1 ], (7) 26

27 Dosadením výrazu (7) do vzťahu (1) získame vzťah: σ h M = [N mm -1 ] (8) ε el kde h hrúbka dopravného pása [mm]. Po úprave vzťahu (8) platí: M = E h [N mm -1 ] (9) Zo vzťahu (9) teda vyplýva, že: M E = [MPa] (10) h 3. Výpočet modulu pružnosti dopravného pása v pozdĺžnom smere Stanovenie modulu pružnosti dopravného pása v priečnom smere pomocou ťahovej skúšky neposkytuje vhodné hodnoty pre potreby matematického modelovania napäťovodeformačných stavov. Je to spôsobené tým, že pri jeho určení ťahovou skúškou sa do hodnoty konštanty úmernosti medzi osovým napätím vzorky získanej z priečneho smeru dopravného pása a jej pomerným predĺžením premietajú ťahové vlastnosti kostry dopravného pása. Ak by sme teda následne v matematickom modeli použili takto získanú hodnotu, takýto model by vykazoval vysokú tuhosť v ohybe, čo je nevyhovujúce, pretože dopravný pás má práve v priečnom smere malú ohybovú tuhosť. Z tohto dôvodu musíme pre stanovenie modulu pružnosti dopravného pása v priečnom smere použiť inú metódu. Jednou z možností je určenie hodnoty modulu pružnosti dopravného pása v priečnom smere pomocou matematického modelu simulácie skúšky korýtkovosti resp. skúšky merania maximálneho priehybu vzorky. Princíp metódy spočíva vo výpočte veľkosti priehybov vzorky dopravného pása v MKP programe v závislosti na zmene veľkosti modulov pružnosti. Moduly pružnosti sa postupne menia vo zvolenom rozsahu. Príslušné moduly pružnosti a vypočítané veľkosti priehybov sa zaznamenávajú a vytvorí sa z nich bodový graf. Jednotlivé body v grafe následne preložíme polynomickou krivkou druhého rádu, ktorej matematické vyjadrenie je v tvare kvadratickej rovnice y = ax 2 + bx + c. Na záver pomocou kvadratickej rovnice vypočítame veľkosť modulu pružnosti analyzovanej vzorky. Obr.2. Princíp skúšky korýtkovosti 3.1. Skúška korýtkovosti Podstatou skúšky korýtkovosti je meranie veľkosti deformácie skúšobnej vzorky dopravného pása jeho vlastnou tiažou, bez pôsobenia vonkajších síl. Skúšobná vzorka je zavesená na oboch koncoch tak, aby bočné hrany boli v jednej horizontálnej rovine. Pri skúške meriame maximálny priehyb v strede vzorky (Obr. 2). 27

28 Pre stanovenie koeficienta korýtkovosti platí vzťah: f max S t = [ ] (11) b kde St koeficient korýtkovosti dopravného pása [ ], f max maximálny priehyb skúšobnej vzorky [mm], b šírka dopravného pása (dĺžka skúšobnej vzorky) [mm] Skúška merania maximálneho priehybu vzorky Princíp skúšky spočíva v meraní maximálneho priehybu voľného konca skúšobnej vzorky zaťaženej vlastnou tiažou (Obr.3). Analyzovaná vzorka je vyseknutá v priečnom smere dopravného pása v súlade s normou STN EN ISO Pre realizáciu skúšky sme navrhli a skonštruovali jednoduchý skúšobný prípravok, ktorý je znázornený na Obr skúšobná vzorka, 2- votknutá časť skúšobnej vzorky, 3- meracie zariadenie, 4- voľná časť skúšobnej vzorky, Obr.3. Princíp skúšky merania maximálneho priehybu vzorky [6] Obr.4. Skúšobný prípravok pre určenie modulu pružnosti pri ohybe Pred samotným meraním musí byť vzorka osem hodín klimatizovaná (na základe normy STN EN ISO 9856) v prostredí, v ktorom budú realizované pokusné overovacie merania. Namerané hodnoty maximálneho priehybu skúšobnej vzorky (Obr. 5) nakoniec porovnáme s hodnotami získanými výpočtom. 28

29 Obr.5. Schéma výpočtového modelu a tvar priehybovej čiary vzorky. 4. ZÁVER Modelovanie a simulácia vlastností dopravných pásov pomocou FEM predstavuje progresívny spôsob, ktorý umožní výrobcom výrazne ovplyvňovať ich vývoj a návrh. Vďaka tomu môžu výrobcovia dopravných pásov navrhovať také konštrukcii, ktoré výrazne predlžia životnosť dopravných pásov, znížia ich prevádzkové náklady a zvýšia ich odolnosť proti dynamickému opotrebovaniu. Matematické modelovanie zároveň umožňuje stanoviť optimálny materiál pre výrobu dopravných pásov. LITERATÚRA [1] BENČAT, J. : Pružnosť a pevnosť. Žilina: Žilinská univerzita, s. ISBN [2] FABIAN, Michal et al. : The study of the effect of pre-set CAM parameters for cutting surface quality. In: Ovidius University Annual Scientific Journal : Mechanical engineering series. vol. 9, no. 1 (2007), p ISSN [3] Fedorko, G., Husáková, N., Koniarik, A., Brindza, J.: Návrh konštrukcie hadicového dopravníka v Nižnej Slanej. In: Transport & Logistics : International journal. č. mimoriadne (2006), ISSN X [4] FUTÁŠ, Peter - BOBOK, Ľudovít - VASKOVÁ, Iveta: The influence of raw material contents on mechanical properties, structure and economical production of ductile iron. In: Innovative Foundry and Technologies : Proceedings book 6th international foundrymen conference, Opatija, May 23-2, Zagreb : University of Zagreb, p. ISBN [5] STN EN ISO [6] WADHAM-GAGNON, M. : Hyperelastic modeling of rubber in commercial finite element software (ANSYS ). In: SAMPE Long Beach, CA April 30 - May 4, 2006 Príspevok je časťou riešeného grantového projektu VEGA č. 1/2162/05 Aplikácia moderných matematických a štatistických metód pri tvorbe nových ekologických systémov dopravy v stavebnom a ťažobnom, grantového projektu VEGA č. 1/4160/07 Nelinearity a imperfekcie mechanických sústav a grantového projektu VEGA č. 1/0146/08 Materiálové toky, a logistika, inovačné procesy v konštrukcii manipulačných a dopravných zariadení ako aktívnych logistických prvkov s cieľom zvyšovania ich spoľahlivosti. 29

30 OPTIMALIZÁCIA KONTAJNEROVÉHO PREKLADISKA Mária FERENČÍKOVÁ 4 Kľúčové slová: terminal, portal crane, logistic train, tranship centre, tranship unit Abstrakt: The transport system priorities of combined shipping are the shipper needs and the effort to complexly satisfy customer requirements. By the increasing amount of transport units it is necessary to solve the logistical train creation problem in combined shipping. With this is the amount of transhipped transport units also the terminal manipulation tools utilization related. 1. Uvod Dnes je v oblasti budovania terminálov najperspektívnejšia metóda modulového riešenia, ktorej podstata spočíva v pružnej plánovacej koncepcii. Východiskom pre spracovanie takejto pružnej plánovacej koncepcie je dôkladná analýza funkcie terminálu, pričom je potrebné rozanalyzovať každú jednotlivú funkčnú oblasť z celkového komplexu terminálu. Automobilový priemysel na Slovensku si vyžaduje v oblasti železničnej a kombinovanej dopravy dobudovanie a modernizáciu existujúcich verejných terminálov a terminálov intermodálnej dopravy. V krátkom čase obrovsky narastie význam integrácie dopravného systému SR s dopravným systémom SNŠ, teda západo-východné prepojenie i severo-južne prepojenie, Poľsko-Maďarsko (TINA). Slovensko musí v ďalšom období venovať mimoriadnu pozornosť rozvoju logistických centier, poskytujúcich pre automobilový priemysel komplexné logistické služby a ich integráciu s terminálmi intermodálnej dopravy. Automobilový priemysel vyžaduje nielen kapacitu železníc, ale aj vysokú rýchlosť prepravy. Preto by mala byť hlavnou prioritou v železničnej doprave modernizácia koridorových tratí s cieľom rastu rýchlosti na 120 km/hod. v nákladnej doprave (JIT dodávky pre automobilový priemysel). 2. Terminál Terminály a technológia kombinovanej dopravy (KD) majú rozhodujúci vplyv na KD, na zabezpečenie dostatočnej rýchlosti prepravy a tým aj konkurencieschopnosti oproti priamej cestnej preprave. Terminálom rozumieme vyhradené územie, na ktorom dochádza počas manipulácie s prepravovanými nákladnými jednotkami KD ku zmene druhu dopravy. Nachádza sa tu i priestor na uloženie nákladnej jednotky kombinovanej dopravy (NJ KD), často i zariadenie na plnenie, vyprázdňovanie, čistenie, opravu a údržbu týchto NJ KD. Centrum prepravy tovaru je na vymedzenom území priestorové umiestnenie terminálu a rôznych právne a hospodársky samostatných podnikov, ktoré sú činné v preprave tovaru (dopravcovia, prepravcovia), technické a administratívne zariadenia súvisiace s KD (rôzne druhy skladov, servis pre vozidlá a nákladné jednotky, čerpacie stanice pohonných hmôt, špedícia, colnica a iné) spolu s rôznymi doplnkovými službami. Moderný terminál kombinovanej dopravy, nazývaný aj terminál bez obmedzení by mal spĺňať nasledujúce technické požiadavky. Minimálna dĺžka manipulačných koľají vyplýva z požiadavky dohody AGTC, kde je stanovená minimálna dĺžka staničných koľají v súčasnosti 600m a v cieľovom stave 750m, ktorá umožňuje manipulovať celý ucelený vlak na jednej koľaji. Dohoda ďalej stanovuje požiadavku na možnosť prepravy všetkých druhov nákladových jednotiek, pričom treba počítať s tendenciami v oblasti vývoja hmotností a rozmerov prepravných jednotiek KD. Táto požiadavka znamená, že manipulačné prostriedky musia mať minimálnu nosnosť na závesnom ráme 40 tón pri manipulácii s kontajnermi ISO A. Závesný rám by mal byť univerzálny s možnosťou manipulácie kontajnerov. Pri manipulácii s výmennými nadstavbami na cestné vozidlá triedy A i cestných návesov, ktoré 30

31 sa manipulujú pomocou závesného rámu s klieštinami musí byť nosnosť na závesnom ráme najmenej 42 tón. Nájazdové rampy musia umožniť horizontálnu nakládku návesových súprav s celkovou hmotnosťou 40 tón na železničné vozne. Okrem toho dohoda stanovuje, že medzná doba prevzatia nákladu a odoslania vagónu ako aj medzi príchodom vlaku a pripravenosťou vagónov na vykladanie by nemala prekročiť jednu hodinu; čakanie na naloženie IPJ na automobilové dopravné prostriedky musí byť čo najkratšie (maximálne 20 min.) čo znamená, že v termináli musí byť taký počet manipulačných zariadení, ktoré sú schopné splniť tieto stanovené doby pri vykladaní a nakladaní ucelených vlakov kombinovanej dopravy. Terminál musí mať priame napojenia na hlavnú železničnú trať a čo najkratšie napojenie na hlavné cestné komunikácie. Požadovanú dĺžku koľají 600 respektíve 750 m spĺňa len terminál v Dobrej a jedna koľaj v termináli v Čiernej nad Tisou. Požiadavku aspoň jedného výkonného manipulačného prostriedku spĺňajú terminály v Bratislave Pálenisku (prístav), Dobrej a Dunajskej Strede. Nevyhnutnou podmienkou úspešného fungovania terminálov by mala byť aj ich obchodná neutralita a prístupnosť pre všetkých zákazníkov. Terminál kombinovanej dopravy TKD (obr.1 Schéma terminálu) Dobrá leží na V. paneurópskom železničnom koridore Benátky Bratislava Žilina Košice Čierna nad Tisou Ľvov, v blízkosti prekládkovej stanice Čierna nad Tisou. Výnimočnosťou tohto terminálu je, že okrem štandardných služieb poskytovaných v termináloch umožňuje prechod zásielok zo širokého na normálny rozchod a opačne. Obr.1. Schéma výstavby TKD Dobra Podľa interných materiálov TKD Dobrá prekládková kapacita portálovým koľajovým žeriavom môže byť 476 manip./24hod manip./rok, prekládková kapacita LUNY môže byť 280 manip./24hod manip./rok čo predstavuje 190 cestných súprav/deň a 700 TEU/deň. 3. Návrh optimalizácie kontajnerovej prekládky pomocou softvéru Witnessu Prekládka kontajnera je vlastne požiadavka, prichádzajúca náhodne a jednotlivo do systému v určitom časovom intervale dĺžky t. Činnosť celého systému však okrem príchodov požiadaviek určuje aj dĺžka ich obsluhy nasledujúci odchod zo systému. Stav systému sa môže teoreticky charakterizovať počtom požiadaviek X(t), ktoré sú v okamihu t v systéme, či už sú obsluhované kanálmi (v našom prípade prekladacím mechanizmom), alebo čakajú na obsluhu v rade. Okrem počtu mechanizmov a času, ktorý nevyhnutne potrebujú na prekládkovú operáciu, je potrebné poznať i časové využitie týchto zariadení. V priebehu celého kalendárneho roku môže akékoľvek zariadenie pracovať iba obmedzenú dobu. Pre zlepšenie plynulosti materiálového toku a pre vznik logistického vlaku je potrebné: - Počet preložených TEU max - Prestojové časy vozňov min 31

32 - Výkon žeriavu max Aby boli tieto funkcie splnené je potrebne kontajnerové prekladisko rozdeliť na segmenty (segmentovať) - obrázok 2. Každá koľaj bude rozdelená na 2 časti segmenty, obsluha žeriavu v dvoch segmentoch (koľaj 950 = 950š a + 950š b, obsluha portálového žeriava = segment I. + segment II.). V praxi vozne po príchode na koľaj sa budú deliť senzorovým snímačom na polovicu alebo bude virtuálna čiara deliť vlak na polovicu, aby pri preklade portálové žeriavy sa navzájom neobmedzovali. Po príchode do terminálu vozne budú smerovať na jednu z koľají pre jeden z rozchodov a obsluha bude vykonávaná oboma portálovými žeriavmi v jednom smere kvôli splneniu minimalizácie Prestojových časov vozňov a maximalizácie výkonu žeriavov. Pokiaľ nebude obsluha pre jeden logistický ucelený vlak ukončená, portálové žeriavy nezačnú obsluhu pre iný ucelený vlak. Jedna koľaj bude pre rozchod predstavovať vstupnú a druha výstupnú koľaj. Po preložení TEU portálovými žeriavmi a po vytvorení uceleného logistického vlaku sa celá vlaková súprava presunie na odstavné koľaje a čaká na vypravenie do cieľovej stanice. Obr.2. Bloková schéma navrhovaného materiálového toku, rozdelenie prekladiska do segmentov Rozdelenie do segmentov v programe Witness je znázornené na obrázku 3 v v obrazovej podobe. 32

33 Obr. 3 Model simulácie kontajnerového prekladiska vo Witnesse v obrazovej podobe Počet vozňov v ucelenom logistickom vlaku je od 12 do 20. Počet vyplýva z normatívu vyťaženia uceleného vlaku ( tón, m). Vo Witnesse sa zadefinuje pomocou Rovnomerného rozdelenia počet vozňov v ucelenom vlaku. (IUNIFORM (12,20)). Celkový počet preložených kontajnerov za 24 hod(1440 min) sa určí z tabuľky 1, ktorá uvádza celkový počet vozňov na výstupe NR a ŠR tratí. 1 vozeň = 3 kontajnery ISO typu C Takto navrhovaný tok umožní zvýšenie počtu (tab.1) zo 700 TEU/deň na 798 TEU/deň (( )*3) za deň s trojsmenou prevádzkou v termináli. Tab.1 Štatistické údaje za 1440 min s rozptylom doby manipulácie pri obsluhe od 3 do 4,5 min Z tabuľky 2 a grafu 1 vidieť ako budú portálové žeriavy zaneprázdnené ak doba prekladu trvá od 3 min do 4,5 min. Portálový žeriav 1 je zaneprázdnený (% busy) 51,70% (v segmente I.) + 42,07% (v segmente II.) = 93,77%, portálový žeriav 2 je zaneprázdnený (% busy) 41,19% (v segmente III.) + 52,51% (v segmente IV.) = 93,7%. Portálové žeriavy nikdy nedosiahnu 100% maximum a to z dôvodu údržby obr.č.22, ktorá vyplýva z technického popisu portálového žeriavu a obsluhy počas trojsmenej prevádzky (obedňajšia prestávky vyplývajúca zo Zákonníka práce). Navrhovanými opatreniami dosiahneme celkovú optimálnu využiteľnosť jednotlivých pracovných procesov. Po zavedení tohto procesu kontajnerového prekladiska a tvorby ucelených logistických vlakov v termináli by sa dosiahlo zvýšenie vstupno-výstupného objemu materiálového toku. 33

34 Tab. 2 Percentuálna využiteľnosť strojov za 1440 min pri prekladacom čase s rozptylom doby manipulácie pri obsluhe od 3 min do 4,5 min Graf. 1 Percentuálna využiteľnosť strojov za 1440 min pri prekladacom čase s rozptylom doby manipulácie pri obsluhe (od 3 min do 4,5 min) 4. Záver V dnešnej situácii silne vzrástli konkurenčné tlaky trhu a tak sa musia hľadať nové cesty a smery pre opätovné získanie stratených pozícií na trhu. Súčasná ekonomika vyžaduje lacný a rýchly prevoz tovarov, čo dokáže zabezpečiť kamiónová doprava. Zavedenie elektronického mýta by malo zmierniť finančné zvýhodnenie cestnej dopravy. Preto je potrebné riešiť problematiku prekládky kontajnerov medzi železničnými vozňami a cestnými návesovými súpravami z dôvodu účastí na systéme JIT a rastúcemu počtu prepravy kontajnerov. Sme svedkami prudkého rastu prepravných výkonov pri preprave polotovarov a najmä vysokohodnotných finálnych produktov, priemerná prepravná vzdialenosť sa zvyšuje a neúmerne narastá medzinárodná tranzitná doprava. Rastie i preprava nebezpečných nákladov priamou cestnou dopravou, pri ktorej by sa výrazne znížili environmentálne riziká prechodom na kombinovanú dopravu, vykazujúcu výrazne nižšiu nehodovosť. 34

35 Príspevok je publikovaný v rámci riešenia úlohy VEGA 1/0146/08 - Materiálové toky a logistika, inovačné procesy v konštrukcií manipulačných a dopravných zariadení ako aktívnych logistických prvkov s cieľom zvyšovania ich spoľahlivosti. Literatúra: [1] Bigoš P. - Kiss I. Ritók J.: Materiálové toky a logistika, Vydavateľstvo Michala Vaška, Prešov 2002 [2] Ferenčíková M.: Rozpracovanie matematických metód a tvorba simulačných programov pre riešenie logistických úloh, doktorandská dizertačná práca, Košice, 2008 [3] KOMBINOVANÁ PREPRAVA, Materiály ZSSK Cargo Slovakia a.s., DNP, Železničná 1, Košice [4] TKD DOBRÁ, Interné materiály ZSSK Cargo Slovakia a.s., DNP, sekcia kombinovanej dopravy, Bratislava [5] VOLESKY, K. a kol.: Kombinovaná doprava. ES VŠDS, Žilina 1995 Recenzent: Doc. Ing. Imrich Kiss, CSc. 35

