Elektronický odborný časopis o konstrukci a provozu zdvihacích,
manipulačních a transportních zařízení a dopravních prostředků
ISSN 1802-2812
Číslo 1/2012
Seznam příspěvků:
PRVKOV ……………………………………………………………………..……. 13
BRIDGE ……………………………………………………………..…………….. 18
ČSN EN 15011 .............................................................................................. 31
VYUŽÍVAJÍCÍCH MEZISKLADY .................................................................... 46
SPAĽOVACÍCH MOTOROV ZDVÍHACÍCH ZARIADENÍ .............................. 52
ŽERIAVA - ANALÝZA PRÍČÍN PORÚCH ...................................................... 58
ZSD 11 LIACEHO MOSTOVÉHO ŽERIAVA ................................................. 64
IN RACING MOTORCYCLE ……………………………………….....………… 69
Peter BIGOŠ 1, Martin MANTIČ2, Melichar KOPAS3
Key words: FLEXOWELL conveyor, guiding cylinders, tension force, measuring process
Abstract: There is described in this paper a special measuring method of the FLEXOWELL
belt conveyor in order to identify causes of a strong, excessive belt wear during current
operation. There was applied an original measuring methodology based on application of 3Dmeasuring equipment, which is presented in this article. The experiment was supplied with
control calculation of the belt loading.
1. Introduction
There is a special category of belt conveyors, which enable transport of bulk material
vertically. It is category of the FLEXOWELL conveyors. Conveyors of FLEXOWELL type are
used for vertical transportation of the bulk materials in situations where is limited space for
installation of classic belt conveyor or other kind of conveyor system. On the Fig.1 there are
presented various arrangement possibilities of the FLEXOWELL conveyor, whereas the red
arrow means input of material and the green arrow is material discharge.
Fig.1. Examples of the FLEXOWELL configurations [2]
These conveyors are able to transport any type of bulk material: from very small grain
size bulk materials to large piece ore. Most common transported materials are: ore, coal, flyash, gypsum, stones, gravel, sands, fertilizers, lime stones etc., [2]. The conveyed material is
protected against external impacts and dust nuisance related to conveyor operation is
minimized, as well. The FLEXOWELL conveyor belts are designed for combined transport
directions, i.e. for horizontal, steep inclined and vertical transport. Granularity of material,
which is transported by means of the FLEXOWELL, is varying from powdery material up to
several hundreds of millimetres large pieces. Bulk materials can be transported by means of
this conveyor over 500 m in vertical lift using transport capacities from the lower capacity limit
1 m3.h-1 to the upper limit 6 000 t.h-1. It is a well-known fact that the most important part of
each belt conveyor is its belt. In the case of the FLEXOWELL conveyor there is applied a
special construction of the belt, which is based on the internal structure created from the
prof. Ing. Peter Bigoš, CSc., Faculty of Mechanical Engineering, Technical University of Košice,
Department of Machine Design, Transport and Logistics, Letná č. 9, 042 00 Košice, Slovakia, Phone:
+421 55 602 2514, Fax: +421 55 602 2507, e-mail: [email protected]
doc. Ing. Martin Mantič, Ph.D., Faculty of Mechanical Engineering, Technical University of Košice,
Department of Machine Design, Transport and Logistics, Letná č. 9, 042 00 Košice, Slovakia, Phone:
+421 55 602 2374, Fax: +421 55 602 2507, e-mail: [email protected]
Ing. Melichar Kopas, Ph.D., Faculty of Mechanical Engineering, Technical University of Košice,
Department of Machine Design, Transport and Logistics, Letná č. 9, 042 00 Košice, Slovakia, Phone:
+421 55 602 2522, Fax: +421 55 602 2507, e-mail: [email protected]
steel wire rope framework. The carcass of belt consists of a high-strength steel cord placed
in one plane embedded in the rubber and it is safeguarding the perfect joint between upper
and lower cover layer, Fig.2. Such structure provides high performance and resistance of the
conveyor belt.
Fig.2. External view on the FLEXOWELL belt and its internal structure, [3]
2. Description of real problem and its solution
In the framework of cooperation between our Department and industrial background
we had to solve a special task originating in industrial practice: in a certain industrial plant,
Fig.3, which is equipped with the FLEXOWELL conveyor, occurred a very serious problem
concerning this conveyor, namely it was a rupture of the belt. The concrete task was to
investigate a real cause of such very serious negative phenomenon. During a current
operation of this conveyor arose an excessive wear of the belt after a relatively short time of
running and this fact led to the rupture finally.
Fig.3. View on a part of the given trans-shipment centre with the investigated conveyor
After visual inspection it was observed a distinctive wear of running surface of belt,
which is in permanent contact with guiding cylinders (called also “dumbbell”), Fig.4. In order
to determine the exact cause of belt wear it was necessary:
- to perform detailed analysis of geometrical position of both guiding cylinders
(accuracy of their geometrical set-up),
-to calculate tension forces in the belt (with regard to the belt strength limit),
-to verify quality of the belt jointing.
3. Measuring of geometrical position of guiding cylinders
One of possible causes of conveyor belt damaging is insufficient accuracy of their
geometrical set-up. From this reason it was necessary to verify deviations of arrangement of
both “dumbbells” in the conveyor supporting steel construction. There is illustrated a
simplified scheme of the FLEXOWELL conveyor in the Fig.5., together with marked position
of concerned guiding cylinders, i.e. positions No.1 and No.2
Rupture of the
Wear of the
Fig.4. View on the wear of belt running surface at guiding cylinder and details of rupture and
wear of the belt
The main purpose of geometrical measuring of the „dumbbell“ was determination of
angular deviation of ”dumbbell” axis in relation to the horizontal and vertical plane. After
geometrical summation of both geometrical deviations it is obtained a real position of
“dumbbell” axis in the space. The ideal axis of rotation is situated in the horizontal plane.
Fig.5. Scheme of arrangement of guiding cylinders, [4]
In order to determine the angular deviations of “dumbbells” there was defined a
spatial orientation of them related to the control room of plant, Fig.6. The beginning of the
coordinate system „0“ was situated on the left side of the „dumbbell“ (in the place of bearing
house middle point) and the “x”-axis is axis of „dumbbell“ rotation.
The measuring process was realised by means of the 3D-measuring and digitalisation
scanner 3D Creator with infrared data transmission. It is a product of the company Boulder
Innovation Group, Inc. The measuring equipment was supplied also with special preparations
designed for set-up of reference points and the laser distance-meter Leica DISTO. The
described measuring methodology was applied for measurement of geometrical deviations of
both guiding cylinders.
The above mentioned measuring methodology discovered relevant deviations,
namely directional deviation approx. 5 mm and altitudinal deviation approx. 22 mm. These
deviations seem to be possible reason of excessive belt wear.
Fig.6. Arrangement of the coordinate systém
4. Calculation of tension forces in the belt
After the above-described measuring steps it was necessary also to calculate
maximum tension force in the belt, i.e. the force F1 on the driving pulley, Fig.7.
The driving pulley is situated in the point of maximum belt tension force. Therefore the
belt tension forces are analysed in the driving station, according to the Fig.5.
Applied notation:
MkB, nB
maximum tension force,
minimum tension force,
circumferential driving force,
driving pulley torque,
speed of driving pulley
Fig.7. Force situation on driving pulley
The calculation of tension forces were performed by means of standard relations
concerning belt friction, [1]. The obtained results are summarized in the Tab.1
F1 (N)
56 428
F2 (N)
8 046
Tab. 1 Numerical results of driving pulley parameters
Fob (N)
MkB (N.m)
nB (s-1)
48 382
30 239
Parameters of the FLEXOWELL belt are known from belt producer:
tensile strength of the belt
σp = 2500 N/mm
belt width
B = 1400 mm
tension safety coefficient of belt
k = 10
Thus, the maximum permissible force Fmax in the belt is 350 000 N. So it is evident that
Fmax >> F1 thanks to high level of tension safety coefficient of belt. The belt is overdimensioned more than six-time and its tensile strength is sufficient enough.
However, according to eccentric wear of running surface of belt, which is in permanent
contact with guiding cylinders, it can be expressed a judgment about negative impact of
“dumbbells” misalignment on the belt loading (i.e. additional eccentric loading).
Note: Despite of all obtained results the most relevant cause of the belt damage seems to be
quality of the belt joint. According to the X-ray diagnostics of the join was evident a poor
quality of joining process realisation and loss of contact between steel wire ropes and rubber
covering layers.
5. Conclusion
The main purpose of this paper is presentation an innovative and original method of a
geometrical measuring realised by means of the digitisation 3D-measuring equipment. This
measuring was performed on a special FLEXOWELL belt conveyor in order to determine
accuracy of set-up of its guiding cylinders.
This paper is the result of the project implementation: Centre for research of control of
technical, environmental and human risks for sustainable development of production
and products in mechanical engineering (ITMS: 26220120060) supported by the
Research & Development Operational Programme funded by the ERDF as well as
Project VEGA No. 1/0356/11.
[1] Jasaň, V. a kol.: Teória dopravných a manipulačných zariadení, ALFA, Bratislava, 1989.
p. 370. ISBN 80-05-00125-8.
[2] Z-type Belt Conveyors, [online] 2012 [cit. 2012-september-15] available on web
[3] Internal Structure of Conveyor Belt, [online] 2012 [cit. 2012- september-04] available on
web pages:http://www.phoenix-cbs.com
[4] Flexowell Belt Conveyor, [online] 2012 [cit. 2012- september-03] available on web
Peter BIGOŠ, Marián SIMAN4
Key words: modernization, crane, beam
Abstract: The paper is devoted to the control calculation of the modernized maintenance
crane beam. The calculations are performed according to the valid standard. From the
calculations it is clear, that the beam meets the expected loads and the designed doublebeam crane is unnecessarilly overdesigned, because for the operation only one crane beam is
1. Introduction
Lately, the chosen maintenance overhead travelling crane is used more often.
Concerning the fact that the travel and the crab of the crane is currently hand-driven, the
often manipulation is strenuous and complicated. It was the reason for the idea of
modernization. There was chosen the possibility to rebuild the double-beam crane to a
monorail one. Previous calculations confirmed that it is possible to use also the existing
beam without modification. In the paper, the beam is controlled according to the standard of
the limit state of usability, bending and shear.
2. Calculation of input parameters
The known input parameters are:
lifting capacity (load weight) Q = 2000 kg
crane expansion L = 8m
crane base s = 1, 4 m
beam weight m = 626 kg
chest with accessories weight m pr = 100 kg
traverse speed v p = 0,533m.s = 32m. min
extreme position of the crab a = 0,5m
crab weight mm = 400kg
crab gauge b = 240mm
crab base l = 53 ,35 mm
weight per meter length of the beam m N = 78,25kg .m −1
single beam weight m = 78,25 .8 = 626 kg
Calculation of beam loadings:
The loading from continouos beam load: q = m N .g = 78,25.9,81 = 767,63N
The loading from load: Q ′′ = Q.g = 2000 .9,81 = 19620 N
The loading from its own weight: Gm′′ = mm .g = 400.9,81 = 3924 N
Calculation of the moments and shear forces of the beam:
q.L2 767 ,63 .8 2
- from its own weight M q max =
= 6141 ,06 N
- from the load weight
prof. Ing. Peter Bigoš, CSc., Ing. Marián Siman Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra
konštruovania, dopravy a logistiky, Ústav konštrukcie strojov a zariadení, Letná 9, 040 01 Košice,
Slovenská republika, tel.: +421 55 602 2367, e-mail:, [email protected], [email protected]
M Q max
K Q1 + K Q 2 + K Q 3 + K Q 4 ⎛ L b ⎞ 2 19620 ⎛ 8 0,24 ⎞ 2
.⎜ − ⎟ =
.⎜ −
⎟ = 9230,23 Nm
4 ⎠
8 ⎝2
⎝ 2 4⎠
Pic.1. Basic dimensions of the crane
Calculation from the moments of inertial forces:
- of the beam M Bq = f .
q.L L
767,63.8 8
. = 0,14.
. = 859,75 Nm
2 4
- of the crab
B + B4 ⎛ L b ⎞
1252,54 + 1043,78 ⎛ 8 0,24 ⎞
= 3
.⎜ − ⎟ =
.⎜ −
⎟ = 4455,9 Nm
4 ⎠
⎝ 2 4⎠
- total M z = M Bq + M Bm = 859,75 + 4455,9 = 5315,65 Nm
M Bm
The force arising from the crane sticking: H tp = 1698,97 N
Calculation of the moments from the crane sticking:
s ⎛L b⎞
1,4 ⎛ 8 0,24 ⎞
M Htp = H tp . .⎜ − ⎟ = 1698,97. .⎜ −
⎟ = 1207,118Nm
L ⎝ 2 4⎠
4 ⎠
8 ⎝2
Regarding M Htp ≤ M z in the next calculation M z is used
Pic.2. Process of moments of inertial forces and sticking
Calculation of the loadings scaled up in dynamic coefficients (calculating loadings)
q ′ = δ t .γ g .q = 1,1.1,1.767,63 = 928,83N .m −1
Q′ = δ h .γ lo .Q = 1,235.1,3.19620 = 31499,91N
G M′ = δ h .γ g .G M = 1,235.1,1.3924 = 5330,75 N
M q′ = δ t .γ g .M q = 1,1.1,1.6141,06 = 7430,68 Nm
M Q′ = δ h .γ lo .M Q = 1,235.1,3.9230,23 = 14819,13 Nm
M M′ = δ h .γ g .M M = 1,235.1,1.7614,33 = 10344,06 Nm
′ = δ t .M Htp = 1,1.1207,12 = 1327 ,83 Nm
M Htp
M z′ = γ g .M z = 1,1.5315,65 = 5847 ,22 Nm
3. Force test of the beam section
3.1. Force test for the limit state of usability according to STN EN 1993: 2006 1-1
For the calculation of the deflection, the use of bending axis and determination of the
force position on the beam that causes maximum sag in the middle of span, is required.
We consider the beam use from the profile I320.
We determine the deflection in the middle of the beam from the load position that
causes maximum bending moment.
For the deflection in the middle of the beam Pk , in random area ai :
δ =∑
Pk .ai
. 3.L2 − 4.ai
48.E.I y
Pk = Fz1max = K 3 = 7063,2 N
L b 8000 240
− =
= 3940 mm
2 4
L 3
8000 3
a 2 = + .b =
− .240 = 4180 mm
2 4
a1 =
Pic.3. Beam loading scheme
7063 ,2
. 3 .8000 2 − 4 .3940 2 .3940 + 3 .8000 2 − 4 .4180 2 .4180
48 .2,1 .10 5 .12510 .10 4
Real deflection is δ = 5,7259 mm .
Allowed deflection according to the standard:
For electric cranes with one main beam, where the crab drives on the lower covering
δ =∑
strip is y DOV =
= 16mm
500 500
Concerning the fact, that allowed beam deflection is y DOV = 16mm and the calculated
is δ = 5,7 mm the beam suits the deflection even with reserve.
3.2. Beam control for bending according to STN EN 1993: 2006 1-1
General condition of the profile section reliability in bending:
⎛ N sd
⎝ u , Rd
k yz
M y , sd
M u , y , Rd
M z , sd
M u , z , Rd
Design calculation force:
N sd = BM = 3625,77 N
Pic.3. Profile I 320 dimensions
Design bending moments:
M q′ = 7430,68 Nm
M Q′ = 14819,13 Nm
M M′ = 10344,06 Nm
M y , sd = M q′ + M Q′ + M M′ + 0,75M loc
M y , sd = 7430,68 + 14819,12 + 10344,06 + 0,75.10359,36 = 40363,39 Nm
′ = 1327,83Nm
M Htp
M Z′ = 5847,22 Nm
′ = 5847,22 + 1327,83 = 7175,05 Nm
M z , sd = M z′ + M Htp
Design normal loading capacity force of the profile section:
N u , Rd = A.
γ mo
= 7780.
= 1662090,91N
Effective sectional area of the profile in the direction of y-axis:
I y 12510 .10 4
W el , y =
= 781875 mm 3
Design bending moments of the profile sectional area loading capacity in the direction
of y-axis:
M u , y , Rd = M el , y , Rd =
Wel. y . f y
γ mo
= 167036931,8 Nmm = 167036,93Nm (30)
Effective sectional area of the profile in the direction of z-axis:
555 .10 4
W el , z = z =
= 84732 ,82 mm 3
Design bending moments of the profile sectional area loading capacity in the direction
of z-axis:
Wel. y . f y
M u , y , Rd = M el , y , Rd =
γ mo
= 18102,01Nm
Control for the general condition of the profile section reliability:
⎛ N sd
⎝ u , Rd
k yz
M y , sd
M u , y , Rd
M z , sd
M u , z , Rd
40363,39 7175,05
⎛ 3625,77 ⎞
= 0,6396
⎟ +
⎝ 1662090,91 ⎠ 167036,93 18102,01
0,6396 < 1 according to the bending norm the profile suits.
3.3. Beam control for shear according to STN EN 1993: 2006 1-1
General condition of the profile section reliability in shear:
Design shear forces:
Tq max = 3070,53 N
TQ max = 9633,42 N
Tm max = 1926,68N
Design calculation shear force:
V sd = Tq max .γ q .δ t + TQ max .γ lo .δ h + Tm max .γ q .δ t
Vsd = 3070,53.1,1.1,1 + 9633,42.1,235.1,3 + 1926,68.1,1.1,1 = 21513,08N
Design shear force of the profile sectional area loading capacity:
V pl , Rd =
A. f y
γ mo . 3
1,1. 3
= 959608,63
Control for shear:
= 0,0224
V pl , Rd 959608,63
0,0224 < 0,3 according to the standard, the shear influence is ignored
4. Conclusions
From the calculations it is clear that the current crane is unnecessarilly overdesigned
and it is possible to reconstruct this double-beam crane to a single-beam one. The
calculations prove, that maximum loading is able to move one beam together with
indespensable reserve. In consideration of the complexity of the chosen modernization
method it is necessary to take time and financial intensity of the reconstruction into account.
[1] BUĽKO, B.; KIJAC, J.; BOROVSKÝ, T.: The influence of chemical composition of steel on
steel desulphurisation, In: Archives of Metallurgy and Materials. Vol. 56, no. 3 (2011), p.
605-609. - ISSN 1733-3490.
