Instalatiile portuare

Introducere

Instalatiile portuare de operare constitue mijloacele principale de transbordare a marfurilor si au amplasare de-a lungul frontului de acostare. Lucrarile de suprastructura s-au dezvoltat concomitent cu produsele realizate in constructiile navale. Au aparut asfel danele specializate terminalele maritime, dotate cu cele mai moderne instalatii de operate, specializate in operarea unui anumit fel de marfa. Simultan s-au dezvoltat sistemele de transport dintre care forma cea mai complexa o prezinta sistemul din poarta in poarta.

Cele mai raspandite instalatii portuare sunt instalatiile portuare de operare de tipul macaralelor de cheu, podurile de transbordare, automacaralele mobile si macaralele plutitoare.

Macaralele de cheu sunt cele mai comune instalatii portuare de operare, constituind principalul mijloc de transbordare a marfurilor. Cu ajutorul macaralelor de cheu sunt operate atat cargourile cat si unele nave specializate. Constructia acestor instalatii portuare de operare,a evoluat continuu, eforturile fiind indreptate in sensul maririi si randamentului lor.

Macaralele de cheu se pot clasifica in doua categorii: macarale fixe si macarale mobile. Macaralele fixe au raspandire limitata si ele au caracterizat inceputurile amenajarilor de suprastructura portuara, pe plan international. Macaralele mobile au o larga raspandire, fiind intalnite in majoritatea porturilor lumii. Mobilitatea macaralelor de cheu este si ea limitata in sensul ca ele se pot deplasa numai de-a lungul frontului de acostare.

Din punct de vedere constructiv macaralele de cheu se pot clasifica astfel: macarale portal si macarale semiportal. La ambele tipuri, macaraua propriu-zisa se sprijina pe o constructie metalica, a carei forma da si denumirca tipului respectiv de macara.

Macaraua portal are o constructie metalica cu patru picioare (portal) de sprijin, sub care se formeaza un spatiu pantru circulatia vagoanelor sau a vehiculelor rutiere.

La macaraua semiportal, constructia metalica de sustinere a macaralei propriu-zisa are numai doua picioare do sprijin de-a lungul frontului de acostare si un mecanism de translatie in partea opusa. Rolele mecanismului de translatie se sprijina pe o sina de ghidare amplasata de-a lungul magaziei, la o inaltime corespunzatoare. Cele mai raspandite macarale sunt cele de tip portal.

Macara de cheu. 1-bratul, 2-balansina (tirantul), 3-ciocul, RM-raza maxima, R_m-raza minima, h-inaltimea de ridicare deasupra sinei, ecartamentul.

Partile componente ale unei macarale de cheu sunt:

v     Parte metalica, aceasta cuprinde potalul, platforma sau coloana rotitoare, cabina mecanismelor, cabina de comanda, sistemul de brate si contragreutatile;

v     Portalul este stuctura de baza a instalatiei deoarece intregul ansamblu al macaralei se sprijina pe acesta. Cele patru picioare ale portalului sunt prinse in partea superioara de un cadru metalic iar la partea inferioara se termina cu boghiuri care asigura translatia intregului ansamblu de-a lungul frontului de acostare. Boghiurile ruleaza pe sinele de ghidare, distanta dintre aceste sine trebuie sa asigure gabaritul normal pentru trecerea vagoanelor sau a vehiculelor rutiere;

v     Platforma sau coloana rotitoare este articulata de portal si sustine greutatea intregului ansamblu al macaralei;

v     Cabina mecanismelor este ansamblata langa cabina rotitoare si contine mecanismele si aparatura electromecanica a instalatiei (electromotoare, tamburi pentru cablu, reductoare, contactori);

v     Cabina de^, comanda este amplasata langa cabina mecanismelor si contine aparatura de control necesara manevrarii instalatiei si dispozitivele de comanda (controlere, pedale, manete);

v     Sistemul de brate al macaralei poate fi confectionat din grinzi cu zabrele sau poate fi de tip cheson. Pot fi de doua feluri: flesa cu paralelogram deformabil; flesa cu un singur brat;

v    Contragreutatile asigura stabilitatea instalatiei si realizeaza momentul de stabilitate necesar pe timpul exploatarii macaralei. Contragreutatile pot fi:

Contragreutati fixe, acestea se confectioneaza din blocuri de fonta sau de beton si consfituie elementul de baza al sistemului de contragreutati;

Contragreutati mobile, acestea se confectioneza din blocuri de fonta si se articuleaza la sistemul de brate.

