Fixation de levage

[Antares89]

Bonjour.

de quelques mois je suis entré dans le monde de la conception d'équipement de levage. Depuis le début, j'ai un problème que je n'ai pas encore résolu.

Quel modèle dois-je utiliser pour dimensionner le point de levage d'un composant mécanique?
J'ai fait diverses recherches sur la réglementation, fem / en 13001 / en 1990 / asme bth-1 / cnr / norsork et a toujours été un trou dans l'eau...
le problème est que tous ces règlements ne considèrent que les couplages trou de broche et ensuite fixer le crochet à la grille.
J'ai également essayé de chercher la méthode de calibrage des criquets et des golfes, mais ils sont faits selon des normes qui définissent les dimensions du matériau et du flux, il n'y a donc pas de modèles mathématiques.

J'ai essayé d'utiliser des méthodes de calcul fem, mais les résultats sont exagérément conservateurs, sans parler du fait que la conception par fem n'est pas couverte par les règlements et qu'il n'y a aucune instruction sur la façon de l'appliquer.

J'utilisais actuellement comme modèle pour calculer les tensions un faisceau double encre avec charge concentrée appliquée au centre. une méthode assez conservatrice, qui génère parfois une section aussi grande pour ne pas entrer dans les crochets de levage. En fait, je suis allé mettre comme attaques que des pins ou des grillons.

Maintenant un client m'a demandé une certification sur un équipement existant et la limite de charge de travail que je trouve est 6 fois inférieure à ce qu'ils appliquent actuellement sans problème.

sous une image de l'équipement, le point en question est le rond plié à u, mais j'ai le même problème même lorsque le point de levage est fait dans une feuille.

Cette question m'épuise parce que je n'ai pas trouvé la réponse depuis 8 mois et j'ai été confronté à tous les designers que je connais.

 

[meccanicamg]

C'est sincèrement un problème à résoudre.
quelque part, nous en avons déjà discuté sur le forum.
la question que nous disons est divisée en deux:
- mettre les golfeurs ou les systèmes de levage unifiés et nornate et donc être déposé est un jeu pour enfants
Si vous faites des machines ou quelque chose comme ça, et que vous devez faire les oreilles de levage, il y a un trou noir. Il y a ceux qui disent que les oreilles ouvertes ne sont pas là parce qu'elles peuvent libérer les chaînes, mais je n'ai jamais trouvé de norme que je dis explicitement. en Amérique et en Cina sont normalement utilisés pour souder (voir deuxième discussion). si vous faites fermer vos oreilles il y a une norme vague pour les récipients de pression, mais aussi c'est étrange. Cependant, les règles disent que le concepteur certifié doit démontrer par des calculs ....bene il y a uni en iso 1993-1-8 pour mesurer et vérifier les oreilles de levage fermées. pour les ouverts, vous pouvez toujours faire la même chose.
Par ailleurs, les boîtes de vitesses les faisaient dans les 40-50-60 jusqu'aux années 80. puis ils ont commencé à faire des trous fermés pour enlever chaque grain...

Malheureusement, rien dans ce monde de mille normes secrètes que vous devez respecter pendant 200 ans, mais personne ne sait ce qu'ils sont.
pour.

avant tout pour.

le sujet est intéressant et il serait agréable de savoir ce que les normes disent.

si vous construisez pas des machines qui doivent être levées mais de l'équipement de levage, vous avez les normes de l'industrie à suivre (Assurdo .... une barbe et un courrier indésirable cassone ne doit pas être un c. ... comme toujours rien clair).

Je pense qu'interroger un ou plusieurs consultants certifiés est la seule issue.

 

[Antares89]

Merci pour la réponse mécaniquemg, un peu rassurant que le problème est commun signifie que je ne suis pas complètement stupéfait. . . .

l'un des deux articles que j'ai lus mais n'a pas répondu à ma question.

en ce qui concerne les attaques de style de l'étagère la taille serait beaucoup plus facile, en outre, j'ai aussi une norme interne de l'entreprise pour laquelle le travail qui fonctionne un peu dans le style din, donc la taille et les débits.

Malheureusement, la réglementation n'est conçue que pour le génie civil, comme si la mécanique ne ressentait pas le besoin de partager et de normaliser les méthodes de calcul.

le problème de ce particulier est qu'il n'est pas envisagé dans les normes, il n'est pas comparable à un solide de Saint Venant, si j'utilise le noir et donc la théorie des poutres courbes les efforts augmentent et en fin de compte en pratique tout est surdimensionné avec un facteur qui peut atteindre même les dix.