[2] BUĽKO, B.; KIJAC, J.; BRIŽEK, M.: Influence of slag viscosity on wear of working lining in
tundish, In: Prace Instytutu Metalurgii Zelaza. Vol. 58, no. 4 (2006), 4 p. - ISSN 0137-9941
[3] DANKO, J.; BUGÁR,M.; STAŇÁK, V.: Energy analysis of hybrid power source during
vehicle motion. In: Scientific Proceedings Faculty of Mechanical Engineering STU
Bratislava. - ISSN 1338-1954. - ISSN 1338-5011 (ONLINE). - Vol. 19/2011. - , 2011, s.
[4] KULIK, V.; PAŠKO, J.; GAŠPÁR, Š.: Zobrazovanie valivých ložísk na technických
výkresoch podľa najnovších platných noriem, In: Vzdelávanie učiteľov stredných
odborných škôl v nových európskych normách : zborník referátov informačno-tématického
seminára , Prešov : FVT TU, 2010 S. 94-94. - ISBN 978-80-553-0549-3.
[5] MAŠČENIK, J. ; GAŠPÁR, Š. ; KULIK, V.: Vplyv technológie FLOWDRILL na zmenu
mikroštruktúry antikoróznej ocele, In: Machining & tooling magazine. Vol. 3, no. 1 (2011),
p. 58-60. - ISSN 1803-9634.
[6] NEDELIAKOVÁ, E.; BABIN, M.; BARTA, D.: Rationalization of static transport
[Racionalizácia statickej dopravy] In: Transport and the environment (Vol. 2) : proceedings
of the 9th SoNorA University Think Tank Conference (Bologna) : 19th of October 2011. ISSN 1868-8411. - [S.l.: s.n.2011]. - S. 15-33.
[7] STN 27 0103:1989: Navrhovanie oceľových konštrukcií žeriavov. Výpočet podľa
medzných stavov.
[8] STN EN 1993: 2006 1-1: Eurokód 3. Navrhovanie oceľových konštrukcií.
Reviewer: Ing. Michal Puškár, PhD.
Ján Burák, Peter Kočiš, Marek Schneider
Key words: reverse engineering, 3D scanners, lifetime prediction.
Abstrakt: This contribution is oriented into the field of the digital 3D model extractions. These
models are concerning the moving interactive structural parts of various machines or devices.
There is presented in this paper a reciprocal comparison of new and used structural part
models for suitable mechanical interventions in order to increase lifetime of them or to
estimate their residual lifetime and to save operational costs.
1. Úvod
K pohyblivým spolupôsobiacim konštrukčným prvkom pri ktorých dochádza k
poškodzovaniu ich povrchov patria napr. kolesá žeriavov, ozubené kolesá apod. V príspevku
je uvedený vzorový postup s aplikáciou na čelné ozubené koleso poľnohospodárskeho
Obr.1. Nové a používané čelné ozubené koleso
V súčasnosti existuje niekoľko druhov moderných technológií a zariadení zameraných
na 3D skenovanie [1, 2, 6]. Voľba spôsobu skenovania je závislá od požadovanej presnosti.
V príspevku je ako ukážka použitý postup na získanie modelov nového a používaného
ozubeného kolesa realizovaný za pomoci dotykového ručného 3D skenera (obr. 2).
Dotykový 3D skener - 3D Creator nám umožňuje digitalizáciu rôznych druhov
povrchov súčiastok. V súvislosti s pracovným rozsahom senzora skenera je možné týmto 3D
skenerom skenovať objekty do vzdialenosti cca 5 metrov a do výšky cca 4 metrov.
Obr.2. Dotykový skener 3D-Creator
Pre porovnávanie naskenovaných dát nového a používaného konstrukčného prvku je
možné použiť porovnávacie programy napr. GEOMAGIC Qualify, Rapid Form XOF a pod.
Skenovaním získané dáta je možné doplniť o dáta z experimentálních meraní a
využiť pre životnostné aplikácie konštrukčných prvkov.
2. Digitalizácia konštrukčných prvkov
Model nového ozubeného kolesa bol pre zjednodušenie zhotovený za pomoci bodov,
ktoré boli získané postupným skenovaním povrchu nového ozubeného kolesa vo zvolených
rovinách dotykovou sondou. Získané body tvoria základ pre získanie profilových kriviek
zubov kolesa v daných rovinách (obr. 3), za pomoci ktorých je možné získať výsledný 3D
model (obr. 3).
Obr.3. Profil amodel nového ozubeného kolesa
Model používaného ozubeného kolesa (obr. 4) bol získaný z mraku bodov, ktorý je
výsledkom využitia dotykového skeneru. Na snímanie povrchu používaného ozubeného
kolesa bola použitá dotyková sonda, na konci ktorej bol guľový element. Dotykový skener 3D
Creator podľa výrobcu dosahuje rozsah presnosti od 0,01 mm do 0,2 mm.
Obr.4. 3D mrak bodov a model používaného ozubeného kolesa
3. Porovnávanie 3D modelov konštrukčných prvkov
Skenovaním získané 3D modely povrchov nového a používaného ozubeného kolesa
je možné vzájomne porovnať v príslušnom programe, kde výsledkom porovnania týchto
modelov je veľkosť odchýlok povrchov, ktorá indikuje mieru opotrebenia ozubeného kolesa
ako dôsledku vplyvu prevádzkového zaťaženia (obr. 5, 6, 7).
Obr.5. Tabuľka odchýlok profilov a graf počtu bodov v danom rozsahu
Veľkosť odchýlok povrchov je možné graficky interpretovať priamo v porovnávacom
programe napr. pomocou farebnej mapy alebo vektorovo resp. využitím extérnych
programov napr. vo forme tabuľky, grafu apod (obr. 5).
Obr.6. Grafická interpretácia porovnania modelov ozubených kolies
Veľkosť odchýlok povrchov ozubených kolies je tiež možné interpretovať vo
vybraných prierezoch (obr. 7) [4].
Obr.7. Interpretácia profilov ozubených kolies vo vybraných rovinách
V prípade, že nie sú k dispozícii informácie o novom konstrukčnom prvku je možné
spätne získať tieto informácie zo skenovaného modelu používaného prvku [7]. Pri spätnom
získavaní parametrov nového čelného ozubeného kolesa využívame optimalizačný výpočet
cez štandardné známe parametre, ku ktorým patrí napr. priemer hlavovej a pätnej kružnice a
pod. (obr.8, 10), vedúci ku korekciám a k modulom ozubených kolies definovaným napr. v
STN ISO 54 - rad I.
Obr.8. Parametre profilu čelných ozubených kolies
4. 3D skenovanie a životnostné aplikácie konštrukčných prvkov
V čase skenovania konštrukčných prvkov je možné, pre zvýšenie dôveryhodnosti
odhadov, priamo na sledovaných prvkoch vykonať merania pre získanie odoziev týchto
prvkov na prevádzkové zaťaženie. K týmto meraniam patrí napr. tenzometrické meranie,
meranie vybrácií, meranie hluku apod.
Z nameraných odoziev sledovaných prvkov a z odchýlok povrchov zoskenovaných
modelov konstrukčných prvkov je možné vykonať vhodné zásahy pre minimalizovanie týchto
odoziev a odchýlok pre ďalšiu prevádzku konstrukčného prvku s cieľom zvyšovania
životnosti týchto konštrukčných prvkov [3].
Obr.9. 3D skenovanie a životnostné aplikácie konštrukčných prvkov
Po prípadnom vykonaní eliminačných zásahov a analýze výsledkov je potrebné opäť
vykonať skenovanie a meranie odoziev prvkov s následným porovnávaním výsledkov (obr.9,
Opakované porovnávanie výsledkov je podkladom pre návrh vhodnej teórie
kumulácie poškodenia pre potreby odhadu zvyškovej životnosti sledovaných konštrukčných
prvkov resp. odhadu doby spoľahlivej a bezpečnej prevádzky konstrukčných prvkov (obr.9,
Obr.10. 3D skenovanie a životnostné aplikácie konštrukčných prvkov
5. Záver
Príspevok prezentuje postupy pre využívanie 3D skenovacích technológií v
konštrukčných oblastiach, špeciálne pohyblivých spolupôsobiacich konštrukčných prvkov
rôznych strojov a zariadení, pre životnostné aplikácie.
Podrobné merania a kompletizácia výsledkov pre rôzne predmetné konštrukčné
prvky, s orientáciou prioritne na stanovenie vhodnej teórie kumulácie poškodenia, sú
súčasťou ďalšieho výskumu.
Príspevok vznikol v rámci riešenia grantového projektu VEGA 1/0356/11 Inovačné
procesy v konštrukcii pohonných jednotiek dopravných prostriedkov, strojov a optimalizácia
materiálových tokov a logistiky za účelom úspory energie a zvýšenia spoľahlivosti pre
aplikačné potreby v praxi.
6. Literatúra
[1] Mantič M: Možnosti konštruovania strojov a zariadení s využitím postupov znalostného a
revezného inžinierstva, habilitačná práca, Košice, TU v Košiciach, 2010.
[2] http://www.scribd.com/doc/7064832/Carnicky-Min-2005, 01.05.2011.
[3] Viňáš Ján: Možnosti predĺženia životnosti pojazdových kolies naváraním, Technologie
svařování, 2008.
[4] Muhammad Enamul Hoque: Advanced Applications of Rapid Prototyping Technology in
Modern Engineering, ISBN 978-953-307-698-0, Croatia, 2011.
[5] Wego Wang: Reverse Engineering - Technology of Reinvention, CRC Press, ISBN 13:
978-1-4398-0631-9, 2011.
[6] Vinesh Raja, Kiran J. Fernandes: Reverse Engineering - An Industrial Perspective,
Springer, ISBN 978-1-84628-855-5, 2008.
[7] F. Belarifi, E. Bayraktar, A. Benamar: The reverse engineering to optimise the
dimensional conical spur gear by CAD, Journal of Achievements in Materials and
Manufacturing Engineering, Volume 31 Issue 2 December 2008.
doc. Ing. Oskar Ostertag, PhD. - TU v Košiciach, Strojnícka fakulta, Katedra aplikovanej
mechaniky a mechatroniky, Letná 9, 040 01, Košice, Slovenská republika, email:
[email protected]
doc. Ing. Jozef Kuľka, PhD. - TU v Košiciach, Strojnícka fakulta, Katedra konštruovania,
dopravy a logistiky, Letná 9, 040 01, Košice, Slovenská republika, email:
[email protected]
Pavol ČOPAN, Peter BARAN5
Key words: suspended climbing bridge, power unit
Abstract: Suspended climbing bridges are one of the sub-lifting machines and devices used
at the construction of buildings, houses or housing units. Submitted article is dedicated just
these devices starting with a brief characteristic, classification and design to actual
engineering design according to pre-set parameters. Stress analysis of the most stressed part
of the construction of suspended climbing bridge by appropriate software is realized in
conclusion of the article. Results of strength analysis confirmed correct choice of semi-finished
products of the different pars of structure taking into account the factor of safety.
1. Introduction
Lifting machinery and devices represent the largest share in the group of machines
for discontinuous transport, thus, machines that transport material, people or material and
people continuously over a long period of time mostly by means of ropes, chains or rubber
conveyor belt. By purpose we can divide them into cranes, lifts, machines to transport in
mine shafts, hoists and lifting devices.
We can certainly include into group of hoists devices and mechanisms (scaffolds,
overhead bridges and platforms, climbing platforms, suspended climbing bridges, as well as
some types of lifts and hoists) that are closely related to building activity, where is applied
vertical, possibly leaning handling with material and people. There must be reflected
requirements during constructing that could be included in a few following points:
- high performance and low own weight,
- safe and reliable operation,
- simple as possible automated handling,
- possibility to use the machine as a completely mechanized unit,
- utilization of the machine and device considering its investment costs,
- versatility, not least the economic efect.
2. General characteristics of suspended climbing bridges
Suspended climbing bridges belong to the basic and commonly used devices and
mechnisms in construction industry. These machines with their properties significantly
influence work consisting of the construction, modernization, or improvement of buildings,
and thus contribute to the efficiency and reliability of the solution. These lifting machines are
intended primarily for work on facades (painting, insulation, cladding), at installing of windows
in the redevelopment and renovation of facades, and in the industry are often used for work
at heights such as welding, riveting and grinding. They are a good alternative to scaffold or
optimal combination, as providing vertical movement and transport of building materials,
hand tools, and people to the desired height. They greatly increase the speed and efficiency
for proper operation and coordination. In addition to the gross work, they provide a wide
range of additional application through window cleaning, external building maintenance, to
control and inspection activities.
The main advantages of suspended climbing bridges are:
- modularity: possibility of arrangement of suspended bridges from different parts
according to customer's needs,
- adaptability and flexibility: from 1 to 12 meters, with the possibility of using
different angles of inclination for addaption of any type of construction,
Ing. Pavol Čopan, Ing. Peter Baran, Technical University of Košice, Faculty of Mechanical
Engineering, Department of Machine Design, Transport and Logistics, Letná 9, Košice, 040 01,
Slovakia, tel.: +421 55 602 2368, e-mail: [email protected], [email protected]
- economy: maximum utilization of various types of hoists and other lifting devices,
- consideration: rapid assembly and disassembly, including all attachments,
- comfort: well usable workspace for small equipment, electrical adjustment of the
labor level,
- convenience: increased satisfaction regarding the residents of a building under
construction as in case of a rigid scaffold,
- reliability: use the latest safety and security features,
- economic efficiency: low investment costs for operation and maintenance.
2.1 Different variants of suspended climbing bridges
Suspended climbing bridges can be divided into several groups and subgroups by
usage, means of propulsion, and the nature of the work. However, based on the
requirements of the market, we can divide them according to two criteria, both of which are
several variants, among which the customer has possibility to choose the most appropriate
for relization of his work:
1) dividing by weight class:
- light (with a transport weight of 150 kg and length 2m),
- heavy (with a transport weight of 150 to 1600 kg and length from 2 to 12 m),
- special,
2) dividing by usage: (Fig. 1)
- classic,
- round,
- L-shaped,
- U-shaped,
- special (with angle of 120 °, 135 °, and others).
Fig. 1. Suspended climbing bridges: a) round, b) L-shaped, c) U-shaped
2.2 Construction of suspended climbing bridge
Construction of suspended climbing bridge (Fig. 2) contains a number of structual
parts that can be divided into the following three groups:
- lifting device
- the most important part of suspended climbing bridge, as it provides lift from which it
derives capacity of devices,
- we can divide them into electricity (mostly on the principle of a DC electric motor in
conjunction with worm gears) with transition movement of rope or winding of ropes and air,
but they would require additional equipment for the production of compressed air compressor,
- working bridge - platform
- main supporting parts (connecting frames and supporting calipers) are usually made
of steel, while all other components are made of liftweight aluminum alloy to reduce weight,
but maintain the necessary strength especially in bending,
- we don´t need any tools for assembly and disassembly, as all connections are with
quick-designed safety features,
- working bridge of any length can be set up by combination of individual components,
- highly versatile, easy to handle, store and transport,
- control box
- is usually made of an electrically impermeable material,
- is fitted with a residual current device, emergency brake, overheat protection,
emergency stops and limit switches,
- is mounted directly in the center of a suspended bridge, which will provide the
easiest access from either party in the event of failure,
- suspended wire rope
is the most stressed element of design because it must meet the highest security
requirements ranging from increased stress on the elbow, to the continual tension,
- safety brake
- anti-tilt device that is already activated at the slightest tilt trays for any side, which
immediately locks the suspended wire rope or suspend one of the lifting device to the
settlement of a suspended bridge,
- in addition to tilting feature it locks hanging rope stuck in the lifting device, slipped
from lifting units, or at the very broken rope,
- detention device
- is activated on the safety rope beyond in production of the set speed of descent or
climb (used only if safety rope is part of the bridge construction, which is not not equipped
mainly of lighter types of suspended bridges),
- device to signal overload and underload equiped with alarm,
- safety rope in case of damage to the main suspended rope,
- auxiliary wheels
- provide for a suspended bridge distance from the facade of the building or move it to
another location works,
- suspended device
- allows to lift (up to 150 m) and start suspended bridges and adapt it to any type of
- current trends allow to use this device without additional counterweight, if it allows
the roof profile.
Fig.2. Construction of suspended climbing bridge
3. Engineering design of suspended climbing bridge
As mentioned earlier, this article is focused on engineering design of suspended
climbing bridge by pre-set technical parameters, including stress analysis of the most
stressed working bridge - platform by method FEM (finite element method) implemented by
using SolidWorks Simulation software. The most important part of the design was considered
working platform - its construction and lifting device, therefore increased attention was given
their design (choice).
Specified technical parameters:
- load capacity: 500 kg,
- lifting height: 30m,
- lifting speed: 0.1 ms-1,
- dimensions: 4000x750x1100mm (LxWxH),
- purpose of use: vertical transport of people and building materials.
3.1 Choice of lifting device
Based on technical parameters, the same two lifting devices (power units) BICOMAC
type 210 (Fig. 3) from firm Altrex have been chosen for the engineering design of a
suspended climbing bridge consisting of asynchronous motors with a maximum lifting height
of 100m. These power units are presented by three basic characteristics:
- designed to ensure the most reliable operation with a minimum of disturbances,
- incorporating integrated safety devices: a device for signaling congestion, limit
switches, sensing device exceeding a predetermined speed and device pursuing tilt of
- high resistance, quality and durability of all internal and external components,
- accuracy of operating speed,
- non-stop operation through more ideal cooling engine,
- ability to absorb voltage drops in the mains,
- well balanced ergonomic stretcher for quick and easy handling,
- easy dismantling in case of failure,
- quick and easy maintenance,
- less noise by 50 % in comparison with other power units, which is especially
important when working indoors.
Fig.3. Power unit BISOMAC 210
Tab. 1 Specifications of power unit BISOMAC 210
3.2 Choice of working bridge - platform
There was selected steel construction of working bridge consisting of the following
three parts:
1) side panel made up of square thin-walled closed profiles with dimensions 40 x 40
x 2 mm, 25 x 25 x 2 mm and bent steel plate with dimensions 2,5 x 170 mm,
2) front panel made up of square thin-walled closed profiles with dimensions
40x40x2mm, 25x25x2mm, from steel pipes with dimensions 28 x 2,5 mm, from plate with
dimensions 2,5 x95mm and bent strip, with dimensions 40 x 12 mm,
3) floor plate - ribbed cold-rolled sheets with dimensions 5 x 650 mm.
4. Strength calculation
4.1 Load of the front panel
Stress analysis was carried out by using of SolidWorks Simulation software, where
the front panel, the most stressed part of working bridge, is loaded with forces F1 and F2 (Fig.
