CUVÂNT ÎNAINTE

Lucrarea de faţă constituie un curs destinat studenţilor secţiei de Construcţii civile industriale şi agricole a Facultaţii de Mecanică din Craiova , la elaborarea căruia s-a ţinut seama de programa analitică corespunzătoare.

Cursul nu se pretinde a fi un material amplu care să conţină toate tipurile şi problemele privind maşinile de construcţii ci doar o selecţie a acestora, fiind prezentate elemente generale privind inventarul de mică mecanizare şi anumite tipuri de maşini si utilaje de construcţii.

În acest context, se acordă toată atenţia cunostiinţelor de bază privind mijloacele de muncă în activitatea de construcţii, constituindu-se astfel capitolul 1 al lucrării.

Capitolul 2 este destinat noţiunilor introductive privind maşinile de construcţii, prezentându-se elemente privind construcţia şi calculul organelor comune maşinilor de construcţii, elemente privind echipamentele de forţă ale maşinilor de construcţii precum şi elemente privind mecanica maşinilor de construcţii.

În capitolul 3 sunt prezentate câteva din cele mai frecvent utilizate maşini şi instalaţii pentru ridicat.

Capitolul 4 cuprinde tipurile de maşini pentru lucrări de terasamente.

În capitolul 5 sunt prezentate noţiuni privind maşinile pentru prepararea betonului şi mortarului.

Redactarea cursului s-a făcut pe baza unui amplu material bibliografic.

Autorii mulţumesc şi pe această cale referenţiilor ştiinţifici pentru observaţiile şi sugestiile făcute în vederea elaborării acestui material şi îşi exprimă speranţa csta va fi de un real folos studenţilor cărora le-a fost adresat.

Autorii,

CAPITOLUL 1.

1.1. NOŢIUNI GENERALE PRIVIND CONSTRUCŢIILE

ÎN GENERAL

Tehnologia construcţiilor se dovedeşte o ştiinţă cu un conţinut deosebit de preţios iar studiul său foarte necesar. Activitatea de construcţii se dezvoltă o dată cu progresul societăţii în condiţii de influenţă reciprocă. Nu există nici o ramură a activităţii umane care să nu fie în legătură cu industria construcţiilor, începând cu cele mai simple adăposturi şi terminând cu cele mai mari şi dificile construcţii inginereşti.

Tehnologia construcţiilor este o ramură a ştiinţelor tehnice care studiază şi stabileşte legile ştiinţifice şi principiile privind modul de lucru şi exprimarea calitativă şi cantitativă a forţelor şi mijloacelor de muncă utilizate în procesele de construcţii.

Se numeşte obiect de construcţii orice construcţie distinctă, delimitată spaţial şi care se caracterizează printr-o destinaţie funcţională bine determinată. Exemplu: bloc de locuinţe, şcoală, hală industrială, drum, pod.

Elementele de construcţie este, prin definiţie, o componentă distinctă a unui obiect de constrcţie, având un rol funcţional bine determinat. Exemplu: grindă, stâlp, perete, planşeu, acoperiş, etc.

Articolul de lucrare este partea componentă distinctă ce concură la alcătuirea unui element de construcţii, având un rol bine determinat. Exemplu: un perete cuprinde în alcătuirea sa, ca articole de lucrare: zidărie, tencuială, zugrăveală.

5

Întregul complex de acţiuni şi activităţi desfăşurate în scopul executării integrale a unui obiect de construcţii constituie lucrările de construcţii.

Acestea, din punct de vedere al scopului, pot fi:

• lucrări de construcţii propriu-zise

• lucrări de instalaţii

• lucrări de montaj

Gruparea care cuprinde toate procesele complexe cu acelaşi specific se numeşte categorie de lucrări.

Exemplu:

• lucrările în infrastructura unui obiect de construcţii.

• lucrările de finisaj.

• lucrări de drumuri, etc.