36 DIAGNOSTIKA ELEKTROHYDRAULICKÉHO ODBRZĎOVAČE - ELHY Leopold HRABOVSKÝ 5 Klíčová slova: ELHY, tlaková síla odbrzďovače, doba zdvihu, doba klesání Abstrakt: Příspěvek v teoretické části popisuje konstrukční řešení a princip činnosti elektrohydraulického odbrzďovače. V experimentální části stanovuje, na základě prováděných měření, tlačnou sílu, výšku zdvihu, dobu zdvihu a dobu klesání odbrzďovače v závislosti na vyvozeném zatížení. 1. Úvod Většinu pojezdových a zdvihových mechanismů jeřábových pohonů je nutno v okamžiku požadovaného uvedení zařízení do klidu, ale i v okamžiku jeho nečinnosti, brzdit. V současné době jsou známy mnohé principy a konstrukční varianty stavících a spouštěcích brzd. Stavící brzdy jsou při pracovním chodu zařízení v nečinnosti a v okamžiku omezení napájecího proudu do poháněcího elektromotoru, jsou brzdy aktivovány, ve většině případů, prostřednictvím elektromagnetických nebo elektrohydraulických odbrzďovačů, pokud nejsou pohony osazeny frekvenčními měniči. 2. Princip činnosti odbrzďovače Elekrohydraulické odbrzďovače jsou běžně známy pod obchodním názvem ELDRO. V minulosti byla jejich výroba na území ČR ukončena a v rámci mezinárodních dohod se jejich vývojem zabýval podnik VEB-Elektromotorenwerk Oschersleben/Bode, který je vedl pod obchodní značkou ELHY (AEG). V současné době se na území ČR výrobou odbrzďovačů zabývá např. EM Brno, s.r.o., viz [2]. Hlavní částí elekrohydraulického odbrzďovače ELHY je tlakový válec (viz obr.1.) naplněný olejem s velmi nízkým bodem tuhnutí (méně než - 20 C). Ve válci se pohybuje píst s přívodním kanálkem oleje z prostoru nad pístem k odstředivému radiálnímu čerpadlu umístěnému ve spodní části tělesa pístu. Čerpadlo pohání trojfázový indukční motor s kotvou nakrátko, zcela uzavřené konstrukce, s rotorem uloženým v kuličkových ložiscích. U stejnosměrných výzbrojí je indukční motor nahrazen motorem stejnosměrným. Obr.1. Elekrohydraulický odbrzďovač Radiální čerpadlo dodává tlak oleje při obou smyslech otáčení elektromotoru, takže není nutná jeho reverzace zvláštními přístroji. Po zapnutí motoru vhání radiální čerpadlo olej přívodním kanálkem pod píst a vzniklým tlakem dochází k postupnému zvedání pístu. Při vypnutí motoru klesá píst zpět do výchozí polohy, neboť olej vytlačovaný z prostoru pod 5 Doc. Ing. Leopold Hrabovský, Ph.D, Fakulta strojní, VŠB-TU Ostrava, Institut dopravy, Ústav dopravních a úpravnických zařízení, 17. listopadu 15, Ostrava-Poruba, Česká republika, tel.: , fax: , leopold.hrabovsky@vsb.cz 36

37 pístem do prostoru nad pístem pohyb tlumí. Píst je při zdvihu zvedán silou úměrnou čtverci otáček odstředivého radiálního čerpadla a po dosažení plného počtu otáček je tato síla stálá. Motor odbrzďovače se tak nepřetíží, a tedy nespálí, ani je-li odbrzďovač mechanicky přetížen. Pohyb pístu se přenáší táhly na třmen, k němuž je připojena páka čelisťové brzdy, bržděné brzdovým závažím nebo pružinami. Tato brzdná síla stlačí, po vypnutí proudu do motoru, píst odbrzďovače opět do spodní polohy. Další výhodou elektrohydraulického odbrzďovače je měkký a tichý rozběh pístu, jakož i jeho doběh do původní základní polohy. Poměr záběrového proudu motoru (při uvedení odbrzďovače do chodu) k proudu jmenovitému je příznivější než u elektromagnetů a tudíž nemůže dojít k přetížení motoru, ani při omezení zdvihu nevhodně umístěnou narážkou, a to bez ohledu, v kterém smyslu bude zdvih omezen. Přístroj ELHY je vhodnou náhradou brzdového elektromagnetu tam, kde jeho čerpadlový motor je připojen paralelně ke statoru hlavního motoru. Odbrzďovače ELHY se konstruují s indukčními motory pro běžná napětí 220, 380 a 500 V. Elektrohydraulický odbrzďovač bývá na trh dodáván i s jedním nebo dvěma regulačními ventily, kterými je možno měnit průtokový průřez, a tím i rychlost zdvihu a klesání nebo pouze rychlost zdvihu nebo klesání, dle požadavku odběratele. Instalováním zdvihového ventilu je možno prodloužit dobu zdvihu až 40krát proti provedení bez ventilu, využitím klesacího ventilu lze prodlužit dobu klesání až 15krát. 3. Popis experimentálního stanoviště Experimentální měřící stanoviště, k určení požadované doby zdvihu a doby klesání pístu odbrzďovače v závislosti na vyvozeném zatížení a určení tlakové síly a výšky zdvihu pístu odbrzďovače v závislosti na vyvozeném zatížení, je zobrazeno na obr.2. Měřící stanoviště (obr.2) je tvořeno svařovaným rámem 2 z uzavřených obdélníkových profilů 40 x 30 mm, tloušťky stěny 2 mm. V horní části svařovaného rámu 2 je na čepu průměru 12 mm otočně uložena páka 4 (viz obr.4), vůči které je ve vzdálenosti 200 mm od osy otáčení kloubově uložen hřídel elektrohydraulického odbrzďovače 1. Skutečná realizace měřícího stanoviště je zobrazena na obr.3. Obr.2. Konstrukční návrh měřícího stanoviště Elektrohydraulický odbrzďovač 1 (ELHY typ EB 50/50C50, výrobce VEB Elektromotorenwerk Oschersleben, výrobní číslo , zdvih 50 mm, síla 500 N, napájení 380 V, proud 0,38A, výkon 0,2 kw, celková hmotnost s olejovou náplní 13 kg) je uchycen ve spodní části k rámu prostřednictvím čepu průměru 20 mm. 37

38 K získání požadovaných hodnot doby zdvihu, doby klesání a výšky zdvihu pístu odbrzďovače v závislosti na vyvozeném zatížení je na rámu měřícího zařízení instalován indukčnostní snímač dráhy WA-T 4, o měřícím rozsahu 0 20 mm, výrobce Hottinger Baldwin Messtechnik GmbH (viz [1]) a k získání hodnot tlakové síly vyvozené elektrohydraulickým odbrzďovačem v závislosti na působícím zatížení je k rámu zařízení instalován tenzometrický snímač zatížení PW2G-2, o měřícím rozsahu 0 72 kg (viz [1]). Obr.3. Měřící stanoviště diagnostiky elektrohydraulického odbrzďovače 4. Teoretické předpoklady stanovení tlačné síly odbrzďovače Elektrohydraulické odbrzďovače jsou výrobci dodávány na trh v rozdílných typech dle vyvozené tažné síly (od 120 do 2950 N), zdvihu (od 50 do 160 mm) a modifikace (např. s vratnou pružinou, s regulačním ventilem zdvihu a klesání, bez vratné pružiny atd.), viz [3]. Za účelem požadavku experimentálního stanovení tažné síly odbrzďovače v závislosti na působícím zatížení byla vyčíslena tíha páky G p [N] (3) a tato zavedena do těžiště x T [m] páky (1). Obr.4. Těžiště dílčích ploch páky Určení dílčích ploch S 1 [mm 2 ] až S 3 [mm 2 ], dle obr.4: 2 S = S = a. b = = 5200 mm 1 2 S = c. b = = mm 3 S = S + S + S = = mm Určení dílčích statických momentů ploch S y1 [mm 2 ] až S y3 [mm 3 ]: 3 S = S = S. x = S. x = = mm y1 y2 1 T1 2 T2 3 S = S. x = ,5 = mm y3 3 T

39 S = S + S + S = = mm yi y1 y2 y3 3 Určení polohy těžiště x T [mm] složeného průřezu: Syi x T = = = 395,2 mm (1) S Celková hmotnost páky m p [kg] (viz vztah 2), je vyčíslena na základě hmotnosti 1 m délky uzavřeného válcovaného profilu, jež je odečtena (viz z katalogu, m = 2,032 kg. Celková délka použitého profilu na vytvoření páky je dle obr.4: L = = = 935 mm m = L. m = 0,935. 2,032 = 1,9 kg (2) p G = m. g = 1,9. g = 18,6 N (3) p p Obr.5. Instalace měřících členů a odbrzďovače na páce Využitím tenzometrického snímače zatížení PW2G-2 byla z momentové podmínky (4) a dle obr.6 stanovena tažná síla odbrzďovače F [N] (viz vztah 5). Obr.6. Působící síly na páce měřícího zařízení odbrzďovače M A = 0: B F G p. 375,2 = 0 (4) B G p. 375,2 242, ,6. 375, ,7 F = = = = 495,1 N (5) kde B [N] odečtena hodnota zatížení snímače, při vyvození tažné síly odbrzďovače, viz tab.1 Reakční síla na snímači B = 242,2 N, pro hmotnost závaží m b = 0 kg. 5. Experimentální stanovení reakční síly snímače Na rameno páky byla postupně instalována (ve vzdálenosti d = 525 mm od bodu A, viz obr.8) závaží známé hmotnosti m b [kg] a na tenzometrickém snímači excentrického zatížení PW2G2 odečítána zatížení, viz B 1 [kg] v tab.1, při vyvozené tažné síle odbrzďovače. Z experimentálně snímaných hodnot zatížení B 1 [kg], byly vyčísleny hodnoty působící tahové síly B [N], viz tab.1, na snímači v závislosti na hmotnosti závaží a působící tlakové síle odbrzďovače. 39

40 Hmotnost závaží Tíha závaží Odečítané zatížení na snímači PW2G2 Tab. 1. Experimentálně získané hodnoty reakční síly na snímači Reakční síla na snímači Hmotnost závaží Tíha závaží Odečítané zatížení na snímači PW2G2 Reakční síla na snímači m b [kg] G b [N] B 1 [kg] B [N] m b [kg] Gb[N] B 1 [kg] B [N] ,7 242,2 9 88,3 12,6 123,6 1 9,8 23,0 225, ,1 11,3 110,8 2 19,6 21,4 209, ,9 9,5 93,2 3 29,4 20,9 204, ,7 8,6 84,3 4 39,2 19,8 194, ,5 7,5 73,6 5 49,0 18,6 182, ,3 6,4 62,8 6 58,8 17,2 169, ,1 4,9 48,1 7 68,6 16,1 157, ,9 3,4 33,3 8 78,5 14,3 140, ,7 1,5 14,7 Graf na obr.7 znázorňuje průběh experimentálně získané hodnoty reakční síly B [N] (vyčíslené z experimentálně naměřené hodnoty zatížení B 1 [kg] pro hmotnost závaží m b = 10 kg, viz obr.9) a její srovnání s teoreticky vyčíslenou hodnotou reakční síly z momentové podmínky (6) a vztahu (7), pro tažnou sílu odbrzďovače F = 495,1 N, viz vztah (5). M A = 0: F. a - G p. b + B. c - m b. g. d = 0 (6) kde a = 200 mm, b = 375,2 mm, c = 380 mm, d = 525 mm, x-ová souřadnice působiště jednotlivých sil, viz obr.8. G p. b + m b. g. d - F. a F. a - G p. b + B. c - m b. g. d B = [N] (7) c Obr.7. Reakční síla B [N] vyčíslena ze snímaných hodnot zatížení B 1 [kg] Obr.8. Působící síly na páce měřícího zařízení odbrzďovače 40

41 Obr.9. Grafický průběh snímané hodnoty zatížení tenzometrickým snímačem 6. Experimentální stanovení tlakové síly vyvozené odbrzďovačem Úkolem experimentálního měření zatížení B 1 [kg] tenzometrického snímače zatížení (viz v kapitola 5) bylo získat průběh reakční síly B [N] a z ní stanovit průběh tažné síly vyvozené elektrohydraulickým odbrzďovačem F [N] (viz obr.10) v závislosti na působící odporové síle R [N]. Odporová síla R [N] (8) vzniká jako důsledek zatížení břemenem hmotnosti m b [kg] na rameni páky d [m]. Tlaková síla ELHY je stanovena výpočtem z naměřené reakční síly na snímači B [N] s využitím momentové rovnice (4). Dle vztahu (4) je možno vyčíslit tažnou sílu F [N], tato síla je nižší než tlaková síla ELHY F T [N] o reakční sílu tíhy páky G p [N]. m. b g. d d R = = G b. [N] (8) a a Tab.2. Experimentálně získané hodnoty reakční síly na snímači Hmotnost závaží Reakční síla na snímači Odporová síla Tlaková síla ELHY Hmotnost závaží Reakční síla na snímači Odporová síla Tlaková síla ELHY m b [kg] B [N] R [N] F [N] m b [kg] B [N] R [N] F [N] 0 242, , ,6 231,8 270, ,6 25,8 463, ,8 257,5 245, ,9 51,5 434, ,2 283,3 212, ,9 77,3 424, ,3 309,0 195, ,2 103,0 404, ,6 334,8 175, ,4 128,8 381, ,8 360,5 154, ,3 154,5 357, ,1 386,3 126, ,9 180,3 335, ,3 412,0 98, ,2 206,01 301, ,7 437,8 63,3 Obr.10. Grafický průběh tažné síly ELHY v závislosti na zatížení 41

42 7. Experimentální stanovení doby zdvihu a doby klesání Experimentální měření na měřícím zařízení za účelem stanovení doby zdvihu t z [s] a doby klesání t k [s] pístu elektrohydraulického odbrzďovače (viz obr.13), v závislosti na velikosti zatížení vyvozeného břemenem hmotnosti m b [kg] na rameni páky d [m], bylo prováděno s využitím indukčnostního snímače dráhy WA-T 4. Vzhledem k omezenému měřícímu rozsahu snímače (0 až 20 mm) nebylo možno přímo snímat polohu vysunutí pístu odbrzďovače, snímač byl proto pevně uchycen v rámu měřícího stanoviště ve vzdálenosti 80 mm od osy otočného čepu (viz bod A, obr.5) uchycení páky. Postup experimentu byl založen na měření výšky zdvihu pístu odbrzďovače v závislosti na čase zdvihu a na měření doby klesání pístu do výchozí polohy v závislosti na velikosti zatížení vyvozeného břemenem hmotnosti m b [kg] na rameni páky d [m]. Grafický průběh změny délky l [mm] snímače dráhy jako funkce zdvihu pístu h [mm] odbrzďovače v závislosti na čase zdvihu t z [s] při zatížení páky břemenem hmotnosti m b = 10 kg je znázorněn na obr.11. Obr.11. Grafický průběh doby zdvihu odbrzďovače v závislosti na zatížení Doba zdvihu t z [s] pístu elektrohydraulického odbrzďovače, v závislosti na působícím zatížení m b [kg], byla odečítána z grafu měření, viz obr.11 a získané hodnoty zaznamenávány v tab.3. Na rameno páky byla postupně instalována (ve vzdálenosti d = 525 mm od bodu A, viz obr.8) závaží známé hmotnosti m b [kg] a na indukčním snímači dráhy WA-T byl odečítán zdvih páky l [mm] (ve vzdálenosti 80 mm od čepu A) měřícího zařízení jako funkce zdvihu h [mm] elektrohydraulického odbrzďovače. Průběh zdvihu páky v závislosti na čase byl zaznamenáván prostřednictvím měřící karty DAQ Card E firmy National Instruments v softwarovém měřícím programu vytvořeném v prostředí LabWiew. Vzhledem ke skutečnosti, že páka je uchycena v čepu (bod A, obr.5) a při vychýlení páky vlivem zdvihu pístu odbrzďovače se pohybuje otočně kolem středového bodu A, pak jednotlivé body páky vykonávají pohyb po kružnici. Otáčí-li se páka kolem bodu A úhlovou rychlostí ω [rad/s], pak dle obr.12 vyplývá, že doba zdvihu t z [s] pístu elektrohydraulického odbrzďovače je shodná s dobou t [s] změny délky l [mm] snímače dráhy WA-T 4. Tab.3. Experimentálně získané hodnoty doby zdvihu, klesání a výšky zdvihu Hmotnost závaží Doba zdvihu Doba klesání Výška zdvihu Výška zdvihu Hmotnost závaží Doba zdvihu Doba klesání Výška zdvihu Výška zdvihu m b [kg] t z [s] t k [s] l [mm] h [mm] m b [kg] t z [s] t k [s] l [mm] h [mm] 0 0,4 0,618 18,67 45,47 9 0,994 0,539 14,23 37,65 1 0,415 0,613 18,66 45, ,154 0,532 12,53 35,04 2 0,442 0,596 18,63 45, ,272 0,530 10,83 30,95 3 0,468 0,581 18,62 45, ,465 0,528 8,03 26,83 4 0,503 0,562 18,40 44, ,647 0,524 5,13 19,98 5 0,581 0,557 18,18 44, ,861 0,517 2,71 11,98 6 0,657 0,548 17,41 43, ,025 0, ,0 7 0,762 0,546 16,53 42,55 8 0,891 0,542 15,33 40,49 42

43 Dle obr.12 je možno vyjádřit dráhu pohybu s 1 [m] a s 2 [m] dle vztahu (9): s 1 = e. ϕ [rad], s 2 = a. ϕ [rad] (9) Dochází-li k vyvození úhlové rychlosti ω [rad/s] vlivem působící tlakové síly elektrohydraulického odbrzďovače, pak obvodovou rychlost v 1 [m/s] a v 2 [m/s] bodů páky ve vzdálenosti e [m] a a [m] vyjádříme dle vztahu (10). v = e. ω [m/s], v = a. ω [m/s] (10) 1 2 Obr.12. Rotační pohyb páky kolem otočného bodu A Obvodovou rychlost v 1 [m/s] a v 2 [m/s] lze vyjádřit ze známé dráhy pohybu s 1 [m] a s 2 [m] a doby pohybu t 1 [s] a t 2 [s], viz vztah (11). s1 s2 v 1 = [m/s], v 2 = [m/s] (11) t1 t2 Dosazením vztahů (9) a (10) do výrazu (11) získáváme: s1 e. ϕ e. ϕ ϕ v 1 = e. ω = t 1 = = [s], t1 t1 e. ω ω (12) s2 a. ϕ a. ϕ ϕ v 2 = a. ω = t 2 = = [s] t2 t2 a. ω ω Doba pohybu t 1 [s] změny délky l [mm] snímače dráhy WA-T 4, umístěného ve vzdálenosti e [m] od otočného čepu páky ve vztahu (12) je shodná s dobou t 2 [s] zdvihu h [m] pístu elektrohydraulického odbrzďovače, ve vzdálenosti a [m] od otočného čepu páky, tedy čas zdvihu t z [s] pístu elektrohydraulického odbrzďovače vyjádříme, dle vztahu (13). t = t = t [s] (13) z 1 2 Obr.13. Grafický průběh doby klesání odbrzďovače v závislosti na zatížení Doba klesání t k [s] pístu elektrohydraulického odbrzďovače, v závislosti na působícím zatížení m b [kg], byla odečítána z grafu měření, viz obr.13 a získané hodnoty zaznamenávány v tab.3. Grafický průběh doby zdvihu t z [s] a doby klesání t k [s] pístu elektrohydraulického odbrzďovače v závislosti na působícím zatížení m b [kg] uvádí graf, viz obr