Je pense que dans deux ans je vais faire la thèse du spécialiste ou peut-être un doctorat.

Honnêtement, l'eurocode et les règles qui viennent pour moi ont été une grande déception, je suis de lecture difficile, application difficile, dans le secteur des accessoires de levage en 13001 et 13155 ont exagéré les frais de calcul et manque de modèles et d'indications comme dans ce cas. Sans oublier que les méthodes de calcul des éléments finis sont embouteillées avec une phrase du type "non utilisé parce que trop conservateur". J'espère que toutes ces lacunes seront ajoutées depuis 2026. par lui-même l'œuvre est colossale, mais elle semble réglée comme des notes.

Si je trouve une solution, je vous le ferai savoir.

 

[gerod]

la directive machine stipule que les accessoires de levage doivent résister, sans déformations résiduelles, à une charge statique de 1,5 et à une charge dynamique de 1,1.
S'il y a des règles correctes (j'utiliserais 13155 comme base) sinon la directive est cohérente. L'important, c'est qu'il ne casse pas.

 

[Antares89]

Oui, la règle 13155 prévoit en effet qu'il est possible d'effectuer une vérification de la résistance de l'engin par essai statique avec une charge 2 fois celle calculée conformément à la norme 13001-3-1.

Le problème est que je dois procéder à une vérification par calcul. pour moi il est nécessaire de trouver une méthode de calcul qui donne des résultats compatibles avec les pratiques, mais actuellement toutes les méthodes de calcul que j'ai utilisées sont extrêmement prudentes (facteur de service > 5).

J'ai regardé quelques calculs d'autres ingénieurs, mais malheureusement j'ai trouvé trop de divergences et d'erreurs, honnêtement je ne peux pas faire confiance. . . .
l'un utilisé comme modèle de la coupe selon jouraski, puis pour les poutres sujettes à la flexion et à la coupe. mais il n'a pas considéré la flexion.
un autre a utilisé la coupe simple en multipliant par un coefficient de 4/3, peut-être pour envisager une section augmentée en raison de la courbure.
alors toujours dans les relations j'ai trouvé d'autres erreurs évidentes, par exemple sur un faisceau d'herbe soumis à la flexion sur les deux axes principaux l'effort résultant a été calculé en résumant les actions et en ne considérant que le moment de plus grande inertie. . . .
Je ne peux pas trop faire confiance à la méthode. aussi parce qu'à la fin ils avaient toujours 2/3 facteurs de service élevés.

 

[meccanicamg]

question: pourquoi les goulots sont-ils vendus avec les facteurs de sécurité 4 et 6 par rapport à la charge de rupture? pour les différents types de crochets ne vaut pas?
beau que les normes disent 1,5 fois... bla bla... mais puis le golfe fait 4.
Pourquoi ?

 

[gerod]

La directive dit 1.5 sur le rendement.
4, 5 et 7 pour chaînes, cordes et bretelles synthétiques mais en rupture.
puis les constructeurs de machines choisissent même des coefficients mineurs.
le coefficient de sécurité 4 est le rapport entre le débit et la rupture.

 

[Antares89]

sur les golfeurs, les chaînes de corde et les accessoires connexes il y a des réglementations spécifiques et différentes.
Je pense que la raison est due à la production en série souvent par moulage. leur capacité de charge est obtenue par des essais et il existe des règles qui déterminent en fonction de la taille du lot le nombre d'essais destructifs à effectuer et le nombre d'essais dans la limite proportionnelle.

Malheureusement J'ai fouillé là-bas sans trouver de correspondance

 

[meccanicamg]

La directive dit 1.5 sur le rendement.
4, 5 et 7 pour chaînes, cordes et bretelles synthétiques mais en rupture.
puis les constructeurs de machines choisissent même des coefficients mineurs.
le coefficient de sécurité 4 est le rapport entre le débit et la rupture.

Merci pour la clarification.
Cependant, c'est tout à fait un pouvoir judiciaire et parfois même de demander au bureau spécial des conseillers de ne pas vous fournir de réponses égales.

retour à l'hameçon qui a votre système, c'est une ronde pleine plié à u.
étant donné les proportions, de la première prise ne peut pas être traitée comme un faisceau normal, n'étant pas droite et n'ayant pas une dimension prépondérante.

L'analyse fem doit donner un résultat assez fiable avec un maillage suffisamment fin.

logiquement nous avons la traction sur les deux bits verticaux. u subit une première approximation de coupe et de flexion. Avez-vous essayé d'assimiler l'U à une structure droite à trois voies avec charge au centre ?

comment étudier l'anneau à demi-chaîne.J'ai trouvé cette image intéressante:Pourriez-vous nous donner la taille de l'u et la valeur de charge de l'application?