Clasificarea obiectelor de construcţii din punct de vedere a destinaţiei, cuprinde 25 de grupe. Câteva din acestea sunt:

• construcţii civile

• construcţii industriale

• construcţii hidrotehnice

• construcţii de drumuri

1.2. NOŢIUNI INTRODUCTIVE CU PRIVIRE LA MIJLOACELE DE MUNCĂ ÎN ACTIVITATEA DE

CONSTRUCŢII

Unele din domeniile principale de activitate în care se desfăşoară lucrările de construcţii sunt cele privind lucrările de transport, lucrările pregătitoare ca de exemplu eliberarea amplasamentului, lucrări de fundaţii, lucrări de prelucrare a materialelor pentru pregătirea la o formă semifinită ca de exemplu prepararea betonului, lucrări de introducere în opera care

6

reprezintă şi lucrări de bază (principale), lucrări ce intervin după introducerea în operă.

Se definesc în primul rând uneltele ca fiind sisteme de corpuri solide, portabile, care au rolul de a acţiona asupra altor corpuri solide pentru a le provoca o transformare fizică sau prelucrare în cadrul unei faze dintr-un proces tehnologic.

Părţile active ale uneltelor poartă numele de scule. De exemplu: pânza unui ferăstrău, cuţitul la o rindea, etc.

Lanţul cinematic se defineşte a fi un sistem tehnic format din elemente care sunt astfel legate între ele încât asigură o mobilitate relativă a unuia faţă de celălalt.

Mecanismul este un lanţ cinematic închis, cu un element fix şi cu mişcări legate (desmodrome) ce transmite şi transformă mişcarea de la elementul iniţial (conducător) la elementul final (condus).

Motorul – este un sistem tehnic ce transformă energia aflată sub diferite forme, în energie mecanică de mişcare în spaţiu a unor corpuri solide (energie stereo-mecanică).

După felul construcţiei motorului deosebim:

motoare cu piston, semirotative, cu rotor piston, cu rotor (motorul electric), cu pistoane libere.

După felul energiei folosite deosebim:

motoare termice (cu benzină, cu motorină)

motoare electrice (transformă energia electrică în energie mecanică de mişcare)

motoare pneumatice, hidraulice, eoliene şi motoare cu aburi.

7

Maşina se defineşte ca un sistem tehnic alcătuit din organe solide cu mişcări legate care transformă energia stereomecanică în alte forme de energie şi invers.

Maşinile se clasifică în:

• maşini de forţă – care servesc la obţinerea unei forme de energie care de obicei mai este supusă unor transformări înainte de a fi folosită direct.

• maşini de lucru – care cedează energia mecanică sub forma în care este folosită direct în tehnică.

La rândul lor, maşinile de forţă se împart în:

• maşini motoare – care primesc energia sub diferite forme şi cedează în schimb energia mecanică unor corpuri solide în mişcare.

• Maşini generatoare – care primesc energia mecanică a unor corpuri în mişcare şi cedează în schimb alte forme de energie.

Cele mai răspândite în construcţii sunt generatoarele hidraulice (pompele) şi generatoarele pneumatice (compresoa-rele).

Din categoria maşinilor de lucru fac parte şi majoritatea maşinilor de construcţii.

Maşina-uneltă se defineşte ca o maşină prelucrătoare, prevăzută cu scule, care permit prelucrarea unor obiecte metalice sau nemetalice, prin solicitări mecanice. Exemplu: maşina circulară, maşina de îndreptat şi tăiat oţel beton, etc.

Ansamblul compus din maşini, aparate, dispozitive şi echipamente accesorii se numeşte utilaj de construcţii.

Acest complex efectuează anumite lucrări sau procese de lucru pe un şantier de construcţii. Exemplu: macaraua turn.

8

Se mai numeşte utilaj şi fiecare maşină sau aparat mai important care face parte din ansamblul de utilare al unei instalaţii industriale sau a unei linii tehnologice industriale.

De exemplu:

• utilaje pentru transporturi

• utilaje pentru executarea unor procese tehnologice

Sfera noţiunii de utilaj cuprinde şi noţiunea de maşină.Instalaţia este ansamblul de construcţii, aparate, maşini şi

accesorii montate astfel încât să formeze un tot unitar, care poate fi folosit pentru executarea unui proces tehnologic complex.

Ca şi noţiunea de utilaj, sfera noţiunii de instalaţie cuprinde şi noţiunea de maşină.

Sistemele tehnice, în general, pot fi descompuse în ansambluri şi subansambluri.