Instalatia de actionare a macaralei se compune din urmatoarele mecanisme si dispozitive:

v     Mecanismul de translatie realizeaza deplasarea macaralei de-a lungul frontului de acostare. Actionarea trenului de rulare se realizeaza cu doua electromotoare care transmit miscarea la cele patru grupe de roti, printr-un sistem de axe cardanice. Actionarea trenului de rulare se realizeaza din cabina de comanda;

v     Mecanismul de rotire realizeaza rotirea bratului la 360 in plan orizontal, acest mecanism se compune in principal dintr-o coroana de rotire montata pe portal si un pinion de antrenare actionat electric, montat pe platforma sau coloana rotitoare. Mecanismul de rotire trebuie prevazut si cu amortizoare pentru atenuarea inertiei instalatiei in momentul franarii.Comanda de rotire a macaralei se realizeaza prin intermediul manetelor sau controalerelor din cabina de comanda;

v     Mecanismul de deschidere a bratului realizeaza deplasarea acestuia in plan vertical. Prin deplasarea flesei, bratul principal al macaralei se deplaseaza de la pozitia minima la pozitia maxima. in cazul flesei cu paralelogram deformabil deschiderea se realizeaza atat prin actiunea mecanismului de basculare asupra bratului principal al macaralei cat si prin actiunea tiranului asupra ciocului. La flesa cu un singur brat, deschiderea se realizeaza prin actiunea conjugata a balansinei si a mecanismului do basculare asupra bratului. Din punct de vedere constructiv, mecanismele de basculare pot fi de trei tipuri: cu o cremaliera, Cu doua cremaliere si ax-surub si piulita;

v     Mecanismul de manevrare a sarcinii realizeaza ridicarea si coborarea cotadei si se compune din electromotorul de sarcina, cablu de sarcina si dispozitivele de lucru.

v     Dispozitivele de lucru pentru macaralele de cheu sunt carligul, graiferul si sprederul, functie de natura marfurilor operate.

Principalele caracteristici tehnice de exploatare ale macaralelor de cheu sunt urmatoarele:

capacitatea de ridicare in siguranta;

raza maxima de actiune este distanta masurata orizontal intre axul do rotire al macaralei si verticala cablului de sarcina, la deschiderea maxima a flansei;

rata minima de actiune, care reprezinta distanta masurata intre axul de rotire al macaralei si verticala cablului de sarcina, la deschiderea minima a flansei;

inaltimea de ridicare deasupra sinei de rulare;

ecartamentul reprezinta distanta orizontala intre sinele de rulare;

viteza de manevrare verticala a sarcinii

viteza de rotire a macaralei;

viteza de translatie;

presiunea maxima a vantului peste care macaraua nu mai poate opera, de regula 25 daN/m².

Ciclul de lucru al macaralei conttitue elementul esential in aprecierea productivitatii inttalatiei.

Automacarale mobile sunt inttalatii de ridicat montate pe sasiuri. Ele au o larga utilizare in danele neamenajate cu instalatii portuare de transbordare a marfurilor. in astfel de situatii ele se exploateaza simultan cu mijloacele navale de operare, in scopul reducerii timpului de stationare a navei sub operatiuni. Acestea au de asemenea o larga intrebuintare in operarea marfurilor de pe mijiloacele do transport terestre, in zonele portuare de depozitare. Sasiurile automacaralelor mobile pot fi deplasate pe senile sau pe pneuri.

Partile componente ale unei macarale sunt:

v      Mecanismul de deplasare care are in componenta sa motorul Diesel de actionare si sistemul de transmitere a miscarii la roti. Sistemul de trantmitere a miscarii se compune din axe cardanice, diterentiale si axe planetare.

v      Mecanismul de calare asigura macaralei stabilitatea necesara pe timpul operarii.

v      Platforma rotitoare sustine cabina mecanismelor, cabina de comanda si bratul.

v      Bratul (flesa) macaralei se articuleaza pe platforma rotitoare si poate fi de tip grinda cu zabrele sau telescopic.

v      Dispozitivele de siguranta ale automacaralei mobile sunt: limitatoarele de suprasarcina, limitatoarele de vant si limitatorul de moment, care actioneaza in cazul depasirii momentului maxim admis.

v      Dispozitivele de lucru pentru automacaralele mobile cunt carligele, greiferele si electromagnetii.

Principalele caracteristici tehnice de exploatare ale automacaralelor mobile sunt:

capacitatea de ridicare in siguranta;

raza de actiune;

inaltimea de ridicare;

lungimea bratului;

ecartamentul

garda la sol;

viteza de manevrare verticala a sarcinii;

viteza de rotatie;

viteza de ridicare a bratului;

viteza de deplasare a instalatiei;

presiunea maxima a vantului pentru care macaraua nu mai poate opera.

Macaralele plutitoare sunt instalatii portuare cu mobilitate mare, destinate in principal transbordarii de marfuri si manevrarii de greutati in zone izolate, lipsite de amenajari. Pot realiza operatiuni de transbordare de la o nava la alta in raza portului sau chiar la operarea navelor acostate la cheu deasemenea au o larga intrebuintare _in operatiunile hidrotehnice, in operatiunile de ranfulare, in santierele navale.

Macaralele plutitoare sunt montate pe pontoane ce pot fi autopropulsate sau nepropulsate caz in care sunt tractate do remorchere pana in zona de operare.