44 Obr.14. Doba zdvihu a doba klesání odbrzďovače v závislosti na zatížení 8. Experimentální stanovení výšky zdvihu Experimentální měření na měřícím zařízení, viz obr.3, za účelem stanovení výšky zdvihu h [m] pístu elektrohydraulického odbrzďovače (viz obr.15), v závislosti na velikosti zatížení vyvozeného břemenem hmotnosti m b [kg] na rameni páky d [m], bylo prováděno s využitím indukčnostního snímače dráhy WA-T 4. Vzhledem k omezenému měřícímu rozsahu snímače (0 až 20 mm) nebylo možno přímo snímat polohu vysunutí pístu odbrzďovače, snímač byl proto pevně uchycen v rámu měřícího stanoviště ve vzdálenosti 80 mm od osy otočného čepu (viz bod A, obr.5) uchycení páky. Postup experimentu byl založen na měření výšky zdvihu páky l [mm] (ve vzdálenosti 80 mm od čepu A) měřícího zařízení jako funkce zdvihu h [mm] elektrohydraulického odbrzďovače. Obr.15. a) Konstrukční rozměr ELHY, b) Grafické znázornění vyčíslené výšky zdvihu h [m] pístu elektrohydraulického odbrzďovače na základě měřené změny polohy l [m] indukčnostního snímače dráhy Vzhledem k obtížnosti algebraického vyčíslení výšky zdvihu h [m] pístu odbrzďovače, ze známé hodnoty změny polohy l [m] snímače dráhy a rozměrových parametrů uchycení ELHY, byla výška zdvihu h [m] řešena graficky. Výška zdvihu pístu h [m] elektrohydraulického odbrzďovače (viz tab.3) je stanovena z grafického znázornění polohy páky při změně výšky zdvihu l [m] snímače dráhy. Obr.15,b znázorňuje polohu páky při vyvozeném zatížení páky břemenem hmotnosti m b = 2 kg, z tab.3 je možno odečíst hodnotu experimentálně získané změny polohy l [m] snímače. Při známé počáteční konstrukční vzdálenosti uchycení tělesa odbrzďovače v rámu měřícího zařízení a místa uchycení pístu odbrzďovače v rameni páky (L = 400 mm, viz obr.15,a) je, při změně 44

45 snímané výšky zdvihu l [m] snímače dráhy, výška zdvihu pístu h [m] odbrzďovače odečítána z obr.15,b. Obr.16. Výška zdvihu odbrzďovače v závislosti na zatížení Grafický průběh výšky zdvihu h [mm] pístu elektrohydraulického odbrzďovače v závislosti na působícím zatížení m b [kg] uvádí graf, viz obr Závěr V příspěvku je v úvodních kapitolách popisován princip činnosti a konstrukční řešení elektrohydraulického odbrzďovače, včetně popisu realizovaného experimentálního stanoviště pro určení požadované doby zdvihu, doby klesání, výšky zdvihu a působící tlakové síly pístu odbrzďovače v závislosti na vyvozeném zatížení. V následujících kapitolách jsou postupně uvedeny výsledky experimentálních měření prováděných, v laboratoři Ústavu výzkumu a zkušebnictví, Institutu dopravy, VŠB-TU Ostrava, na měřícím stanovišti diagnostiky elektrohydraulického odbrzďovače. Průběh tažné síly ELHY v závislosti na zatížení uvádí obr.10, tažná síla byla vyčíslena z měřené hodnoty zatížení tenzometrického snímače zatížení. Doba zdvihu a doba klesání pístu odbrzďovače je uvedena na obr.14. Výška zdvihu pístu h [m] elektrohydraulického odbrzďovače (viz obr.16) byla stanovena z grafického znázornění polohy páky při změně výšky zdvihu l [m] snímače dráhy. 6. Seznam literatury [1] [2] [3] Abstract: The paper in theoretic parts describe structural design and working principle of the electrohydraulic thruster ELHY. In experimental parts setting, in terms of to take measurements, compressive force, lifting height, lifting time and time falling electro-hydraulic thruster depending on eduction load. Recenzoval: Doc. Ing. Jiří Pavliska, CSc. 45

46 PŘEJEZD MOSTOVÉHO JEŘÁBU PŘES VÝŠKOVOU NEROVNOST Leopold HRABOVSKÝ 6 Klíčová slova: mostový jeřáb, výšková nerovnost, kmitání nosníku jeřábu. Abstrakt: Článek teoreticky popisuje přejezd jednonosníkového mostového jeřábu přes výškovou nerovnost ve stykové ploše jeřábových kolejnic. Na základě vytvořeného dynamického modelu je sestavena pohybová rovnice při přejezdu mostového jeřábu přes výškovou nerovnost ve stykové ploše jeřábových kolejnic a z ní vyjádřen časový průběh výchylky rozkmitaného mostu vlivem budící síly. 1. Úvod Během jízdy jeřábů mostového typu po pevně vedené dráze, tvořené jeřábovými kolejnicemi, dochází při přejezdu jeřábových kol přes nerovnosti ve stykových plochách kolejnic k rázům soustavy břemeno, jeřáb a jeřábová dráha. Přejezd mostového jeřábu přes nerovnosti ve stykových plochách kolejnic se projeví účinky pojezdu, které vyvolávají svislá zrychlení kol zařízení, ta jsou závislá na sestavě zařízení (rozmístění jeho hmotnosti, pružnosti zařízení a pružnosti jeho závěsu), rychlosti pojezdu a průměru kol [1, str.8]. Dynamické síly vybuzené výškovou nerovnosti kolejnice (jízdní dráhy) vyvolávají buzení a tím i kmitání hmot. Dynamické síly jsou vertikální a způsobují mimo jiné i zvýšení kolových tlaků a tím i celkové zvětšení silových účinků na nosnou konstrukci, včetně jeřábové dráhy. 2. Omezující předpoklady řešení V následujícím řešení je předpokládáno, že: - nerovnost ve stykových plochách jeřábových kolejnic se vyskytuje pouze na jedné straně jeřábové dráhy, - nerovnost se nachází v blízkosti sloupu jeřábové dráhy a proto nosník jeřábové dráhy je možno předpokládat jako absolutně tuhý, - mostový jeřáb je podepřen na čtyřech pojezdových kolech uložených v příčnících, - břemeno je zavěšeno na zdvihových lanech, která jsou maximálně navinuta na lanový buben, tedy břemeno se nachází v nejvyšší poloze zdvihu, proto je z důvodu tuhosti pružnost lan zanedbávaná, - hmotnost břemene m b [kg], jeřábové kočky m k [kg] a nosníku jeřábového mostu m q [kg] je nahrazena jedinou diskrétní hmotou umístěnou ve středu rozpětí jeřábového mostu, - příčníky mostu jsou absolutně tuhé, - mostový jeřáb se pohybuje konstantní rychlosti v [m/s]. 3. Stanovení dynamického modelu, určení pohybové rovnice Pojíždí-li jednonosníkový mostový jeřáb po jeřábové dráze konstantní rychlosti v [m/s] a v daném okamžiku najede přední jeřábové kolo, umístěné v příčníku, na výškovou nerovnost ve styku kolejnic, která se nachází v blízkosti sloupu jeřábové dráhy, způsobí ve velmi krátkém časovém úseku vertikální posuv kola o hodnotu u(t) [m] [2, str.108]. Konec nosníku jeřábu uchyceného k tomuto příčníku se posune ve vertikálním směru, dle obr.1, o hodnotu: 6 Doc. Ing. Leopold Hrabovský, Ph.D, Fakulta strojní, VŠB-TU Ostrava, Institut dopravy, Ústav dopravních a úpravnických zařízení, 17. listopadu 15, Ostrava-Poruba, Česká republika, tel.: (1719), fax: , leopold.hrabovsky@vsb.cz 46

47 i 1. u(t) [m] i Je-li nosník jednonosníkového mostového jeřábu uchycen ve středu příčníku, pak lze předpokládat, že i 1 = i 2 = i/2 [m], tedy vztah (1), lze upravit do tvaru (2): i/2 1. u(t) =. u(t) [m] i 2 Vertikální posun konce nosníku dle vztahu (1) nebo (2), který se nachází nad větví jeřábové dráhy s výškovou nerovností ve stykové ploše jeřábových kolejnic, vyvolá kmitání břemene a nosníku jeřábového mostu. Vyvozené kmitání je příčinou vzniku vertikálních dynamických sil. K vyšetření kmitání uvažujeme Johnsson dynamický model dle obr.2. (1) (2) Obr.1. Jednonosníkový mostový jeřáb, pohled ze strany příčníku V Johnsson dynamickém modelu značí m [kg] součet hmotnosti břemene, hmotnosti jeřábové kočky a redukované hmotnosti nosníku mostu do středu rozpětí jeřábového mostu L [m]. Tuhost nosníku jeřábového mostu předpokládáme k [N/m]. Posuv pravé podpěry o hodnotu dle vztahu (1) vyvolá ve středu rozpětí mostového jeřábu posuv y 2 (t) [m], viz vztah (3): L/2 i1 1 i1 y 2(t) =.. u(t) =.. u(t) [m] (3) L i 2 i Obr.2. Johnsson dynamický model Je-li nosník jednonosníkového mostového jeřábu uchycen ve středu příčníku, pak posuv pravé podpěry dle vztahu (2) vyvolá ve středu rozpětí mostového jeřábu posuv y 2 (t) [m], viz vztah (4): L/2 1 1 y 2(t) =.. u(t) =. u(t) [m] (4) L

48 Výšková nerovnost ve stykové ploše jeřábových kolejnic je vyjádřena v [1, str.23] prostřednictvím přibližné funkce h(t) (5) pro rozkmitaný elasto-kinetický model: h s h(t) =. (1 - cos ω. t), kde ω. t = π (5) 2 Rozdílnost přibližné funkce h(t) vyjádřené v kosinovém nebo parabolickém tvaru, dle [1], se skutečnou hodnotou trajektorie pohybu středu pojezdového kola přes výškovou nerovnost uvádí [3]. Uvážíme-li výše specifikované veličiny a absolutní tuhost sloupů jeřábové dráhy, je možno vyjádřit dynamické schéma, viz obr.3, kde buzení systému vyvolává funkce u(t), vyjadřující přejezd mostového jeřábu přes nerovnost jeřábové dráhy. Uvážíme-li absolutně tuhé těleso o hmotnosti m [kg] (diskrétní hmota umístěna ve středu rozpětí jeřábového mostu v níž je obsažena hmotnost břemene m b [kg], jeřábové kočky m k [kg] a redukované hmotnosti nosníku 17/35 ( 0,49). m q [kg]), vázané k rámu (jeřábové dráze) pružinou o tuhosti k [N/m]. Diskrétní hmota má možnost pohybu ve svislém směru, pak při vychýlení hmoty na ní působí direkční síla F D = k y [N] proti směru vychýlení, viz obr.3. Obr.3. Dynamické schéma Dle [4, str.22] platí, že při rozkmitání nosníku mostového jeřábu není praktický rozdíl mezi frekvencí tlumeného Ω 0 [1/s] a netlumeného kmitání Ω [1/s], neboť kruhová frekvence útlumu Ω b [1/s] je malá (viz obr. [5]). Pak náhradní schéma jeřábového mostu a pohybovou rovnici kmitání nosníku tlumeného odporem úměrným rychlosti můžeme s dostatečnou přesností nahradit pohybovou rovnici kmitání nosníku tlumeného tuhostí nosníku (pružiny) jeřábového mostu, viz vztah (6). Pohybová rovnice diskrétní hmoty m [kg], viz obr.3: 1 i1 m. a - F D = 0 m. y + k. y -.. u(t) = 0 (6) 2 i Úpravou vztahu (6) získáváme: 1 i m. y + k. y = k.. 1. u(t) (7) 2 i Rovnici (7) podělíme výrazem m [kg]: k k 1 i i y +. y =... u(t) y + Ω. y = Ω.. 1. u(t) (8) m m 2 i 2 i kde Ω = k / m [rad/s] - vlastní úhlová frekvence netlumených kmitů, ω [rad/s] - úhlová frekvence budící funkce, viz vztah (9) a obr.4, h s u(t) = -. (1 - cos ω. t) [m], viz [1, str.23], [2, str.103]. 2 Dobu periody t p [s] je možno dle obr.4 a dle [1, str.23, obr.d.3], stanovit dle vztahu (9), předpokládáme-li, že se jeřáb pohybuje konstantní rychlostí v [m/s]: s π π. v t p = = ω = [rad/s] (9) v ω s 48

49 kde s [m] posun středu jeřábového kola ve vodorovném směru při přejezdu kola přes nerovnost výšky h s [m] ve stykové ploše kolejnic, odvození viz obr.5, vztah (32). Obr.4. Přejezd jeřábového kola přes výškovou nerovnost 4. Řešení diferenciální rovnice Výraz v rovnici (8) je nehomogenní lineární diferenciální rovnici II. řádu s konstantními koeficienty. Obecné řešení této rovnice se skládá z řešení homogenní rovnice (bez pravé strany) y 0 a z řešení partikulárního y p : y(t) = y 0 + y p (10) Řešení homogenní rovnice (bez pravé strany) y 0, lze předpokládat ve tvaru: λ.t y 0 = C. e (11) Provedeme první a druhou derivaci výrazu v rovnici (11): λ.t λ.t d(c. e ) λ.t d(c. λ. e ) 2 λ.t y 0 = = C. λ. e, y 0 = = C. λ. e (12) dt dt Vztahy (11) a (12) dosadíme do rovnice (8) bez pravé strany: 2 2 λ.t 2 λ.t λ.t 2 2 y + Ω. y = 0 C. λ. e + C. Ω. e = 0 / C. e λ + Ω = 0 (13) Kořeny charakteristické rovnice (13): λ = - Ω λ = - Ω = ± i. Ω (14) Řešení homogenní rovnice (bez pravé strany) y 0 má tvar: i. Ω. t -i. Ω y. t 0 = C 1. e + C 2. e (15) i. Ω. t Pomocí Eulerových vztahů: e = cos Ω. t + sin Ω. t lze vztah (15) upravit do tvaru: y 0 = A 1. cos Ω. t + A 2. sin Ω. t = B. sin ( Ω. t + φ 0) (16) Řešení partikulární rovnice y p je závislé na tvaru pravé strany nehomogenní lineární diferenciální rovnice II. řádu, viz vztah (8). Je-li obecně pravá strana diferenciální rovnice B(t): a.t B(t) = e. [ P m(t). cos b.t + R n(t). sin b.t ] m n pak lze řešení pravé strany předpokládat ve tvaru: a.t k y p = e. [ S m(t). cos b.t + T n(t). sin b.t ]. t (17) Řešení partikulární y p rovnice (8) předpokládáme ve tvaru: y p = A 3 + A 4. cos ω. t + A 5. sin ω. t (18) Provedeme první a druhou derivaci výrazu v rovnici (18): 2 2 y p = - A. 4 ω. sin ω. t + A 5. ω. cos ω. t, y p = - A 4. ω. cos ω. t - A 5. ω. sin ω. t (19) Vztahy (18) a (19) dosadíme do rovnice (8): A 4. ω. cos ω. t - A 5. ω. sin ω. t + Ω. ( A 3 + A 4. cos ω. t + A 5. sin ω. t ) = 2 1 i (20) 1 = Ω... u(t) 2 i Do vztahu (19) dosadíme za u(t) výraz dle [1, str.23], viz vztah (21), konstantu na pravé straně nahradíme výrazem A viz (22) a rovnici upravíme do tvaru (23) 49

50 hs u(t) = -.( 1 - cos ω. t) (21) 2 1 i1 hs A =.. 2 i A 4. ω. cos ω. t - A 5. ω. sin ω. t + Ω. A 3 + Ω. A 4. cos ω. t + Ω. A 5. sin ω. t = (22) 2 2 = - Ω. A + Ω. A. cos ω. t V rovnici (22) určíme jednotlivé konstanty: Ω u cos ω.t: - A 4. ω + Ω. A 4 = Ω. A A 4 = A. 2 2 Ω - ω 2 2 u sin ω.t: - A 5. ω + Ω. A 5 = 0 A 5 = 0 (23) 2 2 Ω. A 3 = - Ω. A A 3 = - A Konstanty dosadíme do předpokládaného partikulárního řešení nehomogenní lineární diferenciální rovnice II. řádu s konstantními koeficienty, viz vztah (18): 2 2 Ω 1 i1 hs Ω y p = - A + A. cos ω. t =... cos ω. t (24) Ω - ω 2 i 2 Ω - ω Obecné řešení nehomogenní lineární diferenciální rovnice II. řádu s konstantními koeficienty se skládá z řešení homogenní rovnice (bez pravé strany) y 0 (16) a z řešení partikulárního y p (24): 2 1 i Ω 1 hs y(t) = y 0 + y p = A 1. cos Ω. t + A 2. sin Ω. t +... cos ω. t (25) 2 i 2 Ω - ω V rovnici (25) první dvě součtové složky, tj. A 1. cos Ω. t + A 2. sin Ω. t vyjadřují volné kmitání, poslední složka vyjadřuje vynucené kmitání vyvolané budící silou při průjezdu pojezdového kola přes výškovou nerovnost ve stykové ploše jeřábových kolejnic. V rovnici (25) určíme integrační konstanty A 1 a A 2 z počátečních podmínek, je-li t = 0 je y = 0 a současně i v y = y = 0: 2 1 i1 hs Ω y(0) = A 1. cos 0 + A 2. sin cos 0-1 = i 2 Ω - ω (26) 2 1 i1 hs Ω A 1 = i 2 Ω - ω 2 1 i1 hs Ω y (0) = - A 1. Ω. sin 0 + A 2. Ω. cos ω. sin 0 = i 2 Ω - ω (27) A 2 = 0 Obecné řešení v konečném tvaru: i1 hs Ω 1 i1 hs Ω y(t) = cos. t... cos ω. t - 1 = 2 2 Ω i 2 Ω - ω 2 i 2 Ω - ω (28) 2 1 i1 hs Ω =... (cos ω. t - cos Ω. t) + cos Ω. t i 2 Ω - ω Rovnici (28) je možno upravit do tvaru: i1 hs Ω Ω y(t) =.... cos ω. t -. cos Ω. t + cos Ω. t -1 = i 2 Ω - ω Ω - ω i1 hs Ω Ω =.... cos ω. t + cos Ω. t = i 2 Ω - ω Ω - ω 1 i1 hs = (. cos ω. t - ω. cos. t ) i 2 Ω Ω Ω - ω pro 0 t tp (29) 50

