Mecanism de Ridicare de 5000 Kn

Cuprins

=== Mec. de ridicare de 5000 kN ===

Cuprins

Memoriu de prezentare

Descrierea generală a podului rulant multioperațional din punct de vedere constructiv și funcțional

Podul rulant multioperațional se compune din:

cărucior 5000 (800) KN;

mecanism de deplasare pod;

construcție metalică;

instalația electrică.

Cărucior 5000 (800) KN

Mecanismul de ridicare principal (5000 KN) este acționat de două motoare electrice prin intermediul unui reductor cu două ieșiri. Ieșirile reductorului acționează câte un pinion, care la rândul lor prin câte o coroană dințată pun în mișcare cei 2 tamburi. Căruciorul de 5000 KN rotit printr-un mecanism cu reductor, este montat în traversa susținută de două ramuri de cablu. Deplasarea căruciorului se face cu ajutorul a patru acționări de capăt. Șasiul este o construcție sudată de tip cheson.

Mecanismul de deplasare pod este compus din patru acționări de capăt, formate din:

balancier acționat ();

ax cardanic (AC – 60 – 2);

reductor de tip 2RN 32;

cuplaj elastic de frână;

motor electric;

4 balancieri liberi de .

Construcția metalică este alcătuită din următoarele ansamble principale:

grinzile principale – 2 grinzi sistem cu dimensiunile interioare de 20002900mm;

grinzile de capăt;

cabina de comandă.

Șina de rulare a căruciorului este fixată prin șuruburi, de talpa superioară, deasupra inimii șinei.

Instalația electrică are următoarele elemente componente:

iluminat, semnalizare și protecție;

echipament pentru acționarea mecanismului de ridicare principal;

echipament pentru acționarea mecanismului de deplasare cărucior;

echipament pentru acționarea mecanismului de deplasare pod;

echipament pentru acționarea mecanismului de ridicare auxiliar;

echipament pentru acționarea mecanismului de rotire.

Descrierea funcționării podului rulant multioperațional (P. R. M)

Mecanismul de ridicare principal are două stări de funcționare:

funcționarea cu un motor cu viteza de 1,84 m/min;

funcționarea cu ambele motoare cu viteza de 3,68 m/min (viteza nominală).

Pentru mărirea siguranței în exploatare s-a prevăzut închiderea lanțului cinematic între cei doi tamburi printr-un arbore de legătură între „2” cuplaje dințate cu dantura înclinată. Datorită danturii înclinate apare o forță axială care deplasează arborele de legătură, ceea ce duce la acționarea pârghiei unui întrerupător care comandă deconectarea instalației electrice rezultând frânarea cu ajutorul frânelor cu bandă și a frânelor cu disc.

Caracteristici tehnice principale

Caracteristici dimensionale:

gabaritul pe verticală 8290mm;

cota pentru tampoane 17400mm;

ampatament 2700+7900+2700mm;

deschidere 27000mm;

lungimea totală a podului 28100mm;

lungimea căii de rulare 185000mm;

Caracteristici funcționale

mecanismul de ridicare principal 5000KN;

mecanismul de ridicare auxiliar 800KN;

mecanismul de rotire cârlig 5000KN;

mecanismul de deplasare cărucior;

mecanismul de deplasare pod;

viteza de rotire 0,5rot/min;

simultaneitatea operațiilor: o ridicare-rotire, deplasare cărucior, deplasare pod cu interblocarea mecanismului de ridicare;

Studiul variantelor constructive și alegerea soluției de realizat

Deplasarea cărucioarelor de pe podurile rulante multioperaționale se face în trei variante:

varianta cu o pereche de roți de rulare figura 1.3.1;

varianta cu doua perechi de roți de rulare figura 1.3.2;

varianta cu mecanism de translație, variantă ce va fi adoptată în proiectul de față figura 1.3.3;

Fig. 1.3.1 Varianta cu o pereche de roți de rulare

Fig. 1.3.2 Varianta cu două perechi de roți de rulare

Fig. 1.3.3 Varianta cu mecanisme de translație

Întrucât sarcina de ridicare este foarte mare s-a adoptat ca fiind mai rentabilă soluția cu mecanism de ridicare cu acționare electrică și cârlig dublu lamelar de mare tonaj și mecanism de translație pentru deplasarea cărucioruului.

Fig. 1.3.4 Mecanism de ridicare cu acționare electrică și cârlig dublu

Calculul aproximativ al căruciorului

Căruciorul s-a considerat ca o grindă monobloc, având rigiditatea rezultată din însumarea rigidităților elementelor componente față de axa de încovoiere – figura 2.a.

Pe această schemă de calcul s-au așezat sarcinile care dau diagrama momentelor încovoietoare din figura 2.b.

2.1 Calculul forțelor care acționează pe grindă

Forțele , , , , , sunt forțe rezultate din însumarea sarcinilor pe direcția 1, 3, 4, 5, 6, 8.

2.2 Calculul reacțiunilor

Calculul reacțiunilor s-a făcut prin sumă de momente față de punctul 2 rezultând reacțiunea și prin sumă de momente față de punctul 7 rezultând reacțiunea .

Verificare:

–

0=0 => se verifică

2.3 Calculul momentelor de încovoiere

În vederea trasării diagramei de momente în fiecare din punctele barei plecând de la stânga spre dreapta din punctul 1 până în punctul 5 și de la dreapta spre stânga din punctul 8 până în punctul 5.

2.4 Calculul tensiunilor produse de momentele de încovoiere

În secțiunea 4 (figura 2.b) în care momentul încovoietor este maxim

conform tabelului numărul 2

În secțiunea 3 (figura 2.b) în care rigiditatea este minimă:

Fig. 2a, 2b Forțele care acționează pe grinda monobloc respectiv diagrama momentelor încovoietoare

Considerații generale privind calculul structurilor static nedeterminate

Caracterizarea statică a structurii pornește de la compararea numărului total de forțe de legătură cu numărul de ecuații de echilibru. Surplusul de legături față de ecuațiile de echilibru reprezintă gradul de nedeterminare statică a structurii. In acest proiect am folosit metoda generală a eforturilor.

3.1 Stabilirea gradului de nedeterminare statică

Rezolvarea sistemelor static nedeterminate, presupune în primul rând ridicarea nedeterminării, adică determinarea unor necunoscute astfel încât după cunoașterea acestora, sistemul să devină static determinat.

Stabilirea gradului de nedeterminare statică și identificarea provenienței legăturilor suplimentare constituie prima etapă în evaluarea și cercetarea oricărei structuri.

