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PRESENTACION COMPLETA

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Emiliano Marini

on 22 August 2014

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Transcript of PRESENTACION COMPLETA

DATOS DE INICIO
Según CMAA 70 este tipo de puentes grúas pueden usarse en instalaciones como centrales eléctricas, nucleares, cuartos de turbinas, cuartos de motores y estaciones de transformación, en los que se requiere un manejo preciso del equipo a bajas velocidades, con periodos intermedios entre izados

CÁLCULO Y DISEÑO DEL CARRO
Datos necesarios:
Capacidad de Carga
Grupo o Clase de grúa

Selección del Aparejo

Cálculo y selección del cable
Datos iniciales


Determinamos Tracción máxima del cable
Obtenemos un diámetro estimado del cable

Considerando un Coef. de seguridad C. y adoptando un cable
IPH GPC de ALTA PERFORMANCE
( 220 Kg/cm2)
Verificamos según FEM

Adoptamos un D. cable = 38 mm, el cual verifica teniendo en cuenta la norma FEM y el decreto 351 Art. 118 punto 5 que nos dice que para cables izadores el Coef. de Seg. es 6.
Diseño preliminar del tambor
Por diseño utilizaremos dos tambores iguales y opuestos a ambos lados del reductor de elevación. Los dos tambores tendrán hélice en sentidos opuestos, una derecha y otra izquierda. El diámetro mínimo recomendado es de 24 veces el diámetro del cable. Pero a fin de compactar el largo de los tambores, adoptaremos 40 veces el diámetro.

D. tambor = 40 x D. Cable = 152 cm

Determinación de la cantidad de espiras

n = Long elevacion x 6 + 2 espiras

π x Dt

Distancia entre las gargantas

s = D. cable x 1,15

Largo de enrollamiento del tambor


Lt = n x s

Espesor de los tambores

Analizando los esfuerzos de:

COMPRESIÓN

FLEXIÓN


Despejamos el espesor de las ecuaciones de cada solicitación y adoptamos el mayor, sumándole 4 mm para el mecanizado.
Determinamos la potencia para la máxima elevación

Selección del motor de elevación
N = ( Q + P aparejo + P cable ) x Vel. elev
60 x 75 x η red x η tamb x η apa

Par motor necesario

M = 716.2 x N / n
Adoptaremos:
Marca: WEG
Modelo: B3D
Carcaza: 355M/L
Potencia: 330 Kw
Par Nominal: 2108.42 Nm
Revoluciones: 1490 rpm
Características eléctricas: 380 V 50 HZ

Determinamos la velocidad radial de cada tambor

Selección del reductor de elevación
Vel radial tamb = Vel. elev. x Cant ramales
2

Por cada vuelta del tambor, se enrollan

Cpt = Dt x π = 4.77 m de cable
Adoptaremos reductor PARAMAX serie 9000

PHD 9126 P4 BB 160

P- Paramax
H-Montaje horizontal
D-Carcasa dividida
9126-Tamaño
P-Ejes paralelos
4-Cuadruple reducción
160-Relacion nominal de reducción

La velocidad del tambor será

n tambor = Vel radial tamb = 8.79 rpm
Cpt
Por lo que, la relación real de reducción sera:

i real = n motor = 169.40
n tambor
Para nuestro caso seleccionamos un reductor PARAMAX serie 9000.
Se debe tener en cuanta el factor de servicio SF que para nuestro caso SF = 1
A la hora de seleccionar un reductor, adoptamos uno el cual la
i real reductor < i real tambor, por lo que habrá que modificar el tambor a uno de menor diámetro, pero no es problema tras que estamos cubiertos, al haber tomado el Ø tambor 40 veces mas que el Ø del cable
Una vez seleccionado el reductor, se procede a verificarlo térmicamente, para ver si con la variación de la temperatura mantiene la potencia necesaria, como asi tambien verificar que las fuerzas radiales no superen la admisible en los ejes de salida del reducto.
Corrección del diámetro primitivo del tambor
Nº de revoluciones del tambor
n tamb = n motor = 9.56 rpm
i real
Enrollamiento de cada vuelta del tambor
C p t = Vel radial tamb = 4352.33 mm
n tambor
Diámetro primitivo del tambor
D primitivo = C p t =1385 mm
π
Cantidad de espiras del tambor de enrollamiento
Largo de enrollamiento del tambor
n = Long elevación + 2 = 59.1 mm
π x D primitivo
ADOPTAMOS
60 espiras
Lt = n x s = 2622 mm
Diámetro interior y exterior
di = D primitivo - D cable - 2 x espesor 1257mm
Inclinación de la hélice del cable
Tg ß = s = 0º 34'
π x D primitivo
Estimación del espesor de los flancos del tambor
de = D primitivo - 2 x a = 1375 mm
Los costados del tambor son solicitados a flexión por la componente que resulta de la inclinación de los cables. Esta componente puede ser estimada en un 10% de la tracción del cable. El esfuerzo a la flexión de los costados se calcula:
σ f = 1.44 x ( 1 - 2/3 x D medio / D cubo ) x Carga estimada
Espesor^2
Por cálculo, nos da un Esp. 3/4", pero adoptamos chapas de 2 " tanto por cuestiones constructivas como asi tambien por aspecto de los tambores de enrollamiento
Acoplamiento para el tambor ( TIPO BARRILETE )
Cálculo del momento de giro en el acoplamiento
Este tipo de acoplamiento se utiliza en mecanismos de elevación para unir el tambor del cable con el eje de salida del reductor. Entre sus ventajas se encuentran la de conseguir un asiento estáticamente determinado y evitar con ello la presencia de elevados momentos flectores, además permite compensar defectos de desalineación. Teniendo en cuenta que dicho acoplamiento absorbe desplazamientos axiales, en el otro extremo del tambor deberá preverse un rodamiento oscilante fijado lateralmente.

M max = N max x 955 x K 1
n
M max = S r x D primitivo x K 1
2
S r = Q + P aparejo + P cable
i x K 2
Con estos valores y teniendo en cuenta : la carga radial calculada previamente y que el diámetro del eje de salida del reductor es de 300mm , adoptamos un acoplamiento
M max=Momento de giro máximo en el acoplamiento en Nm
N = potencia máxima de accionamiento
Sr= tiro estático en el tambor, incluido rendimiento de cables y poleas en Kg
n: rpm del tambor
Dp: Diámetro primitivo del tambor
K1: Factor de servicio K1=1.12 (para DIN 15020 grupo 1Bm –Tabla N°1 SPM 03 pag 037




K2: Factor de servicio K2=0.93 (tabla N°2 SPM03 pag 038 reducción de polipasto de 0.93)
Puesto que tendremos dos tambores dispuestos simétricamente respecto de salida del reductor, utilizaremos dos acoplamientos , uno por tambor , cada uno de los cuales debe estar dimensionado para transmitir la mitad de la potencia requerida.
M max = S r x D primitivo x K 1 = 17467.53 daNm
2
Marca : Miguel abad
Modelo : ART PLUS
Tamaño:300
Par torsor : 39000 daNm
Brida para acoplamiento del tambor
De acuerdo al acoplamiento adoptado utilizaremos una brida S/cat M.Abad
Tipo: Art plus
Tamaño: 300
Calculo del eje del extremo del tambor
Debido a la reducida longitud entre el apoyo y el punto de aplicación de la carga en el extremo del tambor, consideramos al eje sometido solamente a esfuerzo de corte.
Consideramos que la carga radial máxima la tendremos aplicada, para el más desfavorable de los casos, en el extremo del tambor, del lado del eje.
I xx = π x d^4 490.87 cm^4
64

Adoptando un diámetro "d" de 100mm=10cm, se tiene:
Según CMAA, el esfuerzo de corte no debe superar σu
(5 x √3)
S x = 2 x (r^2)^2/3 = 117.85 cm^3
3