4). Material AISI 1020 Steel with a yield strength Re = 350MPa was chosen from the
Fig.4. Load the front panel with the forces F1 and F2
4.2 Calculation of the forces F1 and F2
a) calculation of the gravitational force F1:
+ FSJ + RL
F1 = 572 + 193,2 + 7 + 2.8 + 4,1 + 2.307,6 +
+ 18 +
F1 = 3979 N
F1 = FRS + FFP + FFW + 2.FRW + FC + 2.FSP +
- where:
FRP - gravitational force of ribbed sheet,
FČP - gravitational force from the front panel,
FPK- gravitational force from the fixed wheel,
FOK - gravitational force from the rotating wheel,
FS - gravitational force from the caliper,
FBP - gravitational force from the side panel,
FES - gravitational force from the electrical box,
FSS - gravitational force from screw joints,
FPZ - required load.
b) calculation of the force F2:
- bending moments:
M o1 = F1.a1
M o 2 = F2 .a 2
- also applies:
M o1 = M o 2
F1 .a1 = F2 .a 2
F1 .a1 3979.1020.10 −3
F2 =
= 4411,5 N
920.10 −3
- where:
MO - bending moment,
a1 = 1020mm (arm of strength F1),
a2 = 920mm (arm of strength F2).
4.3 Results of the analysis
The analysis results show that the most loaded place is in the attachment of the side
panel (Fig. 5), where the maximum tension reaches σmax = 316,9 MPa. Front panel meets the
requirements of the load, because Re> σmax with safety factor k = 1,1.
Fig.5. The result of the analysis of load side panel
5. Conclusion
This article is initially engaged in the general division of lifting machinery, a group
which clearly includes the suspended climbing bridges. Furthermore, article deals with
characteristics on the theoretical level, with different production variants, as well as various
parts of the design selected, and at the same time the most frequent type of suspended
climbing bridges. However, for the proper selection and design of this device, it is important
to know in addition to theoretical information as well as information relating to the design
itself, which must be completed by the calculations. Calculations are based (for safety),
mostly in strength control most stressed parts of the structure, which will result in the design
structually, technologically and economically most perfect complex variant.
And just the essence of this article was based on pre-specified technical requirements
to develop the best possible design of suspended climbing bridge, which was also in the end
checked by using available SolidWorks Simulation software. The concusion from the results
of stress analysis is that for this structual variant the most stressed place is in the area of the
mounting side panel to the power unit, which was also initially estimated. After selecting the
right material for the construction of semi-finished parts of suspended bridge, there was
fulfilled the requirement that the total operating tension does not exceed the yield strength,
and even design of the front panel was dimensioned with safety factor higher than the value
of k = 1,1.
Fig.6. The resulting model of hanging climbing bridge
6. Literature
[1] DRAŽAN, F. - JEŘÁBEK, K.: Manipulace s materiálem, 1979, Praha, STNL.
[2] DRAŽAN, F. - KUPKA, I. a kol.: Transportní zařízení, 1966, Praha, STNL.
[3] JANOVSKÝ, L.: Systémy a strojní zařízení pro vertikální dopravu, 1991, Praha, ISBN 8001-00493-7.
[4] VÁVRA, P. a kol.: Strojnické tabulky, 1983, Praha, STNL.
[5] VOLF, Z.: Ocelové konstrukčný profily, I. díl – Poradenská příručka/27, 1984, Praha,
[6] www.altrex.com
[7] www.astrading.sk
[8] www.gondola.en.china.cn
[9] www.richhz.en.busytrade.com
[10] www.wxboyu.en.made-in-china.com
Reviewer: Ing. Peter KAŠŠAY, PhD.
Key words: crane rail, calculation analysis of stress, tensometric measurement, accumulation
of fatigue failure
Abstract: This paper presents the assessment of crane rail load-bearing structure by
tensometry in a metallurgical plant under hard working conditions and it assigns the remaining
fatigue life of load-bearing structures, moreover it makes a proposal on its further
1. Introduction
Crane rails used as driving systems of bridge cranes are enormly stressed during
work mainly if these cranes are not only applied in load lifting but also as transport means.
Typical operations where cranes are applied as transport means as well are those in
metallurgical plants.
To solve this given issue a crane crail used for driving 4 cranes with load - bearing
capacity from 14 t to 32 t was chosen in a particular metallurgical plant. The main tasks
performed by these cranes concern loading of sheet coils on the lorries and wagons.
2. Desription of the crane rail
The examined part of the crane rail consists of simple load-bearing structure with Iprofile 1800m high and 18 000mm long. The different load-bearing structures are vertically
reinforced, screwed to columns and at the same time they are interconnected by screw up to
the third of the structure length. Under the simple load-bearing structures with 18 000mm
length the crane brakes can be found in rows (Fig.1). It was necessary to adjust the
distribution of crane brakes under the particular load-bearing structures in the way to be
transversally welded to the bottom flange of l profile steel load-bearing structure in a small
distance from the structure center both on the right and left in order to carry the brake forces
from the main structure to the crane brake.
Fig.1. Simple load-bearing structure 18 000 mm long with crane brake
3. Calculation simulation of crane rail stress
The aim of stress calculation simulation of the crane rail was to provisionally estimate
M.Sc. Eva Faltinová, PhD., M.Sc. Melichar Kopas, PhD., Faculty of Mechanical Engineering, TU of
Košice, Department of Design,Transport and Logistics, Letná 9, 042 00 Košice, Slovak Republic, tel.:
+421 55 6022512, e-mail:[email protected], [email protected]
the potential maximum stress in those places where the recorders are placed on the bottom
flange of the crane rail focusing on measured arrays. The calculation models were created
for application of Finite Element Method in the program COSMOS/M. For simulation the
calculation models of rail arrays both with crane brake and without it were created.
3.1 Model of finite elements for the net framework
For modelling rails of both types there were applied volume elements TETRA10. In
Fig.2 the detail of finite elements for the net framework is presented in contact point of rail
with crane brake and in Fig.3 the detail of finite elements for the net framework is
demonstrated in the middle of array span without crane brake.
Fig.2. Detail of rail support by crane brake in array 69-70
Fig.3. Detail of finite elements for the net framework in the model of array span without crane
4. Evaluation of calculation analysis results
The calculation results by FEM were evaluated in the following expressions of direct
longitudinal stress σx , caused by bending stress of rail due to orientation of recorders which
were applied in tensometric measurement.
5. Tensometric measurement
Due to previous theoretical analysis and visual observation of the crane rail the
researchers proposed the method of experimental deformation determination and the
following stress definition. The places of recorders distributed in arrays No. 69 - 70 and No.
70 - 71 are presented in Fig. 4.
The tensometric recorders HBM 6/120XY11 with Ohm value 120 Ω and with constant
deformation response 2.04 were applied for measurements. The recorders were applied by
using tensometric sealant HBM X60. The measuring and evaluation chain was created due
to Fig.5. After levelling of apparatus (Fig.4) the recorders were conserved by protecting
coating SG 250 (f. HBM).
9 000
9 000
18 000
18 000
Fig.4. Distribution of tensometric recorders on the load-bearing structure with crane brake in
array 69-70 and on simple structure without crane brake in array 70-71
Due to measured values of proportional deformation accumulation in different
measurement modes applying the software CATMAN 2.1 the time modifications of direct
stress accumulation in measured points were demonstrated and printed due to Fig.4.
The methodology of experiment consisted of 7 measurements in 7 different stress
modes with weight load 12 500 kg.
Fig.5. Measuring and evaluation chain
The total number of evaluated time records of direct stress in different points of
measurements was 63 taking into consideration the chosen stress modes.
6. Accumulation of fatigue failure - remaining fatigue life
Our assessment of the fatigue failure due to material fatigue was completed in comply
with the standard STN 73 1401. The aim of the structure assessment considering the fatigue
limit state is to provide with acceptable probability that until the determined fatigue life of the
structure it will not be damaged or violated due to material fatigue.
The calculation was based on data about stress cycles of load- bearing structures
during the defined fatigue life of the crane rail i.e. from 1966 to 2005. Due to obtained results
from the metallurgical plant the analysis of stress cycles of the examined crane rail was
carried out, the results of which are presented in Table 1 divided according to different arrays
between columns. The presented table served for estimation of remaining fatigue life.
55 -58
58 - 68
68 -76
Tab.1 Number of cycles according to arrays between columns
Number of cycles 1966 - 2005
Cranes with average load of
11 000kg
without load
138 146
138 146
2 993 147
2 993 147
1 473 549
1 473 549
4 604 842
4 604 842
Assessing the fatigue life of the examined load-bearing structures of the crane rails
we had to take into consideration the results of measured time path of direct stress
accumulation and the calucations in comply with the standard STN 731401.
Due to the above standard it is requirable to consider detail number ČD 206 for the
simple load-bearing structure of the crane rail without crane brake which can be
characterized by detail category KD 125.
Detail stress
Direct stress
Tab.2 Numerical values of applied fatigue life curves
Stress range
category KD NM,KD
ND = 5.106
N ≥ NL = 108
Concerning the simple load-bearing structure with crane brake with bottom flange
cross section 300 x 26 mm it is necessary to consider between detail number ČD 417 with
detail category KD 50 and detail number ČD 418 with detail category KD 36 in comply with
the standard STN 731401. Applying the linear interpolation we can get to the detail category
KD 45. Data required for the determination of fatigue life for KD 45 and KD 125 are
presented in Table 2.
Tab.3 Remaining fatigue life of the crane rail load-bearing structures
Accumulation of fatigue failure
between columns
55 - 58*
55 - 58
58 - 68*
58 - 68
68 - 76*
68 - 76
Note: index * labels load-bearings with crane brake
Further the remaining fatigue life of the crane rail load-bearing structures was
determined according to mode introduced in the standard STN 731401. The results
concerning the different load-bearing structures are presented in Table 3.
7. Conclusion
Due to tensometric measurements and assessment of the obtained results, further
after considering the valid standards the following conclusions can be drawn:
- Considering the measured stress values in the array 69 - 70 of simple load-bearing
structure of the crane rail supported by crane brake it can be determined that the fatigue life
of it is up to 95% of probability totally ended. This is proved by the fact of the fatigue crack on
the bottom flange which is propagating (Fig.6).
Fig.6. Photo documentation of fatigue crack
- In regard to measured stress values in the array 70-71 of simple load-bearing
structure of the crane rail with crane brake the fatigue life with 95% of survival probability is
appropriate (getting near to infinity).
- The fatigue life of simple load-bearing structures of the crane rails supported by
crane brake in the array 55 - 56 is not totally ended with 95% of survival probability and these
load-bearing structures can be applied in operations (arrays 55 - 56 are rarely used).
- The fatigue life of simple load-bearing structures of the crane rails supported by
crane brake in the arrays 62 - 63, 69 - 70 and 74 - 75 is ended with 95% of survival
probability and it is requirable to change them (put them out of service).
This paper was completed within the research project VEGA 1/0356/11 Innovative
processes in structure of transport device units and optimalization of material flows and
logistics aimed at energy saving and reliability enhancement for practical applications.
8. References
[1] TREBUŇA, F., BIGOŠ, P.: Intenzifikácia technickej spôsobilosti ťažkých nosných
konštrukcií. Vienala, Košice,1998, ISBN 80-967325-3-6.
[2] BIGOŠ, P.: Dynamická pevnosť a životnosť. Alfa, Bratislava, 1987.
[3] HAIBACH, E.: Betriebsfestigkeit. VDI-Verlag GmbH, Düsseldorf,1989.
[4] ČAČKO, J., BÍLÝ, M., BUKOVECZKY, J.: Meranie, vyhodnocovanie a simulácia
prevádzkových náhodných procesov. Veda, Bratislava,1984.
[5] PUŠKÁR, A., GOLOVIN, S.: Kumulácia poškodenia v procese únavy. Veda, Bratislava,
[6] KLESNIL, M., LUKÁŠ, P.: Únava kovových materiálů při mechanickém namáhání.
Academia, Praha, 1975
[7] DYLAG, Z., ORLOS, Z.: Únava materiálu a její zkoušení. SNTL - Nakladatelství technické
literatury, Praha, 1968.
[8] SINAY, J., BIGOŠ, P., BUGÁR, T.: Experimentálne metódy a skúšanie strojov. Alfa,
[9] BÍLY, M.: Únavové vlastnosti materiálov a súčastí. VŠT Košice, 1978.
[10] LUKÁŠ, P.: Únava kovových materiálů při mechanickém namáhaní. Academia, Praha,
[11] STN 73 1401 - Navrhovanie oceľových konštrukcií. SÚTN, 1998.
Reviewer: Assoc. prof. M.Sc. Jozef Kuľka, PhD.
Klíčová slova: síly příčení, podvěsný jeřáb
Příspěvek popisuje výpočet síly příčení podvěsných jeřábů, které mají tuhou konstrukci a jezdí
po spodní přírubě nosníků jeřábové dráhy s tuhým připojením.
1. Úvod
Síly příčení podvěsných jeřábů, které mají tuhou konstrukci a jezdí po spodní přírubě
nosníků jeřábové dráhy s tuhým připojením se vypočítají na stejném principu jako u jeřábů,
které jezdí po horní části dráhy, blíže viz [1, kap. 4] pod názvem „Zatížení způsobená
2. Síly příčení podvěsných jeřábů
Vodicí síla YF [N] se však může rozdělit do dvou nákolků vodícího podvozku. Menší
příčné síly vlečných podvozků se mohou zanedbat. Obr.1. znázorňuje příklad konstrukce a
jednu možnou sadu z nejkritičtějších kombinaci sil příčení.
Pro konfigurace, kde může příčně vykyvovat jeden nosník dráhy (nebo oba nosníky)
nebo podvozky na jedné z jeřábových drah, jsou příčné síly Y1 [N] a Y2 [N] vyváženy s
jednotlivými vodícími silami YF [N] na obou vodicích podvozcích. V těchto případech se
vodicí síly 0,5. YF [N] obvykle uvažují jako 20 % maximální statické vertikální sily Z [N]
působící na kolo. Třecí síly Y1 [N] a Y2 [N] jsou potom 10 % svislé síly působící na každé
kolo. Vodicí sily YF [N] a třecí sily Y [N] se vzájemné vyvažují, samostatně na obou
jeřábových drahách, vytvářejí systém vnitřních s uvnitř podvozku (obr. 2) a také místní vnitřní
systém sil ve spodních přírubách dráhy. Tyto lokálně vyvážené sily nevytvářejí vnější síly na
konstrukci jeřábu.
1 - spodní příruba a řez stojinou nosníku jeřábové dráhy číslo 1; 2- spodní příruba a řez stojinou
nosníku jeřábové dráhy číslo 2; 3 - nosník jeřábu (nosníky příčníků pod jeřábovými drahami nejsou
znázorněny); 4 - zdvihová jednotka kočky s břemenem; 5 - čtyřkolové podvozky v každém rohu jeřábu;
doc. Ing. Leopold Hrabovský, Ph.D, Fakulta strojní, VŠB-TU Ostrava, Institut dopravy, Ústav
dopravních a procesních zařízení, 17. listopadu 15/2172, 708 33 Ostrava-Poruba, Česká republika,
tel.: +420 59 732 3185, fax: +420 59 691 6490, e-mail: [email protected]
Y1 - příčné třecí síly od příčení působící mezi koly a vrchním povrchem spodní příruby jeřábové dráhy;
Y2 - příčné třecí síly od příčení působící mezi koly a vrchním povrchem spodní příruby jeřábové dráhy
2; YF - vodicí síla působící na nákolky kola vodícího podvozku; Fy - minimální příčné sily, které se také
uvažují v konstrukci podvozku, jak je znázorněno v detailním obr.2; Z - maximální dynamick| síly na
kola ve svislém směru.
Obr.1. Síly příčení podvěsného jeřábu [1, kap.]
Kromě příčení působí na podvozky podvěsných jeřábů také příčné síly způsobené
zrychlením nesymetricky zatíženého jeřábu a zrychlením kočky a břemena. Tyto síly se
uvažují podle [1, kap.], blíže viz kapitola 3 pod názvem „Zatížení způsobená
zrychlením pohonů“.
Obr.2. Síly příčení podvěsného jeřábu [1, kap.]
3. Síly příčení podvěsných jeřábů
Dle [1, kap.] je definováno, že u poháněných pohybů jeřábů je změna
účinku zatížení ΔS [N], způsobená zrychlením nebo zpomalením, vyjádřena rovnicí (1).
ΔS = S(f) - S(i)
kde S(f) [N] - konečný účinek zatížení,
S(i) [N] - počáteční účinek zatížení.
Je-li změna účinku zatížení ΔS je způsobena změnou hnací síly ΔF [N], pak lze vztah
(1) upravit do tvaru (2).
ΔF = F(f) - F(i) [N]
kde F(f) [N] - konečná hnací síla,
F(i) [N] - počáteční hnací síla.
Zatížení na jeřábu způsobená zrychlením nebo zpomalením poháněcími silami
mohou být vypočítána použitím kinetického modelu tuhého tělesa. Účinek zatížení S [N] je
aplikován na komponenty vystavené silám pohonu a kde je to použitelné také na jeřáb i na
břemeno zdvihu. Při analýze tuhého tělesa se přímo nezohlední účinky pružnosti, účinek
zatížení S [N] je vypočítán použitím součinitele φ5 [-], definovaného v [2, čl.] podle
vztahu (3).
Tab.1 Součinitel φ5 pro mechanismus pojezdu jeřábu, mechanismus příčného pojezdu a
Typ pohonu
Plynulé ovládání rychlosti
Vícestupňové ovládání rychlosti
Dvourychlostní ovládání rychlosti
Jednorychlostní ovládání rychlostí
Součinitel φ5
Použitý rozsah Minimální skutečné
ovládání rychlosti rázy při zpětném Významné rázy při
zpětném chodu
S = S(i) + φp . φ5 . a. m [N]
kde S(i) [N] -počáteční účinek zatížení, způsobený silou F(i) [N],
φ5 [-] - zvyšující součinitel,
φp [-] - součinitel pro účinek pohybů postupného dosažení polohy,
a [m/s2] - hodnota zrychlení nebo zpomalení,
m [kg] -použitá hmotnost.
Součinitel φ5 [-] se uvažuje z [1, tabulka 3], viz Tab.1, a [1, tabulka 4], viz Tab.2,
pokud nejsou dostupné přesnější součinitele z výpočtu elastického modelu nebo z měření.
Součinitele v Tab.1 a Tab.2 zohledňují zapnutí/vypnutí pohybu a změnu rychlosti.