Un procedeu simplu și rapid de stabilire a gradului de nedeterminare este procedeul „contururilor închise” care pornește de la faptul că un contur închis este de șase ori static nedeterminat deoarece printr-o secționare sunt pune în evidență doisprezece necunoscute față de numai șase ecuații de echilibru static. În structurile cu mai multe contururi a căror continuitate nu este întreruptă, făcând câte o secțiune în fiecare contur închis suprimând câte șase legături se ajunge la un sistem static determinat.

3.2 Aspecte fundamentale ale metodei generale de calcul

Pentru a putea rezolva structura static nedeterminată, trebuie să se considere întotdeauna situația de echilibru care este caracterizată prin îndeplinirea acelor două condiții de echilibru și de continuitate a poziției deformate.

Aflarea reacțiunilor și eforturilor necesită un număr de ecuații suplimentare egale cu gradul de nedeterminare al sistemului, care rezultă din condiția de compatibilitate și care reprezintă „ecuații de condiție”. Deci utilizarea concomitentă a condiției de echilibru static și a condiției de compatibilitate reprezintă elementul esențial de rezolvare a structurilor static nedeterminate.

3.3 Alegerea și semnificația sistemului de bază

Sistemul de bază care se obține din sistemul static nedeterminat prin suprimarea unui număr de legături egal cu gradul de nedeterminare la sistemului are un caracter convențional în funcție de modul de alegere al parametrilor.

Pentru rezolvarea sistemelor static nedeterminate, se parcurg următoarele etape:

se stabilește gradul de nedeterminare al sistemului real;

se stabilește tipul nedeterminării statice;

se formează sistemul de bază și se încarcă pe rând:

cu sarcinile aplicate, se scriu funcțiile de eforturi sau se trasează diagramele de eforturi, care se notează cu: N0, Mi0, Mt0;

cu necunoscutele X1=1, X2=1, … , Xn=1:

cunoscându-se deplasările acestea se introduc în sistemul de ecuații de condiție, corespunzător gradului de nedeterminare;

se rezolvă sistemul de ecuații de condiție obținut, rezultând necunoscutele suplimentare X1, X2,… , Xn;

pe sistemul echivalent, se înlocuiesc necunoscutele X1, X2,… , Xn cu valorile și sensurile lor rezultate în urma calculului, obținându-se astfel un sistem real static determinat;

pentru sistemul static determinat obținut, se pot efectua acum calcule de rezistență sau de deformații.

Prezentarea metodei eforturilor

Trebuie satisfăcute două condiții de bază :

să se pună în evidență forțele de legătură respective

să se asigure desfășurarea calculului pe un sistem cu rezolvare cunoscută

Aceste condiții se pot satisface adăugând un număr de legături suplimentare până la obținerea unui nou sistem static determinat. Acest sistem echivalent trebuie să se comporte la fel ca și cel anterior. Mărimile statice nedeterminate alese se aplică pe sistemul de bază cu sensurile lor pozitive.

Momentul încovoietor din secțiunea curentă se poate scrie sub forma :

(3.4.1.) unde:

– efortul din secțiunea curentă produs numai de acțiunea sarcinilor exterioare date

– efortul din secțiunea curentă produs de necunoscuta unitate

În mod asemănător o deplasare oarecare se poate scrie:

(3.4.2.) unde:

= mărimea deplasării din secțiunea i produsă în sistemul de bază de sarcinile exterioare date;

– deplasarea secțiunii “i” pe direcția necunoscutei produsă în sistemul de bază în secțiunea “j” după direcția necunoscută ;

– coeficienți de influență;

– eforturile necunoscute;

Relațiile 3.4.1 și 3.4.2. se pot scrie la forma generală astfel :

Forma canonică a ecuațiilor de condiții

Aplicând condiția de compatibilitate în toate secțiunile unde au fost suprimate legături suplimentare se obțin deplasări totale pe direcțiile necunoscutelor, nule și anume :

– deplasarea totală pe direcția necunoscutei

Exprimând deplasările totale prin reacții liniare în funcție de necunoscute, se obține sistemul ecuațiilor de condiții sub forma :

(3.5. 1)

Cele „n” ecuații canonice liniare independente care se exprimă printr-un sistem de „n” ori static nedeterminat se poate scrie sub forma matriceală :

, unde :

este matricea pătratică a coeficienților de influență

simetrică

matricea coloană a necunoscutelor; matricea coloană a termenilor liberi

Elemente inițiale pentru calculul static al căruciorului

Stabilirea profilului de ansamblu al căruciorului

Căruciorul constituie o structură static nedeterminată, rezemată, și static nedeterminată interior, cu noduri rigide, încărcat cu sarcini statice perpendiculare pe planul său.

S-a acceptat ipoteza că toate elementele căruciorului sunt cuprinse într-un plan orizontal și care trece prin toate centrele de greutate ale secțiunilor transversale prin grinzile căruciorului. Grinzile căruciorului vor fi și ele reduse la axele lor geometrice plane, în final ajungându-se la un cadru plan cu 13 contururi rigide închise, așezate pe patru reazeme și încărcat cu forțe și momente perpendiculare pe planul căruciorului. Schema profilului de ansamblu este prezentată în figura 4. 1. 1.

Fig. 4.1.1 Schema profilului de ansamblu al căruciorului

Stabilirea forțelor exterioare de încărcare

– reprezintă forța provenită din greutatea mecanismului principal de ridicare (500t).

– reprezintă forța datorată greutății mecanismului secundar de ridicare (80t).

Atât mecanismul de ridicare principal cât și cel secundar au în componența lor: cablu de tambur, role de ridicare, reductor și cârlig.

– reprezintă forța totală datorată greutății tamburului cu lagărele de susținere și limitatoarelor de sarcină.

– reprezintă forța datorată greutății reductorului cu arbori și a reductorului planetar.

– reprezintă forța datorată greutății motoarelor și a frânelor.

– reprezintă forța datorată greutății suporturilor reductoarelor și a lagărelor.

și – reprezintă forțele datorate greutății suporturilor motoarelor, frânelor și limitatoarelor.

și – reprezintă forțele datorate greutății mecanismului de translație.

Schema de încărcare a căruciorului cu forțe exterioare este prezentată în figura 4.2.1.

Fig. 4.2.1 Schema de încărcare a căruciorului cu forțe exterioare

Stabilirea unui nou profil de ansamblu al căruciorului și al unei noi încărcări exterioare

Pentru calculul de rezistență a profilului de ansamblu a căruciorului, format din 13 contururi, este necesară reducerea numărului de bare, deci reducerea numărului de contururi.

Odată cu reducerea barelor, forțele exterioare de încărcare de pe barele reduse se vor transpune pe barele principale care nu au fost reduse. Barele ce se vor reduce sunt: 5, 6, 9, 10, 11, 12, 14 și 15. După reducerea barelor profilul de ansamblu al căruciorului va avea cinci contururi închise.