Din punct de vedere constructiv se pot clasifica astfel:

v     macarale plutitoare rotitoare se pot roti cu 360 fata de pontonul de sustinere si in functie de sistemul do brate acestea pot fi: cu paralelogram deformabil sau cu un singur brat articulat la baza platformei rotitoare. Acestea au capacitatea de ridicare de 50 tf si un ciclu de operare mic si se compun din doua parti distincte:

macaraua propriu-zisa, se deosebeste de cea de cheu doar prin capacitatea de ridicare sporita iar rolul portalului este preluat de ponton.

pontonul sustine macaraua propriu-zisa ai confera stabilitatea necesara instalatiei.

v     gruie plutitoare, articulate fix pe ponton, la care se realizeaza numai bascularea bratului. Capacitatea de ridicare a acestora poste fi de 100 tf, 300 tf, 500 tf si chiar mai mult carora le corespund cicluri de operare mari.

Dispozitivele de siguranta ale macaralelor plutitoare sunt in general asemanatoare cu cele ale automacaralelor mobile.

Dispozitivele de lucru pentru aceste instalatii sunt carligul si graiferul.

Utilajele portuare constitue mijloacele auxiliare de transbordare a marfurilor, cu autonomie sporita si raza mare de actionare. Cele mai raspandite utilaje portuare suns autostivuitoarele, autoincarcatoarele si transportatoarele-stivuitoare.

EXEMPLU DE CALCUL

DETERMINAREA CARACTERISTICILOR TEHNICE

ALE MECANISMELOR INSTALATIEI

PORTUARE DE OPERARE (IPO)

1. CALCULUL SISTEMULUI DE RIDICARE A COTADEI DE MARFA.
2. CALCULUL MECANISMULUI DE ROTIRE A IPO.

In conditiile in care manipularea marfurilor in porturi, in terminalele specializate, impune existenta unei multitudini de echipamente si instalatii portuare de operare o analiza primara releva ca un echipament mobil cu capacitatea intre 8- 45 tf ar satisface pe deplin cerintele impuse de traficul portuar.

In acest sens in cele ce urmeaza vom analiza o instalatie portuara de operare mobila de 16 tf. 

1. SISTEMUL DE RIDICARE A COTADEI DE MARFA

Date initiale: Sarcina de ridicare Q = 41 tf , viteza de ridicare v = 16 m/ min, inaltimea de ridicare h = 26 m , grupa de functionare M₄.

Calculul transmisiei prin cablu al sistemului de ridicare.

Acest calcul trebuie sa tina seama de influenta urmatorilor factori: conditiile de functionare (grupa de functionare); solicitarile din cablu si materialul cablului.

Pentru schema de infasurare a cablului s-au considerat doua variante:

Mufla pe doua fire (fig. 1a);

Mufla pe patru fire (fig. 1b).

Fig .1. a)

In ambele variante, determinarea randamentului transmisiei prin cablu se face conform STAS 7526- 79 ( rezultatele sunt date in tabelul 1).

=

- randamentul transmisiei;

- numarul de role fixe intre toba si mufla;

- randamentul unei role de cablu;

- randamentul palanului:

- numarul de ramuri de cablu ale palanului.

Tabelul 1.

Schema cinematica de principiu a mecanismului pentru ambele variante de infasurare a cablului este indicata in figura 2,in care s-au facut urmatoarele notatii:

M_H - motor hidraulic;

R - reductor planetar in doua trepte;

T - toba;

C₁ - cuplaj elastic cu bolturi;

C₂ - cuplaj dintat;

L₁, L₂ - lagarele tobei.

- randamentul cuplajului cu bolturi; = 0,99;

- randamentul reductorului planetar; = 0,96;

- randamentul cuplajului dintat; = 0,99;

- randamentul tobei;

Deci randamentul toliului va fi

Randamentul total al sistemului de ridicare este:

Din calcule rezulta pentru Varianta I = 0,89 si pentru Varianta II

Pentru ambele variante de infasurare a cablului, alegerea cablului se va face conform STAS 7526 - 79 cu relatia

q - coeficient functie de grupa de functionare si de tipul cablului;

d - diametrul cablului [mm];

T - tensiunea maxima in cablu [daN];

mm;

mm

Pentru grupa de functionare M₄ si cablu normal q = 0,280:

G_m = (1-2)% Q

G_m = 1,5% 40221 = 236 daN

Q - sarcina maxima de ridicare;

- greutatea muflei (estimata);

n - numarul de ramuri de cablu;

- randamentul transmisiei prin cablu .

Pentru cele doua variante rezultatele sunt date in tabelul 1 . Pentru ambele variante se alege carligul din STAS 1944 - 80 , functie de grupa de functionare , sarcina de ridicare Q= 41 tf si materialul carligului (clasa de rezistenta P) , carlig :

S 14 X 374 - P STAS 1944 - 80.

Determinarea diametrelor rolelor de calcul se face conform STAS 7526 - 79:

- un coeficient funnctie de grupa d functionare si de tipul cablului ;

- un coeficient funnctie de infasurarea cablului;

d - diametrul cablului.