Tab.2 Součinitel φ5 pro zdvihový mechanismus
Použitý rozsah
Typ pohonu
Plynulé ovládání rychlostí
Vícestupňové ovládání rychlosti
Dvourychlostní ovládání rychlostí
Jednorychlosíní ovládání rychlosti
Součinitel φ5
Součinitel φ5
Součinitel φp [-] se uvažuje z [1, tabulka 5], viz Tab.3.
Kde je síla S [N] omezena třením nebo charakterem hnacího mechanismu, použije se
třecí síla namísto vypočítané síly S [N].
Tab.3 Součinitel φp
Třída dosažení polohy
břemena podle EN 13001-1
P0 a P1
Pohyby pro dosažení polohy mohou zvyšovat celkový účinek zatížení, pokud nejsou
prováděny optimálním způsobem. Zohlední se to součinitelem φp [-] v závislosti na třídě P
(návod pro určení třídy P je uveden v [1, příloha B], blíže viz kap.5 tohoto příspěvku).
4. Zatížení způsobená příčením
Síly příčení pro jeřáby a kočky pojíždějící po kolejnici na horní části dráhy se počítají
dle článků [1, kap.] až [1, kap.], blíže viz kap.4.3 až kap.4.5 tohoto
příspěvku a přílohy [1, příloha D], blíže viz kap.4.1 až kap.4.2 tohoto příspěvku, které uvádějí
zjednodušené metody pro výpočet sil, způsobených za předpokladu jak TUHÉ, tak PRUŽNÉ
konstrukce jeřábu. Síly příčení pro podvěsné jeřáby se vypočítají podle [1, kap.],
blíže viz .kap.2 tohoto příspěvku.
(Poznámka 1 Metoda uvedená v z EN 13001-2:2004+A3:2009 je použitelná pro tuhé
konstrukce. Mostové a portálové jeřáby mohou mít jak tuhou, tak pružnou charakteristiku; proto je
zapotřebí více obecných metod než je zde uvedeno. Touto metodou mohou být také zohledněny
pružné konstrukce, různý počet kol, nerovnoměrně rozložené zatížení kol jakož i různé typy vodících
prostředků a může být uvažováno zařízení proti příčení.).
(Poznámka 2 Síly vznikající příčením se vyvolají, jestliže výsledný směr pohybu odvalování při
pojezdu jeřábu není totožný se směrem kolejnice dráhy, a když čelní tvarové vodicí prostředky přijdou
do kontaktu s kolejnicí. To je způsobeno tolerancemi a nepřesnostmi vznikajícími při výrobě jeřábu
(otvory pro pojezdová kola) a nepřesnostmi kolejnice dráhy (ohyby, nerovnosti). Hodnoty a působení
těchto sil závisí hlavně na vůli mezi kolejnicí dráhy a nákolky kol nebo vodícími válci a na jejich
umístění, také na počtu, uspořádání, způsobu uložení a synchronizaci otáček pojezdových kol a na
pružnosti konstrukce.).
(Poznámka 3 Použití zařízení proti příčení při pohybu pojezdu omezuje vodicí síly mezi
kolejnicí a vodícími prostředky. Také omezuje příčně síly skluzu kol, avšak částečný příčný skluz
zůstává v důsledku tolerancí uspořádání kol a příčných deformací konstrukce, jejichž účinek se má
4.1. Předpoklady pro zjednodušenou výpočtovou metodu
Výpočtové metody zde uvedené jsou zjednodušené metody uváděné v [1, příloha D],
založené na následujícím (formulace uvedené pro jeřáb a jeho dráhu jsou aplikovatelné také
pro kočku a její dráhu):
- čelní vodicí prostředky jeřábu (válce nebo nákolky kol) jsou při pojezdu v kontaktu s
kolejnicí při úhlu příčení α.
a) Metoda TUHÁ: jeřáb a dráha jsou uvažovány jako zcela tuhé. Je dovolen lineární
vztah smykového tření vzhledem k úhlu α. Lineární vztah není dovolen, jestliže je použito μ0
< 0,3.
b) Metoda PRUŽNÁ: rám je uvažován jako pružný, příčníky mohou být uvažovány
jako tuhé. Lineární vztah smykového tření není dovolen. Změna zatížení kol vlivem
deformace rámu může být zanedbána.
Pro obě metody se použije:
Kočka je umístěna v takové poloze, aby se vypočítaly maximální síly příčení. To je
obvykle umístění na opačné straně rozpětí vzhledem ke straně s nepřipojenými pohony. V
případech mechanicky spojených pohonů je kočka umístěna tak, aby bylo stejné zatížení
hnacích kol, obvykle ve středu rozpětí jeřábu. Elektricky spřažené pohony se považují za
Tyto metody předpokládají stav bez zrychlení, rovinnou horizontální jeřábovou dráhu,
všechny úhly jsou malé a nezohledňují se geometrické tolerance.
4.2 Výpočet sil příčení metodou TUHÁ
4.2.1 Výpočtový model
Postup, viz obr.3:
- zvolí se směr pojezdu. Všem kolům se přiřadí čísla j = 1, 2, ... , n. Vypočítají se
součty S [N], Sd [N] a Sdd [N] z rovnic (4).
a) S = ∑ Z j ; b) Sd = ∑ Z j . dj ; c) Sdd = ∑ Z j . d2j
kde: Zj [N] - vertikální síla na kolo j (j = 1, 2, ... n), kde n je číslo kola, viz vysvětlení
dj [m] - vzdálenost od čelního vodícího prostředku ke kolu j ve směru pojezdu (dj
[m] je negativní pro kola před čelními vodícími prostředky).
- vypočítá se střední hodnota b z rovnice (5,a).
a) b =
; b) μ f = μ0 . 1 - e- 250. σ
Sdd + W. l2
kde: W stanoví se W = 0, jestliže není použit spojovací hřídel. Jinak se zohlední [1, čl.
D.2.3], blíže viz vztah (8),
l [m] - rozpětí jeřábu. Potřebné je pouze jestliže W ≠ 0.
Z rovnice (6) se odvodí síly Yj [N] ve středu dotyku kola a síla YF [N] na vodícím
a) Yj = μ f . Z j . 1 - d j . b ; b) YF = μ f . ( S - Sd . b ) =
kde: μf [-] - koeficient smykového tření v závislostí na úhlu příčení α [rad], při σ = α v
radiánech podle [1, čl.].
Zj [N] je skutečná svislá síla na kolo pro kola, kde uspořádání jejich uložení přenáší
vodorovné síly. Zj [N] se položí rovno nule pro kola, kde uspořádání uložení nepřenáší
vodorovné síly.
Výsledné hodnoty: Yj [N] - je příčná síla v bodě dotyku kola); YF [N] - příčná sila na
vodícím prostředku.
Pro jeřáb se čtyřmi koly s vodícími nákolky, bez spojení hřídelí (W = 0), s čísly kol;
podle obr.3,a se rovnice (4) až (6) mohou zjednodušit viz (7).
a) Y1 = μ f . Z1; b) Y2 = Y3 = 0; c) Y4 = μ f . Z 4 ; d) YF = Y1 + Y4
4.2.2 Spojení hřídelí
Jestliže jsou kola jeřábu mezi příčníky spojena hřídelí, síly příčení se zvýší. Největší
síly příčení se vypočítají, jestliže zatížení obou kol na hřídeli mají stejnou hodnotu.
Postup, viz obr.3,e:
- vypočítá se výsledná síla na kolo W [N], každého hřídele „i“ pomocí vzorce (8,a),
Z .Z
a) Wi = 1i 2i ; b) W =
W i ; c) Xi = μ f . l. b. Wi
Z1i + Z2i
kde: Z1i [N] - zatížení prvního kola na hřídeli „i“; (Z1i > 0); (i = 1, 2, ... m, kde „m“ je
počet hřídelů),
Z2i [N] - zatížení druhého kola na hřídeli „i“; (Z2i > 0);
l [m] - rozpětí jeřábu,
Xi [N] - síla, pro každou jednotlivou hřídel, se získá z rovnice (8,c).
- sečtou se Wi [N] na W [N] pomocí vzorce (8,b)). Hodnota W [N] je potřebná pro
rovnici (5,a).
1 - tuhá konstrukce, 2 - směr kolejnice, 3 - kočka, 4 - spřažení hřídelí, 5 - kloubové spojení
Obr.3. Jeřáby a tříkolová kočka [1, příloha D]
Jestliže existuje spojení kol hřídelí, má být poloha kočky taková, aby kola měla stejné
zatížení (obvykle je ve středu rozpětí).
V [1, kap.] pod názvem „Vztah tření a skluzu“ je uvedeno, že pro výpočet
koeficientu tření se pro podélný a příčný skluz používá zjednodušený empirický vztah, viz
μ f = μ0 . 1 - e-250. σ [rad]
kde: μf [-] - koeficient tření,
μ0 [-] - součinitel adheze rovný 0,30, (pozn. pokud se použijí pro μ0 [-] jiné
hodnoty, nižší než 0,3, přijme se dokonalejší vztah, například na základě měření faktoru
adheze. Vztah musí uvažovat geometrii dotýkajících se povrchů, kontaktní tlak a použité
e [-] - základ přirozených logaritmů 2,718,
σ - faktor skluzu (pozn. Faktor skluzu je poměr délky skluzu - příčného a/nebo
podélného pojezdu - k odpovídající vzdálenosti pojezdu Pro příčný skluz je faktor roven
okamžitému celkovému úhlu skluzu (α nebo α + Δα), blíže viz [1, D.3.2.] a obr.4 a () ).
Vektory j1 až j4 představují obě složky síly na kolo Yj a Zj,-;j = 1 až 4.
a) Mostový jeřáb s vedením pomocí nákolků, Obr.3.a):
- rovnicemi (4) až (6) a využitím předpokladu dle [1, kap.], blíže viz (9) platí:
μf =0,25; S = 10 N; Sd = 5 Nm; Sdd = 5 Nm2; b = 1 m-1; YF = 1,25 N; Y1,2,3,4 = {0,25; 0;
0; 1} N.
- nebo přímo rovnicí (7): Y1,2,3,4 = {0,25; 0; 0; 1} N; YF = 1,25 N.
b) Mostový jeřáb s vodícími válci a se spojeni hřídelí a bez spojení hřídelí, Obr.3.b):
- bez spojení hřídelí: μf = 0,25; S = 4 N; Sd = 3 Nm; Sdd = 2,5 Nm2; b = 1,2 m-1; YF =
0,1 N; Y1,2,3,4 = {0,1; -0,05; -0,05; 0,1} N,
- s jedním spojením hřídelí W1 (Obr.3.e): W1 = 0,5 N; W = 0,5 N; b = 0,057 m-1; YF =
0,96N; Y1,2,3,4 = {0,24; 0,24; 0,24; 0,24} N; X1 = 0,071 N,
- se spojením dvěma hřídelemi W1 a W2: W1,2 = {0,5; 0,5} N; W = 1 N; b = 0,029 m-1;
YF = 0,98 N; Y1,2,3,4 = {0,25; 0,24; 0,24; 0,25} N; X1,2 = {0,036; 0,036} N,
c) Kočka se třemi koly, Obr.3.c:
μf =0,158; S = 118 kN; Sd = 59 kNm; Sdd = 44,25 kNm2; b = 1,33 m-1; YF = 6,3 kN;
Y1,2,3 = {4,7; -1,5; 3,1} kN,
d) Portálový jeřáb s kloubově připojenou nohou, Obr.3.d: μf =0,25
- příčník kloubové nohy: Y1,2 = {0,5; 0} N; YFP = 0,5 N,
- příčník pevné nohy: Y3,4 = {0; 0,25} N; YF = 0,25 N.
V [1, příloha D, kap. D.3.2] pod názvem „Výpočetní model“ je uvedeno, že Obr.4.a
znázorňuje charakteristiky modelu čtyřkolového jeřábu s vodícími válci uvedený jako příklad.
Portál je pružný. Oba příčníky jsou předpokládány tuhé. Úhel příčení α [rad] je určen na
vedeném příčníku. Čelní vodící válce jsou v kontaktu s kolejnicí.
Obr.4.b znázorňuje síly, excentricky působící síla YF [N] vyvozuje moment M [Nm] na
nevedený příčník. Podle pružnosti rámu se úhel příčení nevedeného příčníku zvýší o Δα
[rad]. Všechny úhly jsou malé.
1 - příčník předpokládaný jako tuhý; 2 - deformovaný rám; 3 - kolejnice
Obr.4. Geometrie, sily a podmínky podepření
- zvolí se směr pojezdu,
- všem kolům se přiřadí čísla y = 1, 2, ... n,
- sestaví se soustava rovnic (10) až (15). Soustava rovnic může být redukována na
rovnice (13) a (14) použitím pouze dvou neznámých proměnných Δα [rad] a α / x . Řeší se
numericky. Vypočítají se síly Yj [N] z rovnice (11). Síla YF [N] na vodícím prostředku se určí
rovnicí (15).
σ j = α + s j . Δα + d j .
Yj = μ f (σ j ). Z j
∑s . b . Y
Δα = hm . M
∑Y. d
= ∑Y
kde: α - úhel příčení v radiánech (případně v m/m) podle [1, kap.],
Zj síla na kolo „j“, (Z; ≥ 0), (j = 1, 2, ... n, kde n je číslo kola). Kočka přenáší
maximální zatížení. Kočka má být umístěna na straně jeřábu, která nemá vodicí prostředky,
sj - přepínač: sj = 0 pro kola v příčníku s vodícími prostředky,
sj = 1 pro kola v příčníku bez vodících prostředků,
M [Nm] - moment otáčející plovoucím koncem příčníku silami Yj [N] působícími
na kola tohoto příčníku,
hM pružnost portálu v úhlech na moment (například rad/Nm), viz Obr.4.c: Pevné
podepření příčníku s vodícími prostředky. Plovoucí podepření a vnější moment působící na
nevedený příčník. (Nalezení změny úhlu statickým programem nebo v jednoduchých
případech ručně);
dj = xF - xj - vzdálenost ve směru pojezdu od čelního vodícího prostředku ke kolu
„j“ (dj je negativní pro kola před čelními vodícími prostředky),
bj = xj - xb - vzdálenost od kola „j“ k neutrální ose xb (Tato osa je neutrální
vzhledem k ohybu kolem svislice, viz obrázek v příkladu [1, D.3.3.], xb označuje souřadnici,
kde jednotlivá síla FY [N] působící na plovoucí příčník nevede k žádné změně Δα) (bj je
negativní pro kola za neutrální osou).
Vztah pro skluz třením je podle [1, kap.]
μ f (σ j ) = μ0 (1 - e
-250 σ j
). sgn(σ j )
kde: μf(σj) - koeficient skluzu,
μ0 – adhezní součinitel (je roven 0,30),
e – základ přirozených logaritmů (e = 2,718),
σ - součinitel skluzu,
sgn - funkce znaménko sgn(x) = {-1 pro x < 0; 0 pro x = 0; 1 pro x > 0}.
Počítané hodnoty:
σj - příčný skluz kola j,
μf(σj) - koeficient tření kola „j“ při příčném skluzu σj podle [1, kap.],
Δα - přídavný úhel příčení od pružné deformace,
M - moment mezi portálem a nevedeným příčníkem,
dα / dx - poměr rychlosti natáčení portálu a rychlosti pojezdu (dx > 0), hodnota
samotného „dx“není potřebná,
Yj - příčná síla na kolo „j“,
YF - síla na vodící prostředky.
Odvození rovnic pro metodu TUHÁ:
Rovnice (4) až (6) mohou být odvozeny z [1, kap. D.3.2, rovnice (D.6) až (D.11)],
blíže viz (10) až (15). Všechny sj jsou rovny sj =0.
Vztah pro skluz třením má lineární tvar vzhledem k úhlu α [rad], viz (16).
= μf .
Rovníce [1, (D7)], viz (11) je upravena na (17).
Yj = μ f . σ j .
Když se dosadí rovnice [1, (D.6)], viz (10) do výrazu (17), její část se může vyjádřit
jako (18).
α. x
Spojení hřídelí způsobí podélný skluz, viz (19).
σ x = l.
= l.
μ.σ .W
Síly X w = μ f (σ x ). W = f x
vyplývající z podélného skluzu, při rozpětí l [m], je
moment MW = l. X W . Jestliže je Xw je nahrazeno výrazem uvedeným výše, také zde může
být část rovna
= - b.
α. x
Rovnice [1, (D.10)], viz (14), je upravena vlivem spojení hřídelí:
0 = MW +
Yj . d j . Dále je neznámé pouze „b“ a po transformaci „b“ se může
μ f (σ) = μ f ( α ).
vypočítat jak je uvedeno v rovnici [1, (D.2)], viz (5).
Pro další informace viz bibliografie.
4.3. Úhel příčení
Úhel příčení se dle [1, kap.] počítá. Celkový úhel příčení, který je třeba
zohlednit při konstrukci je:
α = αg + α w + α t
α je úhel příčení, který je třeba zohlednit při konstrukci;
αg část úhlu příčení sg/Wb,
αw část úhlu příčení od opotřebení kola a nákolku kola / vodících válců,
αt část úhlu příčení od úchylek zákrytu kol na kolejnici.
Hodnoty úhlů příčení se určí podle tab. 4.
Tab.4. Výpočet úhlu příčení
Část úhlu
Úhel příčení vznikající od
Kola s nákolky
αg = sgmin/Wb kde sg ≤ 4/3. sgmin
αg = 0,75. sg/Wb kde sg > 4/3. sgmin
Vůle dráhy
Vodicí válce
Minimální hodnoty pro podélný pojezd
sg ≥ sgmin = 10 mm
sg ≥ sgmin = 5 mm
Minimální hodnoty pro příčný pojezd kočky
sg ≥ sgmin = 4 mm
sg ≥ sgmin = 2 mm
Tolerance (vyrovnání kol a přímost
Opotřebování nákolku kol/válců a kolejnic
αt = 0,001 rad
αw = 0,10. bh/Wb
αw = 0,03. bh/Wb
Aby se dosáhlo dobrého pojíždění jeřábu nebo kočky, úhel příčení musí být α < 0,015
rad. (Poznámka: pro větší vůle dráhy se úhel příčení redukuje na 75%, jelikož mostové a
portálové jeřáby a jejich kočky využijí vůli celé dráhy jen zřídka. Obvykle jsou v kontaktu s
kolejnicí pouze přední vodicí prostředky).