Reducerea barelor și transpunerea forțelor exterioare de încărcare de pe fiecare bară redusă pe barele principale se realizează astfel:

Bara numărul 12

1400

fig.4.3.1

157,5 312,5

Reacțiunile și aparțin barei numărul 6 respectiv barei numărul 5.

Bara numărul 5

469,14 9500

fig.4.3.2

75 125 142,5

Reacțiunile și aparțin barei numărul 3 respectiv barei numărul 13.

Bara numărul 6

750 930,6 11200

fig.4.3.3

75 125 142,5

Reacțiunile și aparțin barei numărul 3 respectiv barei numărul 13.

Bara numărul 15

2000 2000

fig.4.3.4

140 120 140

Reacțiunile și aparțin barei numărul 8 respectiv barei numărul 7.

Bara numărul 9 și 11

1500 1500 1800

fig.4.3.5

80 117,5

Reacțiunile și aparțin barei numărul 16 respectiv barei numărul 4.

Bara numărul 14

300

fig.4.3.6

252,5 147,5

Reacțiunile și aparțin barei numărul 8 respectiv barei numărul 7.

Bara numărul 10

1500 1500

fig.4.3.7

117,5

Reacțiunile și aparțin barei numărul 16 respectiv barei numărul 4.

Noul profil de ansamblu a căruciorului este prezentat schematic in figura 4.3.8, iar noua schemă de încărcare cu forțele exterioare este prezentată în figura 4.3.9

Fig. 4.3.8 Noul profil de ansamblu al căruciorului

Fig. 4.3.9 Noua schemă de încărcare cu forțele exterioare

La această nouă schemă de încărcare cu forțe exterioare s-au mai adăugat noi forțe care reprezintă sume ale forțelor ce acționau pe barele reduse.

Forțele noi care apar sunt:

F12=4318,9[daN]

F13=6137,8[daN]

F14=5650[daN]

F15=4742,9[daN]

F16=2392,4[daN]

F17=2705[daN]

F18=608[daN]

Alegerea sistemului de bază

Datorită condițiilor de încărcare doar cu forțe perpendiculare pe axul căruciorului, forța tăietoare , forța axială și momentul după axa y vor fi egale cu “0”, deci se vor lua în considerare doar forța tăietoare , momentul după axa x, și momentul după axa z, . Acest lucru se reprezintă schematic în figura 4.4.1:

Fig. 4.4.1 Forțele și momentele care acționează pe axul căruciorului

Noul profil de ansamblu a căruciorului are în componența sa cinci contururi închise, fiecare contur închis aduce în sistem trei mărimi necunoscute: , și . În total vom avea cincisprezece mărimi static nedeterminate interior de la la , iar reacțiunea static nedeterminată este . Deci structura noastră este de 16 ori static nedeterminată, gradul de nedeterminare al sistemului este n=16.

Metoda generală de rezolvare constă în efectuarea în fiecare contur a unei tăieturi, introducând pe fiecare față a secțiunii câte trei necunoscute reprezentând eforturile din secțiune. Alegerea secțiuni de “tăiere” este de obicei arbitrară, ea făcându-se astfel încât să se păstreze o anumită simetrie a sistemului de bază și cât mai mulți din coeficienții de influență să fie nuli.

În cadrul conturului I reprezintă forța, iar și reprezintă momentele.

În cadrul conturului II reprezintă forța, iar și reprezintă momentele.

În cadrul conturului III reprezintă forța, iar și reprezintă momentele.

În cadrul conturului IV reprezintă forța, iar și reprezintă momentele.

În cadrul conturului V reprezintă forța, iar și reprezintă momentele.

Sistemul echivalent este prezentat în figura 4.4.2.

Fig. 4.4.2 Sistemul echivalent

Calculul caracteristicilor geometrice ale secțiunilor transversale, pentru structura de rezistență a căruciorului

Secțiunile transversale prin elementele căruciorului necesare pentru determinarea caracteristicilor geometrice utilizate în calculele de rezistență s-au dus pe baza schemei generale de calcul. Secțiunile structurii de rezistență prezentată schematic în figura 5.1 sunt de tip cheson și simetrice.

Fig. 5.1 Secțiunea transversală prin elementele căruciorului

Aria secțiunii:

– aria talpă

– aria inimă

Pentru calculul momentelor de inerție axiale se folosesc formulele lui Steiner astfel:

unde:

– reprezintă momentele de inerție axiale în raport cu axa z a fiecărei secțiuni.

– reprezintă momentele de inerție axiale în raport cu axa y a fiecărei secțiuni.

Secțiunea cu centru

Secțiunea cu centru

Rezultatele calculului numeric pentru grinda 1 – 2 sunt centralizate în tabelul numărul 1.

TABELUL NR.1

Cu datele din tabelul numărul 1 rezultă:

, dar

, dar

Calculul modulului de rezistență:

, unde

, unde

Pentru grinda 1 – 2 acestea sunt:

;

;

Calculul momentului de inerție la torsiune:

, unde:

– reprezintă suprafața închisă de linia mediană a secțiunii;

– suma lungimilor liniei mediane raportate la grosimea fiecărei lungimi în parte;

– coeficientul de profil pentru grinzi metalice;

– pentru cele în formă de cheson sudate.

Fig. 5.2 Suprafața închisă de linia mediană a secțiunii

Modulul minim de rezistență la torsiune se calculează cu relația:

.

Pentru grinda 1 – 2 momentul de inerție la torsiune este:

Pentru grinda 1 – 2 modulul de rezistență minim la torsiune este:

În același mod s-au calculat toate caracteristicile geometrice, pentru toate secțiunile transversale ale tuturor grinzilor și sunt prezentate centralizat în tabelul numărul 2.

TABELUL NR. 2

Calculul și trasarea diagramelor de eforturi

Pentru studiul pozițiilor deformate și rezolvarea structurilor nedeterminate este necesar să se calculeze diferite deplasări.

Obținerea unor formule generale de calcul pentru aceste deplasări impune considerarea unor situații auxiliare de încărcare aplicând pe structură sarcina unitate corespunzătoare deplasării căutate, trasând diagramele de eforturi , și atribuind expresiile acestora în acțiunea curentă. În cazul deformării elastice a structurilor încărcate cu sarcini, dacă notăm cu , , … eforturile care se produc în secțiunea curentă a structurii sub acțiunea acestor sarcini date, expresia generală a deplasărilor se scrie sub forma:

și reprezintă formula lui Mohr Maxwell cu ajutorul căreia se poate calcula deplasările elastice punctual de orice fel.

