18583655 tractor cu echipament de buldozer si excavator

U.T.C.BFacultatea

UtilajTehnologic

EXCAVATOR 60kW

MEMORIU TEHNIC IF 60.0.MT

1/50 Pag.1

OBIECTUL PROIECTULUI

Obiectul acestui proiect il constituie excavatorul E60, avand capacitatea cupei de

0,7 m3 si o putere a motorului de 60 Kw.

DESTINATIA SI DOMENIUL DE UTILIZARE

Acest ecavator este destinat lucrarilor de sapaturi in pamant pana la categoria aIV-a.

El poate lucra atat deasupra cat si sub baza de sprijin a masinii. Acest tip de excavator se

mai poate utiliza si pentru incarcare-descarcare materiale, sapaturi de santuri pentru

conducte.

CARACTERISTICI TEHNICE PRINCIPALE

Puterea motorului ………………………………… 60Kw ;

Capacitatea cupei ……………….…………………. 0,7m3;

Masa totala …………………...………………... 8000Kg ;

Lungime .………………………………………. 5620mm ;

Latime .………………………………………… 2360mm ;

Inaltime .……………………………………….. 3610mm ;

Ampatament …………………………………… 2170mm ;

Ecartament …………………………………….. 1545mm ;

Garda la sol …………………….……………….. 650mm ;

Latimea cupei …………………..……………….. 600mm ;

Inaltimea de ridicare …………….……………... 5530mm ;

Distanta de descarcare …………………………. 5940mm ;

Masa maxima a sarcinii ………………………… 1600Kg ;

Vitaza in regim lent ……………………………. 0-5,5Km/h ;

Viteza in regim rapid …………………………… 0- 40Km/h ;

Presiunea max. din sistemul hidraulic …………... 250bar.

U.T.C.BFacultatea Utilaj

TehnologicMEMORIU TEHNIC

EX 60.0MT2/50 Pag.2

DESCRIEREA SI MODUL DE FUNCTIONARE

MASINA DE BAZA

Masina de baza se compune din excavator si incarcator, montat pe tractor, care se

sprijina pe sol prin intermediul celor 4 roti motoare. Pe sasiul din tractorului se afla montat

motorul termic, rezervoarele de ulei si combustibil, postul de comanda, cabina si

echipamentele de excavator si incarcator.

Motorul este de tipul cu 4 cilindri cu injectie directa Diesel , avand o rotatie de 2200

rot/min. Cuplul maxim al motorului este de 1400 rot/min , alezajul cilindrului este de 103

mm.

Mecanismul de directie este actionat de un sistem hidrostatic. Intreaga putere este

utilizata de o pompa principala hidraulica, motorul este proiectat pentru actionarea

tractorului si echipamentului de lucru. Instalatia electrica lucreaza la tensiunea de 12 V si

deserveste pornirea motorului termic si la iluminarea frontului de lucru precum si la

semnalizarea rutiera cand utilajul se deplaseaza pe drumurile publice. Tabloul de sigurante

este suplimentat cu circuitul principal de franare la terminalul pozitiv. Se foloseste un

acumulator de 115A/HR si alternator de 75 Amp.

Transmisia este proiectata si construita special pentru acest tip de utilaj pe pneuri.

Schimbarea vitezelor este sincronizata , puterea poate fi transmisa pentru deplasarea

masinii inainte sau inapoi. Vitezele de mers sunt proiectate pentru a mari la maxim

productivitatea echipamentului. Transmisia prezinta o cutie de viteze in 4 trepte care

permite invingerea eforturilor si o schimbare mai rapida a vitezelor. Franarea se realizeaza

prin reglarea automata, include frane multi-disc, diametrul discului este de 220mm,

suprafata de frecare este de 129000mm². Frana pentru parcare este montata independent pe

axa din spate. Pneurile sunt de doua feluri : fata 12,5x18 ; spate 18,4x26.



EX 60.0MT3/50 Pag.3

ECHIPAMENTUL DE EXCAVATOR

Echipamentul de excavator este montat in consola la partea din spate a tractorului.

Saparea se executa in principal prin bascularea manerului fata de articulatia de prindere a

acestuia la brat. Dupa incarcarea cupei cu pamant sapat , intregul echipament de lucru este

ridicat la inaltimea necesara descarcarii. Cupa se descarca prin bascularea ei. Se readuce

intregul echipament de lucru in pozitia initiala si ciclul se repeta. Excavatorul cu cupa este

destinat pentru mecanizarea lucrarilor de pamant si de incarcaturi. Constructia

excavatorului prevede posibilitatea lucrului cu urmatoaterele tipuri de echipamente cu

schimbare rapida : cupa inversa , cupa dreapta, suspensie cu macara, cupa de capacitate

ridicata in furci. Manevrarea excavatorului este economica in cazul folosirii lui pe

obiective cu volum mic si raspandite. Cupa turnanta a excavatorului asigura cele mai bune

conditii de sapare si de descarcare in mijlocul de transport.

Echipamentul de excavator se compune din urmatoarele parti principale :

- cupa ;

- bratul ;

- manerul ;

- mecanismul de basculare a cupei ;

Cupa este o constructie metalica sudata compusa dintr-un perete inferior curb

( fundul cupei ) prevazut cu o muchie taietoate ( cutitul cupei ) si doi pereti laterali

prevazuti de asemenea cu muchii taietoate. La partea inferioara a cupei sunt prevazuti

dintii de infigere in material. Pentru a fi cat mai rigida, cupa este prevazuta la partea

inferioara a peretelui curb cu elemente de intarire, impiedicand astfel fenomenul de

voalare a fundului cupei. La partea din spate a cupei se gasesc urechile de prindere a cupei

la bratul excavatorului si la tirantul mecanismului de basculare. Greutatea cupei este destul

de redusa , elementele constructive fiind confectionate din tabla de 5mm grosime din otel

OL52, obtinand in felul acesta o crestere a capacitatii de ridicare a excavatorului. Muchiile

taietoare ale cutitelor sunt protejate cu un strat de sudura rezistent la uzura abraziva

folosindu-se electozi El Cu 45.