4.4 Vztah tření a skluzu
Pro výpočet koeficientu tření se pro podélný a příčný skluz používá zjednodušený
empirický vztah:
μ f = μ0 . (1 - e-250. σ )
μf je koeficient tření;
μ0 součinitel adheze rovný 0,30;
e základ přirozených logaritmů 2,718;
σ faktor skluzu. (Poznámka: faktor skluzu je poměr délky skluzu - příčného a/nebo
podélného pojezdu - k odpovídající vzdálenosti pojezdu. Pro příčný skluz je faktor skluzu
roven okamžitému celkovému úhlu skluzu (α nebo α + Δα).
Pokud se použijí pro μ0 jiné hodnoty, nižší než 0,3, přijme se dokonalejší vztah,
například na základě měření faktoru adheze. Vztah musí uvažovat geometrii dotýkajících se
povrchů, kontaktní tlak a použité materiály.
Tab.5. Výpočetní modely mostových a portálových jeřábů
4.4 Určení výpočetních metod
Použije se jedna ze dvou zjednodušených metod, buď TUHÁ nebo PRUŽNÁ. TUHÁ
metoda předpokládá, ž konstrukce jeřábu a jeřábové dráhy je tuhá. PRUŽNÁ metoda
předpokládá, že konstrukce je pružná. V případ pochybností má se použít PRUŽNÁ metoda.
Výpočetní modely se přijmou vzhledem ke konfiguracím konstrukce jeřábu/kočky
uvedených v [1, tabulce 7], blíže viz tab.5.
5. Návod pro určení třídy P průměrného počtu zrychlení podle EN 13001-1
Průměrný počet zrychlení během jednoho cyklu je charakterizován hlavně typem
pohonu pohybu. Tabulka B.1, viz [1, příloha B], viz tab.6 uvádí vhodnou klasifikaci pro
většinu použití.
Tab.6 Určení třídy P
Typ pohonu pohybu
Vodorovné pohyby
Plynulé ovládání rychlosti
Dvoustupňové ovládání rychlosti
Jednostupňové ovládání rychlosti
K typu ovládání je dále potřeba mnoho dalších faktorů, jako je rychlost pohybu,
možnost použití snížené rychlosti nebo mikropohybu a požadována přesnost polohování,
která ovlivňuje počet pohybů pro dosažení potřebné polohy, například:
- o jeden stupeň nižší třída P než podle tabulky může být aplikována tam, kde jsou
používány automatické systémy ovládání pohybů splynulým dosažením polohy;
- P0 může být vhodná tam, kde je přijatelné jen hrubé dosažení polohy, například
manipulace se sypkými materiály.
6. Literatura
[1] ČSN EN 15011 Jeřáby - Mostové a portálové jeřáby
[2] EN 13001-2:2004+A3:2009
Recenzent: prof. Ing. Jaromír Polák, CSc.
Melichar KOPAS8 - Alena PAULIKOVÁ9 - Leopold HRABOVSKÝ10
Key words: transport machinery, handling machinery, manipulation
Abstract: Machines and machinery designed for material transport and handling are
considered to be a specific area in the framework of the whole wide-range spectrum of
engineering. The transport and handling equipment is an integrated part of all industrial
production branches. It is possible to obtain a compact review of the transport and handling
technology by means of this article, which is taking into consideration the newest trends
applied in construction of transport machinery.
1. Introduction
The transport and handling machines are representing a special, individual branch in
the framework of the whole large spectrum of the engineering production.
Characteristic feature of the transport machines and machinery is an objective reality
that they are entering into the technological, production, assembly, service and other
activities performed inside of a large industrial production chain (engineering, building,
chemistry, food-processing, metallurgy, mining, energetic etc.), however despite of this
actuality they are not increasing the final product value. Vice-versa, they are raising
production costs and operational costs, too.
Table 1
Transport: is a sum of
Transport capacity: is
Transport vehicle: is a
activities required for
defined in units of quantity,
technical facility, which
movement of transport
(mass, volume, pieces)
enables realisation of
vehicles on transport
which is transported during
transport by its moving.
a time unit.
Manipulation unit: is amount
Manipulation of material: is
Material stream: is material
of material, which is placed
a professional displacing
flow described in units of
on transportation means
of material in sphere of
material streaming per unit
and it is handled like one
production and storing.
of time.
compact object.
Transportation means: is
Material flow: is an
Transportation: is a direct
technical equipment
organised movement of
displacing of material (or
(palette, container, case
material in process of
persons) by means of
etc.), which creates
production or in turn.
transport vehicles.
manipulation unit together
with material.
It is a well-known fact, which is significant for the industrially developed countries that
M.Sc. Melichar Kopas, Ph.D., Mechanical Engineering Faculty, TU in Košice, Department of
Machine Design, Transport and Logistics, Letná 9, 042 00 Košice, the Slovak Republic, tel.: +421 55
6022522, fax: +421 55 6022507, e-mail: [email protected]
Assoc. prof. M.Sc. Alena Pauliková, Ph.D., Mechanical Engineering Faculty, TU in Košice,
Department of Environmental Studies, Park Komenského 5, 041 87 Košice, the Slovak Republic, tel.:
+421 55 6022721, e-mail: [email protected]
Assoc. prof. M.Sc. Leopold Hrabovský, Ph.D, Mechanical Engineering Faculty, VŠB-TU Ostrava,
Institute of Transport, Department of Transport and Process Equipment, 17. listopadu 15/2172, 708 33
Ostrava-Poruba, the Czech Republic, tel.: +420 59 732 3185, fax: +420 59 691 6490, e-mail:
[email protected]
in the sphere of material transport and handling are employed approx. 10 ÷ 30 % of all
employees working in the economy sector. Another important factor is an everyday reality
that realisation of transport-manipulation operations requires circa 20 ÷ 30 % of total
production costs or investments. [1] These facts emphasize a relevance of question about
transportation tasks solutions, with regard to technical-operational as well as economical
point of view.
2. Professional terminology
Taking into consideration a whole complexity of the transport engineering, it is
necessary to know and to apply correctly the professional terminology. The most important
items of the relevant professional terminology are presented in the next Tab.1, [2].
3. Classification of equipment and machinery used for transport-handling
Division and classification of the transport-handling engineering depends on chosen
evaluation criteria and defined aspects, [3].
According to the character of operation there are classified two basic large categories
of the transport-handling machinery:
- transport machinery with cyclic operation (intermittent working activity),
- transport machinery with continual operation (fluent working activity ).
Taking into consideration the trajectory of material movement, there are categorized
transport machines with material motion:
on a free route,
on a fixed road,
According to the slope of material trajectory the transport direction can be:
rising or declining.
There is presented on the Fig.1 a complex classification of machines and machinery
that are used for transport and handling of material, whereas there are taken into
consideration construction-operational aspects of them.
Fig.1 Fundamental classification of transport-handling technics
3.1 Machinery specified for material handling
It was mentioned already that machinery for material handling are classified into
two large categories: the cyclic-working machinery and the continuously working
3.1.1 Cyclic-working machinery
In the framework of the global structure of the machinery and equipment for material
handling, which is presented on the Fig.1, the typical representatives of the cyclic-working
machines are the hoisting machines. They are divided into three items: cranes, lifts and
hoisting mechanisms.
Division of cranes: a) bridge cranes – one-girder cranes, two-girder cranes, Fig.2; b)
portal cranes, Fig.3 and semi-portal cranes, c) wall cranes, d) pillar cranes, e) tower cranes –
with swinging jib or horizontal jib, Fig.4; f) truck cranes, Fig.5; g) railway cranes, Fig.6; h)
floating cranes, Fig.7; i) cable cranes.
Fig.2 Bridge crane, [4]
Fig.3 Portal crane, [5]
Fig.5 Truck crane, [7]
Fig.6 Railway crane, [8]
Fig.4 Tower crane, [6]
Fig.7 Floating crane, [9]
Division of lifts: a) passenger lifts, b) load lifts (with permitted or restricted transport
of persons). Lifts can be divided also according to driving systems of them: lifts with traction
rope-pulley, lifts with hydraulic drive and chain elevators (circulating elevator).
Division of hoisting mechanisms: a) lifting jacks - mechanical (rack jacks, screw
jacks), hydraulic, pneumatic, b) pulley blocks - rope pulley blocks, chain pulley blocks, c)
3.1.2 Continuously working machinery
Table 2
belt conveyors, Fig.8
bucket elevators, Fig.9,
chain sectional conveyors,
redler conveyors.
screw conveyors, Fig.10,
vibrating conveyors.
The most important part of the transportation machinery (see Fig.1) creates
transporting machines. They are typical representatives of the transport-handling
equipment with a continual operation.
The transporting machines can be divided into the next categories: a) conveyors, b)
roller-ways, c) overhead chain conveyors, d) feeders.
Just the conveyors are the most widespread segment in the subgroup of the
transporting machines. The structure of conveyors is presented in the Tab.2
Fig.8 Belt conveyor, [10]
Fig.9 Bucket elevator, [6]
Fig.10 Screw conveyor, [11]
3.2 Equipment applied in material handling
It is evident according the scheme on the Fig.1 that the equipment for material
handling is divided into two groups: the transportation equipment and the carriage
Tab. 3
Active logistic components – designed for
Passive logistic components:
with pallets
with containers:
forklift trucks:
• container cranes
• standard,
• motorized or
• simple,
travelling on rails, Fig.12
power-less forklift
• platform,
• with paling,
or on tyres,
• isothermal,
• box pallet,
• mobile portal trucks,
• low-lift trucks
• cooling,
• with columns,
• truck mounted
• high-lift trucks,
• tank container.
• special.
The most important part of the transportation equipment is category of trucks. The
trucks are specified for an interplant handling, as well as for storage systems. They can be
either motor-less or motorized and can be designed either without hoisting mechanism or
with hoisting mechanism.
Fig.11 Forklift truck, [12]
Fig.12 Container crane, [13]
Fig.13 Container sideloader, [14]
In category of the carriage equipment is the most important role of equipment for
palletisation and containerisation, i.e. the passive and active logistic components, according
to the Tab.3.
4. Conclusion
Classification of transport and handling machines, which is presented in this article,
demonstrates a wide variety of this kind of machines and machinery. A basic knowledge
about them is an essential assumption in order to take the right technical and operational
decisions, i.e. it is unavoidable for professionals active not only in the branch of material
transport and manipulation, but also for everyone, who is working in various industrial
sectors. Insufficient or incorrect information concerning questions of material transport and
handling leads to selection of incorrect technical solutions and to financial loses
consequently, [15, 16].
The paper was elaborated in the framework of grant project VEGA 1/0356/11:
„Innovative Processes in Design of Driving Units For Transport Machines, Optimalization of
Material Flows and Logistics in Order To Energy Saving and Increasing of Reliability for
Practical Application Purposes“.
[1] Jasaň, V., Košábek, J., Szuttor, N.: Teória dopravných a manipulačných zariadení. Alfa,
Bratislava, 1989, ISBN 80-05-00125-8.
[2] STN 26 0002 Manipulácia s materiálom; názvoslovie.
[3] STN 26 0001 Dopravné zariadenia. Názvoslovie a rozdelenie;www.krantechnik.cz
[4] www.jass.cz
[5] www.alibaba.com
[6] www.zmeecrane.com
[7] www.tampers.eu
[8] www.huismanequipment.com
[9] www.thermo.com
[10] www.indiamart.com
[11] www.cmec-hb.com
[12] www.guanhuicrane.en.busytrade.com
[13] www.lcltd.co.uk
[14] Daneshjo, N. - Mir, O. - Dietrich, C. - Kohla, A.: Determination of diagnostic action
intervals for planned interval maintenance. In: Strojárstvo. No. 7-8 (2011), p. 50/1. ISSN 1335-2938.
[15] Rudy, V.: Innovation methods in structures of production systems designing. In: Ovidius
University Annual Scientific Journal: Mechanical Engineering Series. Vol.11, No. 1
(2009), p. 15-18. - ISSN 1224-1776.
Reviewer: Assoc.prof. M.Sc. Jozef Kuľka, PhD.
Martin IVAN11
Klíčová slova: distribuční systém, multikriteriální optimalizace, logistické centrum, Cash and
Abstrakt: Článek se zabývá problematikou stanovení kritérií při navrhování struktury
distribučního systému. Řešícím aparátem problematiky struktury distribučního systému může
být mnoho technologií a modelů. V případě tohoto článku je problematika zaměřena na
multikriteriální optimalizaci. Článek je rozdělen na dvě základní části, první bude věnována
základním typům distribučních systémů, druhá způsob lokalizace meziskladů prostřednictvím
navržených kritérií.
1. Úvod a motivace k řešení
Existence vysoké míry konkurence vede mnoho firem k zamyšlení, zda je systém
jejich podnikové logistiky skutečně ten nejvýhodnější. Dosažení maximální efektivity nebo
alespoň stavu, který se jí blíží, lze docílit celou řadou dílčích opatření, např. modernizací
výrobních linek apod. Druhou nejčastěji využívanou cestou je cesta efektivnější organizace
procesů, kdy lze mnohdy dosáhnout podobných efektů jako v případě pořizování investic,
které často bývají kapitálově nákladné. Pokud se poskytovatel výrobku nebo služby
rozhodne jít cestou efektivnější organizace, je nutno efektivitu prověřovat v celém logistickém
řetězci. V řetězcích týkajících se výroby produktu tzn. začít od procesů v místech získávání
primárních surovinových zdrojů a končit zpravidla u konečných zákazníků, v dokonalejších
logistických řetězcích v místech skládek smíšeného odpadu.
Významnou částí logistického řetězce, ve které se často vyskytují neefektivní
procesy, je distribuční část, označovaná také někdy termínem distribuční systém.
Distribuční systém je možno chápat jako druh dopravního systému, který
zprostředkovává přepravu zboží od jednoho, případně více dodavatelů k jednomu, případně
více zákazníkům a to buď přímo, nebo prostřednictvím meziskladů. Hlavním cílem
distribučních systémů je dodat zákazníkovi požadované zboží při co nejvyšší efektivitě.
Při návrhu distribuce zboží je snaha o vytvoření optimálního poměru mezi dodacími
službami, které je schopen podnik nabídnout nebo které konečný zákazník požaduje a s nimi
související náklady. Při tvorbě distribučního systému je třeba vycházet z určitých
předpokladů, mezi které patří i struktura distribučního systému [1].
Obecně neplatí, že by všechny distribuční systémy měly stejnou strukturu, ta se odvíjí
od specifik distribuovaného produktu, požadavků kladených na distribuční systém a v
neposlední řadě také jeho okolí, které chování distribučního systému ovlivňuje. Z uvedeného
důvodu musí každá firma zvolit takovou strukturu, která je pro chod firmy nejvhodnější,
zejména proto, že každý z typů distribučních systémů má své výhody i nevýhody a typ
distribučního systému optimální pro jeden produkt již nemusí být optimální také pro jiný
produkt. Dokonce může platit, že výhodnost stejného typu distribučního systému určitého
produktu v podmínkách dvou různých firem může být různá.
V současnosti existuje celá řada obchodních řetězců, které využívají mezisklady pro
shromažďování produktů od dodavatelů. Ale není to pravidlem. Vyskytují se totiž i
distributoři, kteří mezisklady nevyužívají a provádí distribuci přímo ke konečným zákazníkům.
Druhý způsob distribuce se využívá zejména v podmínkách malých firem, kterým se z
finanční stránky nevyplatí provozovat systém s mezisklady a z hlediska poskytovaných
služeb to není potřebné (není potřebné např. realizovat dekonsolidaci zásilek před uvedením
Ing. Martin Ivan, Vysoká škola báňská – Technická univerzita Ostrava, Fakulta strojní, Institut
dopravy, 17. listopadu 15, 708 33 Ostrava – Poruba, E-mail: [email protected]
do přímého prodeje). S ohledem na téma příspěvku bude v dalším textu pozornost věnována
pouze distribučním systémům využívajícím mezisklady.
2. Charakteristika distribučních systémů využívajících mezisklady a jejich
základní typy
S ohledem na skutečnost, že je při této koncepci dodavatel schopen flexibilně
reagovat na potřeby zákazníků, využívá tento způsob distribuce celá řada firem bez ohledu
na jejich velikost.
Na druhou stranu je nutno přiznat, že náklady na provoz každého meziskladu a
náklady na udržování zásob na skladech mohou výrazněji snižovat ziskovost
podnikatelských subjektů.
Distribuční systém využívající mezisklady může mít několik základních typů, a to:
- distribuční systém s jedním velkoobchodem a více maloobchody,
- distribuční systém s více velkoobchody a více maloobchody,
- distribuční systém s distribučním skladem, jedním velkoobchodem a více maloobchody,
- distribuční systém založený na přímé distribuci z velkoobchodu k zákazníkovi,
- distribuční systémy založené na principu cash and carry,
- distribuční systém využívající zásilkový obchod.
2.1 Distribuční systém s jedním velkoobchodem a více maloobchody
Tento typ distribučního systému využívajícího mezisklady je charakteristický pro
celou řadu evropských zemí včetně České republiky. Struktura distribučního systému je
uvedena na obr. č. 1.
Obr.1. Distribuční systém s jedním velkoobchodem a více maloobchody
2.2 Distribuční systém s více velkoobchody a více maloobchody
Tento typ distribučního systému využívajícího mezisklady je určitou nadstavbou
předchozího typu. Je charakteristický pro mnoho vyspělých evropských zemí, v současné
době začíná být realizován i na území České republiky. Využívá se v případech, kdy např.
výrobce není situován na našem území a distribuce zboží probíhá mezi velkoobchody
situované v blízkosti výrobců k velkoobchodům situovaným na našem území. Následná
distribuce odpovídá procesům charakteristickým pro předchozí systém. Struktura
distribučního systému s využitím více velkoobchodů je uvedena na obr. 2.
Výhody a nevýhody tohoto systému jsou obdobné jak u předchozího systému.
Případnou výhodou je pro zákazníka širší výběr zboží - více výrobců a dodavatelů.
Obr. 2. Distribuce klasická s více mezisklady a více maloobchody
2.3 Distribuční systém s distribučním skladem, velkoobchodem a více
Distribuční systém s distribučním skladem, velkoobchodem a více maloobchody je
typem distribučního systému, který zejména v posledních letech zaznamenal největší rozvoj.
Výrobce nebo velkoobchod využívá služeb externího logistického centra, kde využívá
prostory pro uskladnění svých výrobků pro potřeby velkoobchodů a následnou distribuci ke
konečným zákazníkům [2]. Struktura tohoto systému distribuce se skladem, velkoobchodem
a více maloobchody je uvedena na obr. 3.