 

[Antares89]

ci-dessous vous trouverez la géométrie du détail.
le matériau est un acier inoxydable x8crni25-21 + à - 100°c, je considère un rendement de 280 mpa et une charge de rupture de 620 mpa.
la charge appliquée est de 4000 kg sans coefficient de sécurité. pour cette application le fem qui est moins restrictif mais seulement applicable cas spécifiques. Par conséquent, les coefficients sont de 1,31 sur la charge et de 1,5 sur la tension admissible.
Je vois que la formule des efforts est empirique puisqu'elle ne tient pas compte de l'inertie de la section. la tendance est similaire au moment présent.
J'ai trouvé des formules plus raffinées dans le noir sur la théorie des poutres courbes, mais à la fin ils ont ajouté des coefficients d'augmentation sur les efforts et a aggravé la situation.

comme fem j'ai utilisé celui interne à l'inventeur, et est un très grand effort sur le point de contact. vous pourriez également l'exclure au moyen d'une pression et donc selon la théorie de l'herziana d'accepter même trois fois la tension admissible. Malheureusement, il ne s'agit pas d'une voie à suivre du point de vue réglementaire. Je ne sais pas non plus comment exclure les tensions dues au contact et à celles qui existent actuellement.

 

[meccanicamg]

faire deux comptes très rapidement sans trop d'attention nous avons, seule traction sur les deux troncs droits:[math]\sigma=\frac{p}{2•a}=\frac{40000n}{2•\frac{πd2}{4}}=64mpa[/math]en utilisant la formule de tension maximale du post #9 nous avons:[math]\sigma=\frac{4,2•p}{a}=\frac{4,2•40000n}{2•\frac{πd2}{4}}=534mpa[/math]Sincèrement le problème est le point de contact pour une forte pression herziana mais aussi pour la flexion de l'u.

donc du côté pratique, si l'équipement l'utilise pour 4ton, cela signifie qu'il ne casse pas, mais sera certainement incrusté la zone de contact avec la prise du crochet et u. s'ils collent dans crochet un peu grand, vous aurez que u prend la forme de l'arrière du crochet et puis se stabilise parce qu'il droit u et copie la courbure du crochet. vous n'avez plus un point de contact mais une zone appréciable.

Est-il possible que vous regardiez de plus près le crochet et que vous vérifiiez ?

pour le fem vous devez faire une simulation non linéaire avec l'application de la vraie courbe sn où vous aurez la définition du champ plastique. vous obtiendrez moins de tensions à déformation égale que l'analyse linéaire que vous avez faite avec l'inventeur. Cependant, si le crochet est rigide, vous aurez une zone de contact plus grande que le point. Essayez de définir une zone et vous verrez.

C'est certainement à étudier.

 

[meccanicamg]

J'ai fait avec freecad en utilisant le module fem linéaire, donc nous avons une linéarité complète entre sigma et epsilon.
On sait que le fem fait juste l'épsilon alors que sigma est calculé sur la droite ou droite ou courbe linéaire ou non élastique et plastique.
vous pouvez configurer une analyse non linéaire qui a été traitée sur le forum dans un poste différent.

chargé de 40kn en crochet central et en récessoire aux bases.

von mises in mpa:
flèche en mm:comme vous le voyez, nous sommes parfaitement alignés sur le calcul manuel du post précédent.

 

[biz]

J'ai aimé faire un calcul non linéaire avec non-linéarité du matériau et du contact, car j'ai également modélisé un crochet possible qui dans le pire des cas est droit (zone de contact minimum).
Vous voyez clairement la marque de contact. le test de convergence précédemment effectué en analyse statique linéaire m'a conduit à choisir la taille du maillage dans la zone de contact, après évaluation du rapport d'aspect, du jacobiano et de l'erreur dans la norme. la symétrie n'est pas aussi parfaite que vous le voyez, cependant une taille de maillage a été choisie qui m'a permis d'effectuer l'analyse en des temps relativement courts avec une bonne précision des résultats. La zone de contact est évidemment la plus difficile à évaluer en termes quantitatifs.voir section. vous remarquez la valeur maximale du stress.


pression de contact. il y aurait une série d'évaluations plus ponctuelles, mais ces exultations du discours général. Je voulais réaliser cette analyse pour avoir une vision aussi proche de la réalité.