EX 60.0MT4/50 Pag.4

Bratul este o constructie metalica sudat. Ca si cupa , bratul este confectionat incat in

procesul de lucru sa reziste tuturor solicitarilor pe de o parte , iar pe de alta parte greutatea

lui este destul de scazuta incat sarcina utila a excavatorului sa poata fi maxima. De

asemenea , a fost astfel conceput incat la dimensiunile geometrice minime s-a obtinut o

inaltime maxima de ridicare a sarcinii si o buna stabilitate longitudinala a utilajului la

pozitia de deschidere maxima fata de punctul de sprijin . Pentru actionarea bratului se

foloseste un cilindru hidraulic articulat la sasiul masinii de baza .

Macanismul de baculare a cupei este un macanism antiparalelogram si eate alcatuit

din : balansier, tirantul de actionare a copei si cilindrul hidraulic de basculare.

Acest tip de mecanism asigura indeplinirea urmatoarelor functiuni :

asigurarea transmiteriicorespunzatoare a miscarii pentru bascularea cupei in orice

pozitie a bratului si la parametrii tehnologici impusi ;

asigurarea transmiterii sforturilor necesare cupei in etapele de incarcare, descarcare,

sapare ;

realizarea parametrilor cinematici asa incat cupa sa pastreze o pozitie data de la

inceputul pana la sfarsitul cursei de ridicare a echipamentului.

Balansierul este o constructie metalica sudata din elemente de tabla din otel OL52.

INSTALATIA HIDRAULICA

Utilajul excavatorului se compune din brat, maner si cupa. Organele de lucru ale

excavatorului se pun in miscare cu ajutorul cilindrilor hidraulici. Excavatorul are doua

sisteme hidraulice : unul din ele ( sistemul tractorului ) se foloseste pentru actionarea

cilindrilor de calare, cilindrilor echipamentului de incarcator. Al doilea ( sistemul hidraulic

al excavatorului ) este folosit pentru actionarea cilindrului bratului , al manerului si

cilindrul benei. Alimentarea cilindrului bratului este asigurata de fiecare hidrosistem.

Hidrosistemul tractorului se compune din doua pompe cu roti dintate, rezervorul,

dintribuitoare hidraulice, cilindrii si conducte. Hidrosistemul excavatorului se compune

din doua pompe cu roti dintate, rezervorul, distribuitoare hidraulice, cilindrii hidraulici si

conducte.

U.T.C.BFacultatea

UtilajTehnologic

EXCAVATOR 60kW

NOTE DE CALCUL EX 60.0.NC

5/50 Pag.1

I. CALCULUL GENERAL AL MASINII

I.1. Determinarea fortei de impingere la cupa

Forta de impingere la cupa data de puterea motorului de baza se calculeaza cu

formula :

( ) ( ) daNfGV

PT tr

p

mim 40935,.0800075,0

12,014

60360

1

360 max =⋅−⋅−

⋅=⋅−⋅−⋅= η

δ

Unde : Pm max –puterea maxima a masinii [ kw ]

V – viteza de deplasare in timpul patrunderii cupei in material sau in timpul saparii

[ km/h ]

p- patinarea

tr – randamentul transmisiei

f – coeficientul de rezistenta la deplasare

Forta de impingere la cupa data de conditia de aderenta se calculeaza cu formula :

Tia = G * ad = 8000 * 0.75 =6000 da N

Unde : G – greutatea masinii [ da N ]

ad – coeficientul de aderenta

I.2. Determinarea preliminara a capacitatii nominale de ridicare a

echipamentului de incarcator

Determinarea preliminara a capacitatii nominale de ridicare se face in functie de

greutatea masinii de baza :

Q n = 0.25 * G = 0.25 * 8000 = 2000 daN

Unde : G – greutatea utilajului [ daN ]

I.3. Determinarea greutati echipamentului de lucru ai incarcatorului

Greutatea echipamentului se va aproxima in functie de greutatea utilajului cu

formula ( conform [2 ] ):

G e = k o * G = ( 0.22 0.35 ) * 8000 = 1800 daN

Unde : ko – coeficient al greutatii echipamentului fata de greutatea utilajului


TehnologicNOTE DE CALCUL

EX 60.0.NC6/50 Pag.2

G – greutatea masinii [daN ]

I.4. Determinarea capacitatii cupei de incarcator

Capacitatea cupei de determina ( conform [2] ) in functie de capacitatea de ridicare

pentru materiale cu greutate volumica

p = 1600 daN/m3 – 1800 daN/m3

madoptVmk

QV n

up

nn 11

1,11800

2000 3 =→=⋅

=⋅

=γ

Unde : Qn –capacitatea nominala de ridicare [ daN ]

Kn- coeficient de umplere a cupei

I.5. Determinarea latimii cupei

Latimea cupei de determina in functie de forta de tractiune maxima si de forta de

patrundere specifica in conformitatea cu [2]

mmk

TB

p

im 195021

4093''

===

Unde : Tim – forta maxima de impingere la cupa [ daN ]

K/p- forta specifica de patrundere a cupei in material [ daN/cm ]

I.6. Alegerea dimensiunilor si a materialului cupei

Aria utila a peretelui lateral se determina cu relatia:

2

01 452.0

99,1

9,0m

B

VA n ===

Unde : Vn – volumul nominal [m3]

Bo – latimea interioara a cupei [m]

Forma si dimensiunile laterale ale cupei trebuiesc alese in asa fel incat aria

peretelui lateral sa fie egala cu valoarea determinata mai sus, pentru a se obtine un volum

al cupei egal cu volumul nominal . Tinand cont de forma si dimensiunile onor cupe de

incarcatoare avand capacitatea nominala de 0.9 m3 se determina prin incercari repetate o

forma de cupa care sa respecte aceasta cerinta. Incercarile se fac prin desenare in Autocad



EX 60.0.NC7/50 Pag.3

si masurarea cu ajutorul acestui program a ariei laterale, pina la obtinerea rezultatului

dorit.

Forma si dimensiunile adoptate ale peretelui lateral al cupei sunt prezentatea in

figura 1.

Principiile pe baza carora se face alegerea unei anumite marci de oteluri sunt :

rezistenta, rigiditatea, stabilitatea si economicitatea.