Această expresie ne arată că este necesar să se considere structura în două cazuri de încărcare și să se traseze două serii de diagrame de eforturi:

diagrama eforturilor , , … produse de sarcinile date care acționează asupra structurii;

diagrama eforturilor , , … produse de aplicarea pe structură a sarcinilor unitate.

În cazul în care cauza care produce deplasarea este egală cu unitatea, deplasările se numesc unități și au semnificația de coeficienți de influență.

Calculul acestor deplasări unitate se face aplicând expresia de mai înainte pe cazul cu o singură sarcină unitate, caz în care expresia deplasării devine:

care reprezintă expresia generală a deplasărilor unitate.

6.1. Convenții la trasarea diagramelor de eforturi

În fiecare secțiune de tăiere s-au introdus trei eforturi pe fiecare față a secțiunii egale și de sens opus.

Cele trei eforturi sunt reprezentate în figura 6.1

Fig. 6.1 Reprezentarea eforturilor în secțiunea transversală

reprezintă vectorul forță și este reprezentat ca o săgeată cu un vârf.

și reprezintă vectorii moment și sunt reprezentații ca o săgeată cu două vârfuri.

Semnificația și notația lor se păstrează cu o perioadă de „3” până la .

Diagramele momentelor încovoietoare din planul căruciorului s-au trasat pe partea fibrei întinse, fără să se specifice semnul momentului la calculul coeficienților de influență s-a considerat semnul plus dacă diagramele sunt de aceiași parte și semnul minus în caz contrar.

Momentele de torsiune s-au considerat pozitive atunci când vectorul moment este orientat în sensul normalei pozitive la secțiune.

6.2. Trasarea diagramelor de moment pentru sarcinile-unitate

Profilul de ansamblu al căruciorului prezentat schematic în figura 6.2, cu notațiile necesare, au permis trasarea diagramelor de momente pentru sarcinile-unitate.

Fig. 6.2. Schema profilului de ansamblu al căruciorului

a=500[cm] t=200[cm]

b=342,5[cm] g=127,5[cm]

c=510[cm] h=215[cm]

d=197,5[cm] i=175[cm]

e=300[cm] j=22,5[cm]

Trasarea diagramei de momente pentru forța tăietoare se prezintă în figura 6.2.1. Trasarea diagramei de momente pentru momentul se prezintă în figura 6.2.2.

Trasarea diagramei de momente pentru momentul se prezintă în figura 6.2.3.

Trasarea diagramei de momente pentru forța tăietoare se prezintă în figura 6.2.4.

Trasarea diagramei de momente pentru momentul se prezintă în figura 6.2.5.

Trasarea diagramei de momente pentru momentul se prezintă în figura 6.2.6.

Trasarea diagramei de momente pentru forța tăietoare se prezintă în figura 6.2.7.

Trasarea diagramei de momente pentru momentul se prezintă în figura 6.2.8.

Trasarea diagramei de momente pentru momentul se prezintă în figura 6.2.9.

Trasarea diagramei de momente pentru forța tăietoare se prezintă în figura 6.2.10.

Trasarea diagramei de momente pentru momentul se prezintă în figura 6.2.11.

Trasarea diagramei de momente pentru momentul se prezintă în figura 6.2.12.

Trasarea diagramei de momente pentru forța tăietoare se prezintă în figura 6.2.13.

Trasarea diagramei de momente pentru momentul se prezintă în figura 6.2.14.

Trasarea diagramei de momente pentru momentul se prezintă în figura 6.2.15.

Trasarea diagramei de momente pentru reacțiunea se prezintă în figura 6.2.16

Fig. 6.2.1 Diagrama de momente pentru forța tăietoare X1

Fig. 6.2.2 Diagrama de momente pentru momentul X2

Fig. 6.2.3 Diagrama de momente pentru momentul X3

Fig. 6.2.4 Diagrama de momente pentru forța tăietoare X4

Fig. 6.2.5 Diagrama de momente pentru momentul X5

Fig. 6.2.6 Diagrama de momente pentru momentul X6

Fig. 6.2.7 Diagrama de momente pentru forța tăietoare X7

Fig. 6.2.8 Diagrama de momente pentru momentul X8

Fig. 6.2.9 Diagrama de momente pentru momentul X9

Fig. 6.2.10 Diagrama de momente pentru forța tăietoare X10

Fig. 6.2.11 Diagrama de momente pentru momentul X11

Fig. 6.2.12 Diagrama de momente pentru momentul X12

Fig. 6.2.13 Diagrama de momente pentru forța tăietoare X13

Fig. 6.2.14 Diagrama de momente pentru momentul X14

Fig. 6.2.15 Diagrama de momente pentru momentul X15

Fig. 6.2.16 Diagrama de momente pentru reacțiunea X16

6.3 Trasarea diagramelor de eforturi pentru sarcinile exterioare

Înainte de a trece la trasarea diagramelor este necesar de a determina reacțiunile , și . Reacțiunea este introdusă ca necunoscută în cadrul ecuațiilor de condiție. Conform schemei de încărcare prezentate în figura 4.3.8 și a notațiilor din figura 6.2 se poate trece la calculul reacțiunilor , și . Reacțiunea se determină făcând suma de momente față de punctele 1 și 2.

Reacțiunea se determină prin suma de momente pe direcția 2-3 egală cu 0.

Reacțiunea se determină făcând sumele de forțe pe direcția Y egale cu 0.

Verificarea reacțiunilor obținute se face prin sumă de forțe pe direcția X egală cu 0.

Cu reacțiunile , și calculate, se poate trece la trasarea diagramelor de momente pentru sarcina exterioară.

Totodată se ține seama, în trasarea diagramelor, de schema de încărcare prezentată în fig. 4.3.7 și de dimensiunile elementelor căruciorului prezentate în figura 6.2

Calculul momentelor care compun diagrama s-a făcut, în fiecare nod și punct în care acționează sarcina exterioară, prin sumă de momente în nodul sau punctul respectiv.

Întrucât căruciorul este simetric ca și construcție în figurile 6.3.1 și 6.3.2 s-a trasat diagrama de momente pentru partea de sus a căruciorului, iar în figurile 6.3.3 și 6.3.4 pentru partea de jos a căruciorului.