51 Grafický průběh funkce y(t), dle vztahu (29), v čase t = 0 až t p [s] uvádí obr.6. Doba periody t p = 0,037 s je stanovena dle vztahu (9) pro pojezdovou rychlost jeřábu v = 80 km/h = 1,333 m/s a pro posun s = 49,749 mm, dle vztahu (31), středu jeřábového kola průměru D = 500 mm ve vodorovném směru při přejezdu kola přes nerovnost výšky h s = 5 mm ve stykové ploše kolejnic. Diskrétní hmotnost m [kg] je vyčíslena dle vztahu m = m b + m k + 0,49. m q (q. L) = ,49. 26,7. 5,6 = ,6 = 191,6 kg, tuhost nosníku HEB 120 k = 4, N/m. π Dosadíme-li za hodnotu času t = t = dle vztahu (9) do výrazu (29), získáváme: ω p 1 i hs 1 t 2 i 2 ω Ω 1 p y(t) = cos Ω. t + cos Ω. t pro t t (30) p 5. Trajektorie pohybu středu jeřábového kola při přejezdu přes nerovnost Dle obr.5,b vyplývá: R = s + x = s + (R - h) = s + (R - 2. R. h + h ) R. h = s + h s = 2. R. h - h = D. h - h s = D. h - h [m] (31) Předpokládáme-li, že výšková nerovnost ve stykové ploše jeřábových kolejnic h [m] je vůči průměru pojezdového kola malá, pak je h 2 [m 2 ] hodnotou ještě menší a pokud tuto hodnotu zanedbáváme, je možno vztah (31) upravit do tvaru: s D. h = 2. R. h [m] (32) Obr.5. Přejezd jeřábového kola přes výškovou nerovnost Obr.6. Grafický průběh funkce y(t), dle vztahu (29), v čase t = 0 až t p [s] 51

52 5. Seznam literatury [1] ČSN ISO Jeřáby. Zásady výpočtu zatížení a kombinací zatížení. Část 1: Všeobecně. Datum vydání [2] Cvekl, Z.: Teorie a stavba zdvihacích strojů II. ČVUT Praha [3] Hrabovský, L.: Trajektorie pohybu jeřábových kol při přejezdu přes nerovnosti jeřábových drah. Časopis Technický magazín - Stroje a nářadí pro stavbu, údržbu a těžbu, ročník VI, č.1/2008. ISSN [4] Hrabovský, L.: Teoretické předpoklady přetvoření a útlumu kmitání jednonosníkového mostového jeřábu. Elektronický odborný časopis o konstrukci a provozu zdvihacích, manipulačních a transportních zařízení a dopravních prostředků Zdvihací zařízení v teorii a praxi. Číslo 2/2006, prosinec ISSN , str Abstract: The article abstractedly describe crossing single beem roadway crane over many-storied unevenness in strike flat of crane rails. On basis to creation dynamic model is create motion equation at crossing of the roadway crane over many-storied unevenness in strike flat by rails and from they formulation time behaviour yaw vibrate bridge owing to alarm-clock force. Recenzent: Doc. Ing. Jiří Pavliska, CSc. 52

53 NETWORK CONTROL SYSTEM OF BRIDGE CRANE Ľubomír JASENOVEC, Ján BURÁK, Peter BIGOŠ, Ján JADLOVSKÝ 6 Keywords: Network control system, bridge crane Abstract: Presented contribution describes a designed network control system for control of the bridge crane model. Problems of actual configuration, caused by complex wiring of actual centralized control system, and some negative effects in the crane operations are described. Network control system is good way to eliminate some problems. 1. Introduction In the VEGA project there was a distributed control system (DCS) built to control the bridge crane model. Functions of control system can be distributed in vertical and horizontal direction. Vertical distribution of control system is already implemented. It divides control system into technology level including control by programmable logic controller (PLC), SCADA/HMI level and information level. Horizontal distribution assumes distribution on each level into more nodes, connected together through communication network. Next step in evolution of this distributed control system is to build network control system (NCS), which is distributed system on the lowest, technology level. Building of NCS results from bridge crane construction and its operation with standard centralized control system. Network used in control system offers possibilities of easily connect more devices to control system depending on research work running on bridge crane, like a prediction of lifetime constructions in mechanical engineering. 2. The model of bridge crane A support structure of the model of bridge crane is created from double girders and crossbeams (pic.1). For motion of the bridge, crab and for hoist are used electric motors Nord (M). On the crane structure are applied strain gauge sensors (SG), incremental rotary counters (IRC) and inductive sensors (IS) for anti-skewing system and durability applications [1] and also limit switches (LS) for determination of crane work area (Pic.1). Pic.1 Crane structure and distribution of control system elements Selected parameters of the crane model are in Tab. 1 [2]: 6 Ján Burák, Prof. Ing. Peter Bigoš, CSc., Strojnícka fakulta, Technická univerzita v Košiciach, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Letná 9, Košice, Slovenská republika, tel.: , jan.burak@tuke.sk 53

54 Tab.1 Selected parameters of the crane model crane parameter value lifting capacity 100kg total crane weight 135kg wheel base 0,7m span of bridge 2,5m span of crab 0,4m Pic.2. Model of the bridge crane 3. Actual distributed control system Lowest level of this DCS is based on Allen-Bradley PLC 5/25, PLC provides control of position of the crane in 3 directions and eliminating of swing-out of load. Proximity sensors, Pic.3. Structure of actual control system incremental sensors, frequency drives (GS) and strain gauges are connected direct to PLC. PLC is connected through RS232 interface or through DH+ technology network to SCADA/HMI level, which is represented by application created in InTouch software. This provides supervisor control by operator, without presence in work area of crane. This PC makes also connection between PLC and PC on information level by transferring data from PLC to database based on ORACLE products. Information level now contains database of data collected from crane and this are accessible through internet by ORACLE applications. 54

55 All sensors on control system technology level are connected direct into PLC. System for measurement of torsion of the bridge crane structure based on strain gauge data acquisition system Spider 8 is installed on technology level too, but it is independent from control system. Data from measurement is actually processed by software on SCADA/HMI level. Results of these measurements can be also used to improve control of whole crane considering structure loading and lifetime. Diagram of current control system on the technology level is shown at Pic Current control system problems Now, proximity sensors, incremental sensors, torsion sensors and frequency drives are connected on technology level direct by mass of cables. There is a system to measure torsion of the bridge construction installed on technology level, which contains also a lot of cables. Wiring is placed in moving cable channels that produces a great number of operation faults, correction of faults is difficult because of complicated construction. Other problem is implementation of torsion measurement results into control system. Current system process measured data on SCADA/HMI level in Spider 8 utility software Catman. Measurement results can be linked into PLC from this software with difficulties, but uncertain in connection and large time delay can occur on this link. All these reasons lead to build network control system. 4. Network control system Structure of NCS is mainly based on bridge crane construction. We decide to use PLC as a regulator node and 2 distributed I/O blocks to connect all sensors and actuators. First distributed I/O block with 2 frequency drives and Spider 8 system will be placed in enclosure mounted on bridge construction. Second block with other 2 frequency drives will be placed on crane crab. Connection between I/O blocks and main PLC cabinet will be done by 2 cables placed in flexible cable channel, more exactly power cable and network cable. Whole local cabling on bridge and crane crab is fixed on construction. No important changes are made from the view of control algorithm. Changes of control system are mainly in hardware structure of control system, which means adding and configuring network and setting up I/O blocks. Technology network RemoteIO is used in NCS. Control system works with old PLC program, SW changes are made only in addressing of I/O points in PLC memory. Control of position and swing-out is still based on standard algorithms, regulation parameters will be tuned to decrease influence of network delay induced on used technology network. Pic.4. Network control system 55

56 Disadvantages of NCS are in occurrence of network induced delays, which affects control quality. This problem can be solved by using methods to design NCS. This NCS is also used to verify new suggested or improved existing methods to design NCS. Next, network faults can occur on network. In this case PLC can indicate error on network, I/O blocks and actuators are configured to eliminate damages on crane construction. From the construction point of view, some changes are needed. First, mounting of enclosures of the I/O blocks is needed, one enclosure on bridge, one enclosure on crane crab. Both suggested enclosures have dimensions of 400x400x200mm. Spider 8 system is mounted outside of enclosures because of its construction. Measurement results can be transmitted into PLC through RS232 link. Second alternative is to connect strain gauges directly into distributed I/O blocks by specialty input modules, but algorithms have to run in PLC. Diagram of designed network control system is on Pic Conclusion NCS for control of the bridge crane model is good way to eliminate some problems in standard crane operation. Using methods to design NCS is sufficient to eliminate problems caused by using technology network in control system. NCS is now ready to provide advantages for using in next research targets. Presented contribution is solving in Department of structure, transport and logistics in terms of project VEGA 1/0146/08 Material flows and logistics, innovation processes in structures of handling and transport devices as active logistics elements, with effort of increasing their responsibility. 6. References [1] BURÁK, J.: Dizertačná práca, Príspevok k on-line stanoveniu životnosti vodiacej štruktúry mostového žeriava od priečenia, Košice, 2006 [2] BURÁK, J. KUľKA, J., MANTIČ, M.: In. Príspevok k stanoveniu životnosti vodiacej struktury mostových žeriavov pri zaťažení od priečenia, Brno, 2007 [3] JASENOVEC, Ľ.: Distribuovaný systém riadenia automatizovaného mostového žeriavu. In: Novus scientia 2006 : 9. celoštátna konferencia doktorandov technických univerzít a vysokých škôl, Košice, 2006 [4] JASENOVEC, Ľ., JADLOVSKÝ, J.: Effect of using technology network in control of the positioning system. In: International Carpathian Control Conference 2008: Proceeding of International Carpathian Control Conference: Romania, Sinaia: University of Craiova, 2008 Recenzent: Ing. Miroslav Hami Developer - Process Control Systems Cold End - Cold Rolling Mill, Coated products BSC Europe U. S. Steel Košice, s.r.o. 56

57 TECHNICKÉ MOŽNOSTI ZKLIDŇOVÁNÍ DOPRAVY VEDOUCÍ K VYŠŠÍ BEZPEČNOSTI PROVOZU V SILNIČNÍ DOPRAVĚ Vladislav KŘIVDA 7 Klíčová slova: silniční doprava, zklidňování, bezpečnost Abstrakt: Článek popisuje problematiku zklidňování dopravy v obcích, zabývá se různorodostmi zájmů různých účastníků silničního provozu a poukazuje na některé novinky vedoucí ke zvýšení bezpečnosti provozu na pozemních komunikacích. Článek se opírá o zkušenosti a návrhy pracovníků a spolupracovníků Laboratoře silniční dopravy při Institutu dopravy, FS, VŠB-TU Ostrava. 1. Úvod Vývoj dopravní nehodovosti (viz obr.1) má v posledních letech mírně klesající trend, především co se týče počtu usmrcených a zraněných osob. Absolutní počty jsou však stále vysoké a tudíž je stále nutné přicházet s novými technickými řešeními, které budou přispívat k vyšší bezpečnosti na našich silnicích. V příspěvku jsou uvedeny některé již osvědčené a některé nové možnosti zklidňování silniční dopravy. INDEX rok 1990=100% Rok Počet nehod Usmrceno POČET NEHOD USMRCENO TĚŽCE ZRANĚNO LEHCE ZRANĚNO Obr.1. Vývoj nehodovosti v České republice [1] 2. Problematika zklidňování dopravy v obcích Zklidňováním dopravy v obcích se rozumí soubor různých opatření, která mají sloužit ke zvýšení užitné hodnoty dané pozemní komunikace, zlepšení životního prostředí a především ke zvýšení bezpečnosti všech účastníků silničního provozu zejména chodců a cyklistů a to na úkor dosud nadřazeného postavení automobilové dopravy. Hlavní snahou je tedy sladit charakter prostoru pozemní komunikace s jejími funkcemi a funkcemi oblasti, kterou prochází. Doprava by neměla být jedinou preferovanou funkcí uličního prostoru. Jde především o automobilovou dopravu, která nesmí být nadřazována nad ostatními druhy dopravy. Jinými slovy automobilová doprava se musí přizpůsobit prostředí obydlené oblasti (snížení rychlosti, 7 Ing. Vladislav Křivda, Ph.D, Fakulta strojní, VŠB Technická univerzita Ostrava, Institut dopravy, Ústav silniční dopravy, Laboratoř silniční dopravy, tř. 17. listopadu 15, Ostrava-Poruba, Česká republika, tel.: , fax: , vladislav.krivda@vsb.cz; 57

58 plošných nároků atp.) a je v neposlední řadě nutné zvýšit bezpečnost provozu a to především těch nejzranitelnějších (děti, senioři, imobilní občané a cyklisté). Podívejme se stručně do historie [2]. Ve 20. letech minulého století se objevuje nekritická fascinace automobilem. Automobil je považován za symbol pokroku a prosperity a jsou bohužel opomíjeny negativní aspekty (např. také riziko dopravních nehod a s tím spojená úmrtí a zranění osob, příp. materiální škody). Automobil se stává měřítkem plánování sídel a proto se mu uvolňuje prostor. Po 2. světové válce dochází k masivní výstavbě komunikační sítě. Využívají se příležitosti při přestavbě vybombardovaných měst západní Evropy, současně však dochází k úpadku systémů veřejné dopravy. V 70. létech vlivem rostoucí životní úrovně (zejména v západní Evropě) a vlivem zvýhodňování automobilové dopravy dochází k jejímu prudkému rozmachu, budují se stále nové komunikace a mimoúrovňové křižovatky, které však záhy přestávají kapacitně stačit a situace se stále zhoršuje (obdobně tomu tak je v případě parkování a odstavování vozidel). Tento trend bohužel přetrvává dodnes. Jak již bylo řečeno, stává se dopravní funkce v uličním prostoru funkcí dominantní. Automobilová doprava (v pohybu i v klidu) má velké prostorové nároky na úkor ploch pro chodce, cyklisty, zeleň atp. Chodci, kteří dříve volně využívali celou plochu ulice byli vykázáni na úzké chodníky, přecházení vozovky je omezeno na přechody, nadchody a podchody, z čehož plyne, že pohyb chodců je omezen a zpomalen. Silný automobilový provoz navíc omezuje veřejnou dopravu, čímž dochází ke zhoršení dopravní obslužnosti území. V neposlední řadě dochází ke zhoršení životního prostředí obytných sídel (exhalace, hluk atd.) a poškozování zdraví obyvatel a omezování jejich životních aktivit. Dalším problémem je zhoršení estetické funkce uličního prostoru. Obrazu dnešních ulic dominují jedoucí a (a to především) parkující automobily, výrazně se projevují i dopravní zařízení (světelná signalizační zařízení, svislé a vodorovné dopravní značky, sloupy trakčního vedení atp.) viz obr.2. Obr.2. Zhoršená estetická funkce uličního prostoru [2] Namísto prostoru sdružujícího mnoho funkcí se ulice stává jednoúčelovou (dopravní) plochou, hlavní dopravní tepny a mimoúrovňové křižovatky se především pro chodce stávají obtížně překonatelnými bariérami (srovnatelnými se středověkými hradbami), automobilismus ovlivňuje neúměrnou plošnou expanzi měst a nabourává víceúčelovost sídelních celků. Došlo k výrazné změně životního stylu, ulice již nemá roli obytného prostoru (nejzávažnější důsledky u dětí zhoršený fyzický i psychický vývoj), dochází k přerušení sociálních vazeb a kontaktů (rozklad sousedských vztahů a komunikace mezi lidmi, stažení se do sebe). Ve snaze uniknout před negativními důsledky dopravy tráví lidé více volného času mimo bydliště (sport, kultura, rekreace) to opět generuje další dopravu, což opět zhoršuje životní prostředí, snižuje bezpečnost... Se ztrátou atraktivity frekventovaných ulic se snižuje i atraktivita zde umístěných obchodů a nakupování v centru vůbec. Obchodní aktivity se přesouvají do příměstských nákupních center dostupných automobilem to opět generuje další dopravu, což opět zhoršuje životní prostředí, snižuje bezpečnost... Navíc tak nastává proces degradace funkcí lidských sídel a ohrožování malých obchodů jako neopomenutelnou součást uličního prostoru. 58

59 3. Různorodost zájmů v uličním prostoru Je nutné analyzovat zájmy všech skupin účastníků silničního provozu, tj. automobilistů, veřejné hromadné dopravy, chodců, cyklistů, příp. dalších [2]. Nejprve se podívejme na zájmy automobilistů (tj. individuální automobilové dopravy - IAD). Co se týče dopravy v pohybu, tak tyto zájmy vyplývají především z funkce dané komunikace. Tzn., že na komunikaci s funkcí převážně dopravní je hlavním zájmem plynulost dopravy přiměřenou rychlostí, naopak na komunikaci s funkcí převážně obslužnou je hlavním zájmem dobrá dostupnost jednotlivých objektů. Nutno tedy zajistit přijatelně nízké, městskému prostředí odpovídající rychlosti, přehlednost a srozumitelnost dopravních situací a potřebných rozhledových poměrů (špatný příklad viz obr.3). Obr.3. Dopravní značení splývající v záplavě reklamních poutačů [3] Tzv. doprava v klidu (odborněji řečeno parkování a odstavování vozidel ) závisí na funkční využití přilehlého území (sídliště, nákupní centrum, centrum města atp.). Parkování je prostorově náročné, nesprávné parkování ohrožuje bezpečnost chodců, komplikuje průjezd veřejné hromadné dopravy, hasičů atp. Je nutno zamezit nesprávnému parkování např. fyzickými zábranami. Pro svou kapacitnost a ekologičnost je hromadná osobní doprava (HOD) vhodným prostředkem pro město ke zmírnění expanze IAD. HOD však musí být pro potenciální uživatelé dostatečné atraktivní. Klíčová je především cestovní rychlost, jinými slovy doba trvání ode dveří ke dveřím, což ovlivňuje vhodné umístění zastávek (tzn. minimalizace docházkové vzdálenosti), vhodné intervaly spojů, návaznost spojů v přestupních uzlech atp. Je nutné usilovat o co nejkratší zdržení na zastávkách. Dalším klíčových aspektem je komfort, kvalita a spolehlivost. Jízda vlastním automobilem je vnímána jako velmi komfortní způsob přepravy. HOD zde musí konkurovat, tzn. je třeba dbát především na vybavení zastávek (přístřešky, sedačky, osvětlení, informační systém, čistota údržba), cestovní komfort (čisté, pohodlné, větrané a vytápěné soupravy), spolehlivost dopravy (dodržování jízdních řádů a minimalizace zpožďování spojů), jednotný a srozumitelný informační systém, vytváření dobrého firemního image dopravce, progresivní a srozumitelnou tarifní politiku atp. Problémem pro HOD (a to hlavně v případě autobusové a trolejbusové) jsou dopravní zácpy způsobené automobilovou dopravou. K preferenci lze využít např. následující opatření: přednostní průjezd HOD na světelně řízených křižovatkách, vyhrazené jízdní pruhy pro HOD (viz obr.4 vlevo), vybrané komunikace zklidnit (provoz pouze HOD, tj. bez IAD) atp. Kde je nutné dosáhnout vysoký účinek zklidnění, je možno také místo zastávek v zálivu preferovat zastávky v jízdním pruhu (obr.4 vpravo). Obr.4. Preference hromadné osobní dopravy [2] 59