Alegerea unei marci de otel dintr-o clasa de rezistenta superioara otelului OL37

(limita de curgere 240 N/mm2 ) are ca efecte :

reducerea greutatii proprii, care poate avea efecte din punct de vedere

economic, functional si estetic,

cresterea elasticitatii care poate devenii un avantaj major.

Tinand cont ca la cupa de incarcator reducerea greutatii proprii prezinta un avantaj

major in favoarea cresterii capacitatii de ridicare a utilajului iar cresterea elasticitatii nu

reprezinta un avantaj important aleg OL52 ( c = 340 N/mm2 )

Acesta realizeaza o crestere a rezistentei admisibile cu circa 32% si o scadere de greutate

cu pana la 33%, rezultand o crestere generala a performantelor comparativ cu utilizarea

otelului OL37.

I.7. Determinarea greutatii echipamentului de excavator

Greutatea echipamentului se va aproxima in functie de greutatea utilajului cu

formula :

Ge = ko *G = ( 0.22 0.25 )* 8000 = (1760 2000.5)

Ge = 2000 daN

Unde : ko – coeficient al greutatii echipamentului fata de greutatea utilajului

G – greutatea masinii [ daN ]

Greutatea bratului, manerului si a cupei se vor aproxima in functie de greutatea

utilajului utilizind furmulele :

Gb = ko * G = ( 0.12 0.2 ) * 8000 = 1200 daN

Gm =ko * G = ( 0.05 0.08 ) * 8000 = 500 daN

Gc = ko * G = ( 0.02 0.04 ) * 8000 = 300 daN



EX 60.0.NC8/50 Pag.4

Figura 1.



EX 60.0.NC9/50 Pag.5

Unde : G – greutatea masinii

I.8. Determinarea preliminara a capacitatii nominale de ridicare a

echipamentului de excavator

Determinarea preliminara a capacitatii nominale de ridicare se face in functie de

greutatea masinii de baza

Qn = 0.25 * G =0.25 * 8000 = 2000 daN

Unde G – greutatea utilajului [ daN ]

I.9. Determinarea capacitatii cupei echipamentului de excavator

Capacitatea cupei se determina in functie de capacitatea de ridicare pentru materiale

cu greutate volumica p = 1600 – 1800 daN/cm3 ( 2000 daN/m3 )

33 7,08,025,12000

2000mVm

k

QV n

up

nn =⇒=

⋅=

⋅=

γ

Unde :Qn – capacitatea nominala de ridicare [ dan ]

Ku – coeficient de umplere a cupei..

b= 3 q = 3 7.0 = 88.7 cm ( latimea cupei calculate )

Adoptam b = 600 mm

q– capacitatea cupei

I.10. Determinarea indicilor cupei

S = b

V =

60.0

7.0 = 1.166

Unde: S – aria laterala a cupei

V – volumul cupei

b– latimea cupei

R1 = 1.1 * q3 + 0.26 = 1.23 m

V1 = 0.22 * q3 + 0.3 = 0.49 m

V2 = 0.45 * q3 + 0.8 = 1.19 m

L1 = 0.8 * q3 + 0.2 = 0.91 m



EX 60.0.NC10/50 Pag.6

L2 = V1 – V2 = 0.49 – 1.19 = - 0.7 m

I.11. Cupa.Constructia cupei de excavator

Cupa este o constructie sudata (figura 2.) a carei greutate trebuie sa fie cat mai

redusa in vederea obtinerii unei capacitatii de rididare utila, cat mai mare. Din aceste

motive constructia cupei se va realiza din table subtiri intarindu-se zonele puternic

solicitate ca : cutitul cupei, muchiile peretilor laterali, punctele de prindere la brat si la

tirantul mecanismului de basculare. In general constructia cupei , la solicitarile maxime

trebuie sa se comporte elastic, evitand posibilitatea atingerii domeniului plastic.

I.12. Justificarea alegerii materialului pentru constructia cupei

Materialul folosit la constructia cupelor sunt oteluri pentru constructii si structuri

sudate cum ar fi :

- otelurile de uz general, care sunt oteluri carbon si slab aliate livrate in stare laminata, a

caror limita de curgere se situeaza in domeniul 240-360 N/mm2, iar tenacitatea este

garantata la temperaturi pana la –20oC ( OL37, OL52 ) ;

- oteluri cu granulatie fina, sunt oteluri slab aliate care se caracterizeaza prin valori

ridicate ale limitei de curgere pana la 470N/mm2 si granulatii de tenacitate pana la –

50oC ( OSC44, OSC52, OSC55,OSC58, OSC90 ).Acestea sunt livrate in stare laminata

si sunt destinate executiei structurilor de rezistenta suple cu capacitate portanta mare,

raportata la greutatea proprie.

Principiile in baza carora se face alegerea unei anumite marci de oteluri sunt :

rezistenta, rigiditatea, stabilitatea si economicitatea. Alegereaunei marci de otel dintr-o

clasa de rezistenta superioara otelului OL37 are ca efecte :

-reducerea greutatii proprii, care poate avea efecte din punct de vedere economic,

functional, estetic;

-cresterea elasticitatii constructiilor care uneori poate devenii un dezavantaj major.



EX 60.0.NC11/50 Pag.7

Figura 2.



EX 60.0.NC12/50 Pag.8

I.13. Determinarea pozitiei centrului de greutate al masinii de baza

Seconsidera excavatorul la pozitie orizontala si cupa inchisa. Punem conditia de

stabilitate a masinii fata de punctul de sprijin.

Din conditii de stabilitate dinamica a utilajului deoarece, acesta ruleaza cu sarcina in

cupa, se impune ca momentul de rasturnare sa reprezinte jumatate din monentul de

stabilitate (figura 3.)

Mr = 0.5 Ms

Mo = 0 => Gt * Xt + Gech * c – Gc * a – Gb * b = 0

T

echbcT G

cGbGaGx

⋅+⋅+⋅=

Unde : Gc – greutate cupa

Gb – greutate brat + manere

Gech – greutate echipament incarcator

Gt – greutatea masinii de baza

a = 4200 mm

b = 3000 mm

c = 3000 mm

Gt = G – Gei – Gex = 8000 –1800 – 2000 = 4200 daN

Unde : G – greutatea masinii

Gei – greutate echipament incarcator

Gex – greutate echipament excavator

mmxT 2304200

30001800300017004200300 =⋅−⋅+⋅=

∑ =⋅−⋅−⋅+⋅⇒= 03000420030000 bcechto GGGxGM



EX 60.0.NC13/50 Pag.9

Figura 3.