Fig. 6.3.1 Diagrama de momente pentru partea de sus a căruciorului

Fig. 6.3.2 Diagrama de momente pentru partea de sus a căruciorului

Fig. 6.3.3 Diagrama de momente pentru partea de jos a căruciorului

Fig. 6.3.4 Diagrama de momente pentru partea de jos a căruciorului

Calculul coeficienților de influență

7.1. Metoda de calcul utilizată la determinarea coeficienților de influență

Dacă se iau în considerare doar momentele în orientare după axa z și momentele de torsiune, coeficienții de influență sunt dați de expresiile:

a)

b)

Termenii liberi, pentru cazul încărcării cu forțe exterioare date, sunt dați în relații de forma:

c)

unde:

, sunt ordonatele directe ale diagramelor de eforturi date în sistemul de bară de acțiune a forțelor exterioare.

sunt ordonatele curente ale diagramelor de eforturi produse în situația auxiliară de încărcare de sarcini introduse în locul mărimilor static nedeterminate ți reprezentând încărcările exterioare date.

Efectuarea integralelor din expresiile a, b, c în care intervine produsul dintre ordonatele din secțiunea curentă a două diagrame de momente va fi făcută în mod direct folosind regula de integrare a lui Vareșceaghin.

Se știe că rezultatul integralei pe un interval în care una din diagrame are o singură variație liniară se obține sub forma produsului dintre aria diagonalei de momente pentru încărcările date () și ordonata corespunzătoare centrului de greutate al acesteia, măsurată în cea de a doua diagramă () împărțit cu rigiditatea EI din interval.

De exemplu:

Observații:

În cazul coeficienților de influență , pe baza teoremei de reciprocitate a lui Maxwell, rolul celor două diagrame poate fi schimbat în funcție de ușurința calculului.

Suprafețele de momente trebuiesc luate în considerare cu sumele lor. Diagramele de momente încovoietoare au fost însă reprezentate fără semn, dar nu în mod constant pe fibra întinsă, astfel încât atunci când se calculează produse de forma acestea vor fi afectate de semnul plus sau minus după cum cele două diagrame sunt trasate de aceeași parte sau de partea opusă a axei reprezentative a tronsonului.

Calculul suprafețelor s-a făcut descompunând diagrama inițială în părți componente de o formă simplă: triughiuri și dreptunghiuri la care se stabilește imediat atât aria cât și poziția centrului de greutate.

7.2. Calculul coeficienților de influență din matricea

Calculul coeficientului

Ceilalți coeficienți se calculează în mod analog și sunt prezentați în tabelul numărul 3.

TABELUL NR. 3

7.3. Sistemele de ecuații de condiție și soluțiile sistemului

Cu ajutorul coeficienților de influență calculați la punctul precedent, s-a construit matricea sistemelor de ecuații de condiție care reprezintă în esență un sistem de ecuații cu 16 necunoscute. Matricea sistemului de ecuații formată din coeficienții de influență este prezentată centralizat în tabelul numărul 3 de la capitolul 7.2.

Rezolvarea sistemelor a fost efectuată pe calculator cu ajutorul bibliotecii matematice.

Cele 16 soluții ale sistemului, de fapt cele 16 mărimi static nedeterminate sunt:

X1 = -41700[daN] X9 = 6990000[daN][cm]

X2 = -981000[daN][cm] X10 =- 49200[daN]

X3 = 20100000[daN][cm] X11 = 37000000[daN][cm]

X4 = -322[daN] X12 = 9640000[daN][cm]

X5 = -234000[daN][cm] X13 = 33700[daN]

X6 = -31700[daN][cm] X14 = -57300000[daN][cm]

X7 = -23800[daN] X15 = -26800000[daN][cm]

X8 = -155000[daN][cm] X16 = 194000[daN]

Calculul eforturilor finale și a tensiunilor

8.1. Calculul eforturilor finale

Prin satisfacerea ecuațiilor de condiție, sistemul de bază încărcat concomitent cu sarcini și cu necunoscute(forțele generalizate X1… X16) îndeplinește atât condiția de echilibru static cât și condiția de compatibilitate, astfel că este echivalent cu situația de echilibru elastic a structurii date. Înseamnă că după rezolvarea sistemelor de ecuații de condiție și determinarea valorilor necunoscutelor, eforturile finale M și Mt ale structurii se pot obține operând direct asupra sistemului de bază.

Pe baza acestei observații, considerând necunoscutele statice ca sarcini exterioare ce acționează sistemul, eforturile în orice secțiune a unei bare se pot calcula ca pentru orice sistem static determinat pe baza principiului suprapunerii liniare a efectelor conform relație:

a)

și

b)

Această suprapunere se efectuează pentru ordonatele caracteristice ale diagramei și anume în secțiunile de la capetele barelor, unindu-se apoi prin linii drepte vârfurile ordonatelor respective.

Calculul eforturilor finale se face cu relațiile a) și b) pe baza diagramelor de momente pentru sarcinile unitate, a diagramelor de momente pentru sarcinile exterioare în fiecare din punctele notate în figura 8.1.

Fig. 8.1 Punctele de aplicare a sarcinilor exterioare

Rezultatele eforturilor finale sau centralizat în tabelul numărul 4 pentru momentul Mz(x), iar în tabelul numărul 5 pentru momentul Mt(x).

TABELUL NR. 4

TABELUL NR. 5

8.2 Calculul tensiunilor

După cum s-a arătat și anterior, secțiunile căruciorului sunt supuse:

la o solicitare de încovoiere după axa z de către momentul încovoietor Mz(x) dat de relația a) care produce tensiuni normale notate cu .

la o solicitare de torsiune de către momentul de torsiune Mt(x) dat de relația b) care produce tensiuni tangențiale notate cu .

Calculul tensiunilor s-a făcut pentru fiecare solicitare în parte cu formulele clasice de rezistență:

a)

b)

Totodată s-au calculat și tensiunile echivalente cu formula: pentru punctele cele mai solicitate, iar rezultatele s-au prezentat centralizat în tabelul numărul 6. In tabelul numărul șase s-au centralizat și rezultatele momentelor de încovoiere (Mi), momentelor de torsiune (Mt), modulelor de rezistență (Wz ,Wt), tensiunilor normale (), tensiunilor tangențiale () și a tensiunilor echivalente().

TABELUL NR. 6

TABELUL NR. 6

Valorile maxime înregistrate sunt următoarele:

Mimax=57065406 [daN·cm] pe secțiunea 28-27

Mtmax=14048083 [daN·cm] pe secțiunile 29-24, 28-27 și 28

pe secțiunea 18

pe secțiunile 29-24, 28-27 și 28

Calculul de rezistență a căruciorului

pe calculator folosind programul COSMOS

Pe baza desenului de șasiu s-a întocmit schema de calcul (structura statică) prin împărțirea șasiului în noduri și bare.

Structura de rezistență a căruciorului s-a rezolvat cu ajutorul elementelor finite (elemente de tip BEAM 3D). Vom studia un element de tip bară cu încărcături aplicate numai în noduri.

Caracteristicile secționale ale barei (e) precum și orientarea în spațiu s –au dat prin sistemul local de axe și prin definirea nodurilor care o delimitează „i” respectiv „j”.