Pentru cele doua variante avem : (I) = 1,12 si (II) = 1,25 , iar = 18 pentru ambele variante .

Rezulta deci : = 440 mm si = 350mm.

Diametrul minim al tobei de cablu se calculeaza dupa aceeasi relatie conform STAS 7526 - 79 , in care pentru variantele I si II = 1.

Deci : 391 mm

289 mm

Diametrul tobei se va stabili constructiv si se va standardiza conform STAS 3208 - 72.Acesta va fi impus de diametrul reductorului planetar montat in toba.

1.2 Puterea necesara de antrenare a mecanismului. Pentru ambele variante puterea de regim este:

= [kW]

Q = 40221 daN ; Gm = 236 ; V=16 m/min si (pentru varianta cea mai defavorabila II).

Rezulta : 41,7 kW. Se alege din catalog o unitate cu pistoane axiale tip Ex 720-25, cu urmatoarele caracteristici nominale: presiunea nominala 300 bar; debitul nominal 87,51 /min; turatia nominala 1.450 rot/min; puterea nominala 67,5

CP = 49,63 kW.

Puterea necesara reductorului planetar

Conform catalogului de reductoare planetare marimea constructiva a reductorului se determina astfel incat sa rezulte urmatoarea putere posibila de transmis;

> (puterea echivalenta);

P_n - puterea nominala de transmis la functionarea in plina sarcina;

f_s - factorul de serviciu dependent de parametrii functionali ai transmisiei si de durata de functionare pe z ;

-factorul de durata;

din tabele; (11,1)

f_d = 1,1 ( din monograma catalogului de reductoare planetare Baia

Mare);

P_c = 43 kW, = 36,81 kW.

Analizand cotele de gabarit ale reducloarelor cu putere de P =45 kW din catalog, rezulta ca ,entru montarea in interiorul tobei, diametrul necesar al tobei trebiue sa fie ⁼ 560 mm.

1.3 Determinarea turatiei tobei.

Aceasta se face cu formula:

- turatia tobei; - raportul de transmitere a palanului; V - viteza de ridicare; - diametrul tobei; d - diametrul cablului.

n_T = (0,5x16) / (289+17)x10^-3= 26,14 rot/min

1.4 Raportul de transmitere al reductorului:

i_R = n_m / n_T

n_m = turatia nominala = 1450 rot/min

n_T = 26,14 rot/min

Rezulta: i_R = 55,47 ( in catalog i_R = 56 )

Tinand cont ca pentru raportul de transmitere 75,05 (in catalog = 56 ), puterea maxima a reductoarelor care se fabrica este de 30 kW, se va adopta pentru varianta II un reductor planetar cu o treapta cu i_R = 56 si = 49,63 kW.

D_T = 485 mm .

Varianta orizontala a reductorului planetar cu prindere prin prezoane este prezentata in figura 3.

1.5 Turatia nominala si presiunea necesara la intrarea hidromotorului :

rot/min

Presiunea necesara la intrarea motorului hidraulic este:

P - puterea necesara [kWj,

debitul necesar al pompei [ 1 /min];

- presiunea necesara [ daN /

- randamentul pompei; = 0,86.

Rezulta :

= 868,24 daN/cm²

Deci avem: 1463,84 rot/ min; p_nec = 868,24 daN/cm²; Q_ncc = (80-90)%xdebitul nominal=87,5l/min=(85x87,5)/100=74,38

1.6 Determinarea lungimii necesare a tobei.

Se considera o prima varianta in care pe toba cablul se infasoara intr-un singur start (toba canelata). Astfel:

H- inaltimea de ridicare = 26 mm;

i_p- numarul de ramuri de cablu = 1;

D_T- diametrul tobei = 485mm=0,48 m;

d- diametrul cablului;

t = d = 19 mm=0,019 m;

n_ss- numarul spirelor de siguranta; n_ss = 2 mm

n_{sr -} numarul spirelor de siguranta; n_sr = 2 mm

Din calcule reiese:

mm

Lungimea tobei se va reduce la 725 mm lungime, in functie de gabaritul constructive al reductorului si cuplajelor montate in toba. In aceasta situatie cablul se infasoara pe toba in doua straturi.

Viteza de ridicare pentru stratul 2 de cablu este:

= +3d)/ 3.14 0,542) / 4 = 11,12 m/min.

Abaterea de viteaza pentru stratul 2 de cablu este :

[%] = ( - V/V ) 100 = (11,12 - 17,50/17,50) 100 = 2,03 < 5%

1.7. Stabilirea schemei constructive

Aceasta se va face in functie de posibilitatile de montaj a elementelor adoptate conform schemei din figura 4, unde:

- motor hydraulic;

- cuplaj dintat;

RP - redactor planetar;

L - lagar cu rulment oscilant cu role butoi;

C - cuplaj cu bolturi;

T - toba_

L - lagar cu rulment cu role cilindrice;

F - frana cu banda.