60 Další skupinou zájmů jsou zájmy chodců. Pohyb chodců je charakterizován především svou nepravidelností, pružností a spontánností. Jde o nejpřirozenější formu pohybu a zároveň nejčastější. Intenzita pěšího proudu je závislá na délce cesty a na její atraktivitě a i jeho skladba je velmi nesourodá. Jde jednak o věkovou nesourodost a jednak o účelová nesourodost (za prací, na nákup atp.). Chování chodců v uličním prostoru se dá charakterizovat následovně. Zcela samostatně se zde pohybují i docela malé děti. Rychlost pohybu chodce je cca 2,0 6,5 km/h (dle účelu cesty a věku chodce). V porovnání s automobilovou dopravou zde tráví chodec delší dobu, vnímání okolí a jeho detaily je u chodců výrazně vyšší než u motoristy. Vizuální nápadnost chodců je však nízká (zvláště v noci) správný příklad zvýraznění předškolních dětí je na obr.5. Psychologická neochota chodců vyčkávat po 30 sekundách čekání na přechodu pro chodce na červené dochází často k rizikovému přecházení. Obr.5. Zvýraznění předškolních dětí pohybujících se na ulici (Bergen, Norsko) [autor] Co se týče zájmů cyklistů, je nutno podotknout, že cyklisté jsou stále přehlíženou skupinou účastníků silniční dopravy (i přes výrazné zlepšení v posledních letech). Jde opět o velmi rozmanitou skupinu (děti, senioři,...), ale již nejde o úplnou nahodilost a spontánnost jako u pěšího pohybu. Obliba cyklistiky způsobuje nárůst cyklistů v dopravním proudu (i v zimě). V dopravním proudu se pohybuje velký podíl cyklistů, kteří z různých důvodů nedokáží udržet stálý směr jízdy (opět např. děti, senioři atp.). Důležitou roli hraje možnost zaparkování kol (vč. zabezpečení). Zajímavým řešením pro cyklisty je zpřístupnění jednosměrných komunikací pro cyklisty, resp. i pro MHD (je-li do prostorově možné) viz obr.6. K dalším zájmům v uličním prostoru můžeme uvést zájmy místních obyvatel, hasičů, údržby silnic a dalších. V případě prvně jmenovaných jde o to, že obyvatelé přilehlé zástavby pochopitelně vyžadují co možná nejméně rušné místní komunikace, co nejvíce prostoru pro život a vysokou bezpečnost. Obr.6. Dopravní značení ilustrující zpřístupnění jednosměrných komunikací cyklistům a městské hromadné dopravě [2] 4. Technická opatření zklidňování silniční dopravy Z hlediska rozsahu a charakteru dopravy dělíme tato opatření do tří základních skupin [2]. Za prvé jde o místní bodová opatření, kdy je cílem zlepšit dopravní poměry na kritickém místě komunikace (nehodová křižovatka, nebezpečný přechod pro chodce, vjezd do obce atp.). Má obvykle výrazně dopravně-technický charakter (i na úkor estetiky). Za 60

61 druhé jde o místní liniová opatření, kdy je cílem celkově zklidnit dopravu a zlepšit životní prostředí na konkrétní komunikaci (zřizování pěších zón, resp. zón s dopravním omezením v historických centrech měst, zřizování obytných zón v obytných čtvrtích atp.). Za poslední se jedná o plošná opatření, kdy je cílem celkové zklidnění dopravy ve větším prostorovém celku, např. v městské části (typické a obvyklé v zahraničí u obslužných komunikací v režimu tzv. zón Tempo 30). V případě, kdy je nutno snížit rychlost automobilů na komunikaci máme několik technických možností [2]: - pomocí dopravní značky B 20a (nejvyšší dovolená rychlost), jejíž jednoznačnou nevýhodou je malá respektovanost a je tudíž vhodné ji doplnit dalšími opatřeními (působících fyzicky nebo psychologicky, resp. obojím) viz dále, - fyzické prvky: - zpomalovací prahy - používají se v místech s vysokou intenzitou chodců a na vjezdech do obytných a pěších zón. Výhodou je jednoduchá instalace, působí opticky (barva) i akusticky, nevýhodou je zvýšená hlučnost, v místech s nárazovými nárůsty chodců (školy atp.) po delší dobu omezují automobilovou dopravu (mimo vyučování, o prázdninách,...). Zvláštní variantou zpomalovacích prahů je práh ve formě zvýšené plochy (stavebně i finančně sice náročnější, je však vhodný např. do historických center měst) viz obr.7, - směrové vychýlení jízdního pruhu vhodné při vjezdu do obce, - přechod na menší šířku vozovky používá se např. při přechodu z extravilánu do intravilánu (v obci je obvykle při nižších rychlostech dostatečná nižší šířka jízdních pruhů). Ušetřené místo lze využít např. na rozšíření chodníků, parko- vání, stezky pro cyklisty. Výhodou je snížení bariérového účinku komunikace. Obr.7. Možnosti snížení rychlosti pomocí zvýšených ploch Jyväskylä, Finsko [autor] - psychologické prvky: - zdůraznění svislých dopravních značek (opakování, resp. zvýraznění), - upozornění na kontrolu rychlosti viz obr.8, - optické brzdy příčné pruhy na komunikaci nakreslené se zkracující se vzdáleností dopravní značka č. V 18, - další prvky, např. speciální vodorovné značky (šipky, trojúhelníky atp.), odlišný kryt vozovky (materiál, barva atp.), střídání světla a stínu (okolní vegetace, boční překážky), naznačení výraznější perspektivy (zúžení vodorovným značením), změna osvětlení (intenzita, barva), umělá brána (optické zúžení, např. osázením křovin podél fyzických bran) atp. Obr.8. Upozornění na kontrolu rychlosti [2] 61

62 - fyzicko-psychologické prvky - působí zároveň na zrak i sluch řidiče: tzv. opticko-akustické brzdy (např. značka V 18, resp. její obdoby). Jde o nalepení proužků (tloušťka do 15 mm), vyfrézování příčných pruhů či osazení pruhů dlažbou. Nevýhodou je zvýšení hlučnosti (v blízkosti obydlí nutno zvážit). Významnou skupinou dopravních míst, kde je nutno provádět různá technická opatření, jsou křižovatky. Těchto opatření je nepřeberné množství, zde jsou uvedeny pouze některé: - zúžení vjezdu do křižovatky rozšířením chodníkové plochy, vložením středního dělícího ostrůvku atp. - zvýšení plochy celé křižovatky (viz obr.7 vpravo) - koordinace světelně řízených křižovatek při nízkých rychlostech chce-li řidič využít koordinace (tzv. zelené vlny ), nemůže jet rychleji než nejvyšší povolenou rychlostí (např. 50 km/h či méně) - okružní křižovatky a další. Mezi základní technická opatření používaná pro zajištění bezpečnosti chodců patří např.: - ochranné dělící ostrůvky pro podporu přecházení - přisvětlení přechodu pro chodce světly jiné barevnosti než běžné veřejné osvětlení - barevné odlišení vozovky v místě přechodu pro chodce, vysazené chodníkové plochy - světelné signalizační zařízení - dynamickou detekci a indikaci vstupu chodce do vozovky jde o systém, který rozpozná a následně indikuje aktuální výskyt chodce na přechodu pro chodce a v jeho těsné blízkosti, ve které se chodec rozhoduje vstoupit do vozovky. Indikace výskytu chodce je určena řidičům jedoucích vozidel tak, aby stihli včas dát přednost chodci přecházejícímu vozovku v souladu s platnou legislativou (např. zapuštěnými LED návěstidly viz obr.9). Obr.9. Přechod pro chodce opatřený detekcí a indikací vstupu chodce do vozovky [4] Závěrem si částečně shrňme některá výše uvedená opatření podle místa výskytu na průtahu pozemní komunikace obcí [2]: - opatření před vjezdem do obce - jasně rozeznatelné omezení rychlosti pro zdůraznění blížící se obce a dobrá viditelnost značky Obec, - opatření na vjezdu do obce ( brána ) - směrové vychýlení ve směru do obce, malé okružní křižovatky, přechod na menší šířku jízdního pruhu, změna povrchu atd., - opatření v průběhu průtahu obcí - viz opatření dříve; jde o zajištění šířkového uspořádání nemotivující k překročení rychlosti. 5. Závěr Každý dopravní projektant, úřad či jiná zodpovědná osoba by měl mít na paměti mj. následující tři pravidla: - vždy je nutné upřednostnit bezpečnostní hledisko před hlediskem ekonomickým, - každé byť pozitivní opatření může vyvolat další problémové situace, 62

63 - každé dopravní nehodě je třeba předcházet vhodné je využití tzv. Folprechtovy videoanalýzy konfliktních situací (jde o sledování chování účastníků silničního provozu pomocí videoaparatury více viz např. [5]). Tato metoda může předcházet rozhodnutí, které technické opatření je v dané sledované lokalitě potřeba (můžeme tak např. zabránit zbytečně drahému bezpečnostnímu předimenzování místa). 6. Literatura a zdroje informací [1] Dopravní nehodovost v ČR [on-line]. Ministerstvo vnitra ČR [cit ]. Dostupný z WWW: < [2] Surovec, P.; Matějka R.; Škapa, P.; Rojíček E.; Olivková, I.; Křivda, V.; Richtář, M.; Krajčír, D. Manažer silniční dopravy. Vydáno v rámci vzdělávacího projektu ESF "Zvyšování kvalifikace v oblasti Doprava". 1. vyd. Ostrava: VŠB - Technická univerzita Ostrava, 2007, 211 s. ISBN [3] Křivda, V. Bezpečný provoz dopravních prostředků v silniční dopravě. Zdvihací zařízení v teorii a praxi. I/2006 ( ). Elektronický odborný časopis o konstrukci a provozu zdvihacích, manipulačních a transportních zařízení a dopravních prostředků ( ISSN [4] Bezpečné přechody jsou důležitou oblastí provozu na pozemních komunikacích [on-line]. Ministerstvo vnitra ČR Praha [cit ]. Dostupný z WWW: < [5] Folprecht, J.; Křivda, V. Organizace a řízení dopravy I. Ostrava: VŠB-TUO, s. ISBN Technical Options of Traffic Calming Leading to Higher Safety of Road Traffic The paper deals with problems of traffic calming in urban area, variety of interests of participants of road traffic and adverts to some innovations leading to safety of road traffic. The paper is based on experiences and proposals by staff and co-workers of Laboratory of Road Transport, Institute of Transport, VŠB-TU Ostrava. Key words: Road Transport, Traffic Calming, Safety Recenzent: doc. Ing. Petr Škapa, CSc. 63

64 SPOĽAHLIVOSTNÉ A BEZPEČNOSTNÉ ASPEKTY PREVÁDZKY VÝŤAHOV Melichar KOPAS, Eva FALTINOVÁ, Eduard KASTELOVIČ 8 Kľúčové slová: výťah, komponenty, bezpečnosť, spoľahlivosť Abstrakt: Konštrukcia a prevádzka výťahov je špecifická v rámci dopravno-manipulačných zariadení z hľadiska vysokých nárokov na ich prevádzkovú spoľahlivosť a bezpečnosť. V príspevku sú prehľadnou formou zhrnuté základné spoľahlivostné a bezpečnostné aspekty prevádzky výťahov. 1. Úvod Výťahy, ako špecifická kategória zdvíhacích strojov, patria do skupiny vyhradených technických zariadení. Z tohto hľadiska sa im venuje zvýšená pozornosť vo fáze konštruovania, prevádzky a údržby. Požiadavky na spoľahlivosť výťahov sa určujú nielen na základe kritéria bezpečnosti, ekonomických ukazovateľov, ale dôležité sú aj a ekologické aspekty. Jedným z rozhodujúcich kritérií ich správneho využitia v systéme človek-stroj, je vytvorenie podmienok pre bezpečnú a spoľahlivú prevádzku. Odhady spoľahlivosti zložitých strojových systémov sú náročným problémom, keďže systémy sú zložené z podsystémov a z mechanických, resp. elektricko-elektronických prvkov, ktoré samotné majú zložité vlastnosti. Spoľahlivosť a bezpečnosť systémov, resp. podsystémov, závisí od spoľahlivosti a bezpečnosti ich prvkov. 2.Klasifikácia výťahov a ich komponentov Z hľadiska prevádzkového a konštrukčného sa výťahy rozdeľujú nasledovne: a) podľa účelu použitia: - osobné, - nákladné s povolenou prepravou osôb, - nákladné so zakázanou prepravou osôb, b) podľa druhu pohonu a nosných prostriedkov: - výťahy s elektrickým pohonom lanové trakčné, prevodové a bezprevodové, resp. lanové bubnové, - výťahy s hydraulickým pohonom konvenčné hydraulické, lanové hydraulické, dvojpilierové hydraulické, - výťahy s pneumatickým pohonom, - reťazové obežné (paternosterové). Hlavné časti výťahového zariadenia sú : - pohonná jednotka, - rám kabíny, - kabína s príslušenstvom, - protizávažie, - nárazníky kabíny a protizávažia, - nosné, resp. ťažné prostriedky (laná, reťaze), - vodidlá (vedenie) kabíny a protizávažia, - obmedzovač rýchlosti s napínacím závažím, - šachtové a kabínové dvere, 8 Ing. Melichar Kopas, Ing. Eva Faltinová, Ing. Eduard Kastelovič, Strojnícka fakulta, TU v Košiciach, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Letná 9, Košice, Slovenská republika, tel.: , melichar.kopas@tuke.sk, eduard.kastelovic@tuke.sk 64

65 - riadiaca jednotka, vrátane výkonových prvkov, - ovládacie a signalizačné prvky, - elektrická výzbroj. 3. Spoľahlivosť výťahov Spoľahlivosť je všeobecná vlastnosť zariadenia charakterizujúca jeho schopnosť spĺňať v priebehu určeného časového intervalu požadované funkcie pri zachovaní prevádzkových parametrov deklarovaných technickými podmienkami [2]. Štrukturálny model spoľahlivosti výťahu, ktorý definuje funkčné vzťahy medzi jednotlivými prvkami, je možné podľa [1] definovať ako systém zmiešaný. Dominujúcou spoľahlivostnou štruktúrou výťahov je sériový systém, t.j. taký, u ktorého stačí zlyhanie jediného prvku, aby celý systém bol vyradený z prevádzky. Vlastnosti sériového systému majú napr. elektrické bezpečnostné obvody, výkonové prvky riadiaceho systému, koncové vypínače, mechanizmy zaistenia dverí a pod. Príklad sériového systému mechanizmu zaistenia šachtových dverí na jednotlivých poschodiach, obr.3: Obr.3. Sériový systém Výťah, ako komplexný systém, je možné rozdeliť na podskupiny a prvky: 1. dôležité a viac namáhané - pri cyklickom a často opakovanom namáhaní Tieto podskupiny a prvky sú z hľadiska prevádzkovej spoľahlivosti výťahu prioritné. Ich dôležitosť podčiarkuje fakt, že sú to súčasti zaraďované výlučne do sériových systémov. Patria sem viac namáhané komponenty dôležité z dôvodu zabezpečenia a udržania plynulej a bezpečnej prevádzky, napr. dverné uzávierky, dosadacie zariadenie, výkonové prvky riadiaceho obvodu alebo niektoré elektrické bezpečnostné zariadenia. 2. dôležité a menej namáhané - pri občasne opakovanom namáhaní Druhá kategória podskupín a prvkov je pre prevádzkovú spoľahlivosť výťahového zariadenia rovnako dôležitá, ale nie je nositeľom rovnako závažných parametrov ako prvá skupina. V prevažnej väčšine sú to prvky vytvárajúce sériové systémy. Niektoré z nich sú zároveň aj prvkami paralelných, t.j. záložných väzieb, napr. obmedzovače rýchlosti, zachytávače, dotvárače dverí, nárazníky. 3. základné a viac namáhané - pri často opakovanom namáhaní, ale v rôznych miestach pôsobenia 65

66 Táto skupina je nositeľom takých parametrov, pri ktorých prevažuje hľadisko prevádzkovej spoľahlivosti nad bezpečnosťou prevádzky. Tieto komponenty sú prevažne súčasťou zmiešaných, t.j. sériovo-paralelných systémov, napr. hnacie elektromotory, brzdové čeľuste, vodiace profily, trakčné kotúče, odkláňacie a napínacie kladky, nosné prostriedky, konzoly a kotviace profily, vodiace prvky kabíny a protizávažia, ovládacie prvky. 4. základné a menej namáhané - pri zriedkavo opakovanom namáhaní Pre štvrtú triedu podskupín a prvkov je možné uplatniť tie isté princípy, ktoré sú definované pre predchádzajúcu skupinu. Rozdiel spočíva predovšetkým v premenlivosti zaťažujúcich síl a ich účinkov. Do tejto kategórie sa zaraďujú konzoly alebo systémy uchytenia elektrických zariadení, steny kabíny a podlaha, rámy a systémy upevnenia výťahového stroja, obmedzovačov rýchlosti, nárazníky, rámy protizávaží, krídla a zárubne dverí, skrine rozvádzačov. 5. ostatné a menej namáhané súčasti Charakteristickou vlastnosťou tejto kategórie komponentov je skutočnosť, že sú to prvky s minimálnym mechanickým namáhaním, predovšetkým od ich vlastnej hmotnosti. Pre väčšinu z týchto komponentov je charakteristické aj namáhanie elektrickým prúdom. Patria tu napr. stacionárne elektrické vedenia, rozvodné krabice, elektrické signalizačné prvky v kabíne a na nástupištiach. Obr.4. Principiálna schéma obmedzovača rýchlosti a ďalších bezpečnostných prvkov Spoľahlivosť výťahu je zabezpečovaná v troch etapách: 1. Spoľahlivosť v etape návrhu - predvýrobná etapa Táto etapa má na celkovú úroveň spoľahlivosti najväčší vplyv. V rámci nej dochádza ku formovaniu spoľahlivosti budúceho technického zariadenia (apriórna spoľahlivosť) [1]. 2. Spoľahlivosť v etape výroby Výrobou začína etapa skutočnej spoľahlivosti ( aposteriórnej), teda na výslednú spoľahlivosť zariadenia začínajú pôsobiť aj vonkajšie vplyvy, napr. výrobná disciplína, prevádzkové podmienky, kvality obsluhy, údržby, opráv a pod. 3. Spoľahlivosť v etape montáže a prevádzky Obdobie prevádzky má najväčší, žiaľ záporný, vplyv na celkovú spoľahlivosť výťahu. Z časového hľadiska je prevádzka najdlhším obdobím, v ktorom je potrebné udržať prevádzkovú spoľahlivosť výťahu aspoň na minimálnej požadovanej úrovni. Z dôvodu nepretržitého sledovania a udržiavania prevádzkovej spoľahlivosti a bezpečnosti je pre výťahy spracovaný systém prevádzkovej starostlivosti. 66