Sistemul local de axe definește nodul de orientare al barei în spațiu. Barele sunt de tip spațial cu 6 grade de libertate cu 6 eforturi la capete.

Forțele date de greutatea proprie a grinzilor sau forțele din tambur se aplică ca forțe uniform distribuite pe bare sau ca forțe concentrate pe bare. Rezultatele constau din:

deplasări de noduri

eforturi de capete de bare

Eforturile pe capetele de bară se dau funcție de sistemul local de axe specific fiecărei bare astfel:

la capătul „i” Tyi, Mzi și Mxi

la capătul „j” Tyj, Mzj și Mxj

Ty – forța tăietoare după direcția y

Mz – momentul încovoietor

Mx – momentul de torsiune

Pentru rezolvarea cu elemente finite a căruciorului de rezistență s-au parcurs următoarele etape:

Generarea geometriei căruciorului care reproduce în tocmai dimensiunile, în lungime, reale ale elementelor componente. Pentru generare s-au utilizat un număr de 42 puncte și …curbe.

Alegerea tipului de elemente finite (tip BEAM 3D), a caracteristicilor de material (oțel OL 373) și a caracteristicilor geometrice ale secțiunilor date în tabelul 2 din capitolul 5.

Discretizare în elemente finite a căruciorului: – s-au utilizat un număr de 42 de elemente finite, câte un element finit pentru fiecare porțiune pe care caracteristicile geometrice rămân constante rezultând un număr de „n” noduri.

Impunerea condițiilor de încărcare și de rezemare a modelului cu elemente finite. S-au împiedicat deplasările din dreptul nodurilor care corespund pozițiilor roților căruciorului, iar sarcinile aplicate sunt cele prezentate în figura 4.2

Efectuarea analizei statice și prelucrarea rezultatelor.

În urma efectuării analizei statice s-a obținut un fișier în care sunt prezentate toate deplasările nodurilor elementelor finite și eforturile din fiecare element finit (anexa 2).

Pentru fiecare element finit vor rezulta:

tensiunea normală

tensiunea tangențială

Anexa 1

REZULTATELE ANALIZEI STATICE

NUMĂRUL DE ECUAȚII. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .(NEQ) = 172

NUMĂRUL DE ELEMENTE. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .(NUME) = 42

NUMĂRUL DE NODURI.. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .(NUMNP)= 45

NUMĂRUL DE ELEMENTE ALE MATRICEI . . . . .(NWK) = 670

TABELUL VALORILOR CORESPUNZĂTOARE DEPLASĂRILOR

Deplasările rezultante maxime sunt de 0.79656 [mm] și se obțin în dreptul nodului 27.

REACȚIUNEA LA ÎNCĂRCARE

CALCULUL FORȚELOR, MOMENTELOR ȘI TENSIUNILOR DIN ELEMENTELE CĂRUCIORULUI

În acest tabel am folosit următoarele notații:

Tr = Mt[N*mm] pentru momentul de torsiune;

Fy = Ty [N] pentru forța tăietoare;

Mz [N*mm] pentru momentul de încovoiere;

St = Wz [mm3] pentru modulul de rezistență după axa z

Smax = [N/mm2] pentru tensiunea principală maximă;

Smin = [N/mm2] pentru tensiunea principală minimă.

Forța tăietoare maximă se obține în dreptul elementului 36 la 62% din lungimea elementului și este Tymax=115996[N].

Momentul de torsiune maxim se obține pe elementul 34 și este Mxmax=5,89•106 [N•mm].

Momentul de încovoiere maxim se obține pe elementul 32 ți are valoarea Mmax=36•106[N•mm].

Fig.1 Elemente geometrice ale modelului(puncte și curbe)

Fig.2 Elementele finite ale modelului și etichetarea lor

Fig.3 Nodurile elementelor finite și etichetarea lor

Fig.4 Schema încărcărilor și rezemărilor

Fig.5 Diagrama forțelor tăietoare

Fig.6 Diagrama momentelor de încovoiere

Fig.7 Diagrama momentelor de torsiune

Fig.8 Deformarea căruciorului datorită încărcărilor exterioare

Anexa 2

SUCCESIUNEA COMENZILOR

– Comenzi pentru generarea geometriei

PLANE,Y,0,1

VIEW,0,1,0,0

PT,1,0,0,0

PT,2,1270.5,0,0

PT,3,3420.5,0,0 ( PT= denumire c-da; 3=eticheta punctului; 3420.5, 0, 0=coordonatele punctului 3)

PT,4,8520.5,0,0

PT,5,10270.5,0,0

PT,6,1050,0,0

SCALE,0

PTGEN,1,1,6,1,0,0,0,1000 (generează încă 6 puncte copiind punctele 10.0.0.6, la distanța z=1000mm)

SCALE,0

PT,13,0,0,265

PT,14,75,0,265

PT,15,200,0,265

PT,16,3420.5,0,265

PTGEN,1,13,16,1,0,0,0,470

PT,21,3420.5,0,300

PT,22,5770.5,0,300

PT,23,7620.5,0,300

PT,24,8520.5,0,300

PT,25,1050,0,300

PTGEN,1,21,25,1,0,0,0,400

PT,31,8520.5,0,500

PT,32,1050,0,500

CRPLINE,1,1,2,3,4,5,6,6 ( generează 5 linii, de la 10.0.0.5, prin unirea punctelor11,2,0.0.0.,6)

CRPLINE,6,7,8,9,10,11,12,12

CRPLINE,11,13,14,16,16

CRPLINE,13,17,18,20,20

CRPLINE,15,21,22,23,24,25,25

CRPLINE,19,26,27,28,29,30,30

CRPLINE,23,31,32,32

CRPLINE,24,1,13,17,7,7

CRPLINE,27,14,18,18

CRPLINE,28,3,16,21,26,20,9,9

CRPLINE,33,22,27,27

CRPLINE,34,23,28,28

CRPLINE,35,4,24,31,29,10,10

CRPLINE,39,6,25,32,30,12,12

VIEW,1,1,1,0

PT,33,0,100,0

PT,34,0,100,265

PT,35,0,100,735

PT,36,0,100,1000

PT,37,75,100,265

PT,38,3420.5,100,0

PT,39,3420.5,100,300

PT,40,3420.5,100,700

PT,41,5770.5,100,300

PT,42,7620.5,100,300

PT,43,8520.5,100,0

PT,44,1050,100,0

PT,45,8520.5,100,500

– Comenzi pentru alegerea tipului de element finit, a proprietăților de material și a caracteristicilor geometrice ale secțiunilor