τ = F x Sx = 563.26 Kg/cm^2
Ixx x d

EL DIÁMETRO ADOPTADO VERIFICA
Rodamiento del tambor
De acuerdo al catálogo general de SKF, seleccionamos el tamaño del rodamiento utilizando la capacidad de carga estática C0, porque se producen las siguientes condiciones:
El rodamiento es estacionario ( Puente grúa Clase I) y está sometido a cargas continuas o intermitentes
El rodamiento efectúa lentos movimientos de oscilación o alineación bajo carga
El rodamiento gira bajo carga a velocidades muy bajas (menores a 10 rpm , en nuestro caso el tambor gira a 8.5 rpm )

Carga radial Fr = 230.07 KN
Carga Axial Adoptamos un 15% de la carga radial = 34.51 KN
P 0 = F r + Y0 x F a ≈ 300 KN
Con este valor calculamos el factor de seguridad estático. SKF aconseja en el caso de rodamientos de rodillo a rotula un valor de S0 en funcionamiento normal S0 >1.5.


Verificamos So = Co / Po = 1.63 > 1.50 VERIFICA

La vida util de este rodamiento, a la hora de realizar los cálculos, nos da 6200 hs.
La norma fija que los rodamientos deben ser cambiados a las 1250 hs de funcionamiento, pero consideramos que es muy baja para nuestro puente grúa. por lo que nos quedamos con este rodamiento.

ADOPTAMOS: RODAMIENTO TIPO RODILLOS A ROTULA SKF 22220E
( con agujero cilíndrico)
Acoplamiento Motor –Reductor elevación
Adoptamos un acoplamiento de engranajes , doble compensador , fabricado en acero 4140 bonificado y nitrurado a 45-50 Hrc.

Torque motor : 216.30 Kgm=2121.19 Nm

Marca: TECNON
Modelo: TADF/A
Tamaño: 103
Torque: 12094 Nm
Hp/100 rpm: 172
Diámetro max del eje : 105 mm
Peso : 37 Kg
Por razones diseño adoptamos dicho acoplamiento
Freno de elevación
Siendo el par motor máximo el del motor: C p = 2108.42 Nm

ADOPTAMOS EL SIGUIENTE FRENO DE DISCO - TURBEL ELECTROHIDRAULICO

Pinza: FPT-3
Turbel: 806
Potencia: 270 VA
Reacción en el eje: 9900 N
Diámetro del disco: 550 mm
Par de Frenado: 2180 Nm

Selección de Poleas
POLEAS DE REENVIO
D ≥ Dcable x h1 x h2
Donde:
h1 = coeficiente dependiente del grupo en el que está clasificado el sistema de elevación = 20








h2 = coeficiente de mayorización de h1, 1.25

Por Catalogo Miguel Abad

D ≥ 38 x 20 x 1.25 = 950 mm

Verificamos la relación D/d

Según la norma CMAA 70, esta relación de diámetros, D/d ≥ 16

Como la polea recomendada por MIGUEL ABAD es muy grande, adoptamos otra menor. Siempre cumpliendo con lo que dice la norma CMAA

ADOPTAMOS POLEAS DE REENVIO:

Material forjado,perforado
Calidad C45 o 42CrMo4
Bonificado volumetrico
Endurecido superficial 300-320 HBr

POLEA COMPENSADORA
D ≥ Dcable x h1 x h2
Donde:
h1 = coeficiente dependiente del grupo en el que esta clasificado el sistema de elevación = 16
h2 = coeficiente de mayorizacion de h1; h2 = 1.25
Por Catalogo Miguel Abad

D ≥ 38 x 16 x 1.25 = 750 mm

Según recomendación de la norma CMAA, el diámetro de la polea compensadora no debe ser menor que la mitad del diámetro de las poleas de reenvió

D polea compensadora ≥ (D polea reenvio)/2 = 800mm/2 = 400 mm

Verificamos la relación D/d

D/d = 750mm/38mm = 20 Segun norma CMAA D/d≥16.