1.8 Alegerea cuplajelor

Cuplajul cu bolturi C se alege conform STAS 5982 - 79 ( figura 5,a), cu relatia:

M= M

M - momentul echivalent cu regim de lucru linistit necesar a fi transmis [daN m];

M - momentul care actioneaza timp indelungat asupra cuplajului, in [daN m];

K - coefficient de importanta a transmisiei ( vezi tabelul 1);

K - coeficientul regimului de functionare:

M (P/ n (122,7/1463,84) = 81,72 daN m

M = 81,72 1,3 = 212,47 daN m.

Se alege STAS 5892 - 82 cuplaj cu bolturi marimea 6 cu M = 85 daN m  > M. CE 6- C 35/40 STAS 5982 - 79.

Determinarea cuplajului dinstat se face conform STAS 6589 - 79 ( figura 5 b), cu relatia :

M = MKK

M - momentul necesar al cuplajului;

M- momentul care actioneaza timp indelungat asupra arborilor cu plati;

K - coefficient de importanta al transmisiei;

K - coefficient care tine seama de conditiile de functionare.

 

Momentul maxim la toba este:

R_max = D_T/2 + 2d = 485/2 + 2x17 = 242,5+34=276,5mm = 0,276 m

M 0,2765 = 924,063 daN m;

T- efort maxim in cablu;

R- raza maxima.

Rezulta :

M = 924,063 x 2 x 1,3 = 2402,5638 daN m

Din catalogul de cuplaje dintate se alege cuplajul dintat marimea 9. CD - Cf 110 STAS 6589 -79.

Determinarea grosimii peretelui tobei

Toba este o constructie sudata din tabla de otel roluita OL 37. Grosimea peretelui tobei este :

+ (6-10) mm = 0.02 485 + 10 = 19,7 mm

Si se verifica la compresiune :

T - efortul maxim din cablu [daN];

- grosimea peretelui tobei [mm];

- efortul admisibil la compresiune; = 1500da N / cm

t - pasul canelurii; t= 19mm;

A - un coefficient pentru doua straturi de cablu:

A= 1+(1/1+)

=

- modulul de elasticitate al cablului: = 10 000 daN/mm

E - modulul de elasticitate a materialului tobei : E

A - suprafata sectiunii peretelui tobei pe lungimea unui pas :

A= 20x 19 = 380 mm²;

A - suprafata sectiunii transversale a cablului :

A= 3,14 x 19²/4 = 283,4 mm

= (10 000

A = 1+[1/(1+35,5)] = 1,02;

1,02)/(1920) = 8,9 daN / mm = 890 daN/cm ² 

< 1500daN/ cm

Calculul franei de siguranta ( vezi figura 6)

a)      Determinarea momentului de franare:

M= KM

M = T D/2i ;

M - momentul static de franare;

K - coeficientul de siguranta la franare ( conform prescriptiilor tehnice ISCIR ) functie de grupa de functionare M : K=1,5;

i - raportul de transmitere dintre tamburul franei si toba : i=1;

T - tensiunea maxima din cablu : T= 3 342 daN;

D - diametrul tobei : D= 485 mm;

- randamentul transmisiei :

M_t = (3342 x 485 x 1) /( 2 x 1) = 810435 daN mm = 810, 435 daN m

M 810,435 = 1215,65 daN m.

Calculul eforturilor in banda franei (T;t) se face astfel:

t = M/(e-1)R

T = M

- coeficientul de frecare otel pe ferodou : = 0,35;

unghiul de infasurare al franei pe tambur:

- raza tamburului: = 0,6 m.

Rezulta : 

t =5664,929 / 0,2423,66=1370daN;

T =1370 x 4,66 = 6382daN.

b) Calculul cursei h :

h

h - cursa [mm]; - deplasarea radiala a benzii fata de tambur; mm (recomanda:); 4,4 rad.

Rezulta : h = 1_,5 x 4,4 = 6,6 mm.

c) Latimea benzii franei Aceasta se determina din conditia:

= (6 - 8) daN / (recomandat).

Latimea benzii B este :

Se adopta B = 64 cm.

a)  Verificarea la incalzire. Aceasta se face pentru presiunea medie Considerand cu destula exactitate ca presiunea medie se afla la

jumatatea unghiului rezulta:

Tinand cont de valorile admisibile ale produsului (pv), este necesar

ca:

V (pV)a;

- presiunea medie dintre tambur si frana [daN /

V - viteza periferica a tamburului: V=l,3 m/s. Pentru franele de oprire pV 50 daN / cm² s:

V = 3,24x1,3 = 4,21 daN/ cm² s < (pV)a.

b) Grosimea benzii de frana. Aceasta se determina din conditia de rezistenta la tractiune: 

T - efortul maxim in banda;

- grosimea benzii;

d -diametrul niturilor care se adopta;

i - numarul de nituri intr-o sectiune transversala a benzii;

Ta,- 1 650 daN / cm^? pentru OL 52

Frana de servici cu banda este o frana normal inchisa de tip simplex. cu servoactiune avand unul din capele fix, iar celalalt actionat de un cilindru hidraulic cu arc.