Obr.3. Distribuce klasická s distribučním skladem, velkoobchodem a více maloobchody
Tento způsob distribuce je v dnešní době hojně využíván. Mezi výhody tohoto
systému distribuce je snížení nákladů pro velkoobchody na vybudování skladu. Distribuční
sklady totiž náleží výrobcům. Mezi nevýhody v tomto případě je možné uvést rychlost dodání
zákazníkovi. Je zde více uzlů, kde dochází k určitým časovým prodlevám.
2.4 Distribuční systém založený na přímé distribuci z velkoobchodu ke
konečnému zákazníkovi
V České republice se dnes objevují i distribuční systémy, které v logistickém řetězci
nevyužívají maloobchody. Požadavky zákazníků tak jdou od výrobců přes velkoobchody
přímo ke konečným zákazníkům. Obecná struktura distribučního systému prostřednictvím
velkoobchodu ke konečnému zákazníkovi je uvedena na obr. 4.
Tento způsob distribuce se objevuje například v potravinářském průmyslu, kde
zákazník má možnost širšího sortimentu zboží soustředěného v jednom centrálním obchodě.
Mezi nevýhody může být uvedena možná velká vzdálenost zákazníka od velkoobchodu,
případně také omezené prostory zásob velkoobchodu z pohledu finanční náročnosti na
provoz skladu.
Obr.4. Distribuce prostřednictvím velkoobchodu ke konečnému zákazníkovi
2.5 Distribuční systém založený na principu Cash and Carry
Předposlední strukturou distribuce je tzv. systém Cash and Carry, což doslova v
překladu znamená „zaplatit a odnést“ [2]. Zákazníky v tomto druhu distribuce představují
především majitelé restaurací, menších prodejen či penzionů. Mezi zboží, které je zde
nabízeno patří potravinářské zboží, ale i drogistický sortiment. Struktura distribuce s využitím
systému Cash and Carry je uvedena na obr. 5.
Obr.5. Distribuční systém založený na principu Cash and Carry
Segment zákazníků se poslední dobou rozšířil i o menší živnostníky (řemeslníky,
opraváře, instalatéry). Výběr zboží je prováděn samoobslužně, kdy zákazník si vybrané
zboží sám odváží. Výhodou tohoto systému je možnost výběru a rozhodnutí přímo na místě,
není třeba provádět objednávky a čekat na dodání. Naopak nevýhodou je nutnost
dopravovat se do prodejen a možnost zakoupit jen omezené množství v rozsahu možnosti
2.6 Distribuční systém využívající zásilkový obchod
Poslední ze systémů distribuce je distribuce prostřednictvím zásilkového obchodu.
Tento systém zaznamenal v posledních letech ve vyspělých zemích stagnaci. Není zde totiž
upřednostněn osobní styk se zákazníky, ale je využíván katalogový způsob nabízení zboží
(produktů), což je v dnešní době finančně nákladné. Struktura distribuce s využitím
zásilkového obchodu je uvedena na obr. 6.
Obr.6. Distribuční systém využívající zásilkový obchod
Výhody tohoto systému bychom v dnešní době jen těžko hledali, jen možná
jednoduchost. Ale mezi nevýhody patří velká počáteční investice. Proto tento systém
distribuce mohou využívat pouze velké firmy, které jsou finančně dostatečně zajištěny. Ty
pak mohou zákazníkům zajistit kvalitní služby - bezproblémovou objednávku, rychlost
dodání, speciální dodávky do domu.
Každý způsob distribuce vychází z určitých předpokladů výrobců a požadavků
konečných zákazníků. Při návrhu struktury distribučního systému s využitím meziskladu je
důležité stanovit určitá kritéria, dle kterých se rozhodujeme, zda mezisklad vybudovat či
nikoliv. Poslední kapitola tohoto článku je věnována stanovení kritérií pro umístění
meziskladu s využitím multikriteriální optimalizace.
3. Stanovení kritérií pro umístění meziskladů
Závěrečná kapitola věnována stanovení kritérií pro umístění meziskladů při využití
multikriteriální optimalizaci. Příklady kritérií jsou uvedeny v práci [3]. Autorka ve své
disertační práci doporučuje, aby se při lokalizaci meziskladů (v práci označeno jako logistická
centra) uplatňovala kritéria se zaměřením na socioekonomickou oblast. Kritéria, která je
možno použít v distribuci zboží mohou mít následující význam:
- možnost napojení na kvalitní dopravní infrastrukturu (délka dálnic, silnic I. třídy,
železničních tratí);
- počet obyvatel v oblasti, kde plánujeme vybudovat mezisklad;
- výše HDP připadající na jednoho obyvatele: stanovuje se na jeden kalendářní rok a je
vyjádřen v Kč;
- míra nezaměstnanosti obyvatelstva (představuje dostupnost potenciálních lidských
zdrojů v %);
- míra vzdělanosti obyvatelstva;
- výše hrubé mzdy;
- vzdálenost do krajských měst (je uváděna střední vzdálenost od jiného krajského
města, uvádí se v km);
- počet průmyslových zón v oblasti, ve které se uvažuje o vybudování meziskladu.
Výčet výše uvedených kategorií není úplný (další kritéria lze najít v práci [3]). Jedná
se o kritéria, která se projevují především v oblasti výše nákladů na provoz meziskladů,
výjimečně mohou zohledňovat také jiné faktory (investiční pobídky ze strany orgánů veřejné
správy). Problémy se však mohou vyskytnout při procesu kvantifikace některých kritérií nebo
jejich začlenění do sestavovaného multikriteriálního matematického modelu.
4. Závěr
Cílem tohoto článku bylo seznámit čtenáře s problematikou distribuční logistiky,
konkrétně se jedná o poznatky týkající se distribučních systémů využívajících mezisklady.
V úvodní části jsou stručně charakterizovány distribuční systémy využívající mezisklady,
následně jsou blíže popsány jednotlivé typy distribučních systémů a jsou uvedeny jejich
základní výhody a nevýhody včetně příkladů využití. Při volbě struktury distribučního
systému musí být určena kritéria, na základě kterých bude možno posuzovat výhodnost
zvoleného typu distribučního systému. Z tohoto důvodu je závěrečná část článku věnována
možným kritériím, které je možno využít při rozhodování o lokalizaci (umístění) meziskladů v
distribučních systémech, ve kterých se uvažuje se zřízením meziskladů. Z hlediska
praktického uplatnění je pro matematický model vhodné stanovit co nejvíc kritérií, aby bylo
dosaženo nejlepšího výsledku. Více kritérií však bude mít za následek složitější model, příp.
komplikace z pohledu optimalizačního výpočtu, proto je na zvážení řešitele, která kritéria v
konkrétním případě použije, a která nezohlední.
5. Použitá literatura
[1] JANÁČEK, J. Optimalizace na dopravní síti. Žilina: Žilinská univerzita, 2003. 248 s. ISBN
[2] PERNICA, P. Logistický management - teorie podnikové praxe. Praha 1998, 1. vydání,
664 s. ISBN 80-86031-13-6.
[3] ROUDNÁ, J. Prostorová lokalizace logistických center v ČR. Univerzita Pardubice,
Pardubice 2011, disertační práce,106 s.
Michal PUŠKÁR 12
Kľúčové slová: spaľovací motor, mazivosť ložísk, zložka oleja
Abstrakt: Polybutén sa používa ako prísada do motorových olejov. Väčšie množstvo tejto
zložky v oleji je dôležité pre zachovanie pôvodnej úrovne výkonu motora. Jeho nevýhodou je
horšia mazacia schopnosť v istom režime otáčok. Preto bola vyvinutá metóda pre overenie
vplyvu polybuténu na mazivosť ložísk, pre hodnotenie motorových olejov. Tieto testy boli
vykonané meraním teploty ojnice pri bežnej prevádzke. Tento test môže byť doplnený
štandardnými ISO testmi s cieľom získať lepšie výsledky.
1. Úvod
Je dôležité udržať počiatočný výkon motora počas dlhšej doby. Pre tento účel sú v
normách ISO testy, všeobecne používané pre hodnotenie výkonnosti oleja a tieto hrali
dôležitú úlohu pri eliminácii nekvalitných olejov na trhu. Pomocou ISO testov boli vyvinuté
rôzne oleje. Prednedávnom sa na trhu objavili niektoré oleje, ktoré majú extrémne vysoký
výkon. V tomto príspevku je popísaný nový hodnotiaci faktor pre stanovenie mazania ložísk.
V dokumente sú vlastnosti olejov, ktoré udržujú pôvodný výkon motora,
vyhodnocované testmi ISO normy a tiež sú popísané výsledky hodnotenia. Na základe
týchto výsledkov sú popísané informácie, ktoré budú v budúcnosti potrebné pre navrhovanie
motorových olejov.
2. Charakteristika olejov
Počiatočný výkon motora sa znižuje hlavne kvôli blokovaniu výfukového systému,
ktoré je spôsobené akumuláciou tuhých častíc spalín. Pomocou ISO bolo hodnotených päť
druhov olejov, ktorých zloženie je typické a sú bežne dostupné na trhu.
Pokiaľ ide o základ oleja, polybutén bol najvýznamnejší z hľadiska zabráneniu
blokovania výfukového systému, ako je znázornené na obrázku 1. Jeho výkon však výrazne
poklesol v zmesi s inými základovými olejmi, ako je napr. minerálny olej.
Obr.1. Vplyv zložiek oleja na index blokácie výfukového systému (PB znamená Polybutén)
Obrázok 2 zobrazuje vplyv obsahu polybuténu na index blokácie výfukového
Ing. Michal Puškár, PhD., Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra konštruovania, dopravy a
logistiky, Letná 9, 040 01 Košice, Slovenská republika, tel.: +421 55 602 2360, e-mail:
[email protected]
systému. Na tomto obrázku sú tri FB oleje (sú na báze minerálnych olejov), a sedem FC
olejov (s obsahom polybuténu) ľubovoľne vybrané z ponuky na trhu. Ako ukazuje obrázok 2,
index sa pozoruhodne zlepšuje keď obsah polybuténu je viac ako 80%. Možno teda povedať,
že polybutén je základným komponentom pre zachovanie pôvodného výkonu 2-taktného
Obr.2. Vplyv komponentu Polybuténu na index blokácie výfukového systému (BIX)
3. Nevýhody Polybuténu
Olej, ktorý má základ v polybuténe, spôsobuje mierny pokles výkonu motora v
porovnaní s minerálnymi olejmi. Táto skutočnosť súvisí s lepivosťou polybuténu. To
znamená, že olej so schopnosťou prilepiť sa na časti motora nemôže byť ľahko nahradený
novým olejom. Táto vlastnosť môže byť pozorovaná a to tak, že sa farba malého konca
alebo veľkého konca ojnice zmení na modrú farbu pôsobením tepla. Bola meraná teplota na
povrchu kľukového čapu na veľkom konci ojnice pri chode motora s použitím minerálneho
oleja a oleja s polybuténom. Vyšetrenia boli vykonané s použitím motora uvedeného v
tabuľke 1.
Tab. 1 Špecifikácia testovaného motora
Vŕtanie x Zdvih
Mazací systém
jednovalcový, 2-taktný, kvapalinou chladený, plnenie
membránovým ventilom naplnené, elektricky riadený výfukový
124,8 cm3
54 x 54.5 mm
oddelené mazanie
Motor mal objem 125 cm3, bol kvapalinou chladený s oddeleným systémom
zásobovania olejom.
Obr.3. Vplyv zloženia oleja na teplotu kľukového čapu
Ako ukazuje obrázok 3, olej ktorý má polybuténový základ mal teplotu na kľukovom
čape o 5° C až 30° C vyššiu ako olej na báze minerálnej. Rozdiel v teplotách sa zvyšuje
spolu so zvyšujúcimi sa otáčkami motora. Okrem toho, keď motor pracoval s olejom na
základe polybuténu, pri otáčkach 9.000 ot./min teplota kľukového čapu prudko vzrástla.
Motor bol zastavený a demontovaný. Potvrdilo sa, že farba veľkého konca ojnice sa zmenila
na tmavo modrú. Z toho vyplýva, že je potrebné navrhnúť index pre mazanie ložísk na
základe teploty veľkého konca ojnice.
4. Test mazania ložísk
Aby bolo možné zhodnotiť mazivosť oleja na ložiskovej časti, motor bol upravený ako
je znázornené na obr. 4.
Termočlánok bol umiestnený v obvode kľukového hriadeľa na strane veľkého konca
ojničného čapu v smere zotrvačnej sily. Otáčky motora boli nastavené na 9.000 ot. / min pri
plnom zaťažení. Výsledky testov motora boli prezentované ako výkonové indexy, pričom
ISO, referenčný štandardný olej, ako 100.
BLIX = T / TS X 100
BLIX: Index mazania ložísk
T: Teplota kľukového čapu podľa ISO
TS: Teplota kľukového čapu pri použití vzorky oleja
Obr.4. Inštalácia teplotného senzoru
5. Vplyv polybuténu na mazania ložísk
Účinok olejov na báze polybuténu na mazivosť ložísk pomocou vyššie uvedenej
skúšobnej metódy.
1. Vplyv obsahu polybuténu
Ako je znázornené na obrázku 5, zvýšený obsah polybuténu zhoršuje mazivosť
ložísk. Avšak rozdiel v indexe medzi dvoma testovanými olejmi bol 10, aj keď obsah
polybuténu bol rovnaký. To predpokladá, že molekulová hmotnosť polybuténu obsiahnutého
v týchto olejoch ovplyvňovala ich indexy.
Obr.5. Vplyv obsahu polybuténu na index mazania ložísk (BLIX)
2. Vplyv molekulovej hmotnosti polybuténu
Mazivosť ložísk sa znížila pravdepodobne ako sa priemerná molekulová hmotnosť
polybuténu zvýšila, čo je znázornené na obrázku 6. Dokonca aj keď je obsiahnuté malé
množstvo polybuténu, ktorý má molekulovú hmotnosť 1000 alebo viac, môže byť lepivosť
polybuténu na ložisko veľmi vysoká. Preto z hľadiska mazivosti ložísk je vhodnejšie, aby sa
zabránilo používaniu oleja obsahujúceho polybutén s vysokou molekulovou hmotnosťou.
Obr.6. Vplyv molekulovej hmotnosti polybuténu na index mazania ložísk (BLIX)
3. Vplyv komerčných olejov
Obrázok 7 ukazuje výsledky testov mazivosti ložísk komerčných olejov, ktoré sú
zobrazené na obr. 1. Mazivosť FC olejov (s obsahom polybuténu) bola nižšia v porovnaní s
FB olejmi (sú na báze minerálnych olejov), závodným typom olejov a biologicky
odbúrateľnými olejmi na báze esterov. Za súčasného stavu bol minerálny olej zahrnutý do
vypracovania štúdie pre jeho nízku dymivosť, aj keď na úkor slabšej výkonnosti týkajúcej sa
blokovania výfukového systému.
Obr.7. Vplyv zloženia oleja na index mazania ložísk (BLIX)
6. Vzťah medzi testmi mazivosti ložísk a ISO skúškami
Hoci vyvinutý test ložísk mal dobrú opakovateľnosť a reprodukovateľnosť, problémy
boli s prestavbou motora pre potreby merania teploty na veľkom konci ojnice. Tiež životnosť
meraných častí bola veľmi malá. Následne sa skúmalo, či mazivosť ložísk možno získať z
výsledkov vyšetrení podľa testov ISO. Výsledky sú zobrazené na obrázkoch 8, 9 a 10.
Pomerne vysoká korelácia je viditeľná medzi indexom mazivosti ložísk a indexom
testov podľa ISO. V snahe získať index mazivosti 100 alebo viac musia vybraté oleje spĺňať
nasledujúce požiadavky:
(1) Index blokácie výfukového systému: 120 alebo menej
(2) Index počiatočnej hodnoty krútiaceho momentu: 100 a viac
(3) Index dymivosti: 100 alebo menej
U olejov, ktoré nedosahujú požadované hodnoty vyššie uvedených troch indexov, sa
predpokladá relatívne nízky mazací výkon. A naopak, u olejov, ktoré spĺňajú všetky tri indexy
sa predpokladá vysoký mazací výkon. Tento fakt je dôležitý pre budúci rozvoj 2-taktných
motorových olejov.
Obr.8. Vzťah medzi indexom mazania ložísk a indexom blokácie výfukového systému (BIX)
Obr.9. Vzťah medzi indexom mazania ložísk a indexom počiatočnej hodnoty krútiaceho
Obr.10. Vzťah medzi indexom mazania ložísk a indexom dymivosti (SIX)
7. Zhrnutie a záver
Skúšobná metóda bola vyvinutá pre hodnotenie mazivosti olejov s ohľadom na
ložiská na veľkom konci ojnice. Pri testovaní rôznych druhov olejov na báze polybuténu,
minerálnych olejov a olejov na báze esterov, boli získané nasledujúce výsledky:
(1) Použitie motorového oleja s obsahom polybuténu bolo nevyhnutné pre
zachovanie pôvodnej účinnosti motora.
(2) Minerálne oleje a oleje na baze esterov sú účinné pri zlepšovaní mazivosti ložísk.
Tu je vhodnejšie znížiť obsah polybuténu za predpokladu, že požadovaná úroveň výkonu pre
zabránenie blokovania výfukového systému a emisii splodín sú splnené.
(3) Z hľadiska mazivosti ložísk nieje žiaduce, aby bol použitý polybutén s vysokou
molekulovou hmotnosťou, a to najmä 1000 a viac.
(4) Mazivosť lozisk možno stanoviť analýzou spomínaných troch indexov "blokácie
výfukového systému, počiatočnej hodnoty krútiaceho momentu, dymivosti"
Príspevok bol vypracovaný v rámci projektu VEGA 1/0356/11 Inovačné procesy v
konštrukcii pohonných jednotiek dopravných prostriedkov, strojov a optimalizácia
materiálových tokov a logistiky za účelom úspory energie a zvýšenia spoľahlivosti pre
aplikačné potreby v praxi.
[1] BARTA, D. [et al.]: Vegetable oil as a fuel in the transport [Rastlinný olej ako palivo v
doprave], In: trans & MOTOAUTO´09 : XVI international scientific - technical conference :
Sea resort Sunny Beach - Bulgaria, September, 17th-19th 2009: proceedings. ISSN 13135031.
[2] BIGOŠ, P., PUŠKÁR. M.: Vplyv atmosferických podmienok na výkonovú charakteristiku
dvojtaktného spaľovacieho motora, Zdvihací zařízení v teorii a praxi, 1/2007, ISSN 18022812.