EX 60.0.NC14/50 Pag.10

I.14. Determinarea pozitiei centrului de greutate al intregii masini, cu cupa

goala si bratul in pozitie inferioara

Se considera bratul in pozitie de jos, cupa fiind pregatita pentru intrarea in gramada,

fara a avea contact cu solul.Din ecuatia de momente in jurul punctulul 0, rezulta pozitia

centrului de greutate al intregii masini ( Xn ) in plan longitudinal (figura 4.)

Mo1 = 0 => Gt * X + Gech * a/ - Gc * b/ - Gb * c/ = 0

Unde: a/ =3000 mm

b/ = 5500 mm

c/ = 3500 mm

Gt – greutate tractor

G – greutate cupa

Gb – greutate brat + maner

Gech - greutate echipament incarcator

Xn = 4200

3000*18003500*17005500*300 −+= 525 mm

I.15. Determinarea pozitiei centrului de greutate al intregii masini cu cupa

plina si bratul in pozitie inferioara

In aceasta situatie , s-a considerat cupa in pozitie de incarcare plina cu material, iar

greutatea acestuia concentrata in centrul de greutate al cupei (figura 5.)

Mo2 = 0 => Gt * Xn + Gech * a// - Gc+p * b// - Gb * c// = 0

Unde : a// = 3000 mm

b// = 3700 mm

c// = 3100 mm

Xn = 4200

3000*18003100*17003700*1175 −+ = 1000 mm



EX 60.0.NC15/50 Pag.11

Figura 4.

Figura 5.



EX 60.0.NC16/50 Pag.12

II. STABILIREA TIPODIMENSIUNII

CILINDRILOR DE ACTIONARE A MECANISMELOR

II.1. Calculul rezistentelor la sapare

Rezistentele mari la sapare ( in aceiasi categorie de pamint ) la dintii cupei apar

atunci cand cupa excavatorului sapa de jos in sus. Rezistenta maxima Rst, apare in

momentul in care grosimea brazdei sapate atinge valoarea maxima.

In acest caz grosimea maxima a brazdei sapate se va calcula cu relatia:

an kHb

qC

⋅⋅=max

Iar rezistenta maxima la sapare cu formula:

Rst = k1 * b * Cmax

Unde : k1 - rezistenta specifica la sapare, k1 = 1800 daN/m3

q - capacitatea cupei [ m3 ]

b – latimea cupei [ mm ]

Hn – inaltimea normala la sapare [ m ]

Ka – coeficient de afinare al pamintului

Rst = 1.8 * 60 * 25 = 2700 daN

mC 25,028,16,3600,0

7,0max =

⋅⋅=

II.2. Calculul eforturilor in tija cilindrilor de actionare a minerului

II.2.1. Efortul din tija cilindrului de actionare a minerului

Valoarea maxima a fortei Pm, necesara in cilindrul de actionare a minerului se

determina din ecuatia de momentefata de articulatia 0 a tuturor fortelor care actioneaza

ansamblul miner-cupa in pozitia II , conform figurii 6.

∑ ++ ⋅+⋅+⋅=⇒=

pm

pcpcmmststm r

rGrGrRPM 00



EX 60.0.NC17/50 Pag.13

Figura 6.



EX 60.0.NC18/50 Pag.14

Unde: rst=540 mm

rm = 330 mm

rc+p = 950 mm

rpm = 250 mm

Pm =250

950*1175330*500540*2700 ++ = 9320 daN

Cilindrii de actionare a bratului intra in actiunea dupa ce s-a terminat saparea,

pentru ridicarea intregului echipament de lucru la inaltimea de descarcare.

II.2.2. Efortul din tija cilindrului de actionare a bratului.

Forta Pb maxima va rezulta din ecuatia de momente fata de articulatia O1 :

b

bbmmpcpcb r

rGrGrGP

''' ⋅+⋅+⋅= ++

Unde : r/c+p = 2040 mm

r/m = 1425 mm

r/b = 520 mm

rb = 500 mm

Greutatea pamantului :

daNk

kqG

a

upp 875

28,1

17,01600 =⋅⋅=⋅⋅

=γ

Unde : p – greutatea specifica a pamantului

ka – coeficient de afinare

ku – coeficient de umplere

Gc+p = Gc + Gp = 300 + 875 = 1175 daN

Unde: Gc+p – greutatea cupei cu pamant

Gc – greutatea cupei

Gp – greutatea pamantului

Pb = 500

520*12001425*5002040*1175 ++ = 7470 daN



EX 60.0.NC19/50 Pag.15

II.2.3. Efortul din tija cilindrului de actionare a cupei

Efortul maxim necesar in cilindrul de actionare a cupei apare in cazul in care

saparea se face numai prin bascularea cupei fata de articulatia O2. Saparea cu cupa se face

numai in pamanturi de categoria I si II (figura 7.).

In acest caz rezistenta la sapare R/st :

R/st = k/

1 * b * c/max

Unde : k/1 = 0.2

b = 60 cm

mHkb

qc

ca

21,02,428,1600,0

7,0'max =

⋅⋅=

⋅⋅=

R/st = 0.2 * 60 * 21 = 250 daN

Unde : c/max – grosimea maxima a brazdei la saparea cu cupa

Hc – adincimea de sapare maxima necesara umplerii cupei

c

pcpcststc r

rGrRP

"

"""' ++ ⋅+⋅

=

Unde : H1 = 317 mm

r//st = 650 mm

r//c+p = 240 mm

r//c = 200 mm

Pc =200

240*1175650*250 + = 2220 daN



EX 60.0.NC20/50 Pag.16

Figura 7.