Ansamblurile sunt părţi componente ale maşinilor sau aparatelor, alcătuite din grupe mari de mecanisme şi piese, cu rol funcţional bine determinat.

Subansamblurile sunt părţi componente ale ansamblurilor şi sunt alcătuite din câte un mecanism sau din câte o grupă de piese cu rol funcţional limitat.

Organele de maşini sunt părţi componente ale maşinilor şi mecanismelor, alcătuite din piese sau ansambluri de piese, fără mobilitate mutuală în serviciu, putând fi calculate şi proiectate în mod independent.

Cu toate diferenţele constructive rezultatele din necesitatea îndeplinirii unor procese tehnologice foarte variate, din punct de vedere principal, aproape toate maşinile de construcţii sunt alcătuite din aceleaşi părţi componente şi anume:

• echipamentul de lucru

• echipamentul de forţă sau de putere (motorul)

• sistemul de transmisii

9

• sistemul de comandă

• mecanismul de deplasare (la cele mobile).

În afara acest părţi componente la unele maşini de construcţii capătă o dezvoltare apreciabilă scheletul de susţinere şi instalaţiile auxiliare.

O maşină cuprinde totdeauna în alcătuirea sa un motor, deci posedă sursă proprie de energie. Întregul parc de maşini şi utilaje de construcţii formează un inventar de mecanizare. Inventarul de mică mecanizare cuprinde uneltele şi dispozitivele perfecţionate cu ajutorul cărora muncitorul obţine un randament sporit în procesul de producţie.

10

CAPITOLUL 2.TEORIA MAŞINILOR DE CONSTRUCŢII

În această parte sunt tratate succint problemele generale cu caracter teoretic şi constructiv.

2.1. NOŢIUNI INTRODUCTIVE PRIVIND MAŞINILE DE CONSTRUCŢII

2.1.1. CLASIFICAREA MAŞINILOR DE CONSTRUCŢII

Criteriile după care se poate face clasificarea maşinilor de construcţii sunt destul de numeroase.

Astfel se pot face clasificări în funcţie de:

• particularităţile procesului tehnologic îndeplinit

• construcţia echipamentului de lucru

• construcţia echipamentului de forţă

• sistemul de comandă

• particularităţile schemei cinematice a transmisiilor

• particularităţile mecanismului de deplasare

• puterea instalată

În general maşinile şi utilajele de construcţii se clasifică pe categorii de maşini, pe baza particularităţilor procesului tehnologic îndeplinit, deoarece acest criteriu determină schema cinematică a maşinii şi construcţia organelor componente şi se subclasifică după construcţia echipamentului de forţă, etc.

Clasificarea generală a maşinilor şi utilajelor de construcţii după particularităţile procesului tehnologic îndeplinit este următoarea:

• maşini utilizate pentru încărcare-descărcare

11

• maşini de ridicat şi maşini de ridicat-transportat

• maşini şi utilaje utilizate pentru lucrări de terasamente

• maşini şi utilaje utilizate la lucrările de fundaţii

• maşini şi instalaţii utilizate la lucrări de zidărie şi tencuială

• maşini şi instalaţii pentru prelucrarea, sortarea şi spălarea agregatelor

• maşini pentru pregătirea, turnarea şi îndesarea betonului şi mortarului

• maşini utilizate la lucrări de vopsitorii, zugrăveli şi finisaje

• maşini utilizate la lucrări de drumuri

• maşini utilizate la lucrări de batere a piloţilor.

2.1.2. METODE GENERALE DE CALCUL ŞI DE DETERMINARE A SARCINILOR DE CALCUL

Calculul organologic al maşinilor de construcţii se face fie considerând sarcinile maxime, fie sarcinile normale, care corespund regimului normal de lucru. Pentru determinarea sarcinilor de calcul se stabileşte schema constructivă şi se analizează influenţa fiecăreia dintre forţele care acţionează asupra organului sau subansablului considerat.

Maşinile caracterizate prin oscilaţii bruşte şi frecvente ale sarcinilor, cu apariţia de lovituri şi şocuri (miuri, concasoare) se dimensionează numai la sarcinile limită. Maşinile cu aceeaşi sarcină, însă cu dispozitive pentru amortizarea şocurilor (excavatoarele, macaralele, maşinile de săpat-transportat), se calculează la sarcinile limită şi se verifică la sarcina normală.