De la misma manera que la polea de reenvío , la recalculamos, adoptando la polea de diámetro inmediato superior:
ADOPTAMOS POLEA COMPENSADORA:
Material forjado,perforado
Calidad C45 o 42CrMo4
Bonificado volumetrico
Endurecido superficial 300-320 HBr

Selección de Ruedas
Las Normas DIN establecen las siguientes fórmulas para determinar el diámetro de rodadura Dn.
Dn = Rm
Plím x b x C1 x C2
DONDE:
Dn : diámetro de la rueda en banda de rodadura (mm)
Plím : tensión limite del material utilizado (N/mm2)
b: ancho efectivo del riel (mm)
C1: coeficiente que depende de la clase de mecanismo
C2: coeficiente en función de la velocidad de rotación de la rueda
Rm : reacción media sobre la rueda (N)

La máx. reacción de la viga del lado del reductor sobre la rueda del carga nominal será:
2 x Rmax = Ccarga + Ptambor + Pcable + Ppoleas + Paparejo + Preductor + Pacople + Pmotor
2
La mínima reacción de la rueda de la viga del lado del reductor sin carga será:
2 x Rmax = Ptambor + Pcable + Ppoleas + Paparejo + Preductor + Pacople + Pmotor
2
La reacción media sera:
R media = 2 x R max + R min
3
Adoptamos de la tabla Nº 1 la presión límite
Adoptamos el valor del ancho efectivo del riel, de la tabla 2, para riel tipo BURBACH A100 según DIN 536
Adoptamos de la tala Nº 3 el valor del coeficiente C1, que depende del grupo de mecanismo DIN M4
DETERMINAMOS:

Diámetro de la rueda en banda de rodadura
Velocidad de rotación, considerando la velocidad del carro
ω = V traslacion del carro = 7.17 rpm
π x Dn
Con este valor, entrando en la tabla 4 de Miguel Abad, y volvemos a seleccionar el Coef. C2
RECALCULAMOS Dn con los valores:
Rm = reacción media sobre las ruedas (N)
b = ancho efectivo del riel (mm)
C1: coeficiente que depende de la clase de mecanismo = 1.12
C2: coeficiente en función de la velocidad de rotación de la rueda = 1.14

Dn efectivo = 583.84 mm

ADOPTAMOS

Serie Nº = MA1 630 H
Dr = 630mm
Rodamiento: 22328 CW33
Material: ASTM A27 60/30
Motorreductores de traslación
POTENCIA DE RÉGIMEN
N r = ( Q+Pc ) x w x Vc = 6.94 CV
75 x η
w = resistencia a la rodadura para ruedas montadas sobre rodamientos en kg/Tn de reacción=7,0Kg/Tn [Según tabla 41 - SPM 03 - Pag. 41 ]
Vc = velocidad del carro = 15 m/min = 0,25 m/seg
η = rendimiento mecánico = 0,9
Pc = Peso del carro = 68000 Kg
POTENCIA NECESARIA DE ACELERACIÓN
N a = ( Q+Pc ) x Vc^2 x β = 15.19 CV
g x ta x 75 x η
Na: potencia necesaria de aceleración
g: aceleración de la gravedad
ta = tiempo de arranque (s/ tabla Nº 69, pág. 059 SPM-03) = (Aproximado) 2 seg
β = coeficiente que tiene en cuenta las masas en rotación, [SPM-03, pág. 059] = 1,2
POTENCIA NOMINAL NECESARIA SERA
N nom = N r + N a = 13.02 CV = 9.7 Kw
1.7

Nº DE VUELTAS QUE GIRAN LAS RUEDAS SERA
n ruedas = Vc = 7.58 rpm
π .Dr
Puesto que utilizaremos dos ruedas motrices, con un reductor acoplado a cada una de ellas, la energía requerida para la translación estará repartida entre dos unidades separadas.
n motor = 1470 rpm
SELECCIÓN DE MOTORREDUCTORES
Determinamos el factor de servicio para esta aplicación (grupo I) SF=1.30