EX 60.0.NC21/50 Pag.17

II.3. Determinarea rezistentelor de deplasare la excavator

La aceste excavatoare rezistentele la deplasare au valori mult mai mici decat la

excavatoarele pe senile. Principalele rezistente in acest caz sunt :

W1 – rezistenta la deformatie a terenului

W2 – rezistenta in rampa

W3 – rezistenta la viraj

Rezistenta la deformatie a terenului se determina cu relatia :

W1 = f * G

Unde : f – coeficientul de rezistenta la deplasare

G – greutatea masinii

W1 = 0.2 * 8000 = 1600

Datorita faptului ca in acest caz in afara de deformarea terenului, se deformeaza si

amvelopele si ca deformatiile acestora depind de presiunea aerului din amvelopa si de alti

factori, nu s-a reusit sa se stabileasca o relatie matematica precisa pentru determinarea

rezistentei W1.

Rezistentele care apar in timpul deplasarii in rampa W2 se determina cu relatia:

W2 = G * sin

= 10 – 15 0

W2 =8000 * sin 150 = 2070.55

Rezistenta la viraj W3 datorita existentei mecanismului diferential au valori foarte

mici. Acesta rezistenta reprezinta circa 1% din greutatea masinii si in calcule pot fi

neglijate.

Rezistenta totala la deplasare este determinata cu relatia :

W = W1 + W2

W = 1600 + 2070.55 = 3670.55

II.4. Calculul preliminar al diametrului interior al cilindrului hidraulic.

Diametrul preliminar se cal culeaza cu relatia:



EX 60.0.NC22/50 Pag.18

[ ]mmp

FD

m

p

ηπ ⋅⋅⋅

=4

'

Unde : Fp – forta din piston necesara impingerii [ daN ]

P – presiunea normala de lucru in brazda [ daN/cm2 ]

- randamentul mecanic al cilindrului

= ( 0.85 0.95 )

Presiunea p se adopta pe diverse criterii, considerand diametrul acoperitor deoarece

sa tinut cont de si Fp are valoarea maxima din intregul ciclu.

Se calculeaza diametrele interioare ale cilindrilor :

1. Diametrul cilindrului pentru brat :

cmp

FD

m

p 14,69,0280

747044' =

⋅⋅⋅=

⋅⋅⋅

=πηπ

Din catalogul de cilindrii hidraulici alegem cilindrul CHD12 / 853 avand

urmatoarele caracteristici (figura 8.) :

Diametrul alezajului D = 115 mm

Diametrul tijei d = 70 mm

Presiunea maxima de lucru P = 280 bar

Cursa c = 1226 mm

Figura 8.



EX 60.0.NC23/50 Pag.19

Se adopta presiunea din sistemul hidraulic P = 250 bar.

2. Diametrul cilindrului pentru maner

cmD 81,69,0280

92004' =

⋅⋅⋅=

π

Din catalogul cu cilindrii hidraulici alegem cilindrul CHD 14 / 853 avand





Cursa c = 1226 mm

Se adopta presiunea din sistemul hidraulic P = 250 bar

Figura 9.

3. Diametrul cilindrului pentru cupa:

Din catalogul de cilindrii hidraulici alegem cilindrul CHD12 / 853 avand


cmD 34,39,0280

22204' =

⋅⋅⋅=

π






EX 60.0.NC24/50 Pag.20

Cursa c = 1226 mm

Se adopta presiunea din sistemul hidraulic P = 250 bar

II.5. Alegerea pompei hidraulice

Calculul presiunii efective in pompa se calculeaza cu relatia :

Pp = Pu + p [ daN/cm2 ]

Unde : Pu - presiunea utila in cilindru

p – pierderile de presiune in circuitul hidraulic

p = (0.1 0.15 ) * Pu

1. p = ( 0.1 0.15 ) * 71 = 8.52

Pp ( brat ) = 71 + 8.52 = 79.52 bar

2. p = ( 0.10.15 ) * 88 = 10.56

Pp ( maner ) = 88 + 10.56 = 98.56 bar

3. p = ( 0.1 0.15 ) * 28 = 3.36

Pp ( cupa ) = 28 + 3.36 = 31.36bar

Cilindrii hidraulici au fost alesi din cataloagele intreprinderilor producatoare astfel

incat la presiunea p diametrul cilindrului D>D/. Se alege un cilindru care sa fie accesibil

comercial. Astfel s-a stabilit diametrul interior definitiv al cilindrului D.

Dupa alegerea cilindrului se determina din catalog parametrii : diametrul tijei,

lungimea cilindrilor la cursa reala, aria maxima a cilindrilor, lungimea maxima a coloanei

de referinta, coeficientul de adaptare a ultimei lungimila timpul necesar de fixare,

randamentul mecanic al cilindrilor.

Stabilirea presiunii utile in cilindrii:

1. 2222

(7171,0115

747044cmdaNbarmmdaN

D

FP pu ≅=

⋅⋅=

⋅⋅

=ππ

2. 2222

(8888,0115

920044cmdaNbarmmdaN

D

FP pu ≅=

⋅⋅=

⋅⋅

=ππ

3. 2222

(2828,0115

222044cmdaNbarmmdaN

D

FP pu ≅=

⋅⋅=

⋅⋅

=ππ



EX 60.0.NC25/50 Pag.21

III. CALCULUL DE REZISTENTA AL ECHIPAMENTULUI

III. 1. Determinarea fortelor ce actioneaza asupra echipamentului

Exista anumite pozitii in care pot aparea solicitari maxime in diferite elemente ale

echipamentului.

1. Echipamentul lucreaza pe teren orizontal si extremitatea cupei loveste un obstacol.

Schema de calcul este prezentata in figura 10.