 

[Betoniera]

Bonjour Antares89

Antares est le nom d'une étoile. passionné d'astronomie ?
s'il peut être intéressant, une méthode est indiquée dans l'ancienne version ec3 au point 6.5.13
J'ai essayé d'appliquer ces formules dans un tableur, mais je ne l'ai jamais utilisé.
Je vais vous montrer le travail que j'ai fait. Je ne sais pas si c'est votre affaire.
Bonjour tout le monde

 

[Antares89]

Je remercie tous pour les réponses et je m'excuse si j'ai été un peu absent ces jours-ci.

Tout d'abord, voici l'image de l'outil en question. Comme vous l'imaginez, la zone de contact est un peu usée. Je pensais sincèrement que c'était une usure causée par le frottement, mais après des calculs et des simulations je pense que c'est principalement dû à des pics de tension locaux.

@meccanicamg Du point de vue linéaire, j'avais également obtenu des résultats similaires, mais malheureusement ils ne sont pas utilisables du point de vue de la conception et de la réglementation. comme il est évident que le composant fonctionne correctement, donc les modèles ne sont malheureusement pas valides.

En ce qui concerne l'internet, j'ai constaté que certaines réglementations américaines, sur la conception des prothèses médicales, qu'il est possible de croire valable les résultats d'un calcul fem dans le cas où les contraintes sont généralement sous le rendement et si localement, en raison de la concentration des efforts, ne dépassent pas 3 fois le rendement.
Je n'ai pas étudié en détail un domaine totalement différent.
Nouvelles concernant l'analyse non linéaire m'assure que la pièce ne dépasse le rendement que sur le point de contact. vous m'avez encouragé à apprendre un logiciel de simulation sérieux, je vais essayer nastran qui fait partie de la suite autodesk
@betoniera J'ai également été encapsulé dans ce modèle mathématique de l'eurocode, mais il n'est valable que pour les joints (comme tous les différents modèles de l'ec) et précise que la relation entre le diamètre de l'épingle et celui du trou doit être >0,9 . évalue également la rupture seulement pour la coupe et ne considère pas la flexion possible.

à la fin, j'ai décidé d'utiliser le modèle de la loi américaine asme bth-1. choisi parce qu'il considère différentes méthodes de rendement et évalue les tensions maximales pour chacun d'eux. envisage également un facteur de correction dans le cas du diamètre de la poire et du rapport de trou <0,9.
Je suis un peu choqué de l'admettre, mais je l'ai aussi choisi en fonction du fait que c'est moins conservateur. J'ai mélangé la méthode de calcul avec les critères de sécurité de la législation sur les femmes.

merci à tous pour leur soutien. Pour l'instant, je considère que la question est close.
J'espère un jour avoir l'occasion de faire la thèse de spécialiste ou un doctorat sur le sujet!

ps: oui le nom vient de l'étoile mais malheureusement je ne suis pas un fan de l'astronomie, tout simplement comme les noms anciens des étoiles sonnent.

 

[Marco93!]

dans l'appendice de l'eurocode 3 d'une annexe parle des modèles fem et de la courbe à appliquer elasto plentica. mi apparaît dans la partie 5, si c'était de l'acier.

localement votre crochet sera toujours déformé plastiquement et vous voyez sur la photo.

Je ferais une analyse en plastique d'élasto avec déformation de tension de courbe comme dans l'appendice de l'eukodice et j'évaluerais la charge de rupture locale à 5% si c'était de l'acier. Donc localement ce que je déforme au point de contact. Vous le faites en suivant ec3.

pour la théorie des poutres courbes dans le livre des constructions aztori des machines p 232.

si vous êtes intéressé, je peux le calculer analytiquement, pendant un certain temps je ne suis pas accro, mais pour une comparaison je suis heureux de faire

puis par curiosité vous pouvez faire le fem un golf ciré et vous verrez comment il plastifie localement

 

[Marco93!]

Merci pour la clarification.
Cependant, c'est tout à fait un pouvoir judiciaire et parfois même de demander au bureau spécial des conseillers de ne pas vous fournir de réponses égales.

retour à l'hameçon qui a votre système, c'est une ronde pleine plié à u.
étant donné les proportions, de la première prise ne peut pas être traitée comme un faisceau normal, n'étant pas droite et n'ayant pas une dimension prépondérante.

L'analyse fem doit donner un résultat assez fiable avec un maillage suffisamment fin.

logiquement nous avons la traction sur les deux bits verticaux. u subit une première approximation de coupe et de flexion. Avez-vous essayé d'assimiler l'U à une structure droite à trois voies avec charge au centre ?

comment étudier l'anneau à demi-chaîne.Voir la pièce jointe 68928J'ai trouvé cette image intéressante:Voir la pièce jointe 68929Pourriez-vous nous donner la taille de l'u et la valeur de charge de l'application?