EGROUP,1,BEAM3D,0,0,0,0,0,0,0,0

PICK_MAT,1,PC_STEEL,MKS

C* MATL:PC_STEEL : PLAIN CARBON STEEL

C* EX 00.21E+07 Kgf/cm/cm – modulul de elasticitate longitudinal E

C* NUXY 00.28 -coef0.contracției transversale

C* GXY 00.81E+06 Kgf/cm/cm – modulul de elasticitate transversal G

C* ALPX 00.13E-04 /Centigrade – coef de dilatație liniară

C* DENS 00.79E-05 Kgf*s*s/cm**4

– Comenzi pentru discretizarea structurii în elemente finite și pentru indicarea caracteristicilor geometrice ale secțiunilor

RCONST,1,1,1,8,764,71514,1775804,1150,700,000000,000000,977739 –Aria=764 , Iy, Iz,h,b, 000000= simboluri pentru calcularea sau nu a reacțiunilor pe cele șase direcții și spațiu, It

M_CR,1,5,1,3,1,1,33 (dreptele 10.0.0.5 se discretizează fiecare în câte un element finit de tip BEAM3D cu 3 noduri, 33 reprezintă punctul care determina direcția principală a secțiunii transversale, indică direcția axei y)

M_CR,6,10,1,3,1,1,36

RCONST,1,2,1,8,296,45917,232677,700,400,000000,000000,106295

M_CR,24,26,1,3,1,1,33

RCONST,1,3,1,8,368,58871,277094,700,400,000000,000000,129088

M_CR,39,42,1,3,1,1,44

RCONST,1,4,1,8,908,593127,3287891,1550,700,000000,000000,1692780

M_CR,15,17,1,3,1,1,39

M_CR,19,21,1,3,1,1,40

RCONST,1,5,1,8,119,6842,28989,372,250,000000,000000,14226

PT,46,8520.5,100,300

PT,47,8520.5,100,500

PT,47,8520.5,100,700

M_CR,18,18,1,3,1,1,46

M_CR,23,23,1,3,1,1,45

M_CR,22,22,1,3,1,1,47

RCONST,1,6,1,8,1200.16,6882,29677,376,250,000000,000000,14431

M_CR,11,11,1,3,1,1,37

MCRDEL,11,11,1

ACTSET,RC,2

M_CR,11,12,1,3,1,1,34

M_CR,13,14,1,3,1,1,35

ACTSET,RC,6

M_CR,27,27,1,3,1,1,37

RCONST,1,7,1,8,1020,655599,3722125,1550,800,000000,000000,2028334

M_CR,30,30,1,3,1,1,39

RCONST,1,8,1,8,860,809306,1887791,1150,800,000000,000000,1360800

M_CR,28,29,1,3,1,1,38

M_CR,31,32,1,3,1,1,40

RCONST,1,9,1,8,1290.5,7364,32949,372,250,000000,000000,15720

M_CR,33,33,1,3,1,1,41

RCONST,1,10,1,8,1580.4,14508,39882,372,300,000000,000000,27055

M_CR,34,34,1,3,1,1,42

RCONST,1,11,1,8,950,548863,2073645,1250,700,000000,000000,1141737

M_CR,35,38,1,3,1,1,43

NMERGE,1,126,1,00.005,0,1,0 Unește toate nodurile care se află la distanță mai mică de 00.005 mm unul față de altul)

NCOMPRESS,1,117 schimbă numerotarea nodurilor eliminând etichetele lipsă obținute după NMERGE

– Comenzi pentru impunerea condițiilor de rezemare si de încărcare

DND,2,UX,0,2,1,UY,UZ, împiedică deplasărilor liniare ale nodului 2 pe toate direcțiile (0=valoarea deplasării impuse)

DND,9,UY,0,9,1,UX,

DND,13,UY,0,13,1,

DND,6,UY,0,6,1,UZ,

PBEL,18,FY,-470,00.5,18,1,-470,10.0 specifică încărcarea elementului 18 cu o forța Fy=-470 N, aplicata de la mijlocul elementului(00.5)până la capătul lui (10.0)

PBEL,21,FY,-470,00.5,21,1,-470,10.0

PBEL,19,FY,-470,00.0,22,3,-470,00.635

PBEL,32,FY,-4930.75,00.3,32,1,-4930.75,00.7

PBEL,33,FY,-25000,00.377,33,1,-25000,00.377

PBEL,36,FY,-25000,00.623,36,1,-25000,00.623

PBEL,39,FY,-22260,00.33,39,1,-22260,00.33

PBEL,42,FY,-22260,00.66,42,1,-22260,00.66

PBEL,38,FY,-2000,00.35,38,1,-2000,00.35

PBEL,38,FY,-2000,00.65,38,1,-2000,00.65

PBEL,14,FY,-1800,10.0,16,1,-1800,10.0

PBEL,39,FY,-1000,00.67,39,1,-1000,00.67

PBEL,42,FY,-1000,00.33,42,1,-1000,00.33

PBEL,39,FY,-1500,10.0,41,1,-1500,1

PBEL,24,FY,-1500,00.405,26,1,-1500,00.405

PBEL,12,FY,-750,10.0,12,1,-750,1

PBEL,30,FY,-11200,00.467,30,1,-11200,00.467

PBEL,28,FY,-9500,00.467,28,1,-9500,00.467

PBEL,31,FY,-1400,0.665,31,1,-1400,00.665

PBEL,37,FY,-300,0.369,37,1,-300,00.369

PBEL,27,FY,-4690.14,10.0,27,1,-4690.14,1

PBEL,29,FY,-9300.6,10.0,29,1,-9300.6,1

-Comenzi pentru alegerea tipului de analiza statica si pentru executarea analizei

A_STATIC,G,0,0,1E-006,1E+010,0,0,0,0,0,0,0,0,0 (G=se impune pentru a se lua in considerare si greutatea proprie)

A_STRESS,1,-1,0,0,1,0,0,0,1,0 (primul 1 se impune pentru a se putea trasa diagramele de eforturi)

R_STATIC

10. Calculul tehnologiei de sudare

10.1. Alegerea structuri sudate si a procedeelor de sudare

Pentru ilustrarea unui calcul de tehnologie de sudare, am ales sudarea unui cheson din cadrul șasiului de cărucior, cheson a cărui acțiune se regăsește cel mai frecvent in construcția dată. Secțiunea chesonului e prezentată in fig.10.1.1

h ti

tt

B

Fig. 10.1 Secțiunea chesonului

Tehnologia am calculat-o pentru următoarele procedee de sudare :

a) sudarea manuală cu electrozi înveliți (S.E.);

b) sudarea mecanizată (S.F.).