In acest caz reactiunea obstacolului Rz se calculeaza (conform [2]) ca suma intre

reactiunea data de impingerea statica si cea dinamica. Reactiunea data de impingerea

statica, determinata din conditia de aderenta este:

daNGR adxs 600075,08000 =⋅=⋅= µ

unde: G – greutatea utilajului [daN]

- coeficient de aderenta

Reactiunea data de impingerea dinamica este;

daNMCvRxs 368081167455,1 =⋅=⋅=

unde: v – viteza de deplasare a masinii in timpul intalnurii obstacolului [m/s]

C – coeficient echivalent de rigiditate

daNcc

ccC 754

11000800

11000800

21

21 =+⋅=

+⋅=

unde : c1 – coeficient de rigiditate al echipanentului

daNGkc 80080001,01 =⋅=⋅=

c2 – coeficientul de rigiditate al obstacolului [daN/cm]

c2=11000daN/cm

M – masa echivalenta a excavatorului [kg]

Cu acestea putem scrie :

daNRRR xdxsx 968036806000 =+=+=

2. Cea de a doua pozitie presupune ca in timpul lucrului, in momentul patrunderii cupei in

material, actionandu-se cu forta maxima in cilindrii de basculare, tractorul se inclina spra

inainte. Reactiunea mediului exterior actioneaza asupra exremitatii laterale a cupei.

Schema de calcul este prezentata in figura 11.

In acest caz reactiunea este data de relatia :

daNGR adx 600075,08000 =⋅=⋅= µ

unde: G – greutatea utilajului [daN]

- coeficient de aderenta

Reactiunea verticala se calculeaza cu relatia :

daNr

rGrGR

R

Geemmz 1760

4200

300020002306000 =⋅+⋅=⋅+⋅=

unde : Gm – greutatea masinii de baza [daN]

Ge – greutatea echipamentului

3. Cea de a treia situatie presupune ca in timpul lucrului se incearca o adancire a cupei in

pamant, dar datorita rezistentei mari a terenului, tractorul se inclina spre inapoi. Se

presupune ca reactiunile mediului exterior actioneaza asupra exremitatii laterale a cupei.

Scema de calcul este data in figura 12.

In acest caz reactiunea varticala se determina cu relatia

daNr

rGrGR

R

GeeGmmz 2344

7250

4750200012506000

'

''' =⋅+⋅=⋅+⋅=

unde : Gm – greutatea masinii de baza [daN]

Ge – greutatea echipamentului

Reactiunea orizontala se determina cu relatia :

( ) ( ) daNRGR adzx 424075,023448000' =⋅−=⋅−= µ

III.2. Determinarea reactiunilor din articulatiile cupei

Se izoleaza cupa si se scriu ecuatiile de echilibru pentru fiecare din cele trei ipoteze

de calcul luate in considerare.

a). Pentru ipoteza 1., schema de calcul este prezentata in figura 13.

Scriem ecuatiile de echilibru :

∑ =⋅=⋅

=⇒= daNr

rRSM

s

xx 4450250

11596800 10

∑ =°−=−=⇒= daNSRXX x 653545cos44509680cos0 101 δ

∑ =°⋅=⋅=⇒= daNSZZ 314545sin4450sin0 101 δ

b). Pentru ipoteza 2., schema de calcul este prezentata in figura 13.


∑ =⋅+⋅=⋅+⋅

=⇒= daNr

rRrRSM

s

zzxx 6985250

600176011560000 10

∑ =°−=−=⇒= daNSRXX x 109045cos69856000cos0 101 δ

∑ =−°⋅=−⋅=⇒= daNRSZZ z 3180176045sin6985sin0 101 δ

c). Pentru ipoteza 3., schema de calcul este prezentata in figura 14.


∑ −=⋅−⋅=⋅−⋅

=⇒= daNr

rRrRSM

s

zzxx 2865250

600234411560000 10

Dupa cum se observa, valorile reactiunilor obtinute pentru ipoteza 3. sunt inferioare

valorilor obtinute la ipoteza 1., aceste valori fiind acoperitoare si pentru acest caz,

calculele nu se vor mai continua.

III.3. Determinarea reactiunilor din articulatia mecanismului de basculare la

brat

Pentru determinarea reactiunilor se va izola parghia mecanismului de basculare a

cupei si se vor scrie ecuatiile de echilibru pentru cele doua ipoteze de calcul luate in

calcul.

1. Pentru prima ipoteza schema de calcul este prezentata in figura 15.


∑ =⋅=⋅

=⇒= daNr

rSFM

cb

Scb 4450

350

35044500 11

02

∑ =°⋅−°⋅=−=⇒= daNSFXX cb 115045cos445015cos4450coscos0 102 δβ

∑ −=°⋅−°⋅=−=⇒= daNSFZZ cb 199545sin445015sin4450sinsin0 102 δβ

2. Pentru ipoteza a doua schema de calcul este prezentata in figura 16.


∑ =⋅=⋅

=⇒= daNr

rSFM

cb

Scb 6985

350

35069850 11

02

∑ =°⋅−°⋅=−=⇒= daNSFXX cb 180745cos698515cos6985coscos0 102 δβ

∑ −=°⋅−°⋅=−=⇒= daNSFZZ cb 313245sin698515sin6985sinsin0 102 δβ

III.4. Determinarea fortei din cilindrul de manevrare a echipamentului.

Determinarea reactiunilor din articulatia manerului la articulatia bratului.

Se va izola manerul si se vor scrie ecuatiile de echilibru in cele doua situatii de

calcul luate in considerare.

1. Pentru prima ipoteza schema de calcul este prezentata in figura 17.


∑ ⋅+⋅−⋅−⋅=⇒=

b

ZxzXb r

rZrXrZrXFM 0202020101010101

0 0

daNFb 24645200

180019958001150200031459006535 −=⋅−⋅−⋅−⋅=

∑ −=−°⋅−=−°⋅+=⇒= daNXFXXX cb 29190653515cos24645115015cos0 01020

∑ −=−°⋅−−=−°⋅+=⇒= daNZFZZZ cb 11518314515sin2464199515sin0 01020

daNZXX 2976340sin1151840cos29190sincos' 000 −=°−°⋅−=⋅+⋅= αα

daNZXZ 994040cos1151840sin29190cossin' 000 −=°−°⋅−=⋅+⋅= αα

2. Pentru ipoteza a doua schema de calcul este prezentata in figura 18.


∑ ⋅+⋅−⋅−⋅=⇒=

b

ZxzXb r

rZrXrZrXFM 0202020101010101

0 0

daNFb 62311200

180031328001807200031809001090 −=⋅−⋅−⋅−⋅=

∑ −=−°⋅−=−°⋅+=⇒= daNXFXXX cb 59470109015cos62311180715cos0 01020

∑ −=−°⋅−−=−°⋅+=⇒= daNZFZZZ cb 22440318015sin62311313215sin0 01020

daNZXX 6215640sin2244040cos59470sincos' 000 −=°−°⋅−=⋅+⋅= αα

daNZXZ 2286140cos22440040sin59470cossin' 000 −=°−°⋅−=⋅+⋅= αα

III.5. Dimensionarea manerului

Sectiunea periculoasa a manerului este sectiunea in care se articuleaza la maner

cilindrul de manevrare si tija mecanismului de basculare a cupei.