67 Systém prevádzkovej starostlivosti obsahuje súhrn opatrení a činností vykonávaných na zabezpečenie optimálnej prevádzkovej spoľahlivosti a udržiavanie bezporuchového stavu. Prevádzková starostlivosť u výťahov sa rozdeľuje do dvoch hlavných skupín: - preventívna starostlivosť (plánovaná ) je vykonávaná periodicky v predpísanom časovom intervale bez ohľadu na momentálny stav zariadenia, - následná oprava (neplánovaná a flexibilná) odstraňuje sa ňou náhodná porucha opravou alebo výmenou prvku. 4. Bezpečnosť výťahov Bezpečnostné zariadenia na výťahu rozdeľujeme na dve hlavné skupiny: A - mechanické bezpečnostné zariadenia Tieto zariadenia (komponenty) zabraňujú prevádzke (činnosti) výťahu svojím mechanickým účinkom. Medzi mechanické bezpečnostné zariadenia výťahu sa zaraďujú: - nárazník pohlcujúci alebo akumulujúci energiu, - obmedzovač rýchlosti, - dverná uzávierka šachtových dverí, - dverná uzávierka kabínových dverí, - zachytávač (kabíny a protizávažia), - zariadenie zabraňujúce nekontrolovanému pohybu kabíny smerom nahor, - dosadacie zariadenie (u hydraulických výťahov). Obr.5. Kĺzavý zachytávač kabíny Obr.6. Obmedzovač rýchlosti s návratom B - elektrické bezpečnostné zariadenia Tieto zariadenia (komponenty) zabraňujú rozjazdu alebo prevádzke výťahu odpojením príslušných elektrických obvodov (okruhov). Medzi elektrické bezpečnostné zariadenia výťahu sa zaraďujú : 1. Pre nosné prostriedky laná - zariadenie kontrolujúce nadmerné predĺženie nosných prostriedkov výťahu, - zariadenie kontrolujúce uvoľnenie nosného prostriedku pri pohone bez preklzávania, 2. Pre obmedzovač rýchlosti - zariadenie kontrolujúce vybavenie obmedzovača rýchlosti, - zariadenie kontrolujúce návrat obmedzovača rýchlosti do východiskovej polohy. 3. Pre nárazníky - zariadenie kontrolujúce návrat nárazníkov do normálnej polohy, - zariadenie kontrolujúce spomalenie pri nárazníkoch so skráteným zdvihom. 4. Pre šachtové a kabínové dvere - zariadenie kontrolujúce zaistenie uzávierky šachtových a kabínových dverí, - zariadenie kontrolujúce uzatvorenie šachtových a kabínových dverí, - zariadenie kontrolujúce priestor vstupu do kabíny nahradzujúce kabínové dvere. 5. Pre zachytávacie a dosadacie zariadenia - zariadenie kontrolujúce vybavenie zachytávača (zvieracieho zariadenia), 67

68 - zariadenie pre kontrolu polohy dosadacieho zariadenia, - zariadenie zabraňujúce nekontrolovanému pohybu kabíny smerom nahor. 6. Pre sledovanie a kontrolu polohy kabíny v stanici - zariadenie kontrolujúce dojazd a dorovnanie výťahu v stanici (nástupišti), - zariadenie kontrolujúce predčasné otváranie dverí, 7.Pre sledovanie a kontrolu koncových polôh - zariadenie kontrolujúce koncové polohy kabíny alebo protizávažia (koncový vypínač). Obr.7. Dverná uzávierka Obr.8. Hydraulický nárazník 5. Záver Výťahy sú vyrábané v rôznych vyhotoveniach a parametroch. Ich konkrétna konštrukcia zodpovedá účelu a špecifickému charakteru prevádzky pri stanovených prevádzkových podmienkach. Výrobcom výťahov sa čoraz úspešnejšie darí riešiť rozhodujúce technické a technologické problémy spojené s vývojom a výrobou výťahov, ale nie vždy sa podarí v dostatočnej miere zdokonaľovať aj ich prevádzkovú spoľahlivosť. Hľadisko bezpečnosti je vždy prvoradé, nadradené aj nad spoľahlivosťou, čo znamená, že počas činnosti zariadenia každé možné porušenie alebo strata bezpečnostných ukazovateľov, vyvoláva úmyselnú zmenu funkčnosti, tzn. obmedzenie alebo úplné zamedzenie prevádzky. Cieľom výťahového bezpečnostného zariadenia je zámerne spôsobiť znefunkčnenie alebo obmedzenie ďalšej prevádzky výťahového systému. Ako vyplýva zo samotného pomenovania bezpečnostného zariadenia, jeho jediným a súčasne základným cieľom je obmedzenie alebo zabránenie ďalšej prevádzky výťahového zariadenia v prípade zistenia jeho nerovnovážneho, medzného alebo nebezpečného stavu. Ide teda o úmyselné vyvolanie čiastočnej alebo úplnej poruchy. Z hľadiska prevádzkovej spoľahlivosti bezpečnostného zariadenia a celého výťahového systému je možné teda konštatovať, že čím vyššia je spoľahlivosť bezpečnostného zariadenia, tým je následne spôsobená nižšia spoľahlivosť výťahu ako systému Zoznam literatúry [1] Bigoš, P., Pidany,J.: Prevádzková spoľahlivosť. ALFA, Bratislava, 1987 [2] Bílý, M., Sedláček, J.: Spoľahlivosť mechanických konštrukcií. VEDA,Bratislava, [3] Janovský, L., Doležal, J.: Výtahy a eskalátory. SNTL, Praha, 1980 Recenzent: doc.ing.jozef Kuľka, PhD. 68

69 EXPERIMENTÁLNA ANALÝZA NAMÁHANIA MOSTOV ŽERIAVA OD ZAŤAŽENIA BREMENOM REALIZÁCIA EXPERIMENTU Jozef KUĽKA 1, Peter BIGOŠ 2, Karol KUBÍN 3, Martin MANTIČ 4 Kľúčové slová: most žeriava, životnosť, experiment, počítačová simulácia Abstrakt: Tento príspevok je venovaný problematike experimentálnej analýzy oceľovej konštrukcie dvoch mostových žeriavov, ktorá je logickým pokračovaním výpočtovej analýzy, s cieľom stanovenia životnosti a zostatkovej životnosti oceľovej konštrukcie. Na základe tejto analýzy sa vyslovili konečné rozhodnutia o ďalšej prevádzke týchto zariadení. 1. Úvod Tak, ako si nemôžeme predstaviť technickú prax bez výpočtov, rovnako to platí aj o experimente. Experiment v technickej praxi má celý rad zvláštností odborného i všeobecného charakteru. Musí byť predovšetkým užitočný a efektívny, musí viesť k záverom, ktoré sú podkladom k riešeniu problémov, musí byť realizovateľný v dobe, keď je potrebný. 2. Tenzometrické meranie Na základe predchádzajúcej teoretickej analýzy (výpočtová analýza namáhania mostov žeriava od zaťaženia bremenom príprava na experiment) a vizuálnej obhliadky žeriava bola riešiteľmi navrhnutá metodika experimentálneho určenia deformácie a z nej vyplývajúcej napätosti. Obr.1. Rozmiestnenie tenzometrických snímačov na nosníkoch Pre meranie boli vybrané miesta aplikácie snímačov podľa schémy na obr.1. Z obrázku je zrejmé, že bolo aplikovaných 6 snímačov na jednom žeriave, ktoré boli použité pre vyhodnotenie merania. Aplikované snímače na meranie normálových napätí v miestach 1,2,3,4 reprezentuje fotodokumentácia na obr.2a a snímače pre meranie šmyku v stojinách nosníka reprezentuje fotodokumentácia na obr.2b. Vzhľadom na prierezové charakteristiky, polohy ťažísk a hrúbok hornej a spodnej pásnice žeriavového mosta ako aj umiestnenia snímačov 1 až 4 podľa obr.1 je potrebné odčítanú hodnotu nameraného rozkmitu prírastku normálového napätia meraného na hornej pásnici prenásobiť koeficientom transformácie k T = 1,15; čím sa prepočíta normálové napätie v dolnom ťahanom páse, čo je z hľadiska únavy nepriaznivejší prípad. 1 doc. Ing. Jozef Kuľka, Ph.D., 2 prof. Ing. Peter Bigoš, CSc., 3 doc. Ing. Karol Kubín, CSc., 4 Ing. Martin Mantič, Ph.D., TU Košice, SjF, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Letná 9, Košice, tel.: , peter.bigos@tuke.sk, jozef.kulka@tuke.sk, karol.kubin@tuke.sk, martin.mantic@tuke.sk. 69

70 Pre meranie boli použité tenzometrické snímače HBM 1-XY91-6/120 s ohmickou hodnotou 120 Ω s konštantou deformačnej citlivosti 2,05 pre meracie miesta 5 a 6 a pre miesta merania normálových pomerných deformácií v miestach 1 až 4 snímače HBM 1- XY31-6/120 a citlivosťou 2,05. Aplikácia snímačov bola vykonaná tenzometrickým tmelom HBM X60. Prepojenie snímačov s meracím prístrojom bolo vykonané tienenými vodičmi. Merací zosilňovač a zároveň merací reťazec pre vyhodnotenie bol realizovaný podľa obr.3. Obr.2. Fotodokumentácia aplikovaných snímačov normálového napätia a) v miestach 1 až 4, b) v miestach 5 a 6 snímače SPIDER 8 HBM HBM CATMAN PC Obr.3. Merací zosilňovač a merací reťazec Bol použitý merací zosilňovač s A/D prevodníkom SPIDER 8 od fy HBM. Po vyvážení aparatúry boli snímače (obr.2) zakonzervované ochranným povlakom SG 250 (f. HBM). Z nameraných hodnôt prírastkov pomerných deformácií pri jednotlivých režimoch merania softvérom CATMAN 2.1 boli vyhodnotené časové zmeny prírastkov normálových napätí v miestach merania podľa obr.1 pre žeriav č.1 a 2. Vzájomné porovnania žeriavov č.1 a 2 bolo vykonané z porovnateľných nameraných údajov pre jednotlivé miesta snímania, porovnateľného bremena a čísla odpovedajúceho merania. Z uvedených meraní sa dalo vyčítať, že pri rovnakej konštrukcii žeriavov dochádza k vyšším hodnotám relatívnych rozkmitov u žeriava č.1 než u žeriava č.2. Tento poznatok potvrdzuje horší technický stav žeriava č.1 oproti žeriavu č.2. Príčiny môžu byť rôzne, jednak vo vzájomnom vyťažení žeriavov prípadne porušení niektorých zvarov neidentifikovateľných voľným okom ako je napr. vnútorná pozdĺžna výstuha, priečne výstuhy atď. Okrem toho na žeriave č.1 bolo v roku 2006 zistené vybúlenie zvislej steny nosníka v mieste pripevnenia k priečniku príp. trhlina v spodnej pásnici. Bolo nutné vykonať opravu, ktorej výsledok je 70

71 zobrazený na obr.4a a 4b. Možnosť vzniku takejto poruchy čiastočne dokazuje riešenie uvedené v článku Výpočtová analýza namáhania mostov žeriava od zaťaženia bremenom príprava na experiment, ktorý pojednáva o príprave na tento experiment. Obr.4 a) Oprava stojiny zo strany lávky, b) oprava stojiny z vnútornej strany 3. Geodetické meranie priehybu nosníka žeriavov č.1 a č.2 Na geodetické meranie priehybu bol použitý klasický optický teodolit TE B11/400 G firmy MOM Budapešť a pravítko s milimetrovým delením stupnice. Namerané priehyby geodetickou metódou pre zaťaženie vlastnou hmotnosťou mačky a zaťaženia príslušnými hmotnosťami zaťažovacích bremien pre žeriav č.2 udáva tab.1 a pre žeriav č.1 tab.2. Po každom zdvihnutí bremena a jeho položení v strede rozpätia žeriava nedošlo k trvalej deformácii meraných nosníkov. Na základe tabuliek 1, 2 a výsledkov meraní normálových napätí na nosníkoch dá sa tiež konštatovať zhoršený technický stav žeriava č.1 oproti žeriavu č.2. Ovšem je nutné konštatovať, že priehyby nosníkov neprekračujú dovolené hodnoty priehybov udávaných normou STN a sú v pružnej oblasti. Z tohto pohľadu je pevnostná a tuhostná spôsobilosť nosníkov vyhovujúca. 4. STANOVENIE ŽIVOTNOSTI Z VÝSLEDKOV MERANIA A POUŽITIA NORIEM STN A STN Žeriavy č.2 a č.1 pracujú už od roku 1968, teda 40 rokov. Už touto úvahou je značne prekročená bežne projektovaná životnosť v rokoch (17,20 max. 25 rokov) resp. v zmysle tab.13 normy STN až počtov cyklov za dobu technického života žeriava. Podľa užívateľa žeriavov bolo zdvíhaných denne cca 300 zvitkov s hmotnosťou až kg. Podľa STN , obr.3 sa predpokladá spektrum napätia S2, t.j. stredné. Počet pracovných cyklov za dobu technického života je: 300 dní x 300 zvitkov x 40 rokov, t.j. 3,6.10 6, čo odpovedá podľa tabuľky 13, STN počtu cyklov za dobu technického života žeriava N4 (cez cyklov). Teda podľa normy STN , resp. DIN je za vyššie uvedených podmienok prevádzková skupina žeriava J6. Pre vrubovú skupinu K4, konkrétne pre prevedenie 433, podľa tab.26 prílohy STN a tab. 14 STN platí Wöhlerova krivka s rozkmitmi napätia K4 podľa obr. 5 s rozkmitom na hranici únavy 45 MPa a počtom cyklov N c = Na základe merania s bremenom Q = kg z priebehu normálových napätí na hornej pásnici v meranom mieste je rozkmit za jeden skutočný nameraný pracovný cyklus 71

72 57,8 MPa. Vzhľadom na prierez nosníka, ktorý má rozdielne hrúbky pásnic a určité uloženie pozdĺžnych výstuh, je na ťahanom páse o 15% vyšší rozkmit, t.j. 66,5 MPa. Obr.5. Normové Wöhlerove krivky pre päť vrubových prípadov: rozkmit počet cyklov pre miznúce napätie v ťahu podľa STN Rozkmity počas pracovného reálneho cyklu (zdvih, pojazd mačky, pojazd žeriava a spustenie bremena) nepresahujú 15 MPa a preto ich môžeme zanedbať vzhľadom na kumulatívny proces poškodzovania. Vzhľadom na stanovený rozkmit normálového napätia v spodnom ťahanom páse a jeho tvare so zanedbaním poškodzujúcich účinkov rozkmitov menších ako 15 MPa je možné použiť výpočet životnosti podľa STN a to podľa kapitoly a rov.(150b), pričom sa podľa obr.26 a tab.28 použijú údaje odpovedajúce obr. 5, t.j. podľa STN σ c = 5/3.27 = 45 MPa, N c = a podľa Haibacha [1] sklon krivky m = 3, Ďalšie potrebné teoretické podklady vychádzajúce z normy STN Znenie normy STN je v prevažnej miere zjednotené s európskou prednormou ENV : 1992 Eurokód 3 Navrhovanie oceľových konštrukcií, časť 1-1. Uplatňujú sa v nej nové vedecké poznatky a praktické skúsenosti z navrhovania oceľových konštrukcií. Norma je čiastočne harmonizovaná s metodikou výpočtu a preukázaním spoľahlivosti oceľových konštrukcií ENV Na tomto mieste je potrebné uviesť, že v čase projektovania žeriavov a žeriavových dráh táto norma ešte neplatila. Účelom posúdenia konštrukcií na medzný stav únavy je zabezpečiť s prijateľnou pravdepodobnosťou, že po dobu stanovenej životnosti sa konštrukcia nepoškodí alebo neporuší únavou materiálu. Podľa kapitoly STN konštrukčný prvok sa nemusí posudzovať na únavu ak je splnená podmienka: - najväčší rozkmit v navrhovanom spektre γ Ff. Δ σ 26ϕ t. ϕr / γ Mf (1) kde γ Ff je parciálny súčiniteľ spoľahlivosti únavového zaťaženia γ Mf je parciálny súčiniteľ spoľahlivosti únavovej pevnosti φ r je súčiniteľ nesúmernosti φ t je súčiniteľ vplyvu hrúbky 0,25 25 ϕ t =, t > 25mm (2) t 72

73 V zmysle kap STN pri namáhaní konštrukčného detailu normálovými napätiami s rozkmitom σ sa únavová životnosť vypočíta podľa kriviek vyznačených na obr. 6 a vzťahu Ak σ M. φ > σ. γ Ff σ D. φ potom 1.1 ϕ = 1,15 = 0,87 N = [ σ c φ / ( σ. γ Ff )] 3 (3) Keďže použijeme únavové údaje z STN , zmeníme m = 3 na m = 3,5 (pozri obr.5), potom konečná rovnica pre výpočet životnosti má tvar N = [ σ c φ / ( σ. γ Ff )] 3,5 (4) Obr.6. Závislosť rozkmitu normálového napätia σ od počtu zaťažovacích cyklov N pre rôzne kategórie detailov Tab.3 Číselné hodnoty kriviek únavovej životnosti 73

74 4.2 Únavová životnosť žeriavového nosníka Pri určení životnosti žeriavového hlavného nosníka sa vychádza z výsledkov nameraných a vypočítaných časových priebehov prírastkov normálových napätí, výpočtom podľa rov. (4) s uvažovaním krivky podľa obr. 5 a obr. 6 a údajov z tabuľky 3 číselných hodnôt kriviek únavovej životnosti. Pre prostý žeriavový nosník zaradený podľa STN do prevádzkovej skupiny J6 a vrubovej skupiny K4 sú na obr. 5 uvedené parametre pre únavový výpočet. Použitím obr. 5 a tabuľky 3 číselných hodnôt kriviek únavovej životnosti odčítame potrebné ďalšie údaje pre výpočet životnosti nosníka podľa rov. (4). Tieto sú znova uvedené v tab. 4. Tab.4 Číselné hodnoty použitých únavových kriviek Namáhanie detailu Normálové napätie Kategória Rozkmit napätí pri detailu KD N M,KD N D = N N L = 10 8 C M,KD D L [MPa] [MPa] [MPa] [MPa] Podľa kap. 4.1 (resp. podľa STN ) uvažuje sa v celom predloženom riešení s parciálnym súčiniteľom spoľahlivosti únavového zaťaženia γ Ff = 1, 0, s parciálnym súčiniteľom spoľahlivosti únavovej pevnosti γ = 1, 15 a súčiniteľom nesúmernosti φ r = 1,0. Súčiniteľ ϕ podľa rov. (2) je ϕ = 0,87 pre KD 45. Mf 4.3 Únavová životnosť žeriavového nosníka pri manipulácii so zvitkami 20 t Z nameraných časových priebehov prírastkov normálových napätí v miestach snímačov podľa obr.1 pre odhad únavovej životnosti sa použijú priebehy napätí žeriava č.2 s bremenom kg. Podľa nameraného priebehu napätia najväčší rozkmit napätia pre prechod mačky cez miesto umiestnenia snímača č. 2 (obr. 1) s bremenom kg je v ťahanom páse o 15% vyšší, t. j. Δσ = 57,8.1,15 = 66,5 MPa (hodnota 57,8 MPa je odčítaná z diagramu ako rozkmit v tlaku). Podľa rov. (4) a tab. 4 únavová životnosť je N = [ σ c φ / ( σ. γ Ff )] 3,5, N = [45.0,87 / 66,5.1,0] 3,5 N = 0, cyklov, čo zodpovedá cca 3,47 rokom prevádzky s pravdepodobnosťou prežitia 90%, viď [1] Únavová životnosť žeriavového nosníka pri manipulácii so zvitkami 16 t Z nameraných časových priebehov prírastkov normálových napätí v miestach snímačov podľa obr.1 pre odhad únavovej životnosti sa použijú priebehy napätí žeriava č.2 s bremenom 20 t. Podľa uvedeného diagramu najväčší rozkmit napätia pre prechod mačky cez miesto umiestnenia snímača č. 2 (obr.1) s bremenom 16 t je v ťahanom páse o 15% vyšší a nižší o pomer 16/20, t. j. Δσ = 57,8.1,15.16/20 = 53 MPa (hodnota 57,8 MPa je odčítaná z diagramu ako rozkmit v tlaku). Podľa rov. (4) a tab. 4 únavová životnosť je: N = [ σ c φ / ( σ. γ Ff )] 3,5, N = [45.0,87 / 53.1,0] 3,5 N = 0, cyklov, čo zodpovedá cca 7,8 rokov prevádzky s pravdepodobnosťou prežitia 90%, viď [ 1] Únavová životnosť žeriavového nosníka pri manipulácii so zvitkami 10 t Z nameraných časových priebehov prírastkov normálových napätí v miestach snímačov podľa obr.1 pre odhad únavovej životnosti sa použijú priebehy napätí žeriava č.2 s bremenom 20 t. Podľa uvedeného diagramu najväčší rozkmit napätia pre prechod mačky 74