Ces formules sont les plus utilisées. sont en faveur de la sécurité d'environ 20%. insérer un facteur k d'intensification des tensions égale à 2 sur la déformation externe et interne pour tenir compte du fait que le neuroaxe n'est pas au milieu

 

[meccanicamg]

Ces formules sont les plus utilisées. sont en faveur de la sécurité d'environ 20%. insérer un facteur k d'intensification des tensions égale à 2 sur la déformation externe et interne pour tenir compte du fait que le neuroaxe n'est pas au milieu

les valeurs de tension de von mises calculées avec le fem linéaire sont très proches des formules du plan u inversé et très similaires aux valeurs du fem non linéaire suivant.

 

[PIETRO2002]

Je remercie tous pour les réponses et je m'excuse si j'ai été un peu absent ces jours-ci.

Tout d'abord, voici l'image de l'outil en question. Comme vous l'imaginez, la zone de contact est un peu usée. Je pensais sincèrement que c'était une usure causée par le frottement, mais après des calculs et des simulations je pense que c'est principalement dû à des pics de tension locaux.Voir la pièce jointe 68985

@meccanicamg Du point de vue linéaire, j'avais également obtenu des résultats similaires, mais malheureusement ils ne sont pas utilisables du point de vue de la conception et de la réglementation. comme il est évident que le composant fonctionne correctement, donc les modèles ne sont malheureusement pas valides.

En ce qui concerne l'internet, j'ai constaté que certaines réglementations américaines, sur la conception des prothèses médicales, qu'il est possible de croire valable les résultats d'un calcul fem dans le cas où les contraintes sont généralement sous le rendement et si localement, en raison de la concentration des efforts, ne dépassent pas 3 fois le rendement.
Je n'ai pas étudié en détail un domaine totalement différent.
Nouvelles concernant l'analyse non linéaire m'assure que la pièce ne dépasse le rendement que sur le point de contact. vous m'avez encouragé à apprendre un logiciel de simulation sérieux, je vais essayer nastran qui fait partie de la suite autodesk
@betoniera J'ai également été encapsulé dans ce modèle mathématique de l'eurocode, mais il n'est valable que pour les joints (comme tous les différents modèles de l'ec) et précise que la relation entre le diamètre de l'épingle et celui du trou doit être >0,9 . évalue également la rupture seulement pour la coupe et ne considère pas la flexion possible.

à la fin, j'ai décidé d'utiliser le modèle de la loi américaine asme bth-1. choisi parce qu'il considère différentes méthodes de rendement et évalue les tensions maximales pour chacun d'eux. envisage également un facteur de correction dans le cas du diamètre de la poire et du rapport de trou <0,9.
Je suis un peu choqué de l'admettre, mais je l'ai aussi choisi en fonction du fait que c'est moins conservateur. J'ai mélangé la méthode de calcul avec les critères de sécurité de la législation sur les femmes.

merci à tous pour leur soutien. Pour l'instant, je considère que la question est close.
J'espère un jour avoir l'occasion de faire la thèse de spécialiste ou un doctorat sur le sujet!

ps: oui le nom vient de l'étoile mais malheureusement je ne suis pas un fan de l'astronomie, tout simplement comme les noms anciens des étoiles sonnent.

Je m'excuse si je sors du thème, je ne veux pas passer par sac ou pour le critique habituel, mais les soudures que je vois sur la photo ne "paient l'œil", étant un dispositif de levage j'espère être soumis à des contrôles non destructifs, comme les rayons X, liquides pénétrants ou ultrasons. Peut-être, regardez à juste titre les résultats d'une fem et ensuite écrasez les soudures!

 

[Fulvio Romano]

Bonjour.
J'exempte une vieille discussion de ne pas manquer les calculs intéressants faits ici.

J'ai un anneau soudé de sorte, diamètre extérieur 100, intérieur 80, épaisseur 25.
J'ai fait deux comptes en supposant que y=235mpa devrait tenir 2400 kg avec r=5 (calculant seulement la section de l'anneau parce que le soudage tient plus.

Si j'utilise la formule 4.2 p/a je comprends qu'elle ne contient que 285 kg, toujours avec r=5 qui ne m'inquiète pas peu.

De plus, compte tenu de la géométrie, comment puis-je évaluer l'ovalisation? Qui m'aide à réfléchir ?