12

2.1.3. DINAMICA MECANISMELOR ŞI MAŞINILOR. ELEMENTE DE CALCUL

După cum se ştie, motorul de antrenare al unei maşini se alege în funcţie de puterea pe care trebuie să o dezvolte în cazul funcţionării normale a maşinii sau mecanismului considerat şi se verifică dacă la pornire dezvoltă cuplul motor necesar pentru a ajunge la viteza de regim în timpul de accelerare, fie el ta, considerat dat.

La fiecare mişcare de lucru a unui mecanism se disting: o perioadă de accelerare, o perioadă de regim (permanent) şi o perioadă de frânare. În perioada premergătoare mişcării de regim motorul de antrenare produce, şi respectiv maşina consumă, un lucru mecanic suplimentar egal cu lucrul mecanic necesar pentru echilibrarea forţelor de inerţie ale tuturor maselor care din starea de repaus trebuie aduse la viteza de regim; în perioada de frânare, energia cinetică a maselor în mişcare este consumată de frână; în perioada corespunzătoare mişcării de regim, forţele motoare sunt egale cu forţele rezistente. În cazul mecanismelor antrenate de motoare electrice individuale timpul de accelerare depinde de cuplul motor în exces al motorului şi de tipul dispozitivului de pornire. În cazul maşinilor echipate cu un singur motor, puterea acestuia se alege în funcţie de puterea neceară tuturor mecanismelor care lucrează simultan. În acest caz, timpul de accelerare al fiecărui mecanism este determinat numai de regimul de lucru al comenzilor (cuplării şi frânării). Durata şi continuitatea accelerării depinde numai de sensibilitatea şi gradul de cuplare al ambreajelor cu fricţiune. Diferenţa dintre turaţia arborelui motor şi a arborelui condus se compensează prin alunecarea discului de fricţiune al ambreajului.

Calculul dinamic al mecanismelor şi maşinilor constă în :

13

a) determinarea sarcinilor suplimentare care acţionează în perioada de pornire asupra elementelor mecanismului sau organelor maşinii considerate;b) determinarea puterii necesare a motoarelor de antrenare şi a momentului de frânare pe care trebuie să-l dezvolte echipamentul de frânare în timpul de frânare, fie el tf ;c) cunoaşterea legilor după care se face pornirea şi frânarea mecanismului sau a maşinii considerate:d) determinarea timpului necesar de accelerare ta şi de frânare tf

pentru motoarele şi frânele date.Să mai observăm că, dacă la maşinile cu deplasare pe

orizontală, drumul de frânare nu depinde de sensul mişcării, la mecanismele de ridicare, deplasarea sarcinii producându-se pe verticală, drumul de frânare depinde de faptul dacă frânarea se face la ridicarea sau coborârea sarcinii, în ultimul caz drumul de frânare fiind, evident, mai mare.

2.2. NOŢIUNI CARACTERISTICE PRIVIND CONSTRUCŢIA ŞI CALCULUL ORGANELOR

COMUNE MAŞINILOR DE CONSTRUCŢII

Organele de maşini sunt părţi componente ale maşinilor şi mecanismelor, alcătuite din piese sau ansambluri de piese, putând fi calculate şi proiectate în mod independent.

2.2.1. OBIECTUL ŞI IMPORTANŢA STUDIULUI ORGANELOR DE MAŞINI

Inginerul constructor trebuie să cunoască principalele organe de maşini ce intră în compunerea maşinilor şi utilajelor folosite în construcţii, deoarece pe şantierele de construcţii el este

14

acela care exploatează maşinile, utilajele şi instalaţiile pentru construcţii.

Un organ de maşină poate fi – simplu, adică format dintr-o singură piesă (de ex. un şurub care asamblează două piese, o pană longitudinală), sau compus – adică format din mai multe piese (de ex. lagărele pe care se reazemă arborii, biela care face legătura dintre arbore şi piston în mecanismul motor cu biela manivelă).

Nici o maşină nu poate funcţiona corect, sigur şi economic dacă organele maşinii din care este alcătuită nu sunt calculate, proiectate şi executate în mod corespunzător.