Lungimea chesonului este de 5100 mm. Am considerat că tablele se livrează la lungimea maximă de 3000 mm ,ceea ce a impus formarea componentelor chesonului (tălpi si inimi) prin îmbinarea cap la cap a câte două table. Tehnologiile de sudare s-au calculat pentru cele trei tipuri de suduri ale chesonului , reprezentate in figurile următoare :

12

Sudură de colț Sudură cap la cap Sudură cap la cap

Fig.10.1.2 Fig. 10.1.3 Fig. 10.1.4

10.2 Sudarea cap la cap a componentelor având grosimea

10.2.1 Sudarea manuală cu electrozi înveliți (S.E.)

Din STAS 6662-74 se alege geometria rostului de sudare (fig.10.2.1) :

16

Fig. 10.2.1 Geometria rostului de sudare

Aria rostului :

Aria unei treceri :

– se alege convențional :  ; numărul de treceri;

; diametrul electrodului;

Alegerea unui singur diametru de electrod s-a făcut în scopul simplificării aprovizionării cu materiale (în mod obișnuit prima trecere se sudează cu un electrod mai subțire).

Viteza de sudare se determină cu relația:

Timpul de sudare necesar realizări unui metru de sudură( ):

unde:

Consumul de energie pentru realizarea unui metru de sudură se determină cu relația:

10.2.2 Sudarea mecanizată (S.F.)

Din STAS 6662-74 se alege geometria rostului de sudare (fig.10.2.2.1):

16

b

Fig. 10.2.2.1 Geometria rostului de sudare

Aria rostului:

Aria unei treceri:

– se alege : ;

;

Viteza de sudare se determină cu relația:

Timpul de sudare necesar realizări unui metru de sudură( ):

unde:

Consumul de energie pentru realizarea unui metru de sudură se determină cu relația:

10.3 Sudarea cap la cap a componentelor având grosimea

10.3.1 Sudarea manuală cu electrozi înveliți (S.E.);

Din STAS 6662-74 se alege geometria rostului de sudare (fig.10.3.1.1) :

Fig. 10.3.1.1 Geometria rostului de sudare

Aria rostului :

Aria unei treceri :

– se alege convențional : ; numărul de treceri;

; diametrul electrodului;

Alegerea unui singur diametru de electrod s-a făcut în scopul simplificării aprovizionării cu materiale (în mod obișnuit prima trecere se sudează cu un electrod mai subțire).

Viteza de sudare se determină cu relația:

Timpul de sudare necesar realizări unui metru de sudură( ):

unde:

Consumul de energie pentru realizarea unui metru de sudură se determină cu relația:

10.3.2 Sudarea mecanizată (S.F.)

Din STAS 6662-74 se alege geometria rostului de sudare (fig.10.3.2.1):

Fig. 10.3.2.1 Geometria rostului de sudare

Aria rostului:

Aria unei treceri:

se alege : ;

;

Viteza de sudare se determina cu relația:

Timpul de sudare necesar realizări unui metru de sudură( ):

Consumul de energie pentru realizarea unui metru de sudură se determină cu relația:

10.4 Sudarea cap la cap a componentelor având grosimea

10.4.1 Sudarea manuală cu electrozi înveliți (S.E.)

Din STAS 6662-74 se alege geometria rostului de sudare (fig.10.4.1.1) :

Fig. 10.4.1.1 Geometria rostului de sudare

Aria rostului : =

Aria unei treceri :

– se alege convențional : ; numărul de treceri;

; diametrul electrodului;

Alegerea unui singur diametru de electrod s-a făcut in scopul simplificării aprovizionării cu materiale (în mod obișnuit prima trecere se sudează cu un electrod mai subțire).

Viteza de sudare se determina cu relația:

Timpul de sudare necesar realizări unui metru de sudură( ):

unde:

Consumul de energie pentru realizarea unui metru de sudură se determină cu relația:

10.4.2 Sudarea mecanizată (S.F.)

Din STAS 6662-74 se alege geometria rostului de sudare (fig.10.4.2.1):

Fig. 10.4.2.1 Geometria rostului de sudare

Aria rostului:

Aria unei treceri:

se alege : ;

;

Viteza de sudare se determina cu relația:

Timpul de sudare necesar realizări unui metru de sudură( ):

unde:

Consumul de energie pentru realizarea unui metru de sudură se determină cu relația:

In urma parcurgerii acestor etape s-a constatat că procedeul de sudare mecanizat (S.F.) a înregistrat timpul de sudare minim , , față de timpul de sudare înregistrat la sudarea manuală , .

Procedeul S.E. este mai avantajos față de procedeul S.F. , in cazul sudurii unui număr redus de structuri ceea ce implică cheltuieli de investiții minime.

Din punct de vedere al manoperei cel mai avantajos, este procedeul de sudare mecanizat (S.F.) .

Din punct de vedere al consumului de energie cel mai avantajos procedeu de sudare este procedeul de sudare manuală (S.E.) , cu un consum de energie, .

11. CAIET DE SARCINI

Materiale de bază, condiții de calitate și control

Ca material de bază se folosește OL37 3, iar pentru șina de rulare se recomandă OL 50.

Oțelul OL37 3, este oțelul cu răspândirea cea mai largă în tehnica construcțiilor , satisface in cea mai mare măsura condițiile cerute in mod obișnuit oțelurilor de construcție, fapt pentru care mai este denumit si oțel normal de construcții.

Caracteristici mecanice :

rezistența de rupere la tracțiune

limita de curgere in funcție de grosimea produsului ( a ) :

;

;

.

alungirea relativă la rupere :

OL50 este oțelul de uz general la care caracteristicile mecanice ridicate și rezistența la uzura sporită se datorează procentului mare de carbon. Din cauza durității sporite și a procentului de carbon ridicat aceste mărci de carbon se prelucrează si se sudează greu. Ele sunt folosite in mod frecvent pentru confecționarea elementelor supuse la uzura puternică.

Caracteristici mecanice :

– rezistența de rupere la tracțiune ;

– limita de rupere minimă în funcție de grosimea produsului (a):

;

;

3.

– alungirea relativă la rupere

1.

În diferite faze ale procesului de prelucrare apar in cadrul subansamblelor o serie de neuniformități, neomogenități, fisuri și din această cauză este necesar un control al acestora. Controlul se face cu ajutorul ultrasunetelor.

Materiale de adaos

Ca material de adaos se folosește OL37 2care este un oțel de uz general pentru construcții cu rezistența minimă de rupere , la care se garantează compoziția chimica si caracteristicile mecanice .

Caracteristici mecanice :

rezistența de rupere la tracțiune

limita de curgere minimă în funcție de grosimea produsului (a):

;

;

3.

– alungirea relativă la rupere