Frana este normal cuplata decuplandu-se automat in momentul comenzii de ridicare-coborare a sarcinii.

In caz de avarie (spargerea conductelor din circuitul de ridicare-coborare etc.) se comanda automat franarea prin actiunea arcului din circuitul hidraulic, care se poate destinde si actioneaza asupra benzii franei apropiind-o de tambur (v_. Fig,6 ).

c) Calculul arcurilor cilindrului de frana. Pentru arcurile cilindrului de frana se adopta arcuri disc conform STAS 8216 - 68 arc 71/36 :

D =71mm; d = 36 mm; S= 2,5 mm; L_e = 4,5 mm; f = 1,5 mm (fig, 4.7),

Se utilizeaza pachete de cate doua arcuri disc, notate cu: n - numarul arcurilor suprapuse intr-un pachet; i - numarul pachetelor suprapuse. Consideram n = 2; i = 14.

Efortul unitar maxim corespunzator cu sageata f este:

- coeficientul lui Poisson;

- coeficienti admisibili dependenti de raportul D/d:

K₂ = 6/ K₃ = 3(D/d-l)/lnD/d;

E = 2,1 x daN / mm²; D/d = 71/36 = 1,97 ; K₂ = = 1,43 ; f/S = 0,6 ; S/D = 0, 0352 ; h/S = 0,8.

182,1 daN/.

Efortul total pentru franare in tot pachetul este:

n = 2 ; 2 = 700 / 2 = 350 daN. Sageata necesara unui pachet de arcuri pentru franare este:

Sageata necesara franarii in carul i- 14 pachete este:

Sageata pentru defranare este:

Forta necesara utilizarii sagetii de 18,661 mm este:

Forta totala de defranare este:

d) Calculul presiunii efective in cilindrul de frana :

p_e = P = 36 daN/

p_e - presiunea efectiva [daN / cm²];  P - efortul total pentru defranare [daN / m];  - aria interioara a cilindrului de frana [

Diametrul interior al cilindrului de frana s-a considerat 75mm. Supapa de siguranta din circuitul franei se va regla la 40 bar. Pentru circuitul de franare 14 1/min:

= 36 daN / cm², p_r = 40 daN / cm²;

este presiunea de refulare a supapei de siguranta.

Viteza tijei cilindrului

V-viteza tijei;  Q_f - debitul efectiv;  A_p- aria pistonului

1.11. Verificarea rulmentilor

Rulmentul lagarului dreapta, are diametrul mai mare, din motive constructive. Se adopta rulmentul cu role cilindrice simbol 134769 cu capacitatea dinamica C = 14 900 daN.

Situatia cea mai defavorabila pentru lagar este cand cablul se afla in partea dreapta a tobei, cand forta radiala maxima P_r este: P_r = = 3 342 daN.

Sarcina dinamica echivalenta este:

fz - factorul supraunitar care depinde de calitatea elementelor de antrenare;

f_d - factorul suplimentar pentru trolii :

In functie de raportul C/P = 14 900 / 4 812 = 3,10 si turatia tobei rezulta din catalogul de rulmenti, durabilitatea L_h = 16 000 ore de functionare.

Rulmentul lagarului este incarcat maxim de efortul dinamic din cablul de ridicare care apare la regim tranzitoriu de franare. Eforturile care actioneaza in ramurile franei cu banda se compun si dau forta totala de franare F_f care se insumeaza cu efortul din cablul T, rezultand = 6450 daN:

16125 daN

- un factor de siguranta;

- incarcarea maxima in lagar [daN].

Se alege in functie de un rulment radial oscilant cu role seria 22220 clasa 1 de utilizare ci =24350 daN >

Presiunea dinamica echivalenta P este :

- forta din cablu [daN];

, factori suplimentari care depind de calitatea elementelor de antrenare;

In functie de C/P = 22 200 / 4 812 = 4,55 si turatia tobei n_T - 38,82 rot / min , se determina din catalogul de rulmenti durabilitatea rulmentului in ore de functionare : L_h

1.12. Verificarea penelor

a)      Pana motorului hidraulic. Pana paralela A 10X8 X56 OL 60.

b)     Verificarea la strivire:

;

- momentul de rasucire transmis; =3030 daN cm

- lungimea penei;

h - inaltimea penei;

b -latimea penei;

d - diametral arborelui; d= 36 mm

- presiunea admisibila la strivire:

=4x3030/0,8x5,6x3,6= 751,5 daN/cm² < OL 60 = 850 daN/cm²

Verificarea la forfecare:

OL 60 ;

= 2x3030/3,6x1x5,6 = 300,6 daN/ cm² < OL 60 = 350 daN/cm².

b) Pana arborelui de intrare al reductorului. Pana paralela A 12 x 8 x 70 OL 50.