Progresul în construcţia de maşini imprimă aprofundarea continuă a organelor de maşini.

Folosirea organelor de maşini, în sensul rolului funcţional, a început din timpuri foarte vechi odată cu roata şi osia, cu scripeţii şi pârghiile, cu penele şi şuruburile.

Fiind elemente componente, organele de maşini trebuie să îndeplinească aceleaşi condiţii ca şi maşina însăşi.

Principalele condiţii generale cerute organelor de maşini sunt următoarele:1 –îndeplinirea integrală a rolului funcţional2 –siguranţa în exploatare sub aspecte de: - rezistenţa statică şi la oboseală - deformaţii - vibraţii - temperatură - etanşeitate3 –durabilitate economică, adică: - evitarea ruperilor la oboseală - evitarea uzurii premature - evitarea uzurii morale

15

4 –tehnologicitatea, adică să se poată executa din material uşor de prelucrat, să aibă forme simplificate, etc.5 –respectarea standardelor în vigoare6 –uşurinţa transportului

Din studiul condiţiilor cerute organele de maşini rezultă că în proiectare se fac calcule de rezistenţă de vibraţii, de uzură şi de durabilitate, de încălzire, de economicitate.

Materialele utilizate pentru construcţia organelor de maşini sunt:- oţeluri obişnuite OL 34, OL 37, OL 42, OL 50, OLC 35, OLC 45;- oţeluri aliate cu crom, molibden, siliciu,

nichel, etc.Ş- oţeluri carbon de calitate OLC 25, OLC 35,

OLC 45;- oţeluri speciale cu nichel (pentru temperaturi

foarte ridicate);- aliaje Al – Mg, Al – Ca – Mg;- fontă obişnuită sau fonte speciale;- bronzurile;- materiale siderizate;- materiale antifricţiune nemetalice: lemn,

cauciuc, sticlă, grafit;- materiale nemetalice: cauciuc, plută.

2.2.2. CLASIFICAREA ORGANELOR DE MAŞINI

Organele de maşini se pot clasifica după mai multe criterii şi anume:

După rolul funcţional organele de maşini se clasifică în:1. organe de asamblare - demontabile

- nedemontabile

16

- elastice2. organele mişcării de rotaţie - osii şi arbori

- organe de rezemare- organe de legătură

3. organele transmisiilor mecanice- organe pentru transmisii directe- organe pentru transmisii indirecte

Detaliat organele de maşini se pot prezenta astfel:1a. - asamblări prin formă

- asamblări prin pene- asamblări prin caneluri- asamblări prin bolţuri şi stifturi- asamblări prin şuruburi- asamblări prin forţe de frecare folosind forma- asamblări prin forţe de frecare folosind strângerea

1b. - îmbinări prin nituire- îmbinări sudate- îmbinări prin lipire- îmbinări prin încleiere

1c. - arcurile

2a. - cu axa geometrică dreaptă- cu axa geometrică cotită- cu secţiune plină- cu secţiune inelară

- osii fixe- osii oscilante- osii rotative

- osii şi arbori orizontali

17

- osii şi arbori verticali- osii şi arbori înclinaţi

2b. - cuplaje - permanente - fixe- mobile

- intermitente (ambreiajele)- automate

3a. - roţi cu fricţiune- angrenaje (roţi dinţate)

3b. - curele- lanţuri- cabluri- benzi metalice

În ceea ce priveşte organele de asamblare elastice (arcurile), acestea sunt organe de maşini care prin forma lor şi calităţii de elasticitate ale materialului din care sunt executate, sub acţiunea forţelor exterioare ajung la deformaţii relative mari, revenind la forma iniţială după îndepărtarea acestor forţe. În timpul deformaţiei elastice, arcurile înmagazinează lucru mecanic efectuat de forţa exterioară cu posibilitatea de a-l reda integral sau parţial în perioada de revenire, în funcţie de existenţa frecărilor între elementele componente sau în materialul însăşi.

Arcurile formează o legătură elastică între părţile sau piesele unei maşini, ale unui mecanism, aparat sau dispozitiv.