75 cez miesto umiestnenia snímača č. 2 (obr.1) s bremenom 10 t je v ťahanom páse o 15% vyšší a nižší o pomer 10/20, t. j. Δσ = 57,8.1,15.10/20 = 33 MPa (hodnota 57,8 MPa je odčítaná z diagramu ako rozkmit v tlaku). Podľa rov. (4) a tab. 4 únavová životnosť je: N = [ σ c φ / ( σ. γ Ff )] 3,5, N = [45.0,87 / 33.1,0] 3,5 N = 3, cyklov, čo zodpovedá cca 40 rokov prevádzky s pravdepodobnosťou prežitia 90%, viď [ 1] Únavová životnosť žeriavového nosníka pri manipulácii so zvitkami 10 t a 16 t Uvažuje sa s cca 50% rozdelením počtov zvitkov 10 t a 16 t. Na základe kap. 4.4 a 4.5 životnosť predstavuje cca 24 rokov s pravdepodobnosťou prežitia 90%, viď [1,2]. 5. Záver Na základe výsledkov uskutočnených meraní, po zvážení ustanovení platných noriem a zadávateľom dodaných podkladov a z toho vyplývajúcich výsledkov expertízneho posúdenia stavu oceľovej konštrukcie nosníkov žeriavov č.1 a č.2 sa dospelo k záveru, že vzhľadom na vypočítané životnosti, uvedené vyššie, je potrebné čo v najkratšom čase nosníky žeriavov č.1 a č.2 vymeniť. Projekt nových menených nosníkov musí odpovedať súčasne platným normám s ohľadom na pevnosť, tuhosť, stabilitu a únavu. Literatúra: [1] Haibach,E.: Betriebsfestigkeit. VDI-Verlag GmbH, Düsseldorf, [2] Bigoš, P. a kol.: Tenzometrické meranie nosníkov na žeriavoch č. 04/2, 04/3 na DZ ZU a určenie doby ich bezpečnej prevádzky. Technická správa pre U.S. Steel a.s. Košice KKDaL SjF TU Košice, [3] STN Navrhovanie oceľových konštrukcií, 1998 [4] STN Mostové žeriavy, Technické požiadavky, 1993 [5] STN Navrhovanie oceľových konštrukcií žeriavov, 1991 Tento príspevok vznikol v rámci riešenia grantového projektu VEGA 1/0146/08 Materiálové toky a logistika, inovačné procesy v konštrukcii manipulačných a dopravných zariadení ako aktívnych logistických prvkov s cieľom zvyšovania ich spoľahlivosti. Recenzent: prof. Ing. Ján HUDÁK, CSc. 75

76 POSUDZOVANIE SPOĽAHLIVOSTI A BEZPEČNOSTI ZDVÍHACÍCH ZARIADENÍ - RIZIKÁ PRI ODHADE MIERY ÚNAVOVÉHO POŠKODENIA Bohuš LEITNER 9 Kľúčové slová: zdvíhacie zariadenie, spoľahlivosť, bezpečnosť, prevádzkové podmienky, predikcia únavového poškodenia. Abstrakt: Únava materiálu častí rozličných technických systémov (zdvíhacie a manipulačné zariadenia nevynímajúc) patrí k najčastejším príčinám vzniku rozličných medzných stavov a z nich vyplývajúcich prevádzkových havárií. Článok obsahuje všeobecnú formuláciu problému posudzovania spoľahlivosti technických systémov, stručnú charakteristiku základných oblastí vstupujúcich do výpočtového odhadu únavovej životnosti nosných častí zdvíhacích zariadení a rozbor rizikových faktorov pri jeho praktickej aplikácii. 1. Úvod Jednou z oblastí pre aplikáciu metód riadenia rizika pri návrhu a exploatácii technických systémov je problém odhadu prevádzkovej pevnosti jednotlivých konštrukčných častí a s ním súvisiaca predikcia ich únavovej životnosti. Rozličné analýzy príčin prevádzkových porúch a havárií technických zariadení dokazujú, že takmer vo všetkých prípadoch bol prítomný únavový degradačný proces - ako dôsledok opakovaného dynamického namáhania, väčšinou v synergii s ďalším poškodzujúcim procesom, ako korózia, suché trenie, chyby konštrukčných materiálov, výkyvy teploty apod. Moderný výpočtový postup predikcie únavovej pevnosti a životnosti preto vyžaduje, aby v čo najväčšej miere rešpektoval dynamickú, ale najmä stochastickú povahu všetkých pôsobiacich faktorov konkrétnych podmienok používania a z nich vyplývajúcich prevádzkových zaťažení. 2. Všeobecná schéma posudzovania spoľahlivosti technických systémov Aktuálne prezentovaná teória a metodiky hodnotenia spoľahlivosti a jej čiastkových vlastností vychádza z 2 základných prístupov, z ktorých sa odvodzujú ďalšie teoretické východiská a praktické metodiky, zamerané na konkrétnu skupinu systémov [1]. Prvý prístup je založený na idealizácii, pevných modelových predstavách a využití tradičných výpočtov charakteristík spoľahlivosti. V tomto prípade hovoríme o tzv. apriórnej (vloženej) spoľahlivosti, ktorá je definovaná už vo fáze výskumu, vývoja a čiastočne výroby a je podmienená úrovňou zvolených výpočtových, konštrukčných a technologických postupov. Druhý prístup sa opiera o skutočnú informáciu stochastického charakteru, spojenú priamo s konkrétnymi prevádzkovými režimami sledovaného zariadenia. V takomto prípade hovoríme o tzv. aposteriórnej (prevádzkovej) spoľahlivosti, ktorá charakterizuje mieru spoľahlivosti systému v určitých prevádzkových podmienkach. Prevádzková spoľahlivosť je priamo závislá nielen od miery vloženej spoľahlivosti, ale aj od konkrétnych podmienok používania, výrobnej disciplíny, úrovne starostlivosti, kvality obsluhy apod. Najčastejšou formuláciou problému posudzovania a hodnotenia spoľahlivosti technických systémov [TS] je tzv. formulácia matematicko-symbolická, ponúkajúca určitú koncepciu posudzovania spoľahlivosti prvku systému, vyjadrenú vo forme syntézy v tvare [1] F ( t ) [ TS ] σ x ( t ) Z ( t ) T ( Z krit ) R (t) kde F(t), σ x (t), Z(t), T(Z krit) a R(t) sú vo všeobecnosti náhodné funkcie času s nasledovným významom : 9 Doc. Ing. Bohuš Leitner, PhD., Fakulta špeciálneho inžinierstva, Žilinská univerzita v Žiline, Katedra technických vied a informatiky, ul. 1.mája 32, Žilina, SR, tel , fax: , Bohus.Leitner@fsi.uniza.sk 76

77 F(t) - stochastické prevádzkové zaťaženie systému [TS] ako funkcia času, σ x (t) - napätie v mieste x, ktoré je odozvou na vstupný proces F (t) a implicitne tiež charakterizuje vlastnosti skúmaného systému [TS], Z(t) - proces únavového poškodenia, ktorý je odozvou na proces σ x(t) a ktorý zohľadňuje vlastnosti systému [TS] a únavové vlastnosti použitého materiálu, T (Zkrit) - proces životnosti pridružený k procesu Z (t), vyplývajúci bezprostredne z priebehu únavového procesu a kde Z krit je hraničná hodnota poškodenia spôsobujúca poruchu resp. haváriu systému [TS], R (t) - funkcia udávajúca pravdepodobnosť neporušenia [TS] pri uvažovaných podmienkach prevádzky F (t) a vložených vlastnostiach. Vo všeobecnosti je to pravdepodobnosť bezporuchovej prevádzky, charakterizujúca mieru spoľahlivosti. Z pohľadu posúdenia bezpečnosti technických systémov ako celku je rozhodujúcim kritériom najmä čo najpresnejšia predikcia životnosti do porušenia, realizovaná s ohľadom na rôzne teórie únavového poškodenia [2]. Hlavným dôvodom odlišnosti predikovanej hodnoty životnosti a hodnoty dosiahnutej v reálnej prevádzke je najmä zložitosť dostatočne presného určenia parametrov pôsobiaceho prevádzkového zaťaženia vyvolaného spolupôsobením jednotlivých faktorov reálnych prevádzkových podmienok a ich intenzít. 3. Oblasti vstupujúce do algoritmu predikcie únavovej pevnosti a životnosti Ak úvahy o riešení problematiky odhadu únavovej pevnosti a životnosti sústredíme iba na pevnostnú problematiku (bez uvažovania teórie mechanizmov, dynamiky strojných agregátov a ďalších vedných disciplín) vo všeobecnosti do algoritmu predikcie únavovej životnosti vstupujú štyri hlavné skupiny informácií [3]: - kvantitatívne vyjadrenie podmienok používania konštrukcie prostredníctvom prevádzkových parametrov a parametrov prostredia s ich prislúchajúcimi intenzitami, - identifikácia kritických miest konštrukcie, ktoré sa stanú predmetom ďalšej analýzy a určenie ich namáhania, vyvolaného synergiou pôsobenia všetkých faktorov reálnych podmienok používania a ich intenzít a jeho následné spracovanie vhodnými metódami, - návrh nových alebo posúdenie aktuálnych pevnostných a únavových vlastností materiálu skúmaných častí na základe zvolených materiálových charakteristík a - výber vhodného výpočtového postupu, tzv. hypotézy kumulácie únavového poškodenia (HKÚP), ktorý uvedie do súvislosti informácie o prevádzkových zaťaženiach a materiálových vlastnostiach. Po získaní a spracovaní uvedených informácií je možné kvantifikovať odhadovanú hodnotu ÚŽ analyzovaných častí, ktorá je významnou informáciou pri posudzovaní úrovne spoľahlivosti a bezpečnosti ich ďalšieho prevádzkovania Podmienky používania - zdroj prevádzkových náhodných procesov Podmienky používania je možné rozdeliť na: prevádzkové podmienky, opisujúce fungovanie konštrukcie a podmienky prostredia, opisujúce fyzikálne a chemické podmienky v ktorých konštrukcia pracuje. Podmienky používania sú charakterizované prevádzkovými parametrami a ich intenzitami a sú jednou z východiskových informácií pri odhade životnosti (spoľahlivosti) každého výrobku. Sú hlavným zdrojom prevádzkového zaťaženia (budenia), ktoré spôsobuje namáhanie analyzovaného zariadenia (Obr.1). Pri ich určovaní je potrebné vychádzať z analýzy skutočných režimov práce už existujúcich podobných zariadení. Na základe tejto informácie by mal byť zostavený model typických podmienok používania, reprezentujúci súhrn charakteristík prevádzky a početností ich výskytu. Vo všeobecnosti charakteristiky prevádzky obsahujú : - vlastnosti prostredia, v ktorom konštrukcia pracuje, - vonkajšiu činnosť konštrukcie, vyplývajúcu z jej druhu, funkcie, účelu a úloh, - vnútornú činnosť konštrukcie, tzn. stavy dané jej vlastnosťami a vlastnosťami obsluhy ako odozvy na súhrn vlastností prostredia a vonkajšej činnosti konštrukcie. 77

78 Napriek tomu, že sú podmienky používania základnou informáciou pre kvalifikovaný odhad spoľahlivosti, dosiaľ sa nepodarilo nájsť univerzálny spôsob ich popisu ako celku, ktorý by bol prakticky použiteľný za každých okolností. Pri posudzovaní únavovej životnosti vychádzame vždy z predpokladu, že únavové poškodenie je vždy podmienené cyklickou deformáciou materiálu. Jej merateľnou príčinou je vo všetkých prípadoch sila, tlak, rýchlosť, zrýchlenie apod. Z hľadiska účelu životnostných analýz nie sú však prioritné charakteristiky prevádzkového zaťaženia, ale iba výsledok ich interakcie vo forme namáhania resp. deformácie skúmaných častí konštrukcie. PREVÁDZKOVÉ PODMIENKY PREVÁDZKOVÉ BUDENIE E 1 E 2 : : : E i : Experimentálne overovanie Materiálové vlastnosti Hypotézy kumulácie únavového poškodenia Experimentálne overovanie Materiálové vlastnosti E n Hypotézy kumulácie únavového poškodenia Výber kritických miest Obr.1. Všeobecný postup riešenia problému únavovej životnosti P O R O V N A N I E P O R O V N A N I E Prakticky sa najčastejšie využívajú 2 základné spôsoby získania relevantných informácií [4]. Prvý spôsob: väčšinou je možné merať namáhanie kritických miest priamo na konštrukcii počas jej praktickej činnosti v reálnych prevádzkových podmienkach. Ak je meranie realizované za účelom získania vstupných údajov pre odhad únavovej životnosti, potom konštrukciu nemožno merať pri nasadení v ľubovoľných prevádzkových podmienkach (hoci aj najagresívnejších), ale iba v podmienkach, ktoré sú pre konštrukciu významné resp. typické. Druhý spôsob: možnosť experimentálneho získania priebehov najvýznamnejších prevádzkových faktorov, následná realizácia počítačovej simulácie ich spolupôsobenia na vytvorený matematický model systému (najčastejšie MKP) a určenie namáhania kritických častí systému výpočtom. 3.2 Kritické miesta konštrukcie Je zrejmé, že pri posudzovaní spoľahlivosti a životnosti nemožno venovať rovnakú pozornosť všetkým agregátom, uzlom a súčastiam. Porucha niektorých z nich môže byť iba malého rozsahu a bez vplyvu na ich funkčnosť, u iných môže byť závažná, niekedy až katastrofálna. Preto vzhľadom k obmedzenosti času, prostriedkov a kapacít je žiaduce rozhodnúť, ktoré časti konštrukcie si budú vyžadovať podrobnejšiu analýzu. K tomu je možné využiť niekoľko prístupov, ako napr. skúsenosť konštruktéra, obsluhy, mechanika, používateľa apod., príp. expertný odhad, výsledky analýzy výskytu prevádzkových lomov príp. vhodné metódy (strom porúch spolu s analýzou príčin, následkov a kritickosti porúch). 3.3 Pevnostné a únavové vlastnosti konštrukčných materiálov Ďalšou významnou oblasťou pri predikcii únavovej životnosti je určovanie vybraných (najmä mechanických) vlastností použitých konštrukčných materiálov vybraných kritických miest zariadenia. Pri praktickej realizácii odhadu únavovej pevnosti a životnosti sa v súčasnosti využíva niekoľko charakteristík (kriviek) konštrukčných materiálov, ktoré charakterizujú ich vlastnosti z hľadiska kvantity únavového poškodzovania. V oblasti tzv. 78

79 vysoko cyklovej únavy sa ustálilo znázornenie nominálnej amplitúdy napätí na počte kmitov, znázornené v logaritmickej stupnici. Uvedené skúšky, ktoré sú realizované pri tzv. mäkkom zaťažovaní (s riadenou záťažovou silou na vzorku) po štatistickom vyhodnotení určujú tzv. únavovú krivku napätia alebo tiež Wöhlerovu krivku - v angl. S-N krivku, (Obr. 2). Obr.2. Únavová krivka napätia a jej aproximácia podľa rovnice (1) [5] U bežných kovových materiálov je typický zlom tejto krivky v oblasti N C =10 6 až 10 7 kmitov. U konštrukčných ocelí možno medznú amplitúdu napätia pre druhú vetvu nad bázou N C považovať za konštantnú a definujúcu tzv. medzu únavy. Vysoko pevnostné zliatinové ocele, zliatiny ľahkých kovov a niektoré ďalšie materiály nevykazujú túto asymptotickú závislosť a preto pre ne definujeme tzv. časovanú medzu únavy, vztiahnutú k danému počtu kmitov. Analytický popis tejto únavovej krivky možno v oblasti šikmej vetvy aproximovať mocninným vzťahom w σ a. N f = C (1) ktorý bude v bi-logaritmických súradniciach zobrazený ako priamka so smernicou 1/w. Parametre C a w je tak možné jednoducho určiť lineárnou regresiou. Platnosť vzťahu je však obmedzená iba na oblasť medzi medzou sklzu a medzou únavy materiálu. V nízko cyklovej únave a pri zložitom časovom priebehu zaťaženia sa obvykle pracuje s polkmitmi do lomu, vyjadrenými počtom 2N. Únavová krivka sa vyjadruje rovnicou podľa Basquina v tvare [5] σ ( ) b a = σ f. 2. N (2) V oblasti nízko cyklovej únavy sa na únavovom poškodení významne podieľa plastická cyklická zložka deformácie. Je preto vhodnejšie realizovať skúšky pri riadenej pomernej deformácii tzv. tvrdom zaťažovaní. Získaná krivka životnosti sa nazýva únavová krivka deformácie alebo tiež Mansonova-Coffinova krivka, (Obr. 3). Nakoľko celková pomerná deformácia je tvorená elastickou i plastickou zložkou platí σ f b ε ( ) ( ) C a = ε al + ε ap =. 2. N + ε f. 2. N (3) E kdeε f je súčiniteľ únavovej ťažnosti a c je exponent životnosti. Každá zo zložiek pomernej deformácie je v diagrame životnosti zobrazená ako priamka s príslušnou smernicou, danou exponentom životnosti. Pri skúmaní súvisu medzi oboma spomínanými krivkami bolo zistené, že súvislosť existuje a vyhovujúcim vzťahom je tzv. rovnica cyklickej deformačnej krivky v tvare 1 σ n a σ a ε a = + (4) E K 79