[3] BUGÁR, M.; STAŇÁK, V.; FERENCEY, V.; DANKO, J.: Variable Performance of PEM
Fuel Cell During Vehicle Motion,In: EE časopis pre elektrotechniku a energetiku. - ISSN
1335-2547. - Roč. 17, mimoriadne č. : ELOSYS, Trenčín, 11.-14.10.2011 (2011), s.100102.
[4] BUĽKO, B.; KIJAC, J.; BRIŽEK, M.: Influence of slag viscosity on wear of working lining in
tundish, In: Prace Instytutu Metalurgii Zelaza. Vol. 58, no. 4 (2006), 4 p. - ISSN 01379941.
[5] BUĽKO, B.; KIJAC, J.; BOROVSKÝ, T.: The influence of chemical composition of steel on
steel desulphurisation, In: Archives of Metallurgy and Materials. Vol. 56, no. 3 (2011), p.
605-609. - ISSN 1733-3490.
[6] KADÁK, M.; KRAKOVSKÝ, J.; BARTA, D.: Znižovanie nákladov na prevádzku rušňov
využitím tribotechnických poznatkov, In: Železničná doprava a logistika: elektronický
odborný časopis o železničnej doprave a preprave, logistike a manažmente. - ISSN 13367943. - 2010.
[7] KULIK, V.; PAŠKO, J.; GAŠPÁR, Š.: Zobrazovanie valivých ložísk na technických
výkresoch podľa najnovších platných noriem, In: Vzdelávanie učiteľov stredných
odborných škôl v nových európskych normách: zborník referátov informačno-tématického
seminára , Prešov : FVT TU, 2010 S. 94-94. - ISBN 978-80-553-0549-3.
[8] MATEJ, J.; DANKO, J.; FERENCEY, V.: Toky energií a výkonov v hybridnej pohonnej
sústave.In: TRANSFER 2006 : Využívanie nových poznatkov v strojárskej praxi. Zborník
prednášok. Medzinárodná vedecká konferencia. Trenčín: Trenčianska univerzita
Alexandra Dubčeka v Trenčíne, 2006. - ISBN 80-8075-154-4. - 400-407, diel 2.
Recenzent: doc. Ing. Jozef Kuľka, PhD.
Martin ŠIMA, Jozef KUĽKA13
Kľúčové slová: zubová spojka, mostový žeriav
Abstrakt: Príspevok sa zaoberá dvojitou poddajnou zubovou spojkou ZSD 11, ktorá sa
používa na pojazd mostu 250t liaceho mostového žeriava v hutníckej prevádzke. Keďže pri
danej spojke dochádza k častým poruchám, v príspevku sa zisťujú príčiny vzniku týchto
defektov a následne ich analýza. Cieľom práce je zníženie počtu porúch vybranej zubovej
spojky, zníženie nákladov na údržbu a zvýšenie bezpečnosti práce.
1. Úvod
Spojka je významným medzičlánkom medzi hnaným a hnacím strojom a musí
vyhovovať požiadavkám oboch častí pohonu. Okrem prenosu krútiaceho momentu plní
ďalšie dôležité funkcie. Zubové spojky vyžadujú správnu údržbu a dodržiavanie
predpísaných výmen, inšpekčných prehliadok. Príspevok sa skladá z dvoch častí. Prvá časť
sa zaoberá príčinami, kvôli ktorým dochádza k poruchám. V druhej časti sú navrhnuté
konkrétne konštrukčné riešenia s cieľom eliminovať poruchovosť spojky, skrátiť čas pri
výmene spojky alebo ochrániť ostané časti pohonu pred poškodením.
2. Analýza príčin porúch spojky
Spojka sa nachádza za prevodovou skriňou s dvoma výstupnými hriadeľmi, kde
poháňa pojazdové kolesá. (Obr. 1) Na jednom žeriave sú 4 zubové spojky.
Obr.1. Schéma pohonu mostového žeriava
Zubová spojka ZSD 11 (Obr. 2) sa skladá:
• pozícia 1 - tesniace veko – materiál 11 373.1,
• pozícia 2 - objímka - materiál 42 2712.1,
• pozícia 3 - vnútorná časť spojky - materiál 42 2660.1,
• pozícia 4,5 - skrutky M16x35 podľa STN 02 1103 triedy pevnosti 8G, pružné
podložky so štvorcovým prierezom 16.3 podľa STN 02 1740,
• pozícia 6 – gufero Ø320/360 podľa STN 02 9401.
Ing. Martin Šima, doc. Ing. Jozef Kuľka, Ph.D., Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra
konštruovania, dopravy a logistiky, Ústav konštrukcie strojov a zariadení, Letná 9, 040 01 Košice,
Slovenská republika, tel.: +421 55 602 2355, e-mail: [email protected]
Hutnícke mostové žeriavy sú skonštruované so zohľadnením potrieb hutníckych
prevádzok. Sú na nich kladené vyššie nároky ako napr. čo najväčšia spoľahlivosť,
bezporuchovosť, jednoduchá montáž, demontáž, obsluha. Mnohé z týchto žeriavov pracujú
prakticky nepretržite 24 hodín pri plnom zaťažení. Nepriaznivými faktormi v týchto
prevádzkach sú najmä zvýšená teplota - okolo 50° C a zvýšená prašnosť prostredia. 0
Obr.2. Zubová spojka ZSD 11
Liace žeriavy prepravujú roztavené surové železo v liacich panvách. Panvy sú
zavesené na dvoch lamelových hákoch, na čapoch, okolo ktorých sa môže panva naklápať.
Aby sa mohol obsah liacej panvy vyklopiť, má žeriav okrem hlavnej mačky aj mačku
pomocnú. Chyba! Nenalezen zdroj odkazů.
Kontrola veľkosti spojky:
Vstupné údaje: Elektromotor typ 2 x P315M10
Výkon............................ P = 68kW
Otáčky........................... n = 584ot / min
Prevodový pomer.......... i = 29,75
Výpočet je uvedený aj so zohľadnením prevádzkového súčiniteľa K - jeho hodnota je
vybraná na základe Chyba! Nenalezen zdroj odkazů. a Tab. 2.
Výstupný moment z elektromotora M e sa vypočíta:
M e = 9550.
= 9550.
= 1112 N .m
Potom výstupný moment z prevodovky M p , ktorý sa vydelí dvomi, keďže z prevodovky
máme dva výstupy:
Mp =
k .M e .i 2,5.1112.29,75
= 41352,5 N .m
Spojka je podľa výkresovej dokumentácie spoločnosti konštruovaná na prenos
maximálneho momentu M k = 9100kpm = 9100.9,81 = 89271N .m
M p = 41352,5 N .m ≤ M k = 89271N .m ⇒ spojka vyhovuje
Tab.1. Hodnota súčiniteľa K podľa druhu hnacieho a hnaného stroja Chyba! Nenalezen
zdroj odkazů.
Hnací stroj
Derivačný motor striedavý a jednosmerný,
asynchrónny motor s krúžkovou kotvou,
komutátorový motor, parná turbína
Asynchrónny motor s kotvou nakrátko, parný motor
Sériový komutátorový motor jednosmerný, parný
Skupina hnaného stroja
1,4 1,6 1,8 2,0 2,2
až až
až až
1,8 2,0 2,2 2,5 2,8
1,7 1,9 2,1 2,3 2,6
až až
až až
2,1 2,3 2,5 2,8 3,2
1,9 2,1 2,3 2,5 2,8
až až
až až
Tab. 2. Rozdelenie hnaných strojov do skupín I až IX Chyba! Nenalezen zdroj odkazů.
Skupina I
Rotačné dopravníky
Potravinárske ľahké stroje
Malé a stredné dynama
Navíjačky malých káblov
Generátory s rovnomerným zaťažením
Plniace stroje
Skupina II
Osobné automobily
Pohyblivé schody
Kopírovacie stroje
Stroje na výrobu cigariet
Pásové dopravníky do 50 kW
Skupina III
Korčekové výťahy
Pekárske stroje
Malé sústruhy
Ťažké baliace stroje
Cigaretové baliace stroje
Skupina IV
Píly na kovy
Visuté lanové dráhy
Papierenské stroje
Piestové čerpadlá
Závitovkové dopravníky
Skupina V
Geologické vŕtacie stroje
Nákladné automobily
Lisy na brikety
Veľké sústruhy
Cementárske stroje
Skupina VI
Lodné vrtáky
Ohýbačky plechov
Nákladné výťahy
Zdvíhadla od 120 do 400 zdvihov za h
Skupina VII
Osobné výťahy
Valčekové dopravníky
Žeriavy a pojazdy mačiek
Zdvíhadla s viac ako 400 zdvihmi za h
Pohon valcovacích stolíc
Mlyny na uhlie
Skupina VIII
Nože na plech
Skupina IX
Hlavný pohon valcovacích stolíc
Vysokotlakové čerpadlá
Medzi najčastejšie poruchy spojky patrí:
• odtrhnuté skrutky na tesniacom veku (následkom čoho dôjde k zosunutiu spojených
• defekty na prevodovke a pojazdovom kolese,
• prevádzkové poruchy ozubenia.
Obr.3. Defekty zubovej spojky ZSD 11
Hlavné príčiny porúch zubovej spojky ZSD 11 sú:
a) Rozdielny priemer pojazdových kolies
Ak kolesá nemajú rovnaký priemer, ich uhlové rýchlosti sú síce rovnaké, ale ich
obvodová rýchlosť je rôzna, keďže závisí práve od polomeru kolesa. Kolesá teda prejdú
rôznu dráhu. Nakoľko medzi oboma kolesami je pevná mechanická väzba, jedno z kolies
začne prekĺzavať po žeriavovej dráhe. Pri preklze kolesa dochádza k znehodnocovaniu
žeriavovej dráhy, krehkým lomom hriadeľov a preťažovaniu celého systému. Ak sa pri
výmene nevymenia vždy obe kolesá, elektromotor poháňa len väčšie koleso a navyše
menšie pôsobí pri pojazde ako brzda.
Najjednoduchším riešením by bolo poháňať len jedno koleso. Pri rozjazde a brzdení
by však aj napriek veľkým kolesovým tlakom medzi kolesom a koľajnicou dochádzalo k
preklzávaniu. Týmto riešením by sa tiež znížila bezpečnosť práce. Navyše pri tomto návrhu
by bolo potrebné dvojnásobne posilniť prevodovku, spojku a hriadele, pretože by prenášali
dvojnásobný krútiaci moment.
Za výhodné riešenie sa v tomto prípade považuje použitie diferenciálnej prevodovky,
ktorá by korigovala rozdielne priemery kolies rozdielnymi výstupnými otáčkami.
Nedochádzalo by k preklzávaniu a preťažovaniu celého systému pohonu mosta. Diferenciály
sa však nevyrábajú s tak veľkým prevodovým pomerom ako má pôvodná prevodovka, museli
by sa znížiť vstupné otáčky do diferenciálnej prevodovky, čo situáciu opäť komplikuje a
b) Náboj spojky nemá súdkovité zaoblenie zubov
V prípade, že má náboj spojky rovné zuby (obr. 9 a), musí mať ozubenie veľkú bočnú
vôľu, aby mohla spojka vyrovnávať uhlové odchýlky hriadeľov. Pri vyrovnávaní uhlovej
odchýlky hriadeľov dochádza k záberu na hranách zubov a pri zmene smeru otáčania spojky
vplyvom vyrovnávania zubovej medzery vznikajú rázy, navyše pri niektorých zuboch nemusí
záber vôbec nastať. Preto takéto konštrukčné riešenie nie je najvhodnejšie a používa sa len
pre malé krútiace momenty. Najčastejšie sa zuby náboja upravujú do súdkovitého tvaru (obr.
9 b), čím sa dosiahne, že spojka vyrovnáva uhlové odchýlky hriadeľov aj pri veľmi malej
bočnej vôli zubov. Polomer zaoblenia súdkovitých zubov je najčastejšie daný polovicou
priemeru hlavovej kružnice. Súdkovité zaoblenie zubov náboja lícuje s priamymi zubami
objímky, k dotyku zubov teda dochádza teoreticky len v strednej časti pozdĺž evolventy –
bodový dotyk, súdkovité zuby taktiež uľahčujú montáž prevodových častí zariadenia. Výroba
súdkovitých zubov si vyžaduje špeciálne zariadenie a je drahá.[3]
Obr.4. a) obdĺžnikový profil zubov, b) súdkovité zaoblenie zubov Chyba! Nenalezen zdroj
c) Spojka nepracuje v oleji
Namiesto oleja sa používa plastické mazivo. Pokusmi sa zistilo, že na mazanie nie sú
vhodné konzistentné tuky, pretože pri chode spojky sa mazivo vytláča zo stykových plôch a
zachytáva sa na objímku. [3]
Navyše pri odtrhnutí veka by došlo k vyliatiu oleja.
d) Nepresná montáž spojky pred uvedením do chodu
Keďže prevodovka a pojazdové koleso nie sú umiestnené na rovnakých základoch, je
dôležitá čo najpresnejšia montáž spojky najmä po výmene pojazdového kolesa, prevodovky
alebo samotnej spojky. Nakoľko všetky časti sú rozmerovo objemné a ťažké, stáva sa, že už
pri montáži, teda pred samotným uvedením spojky do chodu, nie je dodržaná súosovosť
týchto častí. Tieto odchýlky sa počas chodu spojky ešte zväčšujú.
e) Údržba nepoužíva momentové kľúče
Tesniace veko je k objímke spojky priskrutkované pomocou ôsmich skrutiek. Ak
skrutky nie sú rovnomerne dotiahnuté, môžu nastať dva prípady: Skrutky, ktoré sú
dotiahnuté momentom menším ako je predpísaný uťahovací moment, sa môžu počas chodu
spojky uvoľňovať. Naopak skrutky, ktoré sú dotiahnuté momentom väčším ako moment
predpísaný, sa môžu trhať. Ak spojka vyrovnáva odchýlky, náboj nepôsobí na tesniace veko
axiálnymi silami centricky (sily sú rovnomerne rozložené po celom obvode veka), ale pôsobí
len v určitom bode, ktorý sa navyše pri rotačnom pohybe spojky premiestňuje.
f) Prašné prostredie
Spojka pracuje v ťažkej hutníckej prevádzke, kde je vysoká prašnosť. Ak prach
prenikne do spojky, vytvorí spolu s plastickým mazivom abrazívne prostredie, ktoré
nadmerne opotrebováva stykové plochy.
g) Chýba inšpekčný otvor na kontrolu ozubenia
Na spojke nie je možné pri bežnej plánovanej kontrole určiť stav opotrebenia
ozubenia, pretože ho nevidno. Pre kontrolu zubov je nutné demontovať celé tesniace veko.
h) Predlžuje sa prevádzkovanie aj po uplynutí životnosti spojky
Pri danej skupine žeriavov, ktoré pracujú v ťažkej hutníckej prevádzke, norma
odporúča výmenu zubových spojok každých 1,5 roka. Z dôvodu vysokej ceny náhradných
dielov sa však vymieňajú, až keď dôjde k ich poruche. [5]
i) Priečenie žeriava
Priečenie žeriava má za následok viacero faktorov:
- os kolies sa neotáča kolmo voči žeriavovej dráhe,
- rozdielne otáčky hnacích motorov,
- nerovnosť žeriavovej dráhy,
- bremeno sa pri pojazde nenachádza v strede,
- náhle zmeny hmotnosti bremena.
3. Záver
Zariadenia pracujúce v hutníckom priemysle sa zaradzujú medzi stroje vo veľmi
ťažkej prevádzke najmä z dôvodu zvýšenej prašnosti a vysokých teplôt. Aby tieto strojné
súčasti plnili svoju funkciu, na ktorú boli skonštruované, bez poruchy, je nutné dodržiavať
normou stanovené výmeny, prehliadky a predpisy.
Pri písaní príspevku sa zistilo viacero nedostatkov, kvôli ktorým dochádza k
poruchám. Tieto nedostatky bližšie popisuje druhá kapitola a je potrebné venovať im náležitú
Ak dôjde v prevádzke k poruche spojky, vznikajú prestoje a náklady na výrobu sa
zvyšujú. Údržba vzhľadom na skrátenie času potrebného na odstránenie poruchy a
opätovného uvedenia žeriavu do prevádzky rieši niekedy poruchy neštandardným postupom.
Keďže tieto žeriavy boli navrhnuté pred vyše polstoročím, nachádzajú sa na nich aj
iné časti, na ktorých je možné aplikovať rôzne zlepšenia. Cieľom týchto riešení má byť okrem
znižovania počtu prestojov, redukcie času pri oprave poruchy a zvyšovania bezpečnosti aj
súčasne znižovanie energetickej náročnosti mostových žeriavov.
Tento príspevok vznikol v rámci riešenia grantového projektu VEGA 1/0356/11 Inovačné
procesy v konštrukcii pohonných jednotiek dopravných prostriedkov, strojov a optimalizácia
materiálových tokov a logistiky za účelom úspory energie a zvýšenia spoľahlivosti pre
aplikačné potreby v praxi.
4. Literatúra
[1] DRAŽAN, František - KUPKA, Ladislav: Jeřáby. Praha: SNTL - Nakladatelství Technické
Literatury, 1968. 664 s. DT 621.873.
[2] BOLEK, Alfréd - KOCHMAN, Josef a kol.: Části strojů. Praha: SNTL - Nakladatelství
Technické Literatury, 1989. 776 s. DT 621.81.
[3] MAŠEK, Antonín - NĚMEC, Adolf: Spojky. Bratislava: Slovenské vydavateľstvo technickej
literatúry, 1963. 228 s. DT 621.825
[4] MÁLIK, Ladislav - MEDVECKÝ, Štefan a kol.: Časti a mechanizmy strojov. Žilina: EDIS,
2003. 535 s. ISBN 80-8070-043-5.
[5] STN 02 6295: 1974, Zubové spojky: Všeobecná ustanovení.
[6] BOLEK, Alfréd a kol.: Hřídelové spojky. Praha: SNTL - Nakladatelství Technické
Literatury, 1967. 532 s. DT 621.825.
Recenzent: doc. Ing. Karol KUBÍN, CSc.
Martin ŠIMA, Jozef KUĽKA14
Kľúčové slová: zubová spojka, mostový žeriav
Abstrakt: Vtomto príspevku sa navrhujú konkrétne konštrukčné riešenia s cieľom
minimalizovať počet porúch na zubovej spojke ZSD 11. Sú navrhnuté 3 konštrukčné
modifikácie a 2 alternatívne riešenia namiesto použitia zubovej spojky. Pri každej konštrukčnej
modifikácii, alebo alternatívnom riešení sú popísané výhody a nevýhody, hľadá sa optimálne
riešenie. Výsledkom práce je vybraná konštrukčná úprava s pevnostnými výpočtami a jej
aplikácia do praxe.