LA POTENCIA EQUIVALENTE DE LA TRANSMISIÓN SERÁ
N e = N nm x SF = 6.305 Kw
RELACIÓN DE TRANSMISIÓN REQUERIDA
i teórica = (n entrada)/(n salida)= 1470/7.58 = 193.87
CÁLCULO DEL MOMENTO TORSOR
M=9.55 N e / (n salida) = 7943.63 Nm
BUSCAMOS UN MOTORREDUCTOR CON LAS SIGUIENTES CARACTERISTICAS
n motor = 1470 rpm
n salida reductor = 7.58 rpm
N motor = 6.305 KW
Momento torsor = 7943.63 Nm
Relación de trasmisión (i) = 193.87

Como no hay un motoreductor que cumpla con nuestros requisitos, adoptamos uno de mayor potencia con el fin de, por medio de un variador poder conseguir la velocidad de salida del reductor y en consecuencia la velocidad de traslación necesaria. Tenemos en claro que al reducir la velocidad del motor, disminuirá su potencia efectiva, pero al estar sobredimensionados no nos perjudica.
• Adoptamos un FRENO BM15. (PAG 552 CATALOGO SEW)
• Adoptamos 2 motoreductores de la marca SEW con la siguiente nomenclatura

FA127 DV132ML4/BM15

Selección de los paragolpes del carro
Método de selección según Galvi (fabricante de bumpers) y tomando en cuenta la norma CMMA 70 - 4.14 -

Utilizaremos un método gráfico, considerando los siguientes datos:

• Velocidad del carro: 15 m/seg

• Peso del carro: +/- 68 tn

Entramos al siguiente gráfico y determinamos la
E
nergía inducida en los soportes:

Por lo que por medio del siguiente grafico determinamos la medida del paragolpe necesario teniendo en cuenta una absorción de la energía de mismo mayor al 40% (según Norma CMAA 70 4.14.2)

Para nuestro caso consideramos una capacidad de absorción del 50%.
Una velocidad de carro cuasi estática a causa de la escala del gráfico.

ADOPTAMOS:
4 PARAGOLPES GALVI RMV 200/300


DISEÑO VIGAS DE CARRO
DATOS CONSIDERADOS

DISTRIBUCIÓN DE LAS FUERZAS
F1 = PA + PC/2 + (PT/2) X 2 + PPR + Q = 208214 KG
F2 = PR = 6350 KG
F3 = PME = 1900 KG
F4 = PF = 300 KG
F5 = ( PT X 2 ) / 4 + PC/4 + PP + Q/4 = 58187 KG
F6 = PMT = 890 KG
F7 = PRC = 500 KG
F8 = PPC = 250 KG
SELECCIÓN
APAREJOS
Y
CABLES

PRE-DISEÑO TAMBORES
DE
ENROLLAMIENTO

SELECCIÓN
MOTOR
ELEVACIÓN

SELECCIÓN
REDUCTOR
ELEVACIÓN

RE-DISEÑO TAMBORES
DE
ENROLLAMIENTO

SELECCIÓN ACOPLAMIENTO
TIPO
BARRILETE

CÁLCULO
EJE
EXTREMO
TAMBOR

SELECCIÓN
RODAMIENTOS
TAMBOR

ACOPLAMIENTO
MOTOR-REDUCTOR ELEVACIÓN

SELECCIÓN
FRENO
DE
ELEVACIÓN

SELECCIÓN
DE
POLEAS

SELECCIÓN
DE
RUEDAS

SELECCIÓN
MOTORREDUCTORES DE
TRASLACIÓN

SELECCIÓN
PARAGOLPES
DEL
CARRO

DISEÑO
DEL
CARRO

Ejemplo de cálculo VIGA CENTRAL
S = C carga + P aparejo
Rel. aparejo x η aparejo
Full transcript