80 kde K je súčiniteľ cyklickej pevnosti a n je súčiniteľ cyklického spevnenia. Dôležité je, že pri opakovanom namáhaní spravidla neplatí klasický Hookov zákon (prvá časť vzťahu 4), ale rozhodujúcou je práve jeho druhá časť [2]. Obr.3. Únavová krivka deformácie a jej rozklad na elastickú a plastickú časť podľa (1) [5] 3.4 Hypotézy kumulácie únavového poškodenia Je prirodzené, že odlišný spôsob spracovania a popisu stochastických prevádzkových zaťažení vyústil aj do odlišných metód odhadu únavového poškodenia. V únave sa tieto metodiky nazývajú hypotézy kumulácie únavového poškodenia (HKÚP). Ich účelom je kvantifikovaný odhad úrovne únavového poškodenia, spôsobeného procesom určitej dĺžky resp. určitého počtu zaťažovacich cyklov. Podľa charakteru vyhodnotených parametrov (buď blok harmonických cyklov [2] resp. štatistické charakteristiky procesu získané v rámci korelačnej teórie [5] prípadne hodnoty autokorelačnej funkcie alebo spektrálnej výkonovej hustoty z autoregresného modelu procesu [3]) je možné aplikovať niektorú z vhodných HKÚP. 4. Rizikové faktory pri odhade únavovej pevnosti a životnosti konštrukčných prvkov zdvíhacích zariadení Zložitý technický systém (zariadenie) sa skladá z množstva rozličných funkčných celkov, ich podskupín a jednotlivých prvkov, ktoré možno z hľadiska funkcie a potreby bezpečného dimenzovania rozdeliť na časti primárne a časti sekundárne. U sekundárnych častí sa predpokladá, že ich prípadná porucha neohrozí ani bezpečnosť ani funkciu celého zariadenia. Tieto časti zariadenia sú obvykle predmetom návrhových výpočtov a skúšok. Porucha primárnej časti systému však znamená významné obmedzenie nebo úplné porušenie funkcie zariadenia. Na základe týchto úvah je možné poruchy zariadení rozdeliť do dvoch skupín [2]: 1. Poruchy častí, ktorých zlyhanie neohrozuje bezpečnosť prevádzky ani životy ľudí - pokiaľ nenastávajú v hromadnej výrobe sú riešené obvykle ex post a prijaté opatrenia sa zameriavajú na hľadanie a odstránenie príčin poruchy. 2. Poruchy častí, ktorých zlyhanie významne ohrozuje bezpečnosť a často môžu spôsobiť až katastrofický následok - je potrebné prijať vhodné opatrenia na vylúčenie katastrofických porúch počas projektovanej životnosti. Termín vylúčenie chápeme ako prípustnosť takýchto zlyhaní s krajne malou pravdepodobnosťou. Počet súčastí zaradených v jednej z týchto skupín, veľkosť produkcie jednotlivých typov konštrukcií a ich technické parametre potom určujú filozofiu návrhu jednotlivých častí. V súčasnosti sa v priemyselných aplikáciách často používajú pojmy ako safe-life, fail-safe, damage tolerance. - Dimenzovanie na bezpečný únavový život (safe-life) vychádza z požiadavky, že počas projektovanej životnosti nesmie vzniknúť únavová porucha žiadnej časti systému 80

81 (resp. pravdepodobnosť jej vzniku v danom časovom intervale technického života je krajne malá). Tento postup je používaný hlavne u prvkov, ktoré nie je možné počas prevádzky pravidelne kontrolovať a u častí, ktoré nie sú iným spôsobom zálohované, takže ich prípadné zlyhanie by ohrozilo bezpečnosť prevádzky. - Dimenzovanie konštrukcií tzv. bezpečných aj pri poruche (fail-safe) vzniklo z požiadavky maximálneho využitia systému pripúšťajúceho vznik porúch, avšak s vylúčením náhleho zlyhania celého systému. Takto chápaná filozofia konštruovania je založená na podmienke, aby v prípade poruchy primárnej časti konštrukcie aspoň počas určitej potrebnej doby (napr. až do najskoršieho možného odstránenia poruchy opravou) bolo zaručené, že ostatné časti konštrukcie budú schopné prenášať aktuálne prevádzkové zaťaženie. Typickým príkladom použitia je napr. prútová sústava, kedy pri poruche jedného z prútov je silový tok presmerovaný na iné prúty, aby nedošlo ku strate únosnosti konštrukcie ako celku. - Uvedený prístup bol postupne zovšeobecnený na filozofiu tzv. konštrukcií s prípustným poškodením (damage tolerance). Poruchy typu únavových makrotrhlín, lomy spojovacích prvkov (napr. nity, skrutky, zvary a pod..) nie sú vylúčené. Sú však prijaté opatrenia, ktoré musia zaistiť ich včasnú identifikáciu a zabrániť ich rozšíreniu do takej miery, ktorá by spôsobila vážnu alebo katastrofickú poruchu. Jedná sa najmä o zavedenie systému periodických prehliadok s aplikáciou indikačných metód k odhaleniu porúch a použitie širokého experimentálneho zázemia, ktoré pri uvážení príslušných súčiniteľov bezpečnosti zaručuje malú pravdepodobnosť zlyhania v dobe medzi prehliadkami. Za takúto krajne malú pravdepodobnosť P možno považovať napr. v strojárstve pravdepodobnosť menšiu ako 10-3 až 10-5 (platí pre hromadnú sériovú výrobu napr. automobilový priemysel). V letectve sa pripúšťa pravdepodobnosť katastrofickej poruchy na konci prevádzkovej životnosti lietadiel rádovo P=10-6. Vo všetkých uvedených prístupoch vystupujú štyri hlavné komponenty návrhu konštrukcií rozličných technických zariadení (Obr. 4). Obr.4 Schéma interakcie základných faktorov ovplyvňujúcich únavovú pevnosť 4.1 Prevádzkové zaťaženie Životnosť konštrukcie významne závisí najmä na namáhaní jednotlivých konštrukčných prvkov. Je determinovaná najmä veľkosťou a intenzitou zaťažení pôsobiacich v priebehu prevádzky. Pre výpočtový návrh konštrukcie, ale aj pre prípadné laboratórne skúšky na modeloch alebo na samotnej konštrukcii, je preto potrebné získať reprezentatívny záznam prevádzkových zaťažení a z neho odvodené zaťažovacie spektrá. Obvykle ich tvoria záznamy prevádzky pri rôznych prevádzkových režimoch, ktoré by mali tvoriť súbor s typickou skladbou prevádzkovania daného zariadenia. Tieto sú spracované do jednorozmerných spektier početnosti amplitúd zaťaženia resp. do dvojparametrických matíc početnosti horných a dolných extrémov (prípadne stredných hodnôt a amplitúd), tzv. rain-flow matíc. Spektrá zaťaženia sa obvykle určujú na prototypoch systémov alebo na starších typoch zariadení, prípadne môžu byť odvodené zo spektier podobných konštrukcií. 81

82 4.2 Vlastnosti konštrukčných materiálov Okrem základných materiálových hodnôt (získaných napr. z ťahovej skúšky) je dôležité určovať vlastnosti materiálu pri cyklickom namáhaní a tiež lomové charakteristiky. Určovanie týchto tzv. "materiálových konštánt" je vždy viazané na konkrétne skúšobné teleso (najmä na jeho tvar, kvalitu technologického opracovania a tepelného spracovania a tiež jeho absolútnu veľkosť). To je dôležité zohľadniť v prípade extrapolácie výsledkov na odlišné podmienky. Realitou je tiež časová zmena väčšiny materiálových parametrov v prevádzke (napr. cyklické zmäkčovanie alebo spevňovanie apod.) príp. ich zmena pri pôsobení zvýšených resp. znížených teplôt oproti podmienkam, za ktorých boli tieto parametre určované. 4.3 Tvar súčasti Tvarom súčasti, jeho okrajovými podmienkami (uložením), spôsobom zaťaženia a elastickými konštantami materiálu je významne ovplyvnené rozloženie napätí v skúmanom prvku v elastickom stave. Pre pevnostný i únavový výpočet je potrebné vykonať podrobnú analýzu napätosti. Používajú sa nielen klasické metódy pružnosti a pevnosti, ale tiež numerické postupy, napr. metóda konečných prvkov (MKP) a iné. 4.4 Technológia výroby a povrchová úprava U väčšiny kovových konštrukcií, kde sa povrchová vrstva štruktúrou príliš neodlišuje od jadra súčasti, je práve povrchová vrstva určujúcim miestom iniciácie rôznych defektov. Výskyt iniciačných oblastí preto významne závisí na akosti povrchu a na napätiach v povrchovej vrstve, vrátane tzv. napätí zostatkových (pochádzajúcich z realizácie predchádzajúcich technologických operácií alebo záťažových režimov [6]). So zmenami vlastností povrchovej vrstvy súčasti počas jej technického života sú úzko späté prevádzkové podmienky a agresivita faktorov okolitého prostredia. Vplyv faktorov okolitého prostredia v čase je charakterizovaný procesmi, často definovanými ako degradácia materiálu. Jej vplyv je obvykle v praxi zohľadňovaný voľbou (zvýšením) hodnôt súčiniteľov bezpečnosti. V zmysle aktuálnej legislatívy EU by mal každý konštruktér poznať riziká, ktoré sú sprievodným javom ním navrhnutého riešenia (tzn. aj riziká, ktoré sú súčasťou pevnostnej kontroly). Musí vedieť, ktoré rizikové faktory ovplyvňujú pravdepodobnosť poruchy a navrhnúť používateľovi opatrenia na ich riadenie. Pre ilustráciu, je na Obr.5 analyzovaná kauzálna závislosť vzniku poruchy nosnej oceľovej konštrukcie zdvíhacieho stroja a k nej priradené jednotlivé rizikové faktory súvisiace s odhadom životnosti podľa [7]. Obr.5. Kauzálna závislosť vzniku poruchy nosnej oceľovej konštrukcii zdvíhacieho stroja 82

83 Ďalšími významnými rizikami pri predikcii únavovej životnosti sú napr. parametre súvisiace s veľkosťou súčasti, typom vrubov, frekvenciou zaťažovania, pracovnou teplotou apod., ktoré ovplyvňujú vlastnosti materiálov a tým aj tvar životnostnej krivky. Najmä nedostatočná znalosť hodnoty smernice únavovej krivky a nezohľadnenie tvarových nelinearít profilov analyzovaných častí často vedie k výrazným odchýlkam predikovaných hodnôt životnosti [8]. 5. Záver Výpočet alebo správnejšie odhad životnosti časti konštrukcie s ohľadom na únavu sa v skutočnosti často odlišuje od hodnoty dosiahnutej v reálnej prevádzke. Hlavným dôvodom sú hlavne problémy s presným určením parametrov vonkajšieho zaťaženia, ktoré počas prevádzky na konštrukciu pôsobí a nepresnosti pri určovaní materiálových charakteristík konštrukčných častí. Cieľom je najmä redukcia neznalosti pôsobiacich faktorov okolia a ich interakcií s procesmi prebiehajúcimi v samotnom systéme. Z pohľadu materiálových vlastností platí, že vo väčšine prípadov nie sú k dispozícii materiálové krivky pre skúmaný prvok konštrukcie, ale obvykle iba pre vzorky použitých konštrukčných materiálov. Tie však predstavujú ideálny stav, ktorý sa v reálnych podmienkach nasadenia vyskytuje iba zriedka. Literatúra [1] MELCHER, R.: Structural Reliability Analysis and Prediction. Second edition. John Wiley & Sons, ISBN [2] RŮŽIČKA, M., HANKE, M., ROST, M.: Dynamická pevnost a životnost. České vysoké učení technické v Praze, Praha [3] LEITNER, B.: Fatigue of Material - A Risk Factor of Large Steel Structures Reliability. Security Magazine [online]. FŠI, ŽU, Žilina Dostupné na internete: < 8 s., ISSN [4] TREBUŇA, F., BIGOŠ, P.: Intenzifikácia technickej spôsobilosti ťažkých nosných konštrukcií. Vienala 1998, s.345, ISBN [5] RŮŽIČKA, M. :Kritéria a postupy při posuzování únavové pevnosti a životnosti konstrukcí ( ČVUT - Fakulta strojní, Praha, [6] BIGOŠ, P., TREBUŇA, F.: Vplyv priečenia portálového žeriava na životnosť jeho nosnej konštrukcie, In: Acta Mechanica Slovaca, Košice, 1998, s [7] SINAY, J.: Riziká technických zariadení manažérstvo rizika. TU Košice, OTA, Košice ISBN [7] KOCÚR, R., SÁGA, M.: Uplatnenie multi-softwarového prístupu v procese navrhovania rámových konštrukcií s ohľadom na únavovú životnosť. In: Zborník 45. medzinárodní konference Kateder částí a mechanismů strojů, Blansko ČR, 2004, str , ISBN Abstract: Material fatigue of parts of different technical systems belongs to the most frequent causes of boundary states rise and relating operation breakdowns. Paper contains general formulation of reliability of technical systems judging, brief characteristic of basic areas to be taken in account as input into calculated prediction of lifting machines fatigue life and analysis of risk items by its practical application. Práca bola podporovaná agentúrou VEGA prostredníctvom projektu č. 1/3154/06 Vplyv stochastického dynamického namáhania dopravných strojov na životnosť a spoľahlivosť ich konštrukčných celkov. Recenzent : prof. Dr. Ing. Milan Sága, Katedra aplikovanej mechaniky, SjF ŽU, Žilina. 83

84 NÁVRH JEDNODUCHÉHO ROZOBERATEĽNÉHO ŽERIAVA PREPOJENÍM CAD SYSTÉMU NX S APLIKÁCIOU MS EXCEL Martin MANTIČ 10, Jozef KUĽKA 11 Klúčová slová: CAD systém NX, MS Excel, 3D model, ug_excel_read. Abstrakt: Článok pojednáva o možnosti automatizácie konkrétneho konštrukčného návrhu prepojením CAD softvéru NX s aplikáciou MS Excel. Výpočtová časť sa vykoná prostredníctvom Excelu a použitím prepojenia s CAD softvérom sa namodelujú jednotlivé prvky, podzostavy, zostavy a prípadne aj kompletná výkresová dokumentácia. 1. Úvod V technickej praxi často dochádza k modifikácií konštrukčných prvkov za účelom zmeny resp. optimalizácie rozmerov. To má často za následok opätovné prepočty jednotlivých prvkov z hľadiska pevnostného aj rozmerového. Moderné CAD systémy umožňujú automatizovať niektoré rutinné operácie. CAD systém NX disponuje modulom "Knowledge Fusion", ktorý poskytuje grafické užívateľské rozhranie dovoľujúce aplikovať technické postupy a konštrukčné zámery priamo na geometrické modely a zostavy. Na príklade jednoduchého rozoberateľného montážneho žeriava by sme radi prezentovali jednu z možností ako prepojiť systém NX s aplikáciou MS Excel. Aplikácia MS Excel vykoná výpočtovú časť a program NX si z nej preberie údaje potrebné pre vymodelovanie 3D modelu vyhovujúceho danému zaťaženiu a potrebným rozmerovým parametrom. 2. Jednonosníkový montážny žeriav Montážny žeriav popisovaný v príspevku je určený pre zdvíhacie operácie aj v teréne, čo si vyžaduje rýchlu montáž a demontáž z hľadiska jeho transportu. Typovo sa žeriavy od seba odlišujú nosnosťou, rozpätím a výškou zdvihu, pričom všetky rozmerové parametre musia byť prispôsobené možnostiam úložného priestoru prepravného automobilu (obr.1). Obr.1. Rozmiestnenie komponentov žeriava v úložnom priestore automobilu Návrh konštrukcie jednotlivých typov žeriavov (obr.2) si z uvedených dôvodov vyžaduje opätovné pevnostné prepočty komponentov konštrukcie ako aj optimalizáciu 10 Ing. Martin Mantič, Ph.D, Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Ústav konštrukcie strojov a zariadení, Letná č. 9, Košice, Slovenská republika, tel.: , martin.mantic@tuke.sk 11 Doc. Ing. Jozef KUĽKA, Ph.D, Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky, Ústav konštrukcie strojov a zariadení, Letná č. 9, Košice, Slovenská republika, tel.: , jozef.kulka@tuke.sk 84

85 rozmerových parametrov. Následne je potrebné vyhotoviť novú kompletnú výkresovú dokumentáciu pre výrobu. Obr.2. Model žeriava a) montážna poloha, b) pracovná poloha Tento proces je možné do určitej miery zautomatizovať napríklad využitím funkcie prepojenia CAD softvéru s tabuľkovým kalkulátorom. Všetky potrebné prepočty a rozmerová optimalizácia budú vykonané v tabuľkovom kalkulátore MS Excel. Na obr.3 je znázornené grafické prostredie pre zadávanie vstupných údajov vytvorené v programe Excel. Položky podfarbené modrou farbou sú editovateľné a tvoria vstupné dáta pre výpočty. Ostatné rozmerové parametre na obrázku sú okamžite prepočítavané a určujú výsledné rozmery žeriava. Obr.3. Grafické okno pre zadávanie vstupných údajov Na základe vstupných údajov sú v programe Excel vytvorené prepočtové analýzy pre návrh a prepočet hlavného nosníka z I-profilu, prepočet nôh žeriava a návrhu čapových spojov podľa normy STN V programe MS Excel sú vytvorené databázy bežne dostupných I-profilov, trubiek štvorcového prierezu, kladkostrojov a transportných koliesok, ktoré program využíva pri návrhu a prepočtoch. Výstupom z programu je súpis všetkých potrebných rozmerov pre modelovanie jednotlivých komponentov. 3. Prepojenie výpočtových údajov s CAD programom V ďalšom kroku je potrebné prepojiť získané údaje z aplikácie MS Excel s CAD programom NX, ktorý disponuje funkciou čítania dát s aplikácie Excel. V prostredí škicára je potrebné vytvoriť škicu daného prierezu pričom rozmerové hodnoty jednotlivých kót budú zadávané prostredníctvom príkazu Function... (obr.4a) a použije sa funkcia ug_excel_read (obr.4b). 85

86 Obr.4. Použitie funkcie ug_excel_read a) položka Function, b) výber prepojovacej funkcie Následne si vyššie uvedený príkaz vyžiada názov a cestu k súboru programu MS Excel ako aj presnú pozíciu bunky (horizontálnu a vertikálnu súradnicu napr. F4), v ktorej sa nachádza požadovaná hodnota daného rozmeru kóty (obr. 5a). Tento postup je potrebné realizovať opakovane pre všetky rozmerové údaje kót v škici ako aj pri použití príkazov pre tvorbu 3D modelu, ako sú EXTRUDE, REVOLVE a pod. (obr. 5b). Obr.5. Prepojenie programu NX s aplikáciou MS Excel a) priradenie presnej pozície bunky s daným rozmerom v Exceli, b) použitie príkazu Function napr. pre vysunutie škice do priestoru Výsledkom tejto aplikácie je 3D model montážneho žeriava, ktorý je vymodelovaný na základe 6-tich vstupných hodnôt (obr.3). Po zmene týchto hodnôt dôjde ku prepočtu celej konštrukcie v programe MS Excel a v zápätí v programe NX k aktualizácií celého axonometrického modelu a vygenerovaniu 2D výkresovej dokumentácie. 4. Záver Moderné CAD programy poskytujú možnosti prepojenia s inými aplikáciami, čím poskytujú širšie možnosti ich použitia. V našom prípade prepojením s aplikáciou MS Excel sme docielili veľmi efektívny nástroj pre modifikáciu typovo podobných montážnych celkov. Za určitú nevýhodu možno považovať dlhší čas prípravy a odladenia vstupného prepočtového programu. Na druhej strane pri opätovnom návrhu tohoto žeriava, kde sa menia rozmerové parametre prípadne nosnosť sa však výsledný efekt dosiahne veľmi rýchlo, nakoľko prakticky okamžite po zadaní nových vstupných údajov získavame upravený 3D model žeriava spolu s kompletnou výkresovou dokumentáciou, súpisom potrebných komponentov, prípadne aj katalógových čísel objednávaných dielov ako sú napr. kolieska, kladkostroj apod. 5. Použitá literatúra [1] Užívateľská príručka programu NX. [2] Pavlenko, Slavko - Haľko, Jozef: Navrhovanie súčastí strojov a zariadení. 1. vyd. Prešov : FVT TU v Prešove, s. ISBN [3] Gulan, L.: Modulárne projektovanie mobilných pracovných strojov. Vydavateľstvo STU v Bratislave, 2000, ISBN X, (100 s.), AAB 86