Verificarea la strivire:

=4x3030/0,8x7x3,6=601,1 daN/cm² < OL 50 = 700 daN/cm²

Verificare la forfecare:

= 2x3030/3,6x1,2x7 = 200,3 daN/cm² < OL 50 = 300 daN/cm²

c)      Pana arborelui de iesire. Pana paralela A 32 x 18 x 200 OL 70. Verificarea la strivire :

= 4x3030/1,8x20x3,6 = 93,5 daN/cm² < OL 70 = 950 daN/cm²

Verificarea la forfecare :

= 2x3030/3,6x3,2x20 = 26,3 daN/cm² < OL 70 = 450 daN/cm²

d. Calculul muflei. Calculul muflei se face prin regimul tranzitoriu

demarare la sarcina Q_d = ; unde coeficientul dinamic la ridicarea sarcinii

= 1,1 + 0,0025x (fig. 9)

Fig 9 Mufla carligului pentru 4 ramuri de cablu: r-rola de 355- R-rulment radial axial cu bile; R-rulment axial; b-bolt; t-traversa; C-carlig S14

= 1,1+0,0025 = 1,1+0,0025x14/60 = 1,10 m/s

Q = 41x981 daN = 40221 tf.

= 1,10x41 = 45,1 tf.

= 1,10x40221 = 44243,1 daN

2. CALCULUL MECANISMULUI DE ROTIRE AL INSTALATIEI PORTUARE DE OPERARE

2.1 Actiunea vantului

Pe langa fortele de greutate si de inertie, actiunea vantului asupra IPO trebuie sa fie luata in considerarela calculul de actionare, stabilitate si de rezistenta a echipamentelor care lucreazain danele portuare specializate. Actiunea vantului pentru IPO se considera ca actiune temporara variabila, conform STAS 10101 - OA - 77 si se face distinctie asupra IPO in stare de repaus. Evaluarea incarcarilor date de vant asupra IPO servesc la calculul dispozitivelor de siguranta contra deplasarii IPO, elementelorde rezistenta ale bratului, turnului etc. si la stabilitatea proprie a IPO in timpul operarii la dana.

Evaluarea incarcarilor de vant se face cu relatia:

p_v = K g_v [kN/m²]

v      unde: g_v - presiunea dinamica de baza

ρ - densitatea aerului, t/m³

v_conv - viteza conventionala a vantului, m/s²

[kN/m²]

Daca ρ = 1225 10^-3 t/m³, care corespunde pentru o presiune atmosferica de 1 001 232,5 N m², atunci se ia:

[kN/m²]

Pentru calculul static al constructiei metalice, mecanismelor si stabilitatii se vor lua conform STAS 2843/83 urmatoarele valori:

g_v = 0.25 kN/m², exceptie facand macaralele turn pentru care g_v = 0.15 kN/m²

Pentru calculul numai al actionarilor si mecanismelor g_v = 0.08 kN/m²

In stare de repaus valorile presiunilor dinamice de baza g_v conform STAS 10101/20-78 sunt date in tabelul 2.

Tabelul 2

La IPO datorita sensibilitatii la actiunea dinamica a vantului la calculul stabilitatii se va tine seama si de efectele dinamice ale presiunii vantului, inmultind p_v = K * g_v cu un coeficient dinamic β conform STAS 10101/20-78.

In cazul efectuarii calculului automat pentru trasarea diagramei de sarcina stabilitate etc., se admite sa se determine presiunea dinamica de baza cu relatia:

[N/m²]

v      unde: - presiunea dinamica de baza la inaltimea H deasupra solului [N/m²]

- presiunea dinamica de baza la inaltimea de 10 m deasupra solului, conform STAS 10101/20-78 pentru zonele A, B, C, D si conform tabelului IV.II pentru zona E

α - exponent ales astfel incat valorile obtinute cu ajutorul relatiei de mai sus la limita superioara a segmentelor de cate 10 m sa nu fie inferioara celor indicate in tabelul 2.

Efectul vantului asupra IPO si sarcinii se determina luand in considerare suprafata maxima care ar putea fi expusa actiunii vantului A_v.

Pentru sarcini mai mici de 45 tf, la care nu se cunoaste suprafata expusa la vant, se poate lua orientativ 1 m²/tf pentru sarcini pana la 5 tf si 0,5 m²/tf pentru sarcini de 5-45 tf.

Rezultanta actiunii vantului pe un element al instalatiei de ridicat sau pe sarcina este:

R_e = p_v A_c

v      unde: p_v - presiunea vantului, [kN/m²]

A_c - aria de calcul in m² pentru element sau sarcina [m²]

Rezultanta totala a actiunii vantului pe instalatia de ridicat R, se obtine prin insumarea rezultantelor pe fiecare element, inclusiv sarcina de ridicat.

Coeficientul de presiune K al suprafetei se ia:

K = 1,6; 1,4; 1,3 si 1,2 pentru grinzi cu inima plina (in functie de raportul

K = 1,2 pentru cabina contragreutati (carucior)

K = 0,7; respectiv K = 1,2 pentru elemente tubulare cu diametrul d (si )

K = 1,2 pentru cabluri;

K = 1 pentru sarcina de ridicat.