- Momentul incovoietor

NmlZM oi 21371150,29940' =⋅=⋅=

- Forta axiala

daNXN 29763'0 ==

Se alege ca material pentru confectionarea manerului otel OL52 avand

c=340N/mm2.

222055,1

340mmN

cc

a === σσ

Se adopta preliminar sectiunea conform figurii.

H=210mm; B=40mm.

4733

10087,312

21040

12mm

HBI y ⋅=⋅=⋅=

357

max

1094,2105

10087,3mm

Z

IW y

y ⋅=⋅==

2840021040 mmHBA =⋅=⋅=

25

771094,2

21371000

8400

29763mmdaN

W

M

A

N

y

ief =

⋅+=+=σ

a> b – sectiunea rezista

III.8. Dimensionarea bolturilor

Bolturile se vor confectiona din otel 40Cr10, avand c=790N/mm2. Se face

precizarea ca aceasta valoare se obtine in urma unui tratament termic de imbunatatire.

23952

790mmN

cc

a === σσ

unde: c – coeficient de siguranta

1. Dimensionarea boltului de la articulatia cupei la maner.

Schema de calcul si diagrama de moment incovoietor sunt urmatoarele:

daNXZR 725265353145 22201

20101 =+=+=

NmlR

M i 18132

1,0

2

72520

2201 =⋅=⋅=

unde: l – lungimea boltului [m]

R01 – rezultanta reactiunilor din articulatia cupei la maner [N]

Diametrul minim al boltului va fi:

mmmmM

Da

i 3603,36395

1813000323233 ≅=

⋅⋅=

⋅⋅=

πσπ

2. Dimensionarea boltului de la articulatia cupei la tija mecanismului de basculare a

cupei.

daNS 44501 =

NmlS

M i 11132

1,0

2

44500

221 =⋅=⋅=



mmmmM

Da

i 3162,30395

1113000323233 ≅=

⋅⋅=

⋅⋅=

πσπ

3. Dimensionarea boltului de la articulatia parghiei macanismului de basculare a

cupei la brat.

daNXZR 230219951150 22202

20202 =+=+=

NmlR

M i 5752

1,0

2

23020

2202 =⋅=⋅=


R02 – rezultanta reactiunilor [N]


mmmmM

Da

i 2557,24395

575000323233 ≅=

⋅⋅=

⋅⋅=

πσπ

4. Dimensionarea boltului de la articulatia manerului la brat.

daNXZR 313801151829190 2220

200 =+=+=

NmlR

M i 78452

1,0

2

313800

220 =⋅=⋅=




mmmmM

Da

i 5971,58395

7845000323233 ≅=

⋅⋅=

⋅⋅=

πσπ

5. Dimensionarea boltului de la articulatia bratului la masina.

daNYXR 230219951150' 22202

200 =+=+=

NmlR

M i 5752

1,0

2

23020

2202 =⋅=⋅=




mmmmM

Da

i 2557,24395

575000323233 ≅=

⋅⋅=

⋅⋅=

πσπ

IV.CALCULUL DE STABILITATE

IV.1Stabilitatea statica

IV.1.1. Stabilitatea longitudinala

Stabilitatea statica longitudinala a incarcatorului se determina pentru pozitia din

fig. ?? cind incarcatorul se afla, pe un plan inclinat cu cupa plina si bratul ridicat la

pozitia superioara.

Stabilitatea incarcatorului se micsoreaza la lucru in panta, echilibrul instabil

provenind la anumite valori ale unghiului de panta. Stabilitatea se pierde la un unghi de

inclinare mai mare decat . Pentru un unghi de inclinare egal cu , rezulta ca momentul

static este egal cu momentul de rasturnare :

Ms=Mr

MA = 0 Gn cos * a - Gn sin * hg – Z2L - Fd hg – Gc+p cos * Lc - Gc+p sin * hc -

- F/d * hc = 0

F/d = 0 ; Fd = 0

La limita de stabilitate Z2 = 0

Gn cos * a- Gn sin * hg - Gc+p cos * Lc - Gc+p sin * hc =0

( Gn * a - Gc+p Lc ) * cos = ( Gn * hg + Gc+p * hc ) * sin

Gn = GT + Gb+m = 6000 + 1700 = 7700 daN

Gc+p = Gc + Gp = 300 + 875 = 1175 daN

a = 850 mm

Lc = 3200 mm

hg = 1000 mm

hc = 3000 mm

= arctg * 3000*11751000*7700

3200*1175850*7700

+−

= 140

IV.1.2.Stabilitatea laterala

Stabilitatea statica laterala se determina pentru pozitia din fig.????, cind

incarcatorul se afla pa un plan inclinat lateral cu cupa plina si pozitia bratului la

inaltime maxima.

Stabilitatea laterala se pierde la unghiri de inclirare mai mari decat . La

unghiuri de panta egale cu directia fortei ( G ) , trece prin limita de rasturnare si

utilajul se gaseste in p[ozitia de echilibru instabil. Din aceasta conditie rezulta :

B = 1545 mm – ecartament

h/g = 1400 mm

= arctg * 1400*2

1545 = 28 0

IV.2.Stabilitate dinamica

IV.2.1 Stabilitatea longitudinala la frinare

Stabilitatea dinamica in miscarea rectilinie se caracterizeaza prin marimea

acceleratiei de frinare.

Se considera ca incarcatorul se deplaseaza cu vitaza maxima si, la un moment

dat se frineaza pana la V = 0 ( fig. ???? ; = 0 ).

Spatiul maxim de frinare, din motive de securitate, se considera ca este

(S=2m).

