1.4. Calculul mecanismelor incarcatorului frontal

Principalele mecanisme ale unui incarcator frontal sunt: a) mecanismul pentru bascularea cupei; b) mecanismul pentru manevrarea echipamentului de lucru.

1.4.1. Calculul mecanismului pentru bascularea cupei

Presupunand ca a fost adoptata o solutie constructiva a mecanismului pentru bascularea cupei, este necesar apoi sa se aleaga cilindrul hidraulic de actionare a acesteia si sa se determine forta dezvoltata de acesta.

Cursa cilindrului de actionare a cupei se determina pe cale grafica, plecand de la doua cerinte de performanta pe care sistemul de basculare a cupei trebuie sa fie capabil sa le indeplineasca, si anume realizarea unghiurilor de incarcare si de descarcare, care trebuie sa aibe valori constante pe toata inaltimea de ridicare a echipamentului de lucru. Abaterea admisa pentru aceste unghiuri poate varia intre 0 30.

Cea mai defavorabila situatie de calcul este cea in care se incearca rotirea cupei in material, in momentul in care la dintii cupei apare un obstacol rigid, conform schemei din figura 1.

Fig. 1 Fortele care apar in timpul dislocarii unui obstacol rigid aparut la dintii cupei

In acest caz, la muchia cupei apare o rezistenta Rn, iar pentru invingerea acesteia, in cilindrul de actionare a mecanismului de basculare a cupei se dezvolta forta maxima (numita si forta de smulgere), utilajul putand ajunge la limita de stabilitate moment in care reactiunea pe puntea din spate se poate anula.

Daca se izoleaza cupa de restul echipamentului de lucru, asupra acesteia actioneaza un sistem de forte ca in figura 2.

Fig. 2 Schema fortelor care actioneaza cand se izoleaza cupa de restul echipamentului de lucru

Scriind conditiile de echilibru pentru fortele care actioneaza numai asupra cupei, rezulta:

=+= 0TllGlR0M 32c1n02 (1)

unde T reprezinta efortul care apare in tija de basculare a cupei.

3

2c1n

llGlR

T+

= , [N]. (2)

Reactiunea Rn se determina din conditia ca utilajul sa nu depaseasca limita de stabilitate fata de puntea din fata cand reactiunea pe puntea din spate devine zero (N2=0), conform figurii 3.

Fig. 3 Schema fortelor pentru determinarea fortei de smulgere din conditi de stabilitate

Scriind ecuatia de echilibru a fortelor din figura 3 fata de punctul 1, se obtine:

== 0rGrRrG0M eennmbmb1 (3)

de unde rezulta:

''

n

eembmbn

r

rGrGR

= , [N]. (4)

La randul sau, pentru cealalta parte izolata, a sistemului de basculare a cupei, se scrie ecuatia de echilibru, astfel:

Fig. 4 Fortele care actioneaza asupra celeilalte parti izolate a echipamentului de lucru

== 0TllF0M 21101 (5)

de unde:

2

11 l

lTF = ,[N]. (6)

Se impune apoi presiunea maxima, pmax, a circuitului hidraulic care actioneaza cilindrul si se determina astfel diametrul pistonului:

1max1 ApF = , [N] (7)

4DA

21

1pi

= , [m2] (8)

unde A1 este aria activa pistonului, D1 diametrul pistonului. Rezulta:

max

11 p

F4Dpi

= , [m] (9)

Din catalog, se adopta apoi cilindrul hidraulic care trebuie sa indeplineasca conditia:

11 DD logcata . (10)

1.4.2. Calculul mecanismului pentru manevrarea echipamentului de lucru

Pentru calculul acestui mecanism se considera urmatoarele ipoteze de lucru cu incarcatorul, astfel:

a) se presupune ca operatorul deservent al utilajului incearca ridicarea echipamentului de lucru pentru dislocarea unui obstacol rigid aparut la dintii cupei. In acest caz, mecanismul pentru manevrarea echipamentului de lucru trebuie sa fie capabil sa dezvolte forta de smulgere la dintii cupei (Rn). In timpul actionarii cilindrilor hidraulici ai echipamentului, apare in cilindrul mecanismului pentru manevrarea cupei o reactiune care este egala chiar cu forta din cilindru, respectiv F1.

Forta din cilindrul pentru manevrarea echipamentului se determina scriind conditia de echilibru pentru fortele care creeaza moment in jurul articulatiei O, conform figurii 5.

Fig. 5 Schema fortelor pentru determinarea fortei din cilindrul de ridicare-coborare echipament. Ipoteza de calcul 1

Avem astfel: 0lRlGlF0M 1n2e3

'

20 == (11)

3

2e1n'2 l

lGlRF

+= , [N] . (12)

b) se considera cupa adusa la inaltimea maxima pentru descarcare, caz in care forta din cilindrul de manevrare a cupei trebuie sa fie capabila sa mentina cupa la aceasta inaltime, conform figurii 6.

Fig. 6 Schema fortelor pentru determinarea fortei din cilindrul de ridicare-coborare echipament. Ipoteza de calcul 2

Daca se scrie conditia de echilibru pentru fortele care actioneaza la ridicarea echipamentului de lucru, rezulta:

0lFlGQl0M 3''22e10 =+= (13)

3

2e1'2 l

lGQlF += , [N]. (14)

In final, se va alege valoarea maxima pentru forta F2, determinata cu relatiile (12) si (14).

)F,Fmax(F ''2'22 = . (15)

Forta de reactiune care apare in cilindrul de basculare a cupei se calculeaza pe baza fortelor care sunt schematizate in figura 7.