1. Úvod
Príspevok je rozdelený na dve podkapitoly. V prvej podkapitole sú navrhnuté 3
konštrukčné modifikácie s cieľom eliminovať poruchovosť spojky, skrátiť čas pri výmene
spojky alebo ochrániť ostané časti pohonu pred poškodením. Dôvodom konštrukčných úprav
je tiež úspora nákladov pri prevádzke mostových žeriavov a eliminácia rizík spojených s
výmenou poškodenej spojky. V druhej podkapitole sa navrhuje použitie iného typu spojky a
inovácia pohonu mosta mostového žeriava.
Obr.1. Konštrukčná úprava č.1
2. Modifikácie úpravy konštrukcie spojky
a) Konštrukčná úprava č.1
Pri úprave spojky č.1 (Obr. 1) sa berie do úvahy, že samotná objímka váži 430 kg a
ťažko sa s ňou manipuluje. Podľa výkresovej dokumentácie firmy sa objímka skladá z troch
častí, ktoré sú navzájom zvarené ako jeden celok, navrhuje sa preto prírubové spojenie
týchto častí. Spojka sa takto bude môcť montovať a demontovať pomocou spojenia alebo
Ing. Martin Šima, doc. Ing. Jozef Kuľka, Ph.D., Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra konštruovania,
dopravy a logistiky, Ústav konštrukcie strojov a zariadení, Letná 9, 040 01 Košice, Slovenská
republika, tel.: +421 55 602 2355, e-mail: [email protected]
rozpojenia prírub a tesniace veko sa môže pripevniť k objímke zváraným spojom. Zároveň sa
dosiahne rozloženie celkovej hmotnosti objímky a jej najťažšia časť (stredná časť s dvoma
prírubami) bude vážiť 235 kg, čo umožní aj ľahšiu manipuláciu.Ďalej sú navrhnuté dva
inšpekčné otvory (veľkosti M 24), ktoré budú slúžiť na vizuálnu kontrolu ozubenia. Na
pôvodnej spojke bez úprav otvory chýbajú a nie je možné určiť v akom stave je ozubenie.
Inšpekčný technik pri plánovanej kontrole spojky pomocou inšpekčnej kamery určí stav
opotrebenia zubov. Tieto otvory zároveň budú slúžiť na vypúšťanie, dolievanie a kontrolu
hladiny oleja.
Pri pôvodnom usporiadaní spojky bolo potrebné použiť množstvo oleja na mazanie,
pretože jeho hladina sa rovnomerne ustálila na dne objímky. Ak sa v mieste prírubového
spojenia vloží plech, dosiahne sa tým výrazná redukcia množstva oleja. Olej sa teda nebude
nachádzať v strede objímky, kde bol zbytočný, nakoľko jeho hlavnou úlohou je mazanie
zubov objímky a náboja v mieste dotyku.
Tab. 1. Výhody a nevýhody návrhu č. 1
Výhody riešenia č. 1
Nevýhody riešenia č. 1
inšpekčný otvor na kontrolu stavu nutné použitie inšpekčnej kamery na kontrolu
redukcia množstva oleja
napriek ľahším jednotlivým častiam náročnejšia
hmotnosť najťažšieho dielu 235 kg montáž vnútornej časti spojky spolu s privareným
oproti pôvodným 430 kg
tesniacim vekom k časti objímky
ľahšie manipulácia z dôvodu nižšej väčšie celkové rozmery (najväčší priemer Ø700
hmotnosti jednotlivých častí
oproti pôvodným Ø500 )
2. Úprava spojky č.2
Pri druhom návrhu (Obr. 2) sa vychádza z najčastejšej poruchy t.j. odtrhnuté tesniace
veko a následné zosunutie. Odtrhnuté skrutky ostanú zaskrutkované v tele objímky a je
nutné ich vyvŕtať, čo je náročné najmä z časového hľadiska. Aby žeriav nevypadol z
prevádzky, údržba to rieši neštandardným spôsobom, t.j. privarí tesniace veko k objímke.
Navrhuje sa preto pripevniť veko k objímke spojky pomocou prírub. Jedna príruba sa
privarí k veku, alebo sa vyrobí už s vekom ako jeden kus. Druhá sa privarí k objímke,
nakoľko vyrobiť objímku už s prírubou je náročné.
Obr.2. Úprava spojky č. 2
Aby nedochádzalo počas prevádzky k zosunutiu, údržba privarí k náboju spojky
skrutku, maticu alebo kus plechu (Obr. 3), čím sa zvýši odolnosť veka voči odtrhnutiu. Takéto
riešenie nie je ideálne, nakoľko vzniká nerozoberateľný spoj.
Medzi hlavné výhody úpravy č.2 patrí:
• zvýšenie odolnosti voči ťahu,
• výrazná časová úspora pri odtrhnutí skrutiek,
• eliminácia rizík spojených s výmenou odtrhnutých skrutiek.
Obr.31. Poistenie tesniaceho veka voči odtrhnutiu v praxi
Pri druhom návrhu sa dvojnásobne zvýši odolnosť tesniaceho veka voči odtrhnutiu
(namáhanie ťahom).
c) Jednoduchá spojka ZS 9
V tomto riešení sa navrhuje použitie dvoch jednoduchých spojok s vloženým
drážkovaným hriadeľom (Obr. 3). Jednoduché spojky sú typu ZS 9. Sú lacnejšie, používané
u žeriavov nižších nosností. Drážkovaný hriadeľ má v strede zápich tvaru D. Hlavným
dôvodom zoslabeného miesta na hriadeli je ochrana ostatných častí pohonu. Ak dôjde k
ulomeniu hriadeľa, predpokladá sa, že to bude práve v jeho zoslabenom mieste. Pri oprave
sa vymení len poškodený hriadeľ, čím sa dosiahne úspora času a nákladov na ND. Hlavým
prínosom tohto riešenia je predchádzanie rozsiahlejším poruchám na pohone.
Obr.4. Zubová spojka ZS 9
Výhody návrhu:
- nižšia hmotnosť jednotlivých dielov - ľahšia montáž,
- nižšie náklady na náhradné diely,
- zmena kritického miesta na pohone,
- ochrana ostatných častí pohonu,
- kratší čas potrebný na výmenu spojky pri poruche.
Výpočtom bolo dokázané, že spojka pevnostne vyhovuje požiadavkám pohonu.
3. Alternatívne riešenia nahradenia spojky ZSD 11
a) Kĺbová spojka
Nakoľko stav žeriavových dráh, uloženie prevodovky a kolies na rôznych základoch
a iné faktory spôsobujú poruchy zubovej spojky, hľadal sa iný typ spojky, ktorá by dokázala
pracovať s menšou poruchovosťou. Za najvýhodnejšiu alternatívu dvojitej zubovej spojky
ZSD 11 sa považuje použitie kĺbovej spojky.
Je výhodné použiť ich najmä, ak nie je jednoduché zabezpečiť súosovosť spájaných
hriadeľov, čo je presne uvádzaný prípad. Umožňujú uhlové výchylky hriadeľov. Aby sa
zabezpečili aj dilatačné odchýlky, navrhuje sa spojka v kombinácii s drážkovaným hriadeľom.
Hlavnou nevýhodou kĺbových spojok je nerovnomerný chod hnaného a hnacieho
hriadeľa, táto nevýhoda sa odstráni použitím dvoch kĺbových spojok. Nerovnomernosť chodu
sa potom prejaví len na spojovacom hriadeli, ktorý by mal byť čo najľahší z dôvodu účinku
zotrvačných síl - platí najmä pre vysoké otáčky. [1]
Ako vhodná náhrada pôvodnej spojky sa vybrala dvojitá kĺbová spojka typu 390.65 (
Obr.4. Kĺbová spojka 390.65 [6]
oločnosti Spicer Gelenkwellenbau GmbH. Spojka prenáša maximálny krútiaci
moment M k = 90000 N .m , čo je o porovnateľné so spojkou ZSD 11 ( M k = 91000 N .m ). Je
stavaná na krátkodobé preťaženie o 30% oproti M k . [2]
Lz [mm]
Tab.2. Rozmery kĺbovej spojky 390.65 [2]
ØG[mm] ØM[mm] ØS[mm] W-DIN 5480
Keďže v uvedenom prípade spojka pracuje v prašnom prostredí, je nutné jednotlivé
kĺby a taktiež drážkovaný hriadeľ chrániť napríklad obručou z gumy, čím sa dosiahne
zvýšenie životnosti spojky.
b) Delený pohon
Najjednoduchším riešením by bolo použitie dvoch nezávislých elektroprevodoviek na
pohon jednej strany mostu žeriava so vstavanou brzdou. Takéto riešenie by vyžadovalo
určité konštrukčné úpravy na oceľovej konštrukcii žeriava. Hlavnou výhodou je redukcia
počtu použitých dielov, keďže výstupný dutý hriadeľ elektroprevodovky je priamo spojený s
pojazdovým kolesom. Nakoľko elektroprevodovka sa skladá z elektromotora, prevodovky a
brzdy, pri poruche jednej z týchto častí údržba vymení celú elektroprevodovku, čím sa
dosiahne výrazné skrátenie času opravy. V porovnaní s pôvodným usporiadaním pohonu sa
redukuje počet použitých dielov. Ďalšou výhodou je, že elektroprevodovky vyrovnávajú
lepšie rozdiely v otáčkach, (vplyvom rozdielneho priemeru pojazdových kolies) ako zubové
spojky s pevnou mechanickou väzbou. Na reguláciu rýchlosti pohonu odporúčame použitie
frekvenčných meničov. Nevýhodou na realizáciu takéhoto druhu pohonu sú vysoké náklady.
Pre daný typ mostového žeriava vyhovuje plochá elektroprevodovka firmy NORD.
(Obr. ). Typ: SK 10382-225S/4. S parametrami: Výkon motora: P = 37 kW, výstupné otáčky:
n = 10 ot/min , prevodový pomer: i = 140,41, moment na výstupe: M = 35334 N.m. Chyba!
Nenalezen zdroj odkazů.
Obr. 5. Plochá elektroprevodovka SK 10382-225S/4 [3]
4. Záver
V druhej časti príspevku sú navrhnuté konštrukčné zmeny na zubovej spojke ZSD 11
s cieľom zníženia počtu porúch, jednoduchšej výmeny pri poruche ako aj zvýšenie
bezpečnosti práce. Navrhli sa 3 konštrukčné modifikácie, z ktorých bolo vybrané najlepšie
riešenie s cieľom aplikovať ho do praxe. Konštrukčnú úpravu č. 3 (Jednoduchá spojka ZS 9)
bola prevádzkovateľom žeriava považovaná vzhľadom k uvedeným výhodám ako
najvhodnejšie riešenie s veľkým predpokladom pre aplikáciu v praxi. Pri nej sa predpokladá
nižšia poruchovosť samotnej spojky a taktiež kratší čas pri oprave poruchy.
V príspevku je tiež navrhnuté použitie iného typu spojky - dvojitá kĺbová spojka, ktorá
by dokázala lepšie plniť požadované funkcie jednotlivých častí pohonu. Sú to najmä väčšie
uhlové, axiálne a radiálne odchýlky spájaných hriadeľov, kde je náročné dodržať ich presnú
súosovosť, keďže hnacia a hnaná časť nepracujú na rovnakom základe. Takisto sa
pojednáva o inovatívnom riešení, konkrétne deleným pohonom elektroprevodovkou so
vstavanou brzdou, čím sa dosiahne redukcia množstva použitých náhradných dielov.
Tento príspevok vznikol v rámci riešenia grantového projektu VEGA 1/0356/11 Inovačné
procesy v konštrukcii pohonných jednotiek dopravných prostriedkov, strojov a optimalizácia
materiálových tokov a logistiky za účelom úspory energie a zvýšenia spoľahlivosti pre
aplikačné potreby v praxi.
5. Literatúra
[1] MAŠEK, Antonín - NĚMEC, Adolf: Spojky. Bratislava: Slovenské vydavateľstvo technickej
literatúry, 1963. 228 s. DT 621.825.
[2] Cardan Shafts for Industrial Applications. [online]. [cit. 2012.03.11.] Dostupné na
internete: http://dana.com/offhighway_systems/products/IndustrialCatalog.pdf
[3] [online]. [cit. 2012.03.20.] Dostupné na internete:
[4] MÁLIK, Ladislav - MEDVECKÝ, Štefan a kol.: Časti a mechanizmy strojov. Žilina: EDIS,
2003. 535 s. ISBN 80-8070-043-5.
[5] STN 02 6295: 1974, Zubové spojky : Všeobecná ustanovení.
[6] BOLEK, Alfréd a kol.: Hřídelové spojky. Praha: SNTL - Nakladatelství Technické
Literatury, 1967. 532 s. DT 621.825.
Recenzent: doc. Ing. Karol KUBÍN , CSc.
Key words: control unit, data field, engine management
Abstract: Modern control systems of four stroke gasoline engine require the constant
distribution of operational information and, therefore, it is necessary to constantly monitor
correctness of these data. To serve this purpose specialized software modification, which
allows data fields loading and the subsequent tools for drawing on the permissible extent.
Correct editing of the box data contribute to a quicker and correctly distributions actived
1. Introduction
As the impact of the final engine performance when debugging engine management
four-stroke petrol engine depends not only on the structure of the primary fuel map, it is
important to give due attention to the associated data fields. Design of control units of
modern powerful petrol engines differ only structure control algorithms, but also modifying
the assigned software.
Obr.1. Hexadecimal data format of motorcycle KAWASAKI KX450F
Adapting engine management when high gasoline engines mostly done by editing the
data field. Only a small amount of specific cases, there is an exchange of one electronic
component circuit board controller. Most mass-produced systems engine management
racing motorcycles are designed with high demands on speed and range of data processing.
These vehicles are equipped with special systems, ensuring comfort and exceptional safety
conditions, and therefore their activity is mainly focused on achieving maximum performance
parameters. The control algorithms are characterized by considerable complexity and mutual
traceable and therefore not very necessary for the exchange of specialized control systems
Sophisticated ability to edit data fields with an active connection to the functionality of
the sensors and actuators requires the use of specialized modification programs. The paper
was used user interface programs WinOLS 1.721.
2. The structure of the data fields of the control unit
Ing. Roman Tonhajzer Strojnícka fakulta, TU Košice, Katedra konštruovania, dopravy a logistiky,
Ústav konštrukcie strojov a zariadení, Letná 9, 040 01 Košice, Slovenská republika, tel.: +421 55 602
2355, e-mail:, [email protected]
Management engine management specified machine code that defines the specific
tasks of the control program. The microprocessor control unit uses a combination of their
activity to elementary binary digits 0 and 1. The management of operations management
software works with numerical combinations in hexadecimal. Using the data in this form is
determined by the individual data fields in the memory controller. When editing the control
program, it is important to know the continuity hex (hex) and the decimal system (dec.)
Control ECU program uses hex format consisting of 16 characters used the numbers 0 to 9
and capital letters A to F.
When you edit basic data fields fuel injection, ignition advance, or input data is an
important transformation temperatures editing software from hexadecimal to decimal data.
Many professional modification programs offer the opportunity to transfer with simple
settings. If not bidding program menu option allows a simple calculator operating system
Windows. In this thesis, we identify and editing data fields also use modifier WinOLS
software. This software is very well known in the automotive chip tuning, but when loading
data in appropriately selected format you can work with different kinds of motorcycle control
Program WinOLS working primarily used formats bin, hex, ols, olsx, s19, BdmToGo,
vSpire, and after correcting for formats HONDA KAWASAKI E2P and KSD. In view of the
data controller, the structure information in a variety of proposed concepts and therefore
each manufacturer selects a mode other data structure. Sophisticated modification programs
allow accurate allocation of functional data fields from EPROM and their subsequent
modification correct. All the necessary information required correcting and rapid response
engine management are addressed so that the controller worked only with correct data.
Specific address information is for the data in the array data to the relevant row and column.
These addresses are given in hexadecimal.
Obr. 2. Convert the hex and decimal format
A very important element in the adjustment of the control program is to keep the
checksum, often called a checksum. This checksum is used primarily to control the integrity
of stored data in memory EPROM / EEPROM. Checksum algorithm is used for the accuracy
of the data. Manufacturers serial controllers use the checksum and for restricting access to
data fields. Advanced User Interfaces editing programs allow corrections checksum
calculation to the extent that the resulting value corresponded to the requirements of the
controller. Original numerical values of the control program may not directly reflect actual
values (for example, the value of injection), but can be used for subsequent calculation of the
actual value. In the design of data is necessary to know the computational algorithm, which is
embedded in the source code.
Obr.3. Automatic update checksum
For improving the performance parameters is important to compile the optimum data
fields. Individual data fields are interrelated and influence each other. What is important is the
link between the input and output parameters engine management. The control unit allows to
some extent to correct those interactions and adjusted output values. Engine management is
able to edit the output values based on relations that are defined in two-dimensional or threedimensional data fields.
Obr.4. Listing data fields motorcycle KAWASAKI KX 450F
These data fields are called data and maps for increasing performance requirements,
and increase the efficiency of the combustion process are the most important data fields:
- data fields fuel injection
- data fields ignition advance,
- data fields Boost pressure control,
- data fields ancillary systems (EGR, NOS, etc..)
- data fields of sensors and actuators.
3. Conclusion
Modern control systems, four-stroke petrol engine requires continuous distribution of
correct operational information, and therefore it is necessary to constantly check the
accuracy of the data. To serve this purpose specialized software WinOLS 1721 modifier,
which allows reading out data field sensing members and their subsequent editing to the
extent available. Correct editing data field contributes to a faster and fairer distribution
sensed values, and thus increases the effectiveness of motormanažmentu racing petrol
4. Literature
[1] BOSCH.: Motormanagement ME-Motronic. Stuttgart 1999. ISBN 3-934584-16-0.
[2] WALKER,D.: Engine management. Yeovil: Haynes Publishing 2001. ISBN 9781859608357.
[3] Kawasaki KX Racing Software: KAWASAKI HEAVY INDUSTRIES 2011. Part No. 999290292.
[4] Motorcycle service manual Kawasaki KX 450F: Kawasaki Heavy Industries 2009. Part
No. 99924-1410-02
Recenzent: doc. Ing. Jozef Kuľka, PhD.

zdvihací zařízení v teorii a praxi - Institut dopravy