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.
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicMEMORIU TEHNIC
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.
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicMEMORIU TEHNIC
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
U.T.C.BFacultatea Utilaj
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
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
EX 60.0.NC8/50 Pag.4
Figura 1.
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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.
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
EX 60.0.NC11/50 Pag.7
Figura 2.
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
EX 60.0.NC13/50 Pag.9
Figura 3.
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
EX 60.0.NC15/50 Pag.11
Figura 4.
Figura 5.
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
EX 60.0.NC17/50 Pag.13
Figura 6.
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
EX 60.0.NC20/50 Pag.16
Figura 7.
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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:
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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.
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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
urmatoarele caracteristici (figura 9.) :
Diametrul alezajului D = 115 mm
Diametrul tijei d = 70 mm
Presiunea maxima de lucru P = 280 bar
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
urmatoarele caracteristici (figura 9.) :
cmD 34,39,0280
22204' =
⋅⋅⋅=
π
Diametrul alezajului D = 100 mm
Diametrul tijei d = 70 mm
Presiunea maxima de lucru P = 280 bar
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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
U.T.C.BFacultatea Utilaj
TehnologicNOTE DE CALCUL
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.
Scriem ecuatiile de echilibru :
∑ =⋅+⋅=⋅+⋅
=⇒= 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.
Scriem ecuatiile de echilibru :
∑ −=⋅−⋅=⋅−⋅
=⇒= 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.
Scriem ecuatiile de echilibru :
∑ =⋅=⋅
=⇒= 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.
Scriem ecuatiile de echilibru :
∑ =⋅=⋅
=⇒= 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.
Scriem ecuatiile de echilibru :
∑ ⋅+⋅−⋅−⋅=⇒=
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.
Scriem ecuatiile de echilibru :
∑ ⋅+⋅−⋅−⋅=⇒=
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 =⋅=⋅=
unde: l – lungimea boltului [m]
Diametrul minim al boltului va fi:
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 =⋅=⋅=
unde: l – lungimea boltului [m]
R02 – rezultanta reactiunilor [N]
Diametrul minim al boltului va fi:
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 =⋅=⋅=
unde: l – lungimea boltului [m]
R0 – rezultanta reactiunilor [N]
Diametrul minim al boltului va fi:
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 =⋅=⋅=
unde: l – lungimea boltului [m]
R02 – rezultanta reactiunilor [N]
Diametrul minim al boltului va fi:
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