Fig. 7 Determinarea reactiunii din cilindrul de ridicare a echipamentului

Se poate scrie: == 0rTrF0M '1 T

'

1F'

10 (16)

1F

'T'

'

1r

rTF = , [N], (17)

unde 'Tr si 1Fr sunt distantele de la dreptele suport ale celor doua forte, T

si respectiv F1, pana la articulatia O1.

Forta care apare in tija sistemului de basculare a cupei se determina scriind ecuatia de echilibru a fortelor care actioneaza asupra cupei izolate de restul echipamentului, astfel:

=+= 0lTlGQl0M 3'1c202 (18)

3

1c2'

llGQl

T+

= , [N]. (19)

In final, dintre cele doua valori ale fortei de ridicare a echipamentului, determinate cu relatiile (6) si (17), se va alege valoarea maxima. In functie si de presiunea adoptata in instalatia hidraulica, se alege din catalog cilindrul hidraulic pentru manevrarea echipamentului de lucru.

1.5. Ipoteze de calcul pentru constructia metalica a incarcatorului frontal

In etapa de proiectare, trebuie sa se tina seama si de solicitarile constructiei metalice a incarcatorului, studiate in trei ipoteze:

a) utilajul intra cu viteza constanta in gramada si incarca cupa pana in momentul in care apare un obstacol rigid la dintii cupei, conform figurii 8;

Fig. 8 Infigerea cupei in gramada numai din tractiunea utilajului

In acest caz, intreaga constructie a incarcatorului se calculeaza la solicitarea produsa de forta Rx, care se determina cu relatia:

dadadx kGR = , [N] (20)

unde ad este coeficientul de aderenta roata-sol; Gad greutatea aderenta; kd coeficient dinamic de multiplicare a sarcinii; kd=1.25 2.00.

b) operatorul masinii realizeaza incarcarea si ridicarea cupei in momentul in care la muchia cupei apare reactiunea normala Rn. Se poate ajunge in situatia limita a pierderii stabilitatii la partea anterioara a utilajului, caz in care forta Rn se determina cu relatia (4) iar Rx cu relatia (20).

c) operatorul incearca infigerea cupei in material pana cand utilajul ajunge la limita de stabilitatea fata de puntea posterioara, conform figurii 9.

Fig. 9 Incarcarea prin miscari complexe a cupei pana la limita pierderii stabilitatii

Reactiunea verticala Rz se calculeaza cu relatia:

z

mbmbeez02

r

rGrGR0M +== , [N], (21)

iar reactiunea Rx se determina folosind relatia (20) in care greutatea aderenta Gad este ion acest caz egala cu:

zexad RGG = , [N]. (22)

Reactiunea pe puntea din spate a masinii rezulta, pentru aceasta situatie de lucru, din ecuatia de momente fata de punctul 1, astfel:

+

==2z

mbmbeezz201

r

rGrGrRZ0M , [N] . (23)

1.6. Productivitatea incarcatoarelor

Eficienta economica impune ca pentru orice proces tehnologic care se realizeaza cu incarcatorul, sa duca la costuri globale minime in conditiile atingerii unei productivitati maxime. Aceasta exprima capacitatea de lucru a utilajului in conditii normale specifice de exploatare in frontul de lucru.

Astfel, productivitatea tehnica se determina cu formula:

ac

u

t kT66,1ACOLkq100Q

= , (24)

in care Tc este durata ciclului, in min; q - capacitatea nominala a cupei, in m3; ku - coeficientul de umplere al cupei; ka - coeficientul de afanare al materialului; COL - coeficientul de corectie functie de conditiile de organizare si de lucru; A - coeficient de disponibilitate a incarcatorului.

Durata ciclului se poate determina cu relatia: Tc=tb+ ct , (25)

unde tb - timpul pentru ciclul de baza, in min; tc - timpii suplimentari pentru corectii datorita naturii materialului, conditiilor de incarcare si conditiilor de lucru, in min.

Resursa tehnica a incarcatorului frontal rapid cu o cupa, pentru ca acesta sa fie competitiv, trebuie sa fie de minim 10.000 de ore de functionare in conditii grele de lucru.

Durata de utilizare normala, fara interventii de reinnoire (reparatii capitale) trebuie sa fie de minim 6 ani.

Media timpului de buna functionare (MTBF) trebuie sa fie de minim 2.000 de ore de functionare.

Pentru economicitatea mentenantei, pe intreaga durata a resursei tehnice a masinii, costurile pentru mentenanta nu trebuie sa depaseasca 60 - 70% din valoarea de achizitie a masinii, in conditii normale de lucru.

Capabilitatea in primul an de functionare a masinii trebuie sa reprezinte C 0.98 iar rata admisibila a scaderii acesteia sa nu depaseasca 2% pe an.

Disponibilitatea tehnica se calculeaza cu relatia:

rl

lt TT

TA+

= , (26)

in care Tl este timpul efectiv de lucru; Tr - timpul total necesar pentru reparatii curente, reglaje, intretinere.

Disponibilitatea organizatorica se determina astfel:

pl

lt TT

TA+

= , (27)

in care TP este timpul total necesar pentru pregatirea tehnologica a incarcatorului si a conditiilor din frontul de lucru.

Coeficientul de disponibilitate tehnica pentru primul an de functionare, trebuie sa fie A 0,97 iar ca rata anuala admisibila a scaderii acestuia 3% pe an iar coeficientul de disponibilitate pentru mentenanta trebuie sa fie Am 0.90.

Consumul specific de energie al incarcatorului este in functie de puterea motorului, de capacitatea cupei si de conditiile de lucru ale acestuia.

Costul mentenantei pe durata de viata trebuie sa fie de 60-70% din valoarea de achizitie a masinii.