In cazul grinzilor cu zabrele realizate din bare cu profil aerodinamic diferit, coeficientul K este:

K_i - corespunde profilului aerodinamic al barei;

A_i - aria de calcul a tuturor barelor cu acelasi profil aerodinamic.

In acest caz, coeficientul de presiune K se ia:

K = 1,6 pentru corniere si profile U;

K = 1,4 pentru teava patrata;

K = 1,2 pentru teavi normala.

Aria de calcul a unui element de constructie A_c se considera proiectata pe planul perpendicular pe directia vantului. La elementele cu inima plina sau la grinzile cheson, aria de calcul este aria limitata de conturul elementului. La grinzile zabrelite se ia aria limitata, din care se scade suprafata golurilor. Astfel :

v      unde: ρ - coeficientul de goluri,

; B - latimea; h - inaltimea elementului.

Valorile coeficientului η functie de si ρ sunt date in tabelul 3.

Tabelul 3

2.2. Determinarea incarcarilor pe rulmentul de sprijin - rotire

Pentru determinarea incarcarilor pe rulmentul de sprijin - rotire se va considera bratul retras complet la unghiul de basculare maxim α_max, lungimea L_b [m]; greutatea totala a bratului G_b [daN] si greutatea maxima a sarcinii Q_max [daN], (fig.10 a), Viteza unghiulara a platformei rotitoare pentru, turatia de lucru n [rot/min] este [rad / s].

Rotirea platformei se poate face concomitent cu ridicarea sarcinii sau bascularea bratului. Conform STAS 82900- 83 sarcinii Q i se aplica un coeficient dinamic Ψ, care se calculeaza cu relatia Ψ = 1,1 + 0,0025 V_r [m/min], unde V_r este viteza de ridicare a sarcinii.

FIG. 2.1

Forta verticala care actioneaza asupra coroanei la ridicarea a sarcinii este:

v      unde: - fortele de greutate ale bratului, platformei rotitoare si contragreutati [daN]

φ - coeficientul dinamic pentru constructia metalica care se alege conform STAS 8290 - 83.

Fortele orizontale care actioneaza asupra echipamentului de lucru la rotire sunt:

v      unde:- fortele de vant care actioneaza pe directia bratului, respectiv pe sarcina de lucru a macaralei, care se vor calcula conform indicatiilor de mai sus [daN]

- foitele centrifuge care actioneaza asupra bratului, respectiv asupra sarcinii de lucru, calculate cu relatiile:

se poate considera ca

Momentul incovoietor care actioneaza in planul bratului este dat de momentul capabil de lucru, plus momentul de rasturnare dat de vant care actioneaza asupra sarcinii si bratului.

2.3 Alegerea rulmentului de sprijin - rotire

Aceasta operatie se va face in functie de incarcarea verticala V [daN] si de momentul M_i [daNm]. Este indicat sa se aleaga un rulment de sprijin - rotire cu angrenare interioara cu capacitatea statica C_o [daN], masa totala m [kg] si diametrul D_ext [mm].

Momentul de frecare al rulmentului este:

[daN]

v      unde: μ - coeficientul de frecare echivalent, μ

β - unghiul de inclinare fata de verticala directiei reactiunii bilei, β

La macaralele de teren, panta terenului se poate aprecia α

Momentul maxim dat de panta terenului este:

[daN]

v      unde: φ = 0,5 π

G - greutatea bratului impreuna cu elementele de pe platforma rotitoare [daN]

Q - sarcina [daN]

l, L - distanta de la centrul de greutate al echipamentului, respectiv a sarcinii, la axa de rotire a macaralei [m]

Pentru calculul momentului de rezistenta la rotire dat de vant, avem:

[daN]

,

v      unde: - se calculeaza conform instructiunilor date mai sus [daN]

- inaltimea centrului de presiune al bratului, respectiv a sarcinii, in raport cu solul [m]

Momentul de rezistenta total la rotirea platformei este:

2.4 Alegerea transmisiei si a motorului de actionare

Mecanismul trebuie sa asigure urmatorul raport de transmitere total:

i = i_TE i_R

v      unde: i_TE - raportul de transmitere dintre coroana de rotire si pimonul de atac:

i_R - raportul de transmitere al reductorului

n_m - turatia motorului hidraulic de actionare, [rot / min]

n_p - turatia pinionului de atac, [rot/min].

Alegerea reductorului se va face in functie de raportul de transmitere i_g si de momentul de rasucire la arborele de iesire

Din STAS 11462 - 80 se va alege un reductor planetar in trei trepte, cu flansa de prindere si momentul de rasucire mai mare decat M_rl

Alegerea motorului se va face pe baza momentului de rasucire redus la arborele motorului. Astfel :

[daNm]

Iar pe baza acestuia se calculeaza puterea motorului la functionarea mecanismului in regim stabilizat. Astfel:

[kW]