Deceleratia se exprima prin intermediul relatiei :

La limita pentru ca utilajul sa fie stabil, trebuie ca momentul fortelor de

rasturnare sa fie egal cu momentul fortelor de stabilitate :

af ( Gnhg + Gc+phc ) = ( Gna – Gc+p Lc ) g

Gn ( g * a – af hg ) = Gc+p ( g * Lc + afhc )

Pentru ca utulajul sa fie stabil trebuie ca :

Gn ( g * a – af hg ) Gc+p ( g * Lc + afhc )

7700 ( 9.8 * 1.2 – 0.7 * 1 ) 1175 ( 9.8 * 3.2 + 0.7 * 3 )

85162 daNm2/S2 > 39316 daNm2/S2

IV.2.2. Stabilitatea la deplasarea in viraj

La miscarea in viraj, avem echilibru nestabil atunci cind momentul dat de

forta de inertie este egal cu momentul dat de forta de greutate ( fig .?????? ) :

Aceasta egalitate se obtine pentru o anumita valoare a vitezei de miscare in

viraj, respectiv a razei de virare..

Relatia de egalitate intre aceste marimi este :

Daca consideram ca utilajul se deplaseaza cu raza minima de viraj (R=5.42m)

si are cupa incarcata la capacitate maxima, iar bratul este ridicat la pozitia

superioara, atunci rezulta viteza maxima de deplasare in viraj :

Daca micsorarea in curba are loc in panta, inclinarea acestuia se ia in

considerare in calcul viteza limita, care poate provoca rasturnarea laterala a msinii.

Viteza critica in viraj, penru o panta transversala ( = 280 ) se determina cu

relatia:

V = 3.47 km/h

Intrucat viteza minima de lucru a incarcatorului ( 1.5 km/h ) este mai mica

decat viteza ( v = 3.47 km/h ), rezulta ca utilajul se paote deplasa in viraj cu raza

minima si cu viteza cuprinsa intre ( 1.5 si 3.47 km/h ), pe un plan inclinat lateral cu

unghiul de ( = 280 ), fara sa se rastoarne.

V.Calculul productivitatii utilajului

V.1.Durata unui ciclu de lucru cu incarcatorul frontal

Structura timpului total al ciclului de lucru cu incarcatorul frontal este :

T= t1 + t2 + t3 + t4 + t5 + t6 = 2 +4.5 + 2 + 10 +13.5 + 5.4 = 37.4s

Se adopta T = 38s

Unde : t1 – timpul de umplere a cupei [ s ]

t2 – timpul de ridicare a bratului [ s ]

t3 – timpul de descarcare a cupei [ s ]

t4 – timpul total pentru comanda manetelor [ s ]

t5 – timpul de deplasare cu cupa plina [ s ]

t6 – timpul de deplasare cu cupa goala [ s ]

V.2.Productivitatea tehnica

Productivitatea tehnica se determina cu relatia :

Unde : V – capacitatea cupei [ m3 ]

T – timpul total ai ciclului [ s ]

ku – coeficient de umplere

ka – coeficient de afinare

V.3.Productivitatea teoretica

Productivitatea teiretica se determina cu relatia :

Qt = 3600 * T

V = 3600 *

38

9.0 = 85.2 m3/h

Unde :V –capacitatea cupei [ m3 ]

T - timpul total al ciclului [ s ]

V.4.Productivitatea de exploatare

Productivitatea de exploatare se determina cu relatia :

Qe = Qt * ke = 81.2 * 0.7 = 56.84 m3/h

Unde: ke – coeficient de exploatare

VI.Elemente de calcul economic

VI.1.Estimarea pretului masinii

Prêt unitar ( Pi )

Dupa analiza preturilor unor masini similare de pe piata s-au selectionat urmatoarele

preturi :

Model Pretul

[ mii lei ]

Masa

[ kg ]

Prêt unitar

[ lei/hg ]Komatsu

FL 45

647.000 3210 201.000

Liebherr

L306

748.240 3980 188.000

JCB

3CX

SISTEMASTER

760.000 4250 179.000

Liebherr

L506

791.200 4600 172.000

Komatsu

FL 60

901.143 5890 153.000

Schaeff

SKL851

1.043.280 7560 138.000

Se traseaza diagrama de variatie a pretului unitar in functie de masa masinii.

Diagrama este prezentata in figura 17. Se constata ca pretu unitar scade odata cu cresterea

masei masinii.

Cu ajutorul diagramei trasate vom aprecia pretul unitar al utilajului proiectat,

alegind valoarea pretului unitar corespunzatoare unei mase a masinii M = 6000 kg.

Astfel se stabileste pretul unitar

Pi = 151.000 lei/kg

Stabilirea pretului masinii ( Vi )

Vi = Pi * M = 151.000 * 6.000 = 906.000.000 lei

Unde : Pi – pretul unitar [ lei/kg ]

M – masa masinii [ kg ]

VI.2.Calculul cheltuielilor de exploatare

Acest calcul se face in concordanta cu normativul privind cheltuielile de mentenanta

NE – 003/97 si normativul privind asigurarea resurselor ( combustibili si lubrifianti ) NE –

004/97

Stabilirea cheltuielilor de mentenanta

Cheltuielile de mentenanta se determina cu formula :

Unde : cm – indice de cost mediu lunar al mentenantei

Vi – pretul masinii [ lei ]

Vp – pretul pneurilor [ lei ]

kl – coeficient de corectie pentru conditii de lucru mediu

kh – coeficient de corectie functie de varsta masinii

Consumul de combustibil

Consumul mediu de combustibil se estimeaza in functie de puterea motorului diesel

de baza si de tipul utilajului cu fotmula :

Ce = 0.2 * m * N = 0.2 * 0.35 * 85 = 5.951 / ora

Unde : m – factorul de sarcina al motorului

N – puterea nominala a motorului [ CP ]

Consumul de lubrifianti

Consumul de lubrifianti se alege din anexa 3 a normativului NE004/97

Ulei de motor : C1 = 10.4 l/100h

Ulei pentru transmisii mecanice : C2 =4.3 l/100h

Ulei hdraulic : C3 = 4.65 l/100h

Unsoare consistenta : C4 = 4 kg/100h

18583655 tractor cu echipament de buldozer si excavator

Documents