Arcurile au multiple întrebuinţări şi anume:- amortizarea energiei de şoc şi a vibraţiilor (arcurile vehicolelor)- acumularea de energie ce trebuie redată treptat sau în timp scurt, respectiv readucerea unor piese în poziţie iniţială (arcurile supapelor motoarelor cu ardere internă)

18

- exercitarea unor forţe elastice permanente (arcurile unor ambreiaje)- limitarea forţelor- pentru reglare.

2.2.3. ORGANELE MIŞCĂRII DE ROTAŢIE2.2.3.1. Lagăre şi fusuri

Verificarea fusurilor (şi deci a lagărelor) la încălzire se face cu relaţia:

pm • vef ≤ (pa • v)a (1)

unde:

dl

Npm ⋅

= este presiunea medie pe fus (fig. 2.1); (2.2)

l – lungimea fusului;d = 2R – diametrul fusului;N – încărcarea fusului;

60

dnRv f

πω =⋅= [m/s] este „viteza periferică a fusului”; (2.3.)

n [rot/min] - turaţia fusului;

pa – presiunea admisibilă.

19

Fig.2.1La construcţiile normale, lagărele şi fusurile arborilor au

lungimea l = (1,2 ... 2)d, (2), iar la construcţiile cu gabarite reduse l = (0,75 ... 1,5)d.

Presiunile admisibile şi produsurile admisibile (pa v)a se găsesc tabelate.

Randamentul lagărelor cu frecare de alunecare se determină cu formula :

D

dµη −=1 (2.4.)

unde:D – diametrul la care acţionează forţa periferică a elementului în rotaţie;

µ - coeficientul de frecare.

La calculul rulmenţilor lagărelor cu rulmenţi, durata minimă a rulmenţilor se determină pornind de la durata de

funcţionare h [ore] a maşinii între două reparaţii capitale, care în

majoritatea cazurilor este de 3000 ÷ 4000 ore de funcţionare continuă. Pentru ansamblurile mai importante şi maşinile

complicate se recomandă ca h ≥ 20.000 ore.

2.2.3.2. Osii şi arbori

20

Osiile sunt organe de maşini care susţin alte organe în rotaţie, în oscilaţie sau în repaus ale maşinilor, agregatelor sau vehicolelor, fără a transmite momente de răsucire, fiind solicitate în principal la înconvoiere.

Eforturile unitare de răsucire provocate de frecările în reazeme sunt neglijabile.

Arborii sunt organe de maşini care se rotesc în jurul axei geometrice, transmiţând momentele de răsucire prin intermediul altor organe pe care le susţin sau care sunt asamblate (roţi, biele, cuplaje). Prin această funcţiune principală a lor, arborii sunt solicitaţi în principal la răsucire dar totodată şi la înconvoiere.

Osiile drepte reprezintă cazul general, cu utilizarea cea mai mai largă (vagoane, maşini şi aparate de ridicat).

Osia fixă are rolul numai de a susţine un alt organ care se roteşte.

Osia rotativă (osia vagonului) se învârteşte odată cu roata solidarizată pe ea.

Arborii drepţi îşi găsesc utilizarea la transmisiile mecanice prin curele sau roţi dinţate. Arborii cotiţi sunt caracteristici motoarelor, coturile făcând parte din ansamblul mecanismului care transformă mişcarea rectilinie transmisă de piston în mişcare de rotaţie a arborelui.

21

Fig. 2.2

Diametrul de calcul al unui arbore cu o singură pană se consideră de = 0,96d; în cazul a două pene dispuse la 1200, de=0,93d; în cazul a trei pene dispuse la 1200 sau a două dispuse la 1800, de = 0,9d. În cazul arborilor canelaţi, diametrul de calcul se consideră egal cu diametrul interior al părţilor canelate.

Săgeata admisibilă a arborilor se calculează cu relaţia:

300aly = , (2.5.)

în cazul transmisiilor cu roţi dinţate cilindrice, sau cu relaţia:

500aly = ,

în cazul transmisiilor cu roţi dinţate conice, unde la este distanţa dintre organele montate pe arbore, care transmit momentul de torsiune.

Momentul de torsiune aplicat arborelui motor este dat de relaţia

n

PM med

t 95500= [daN ⋅ cm] (2.6)

unde:

P [kw] - puterea de regim a motorului;

n [rot/min] - turaţia arborelui motor.

Pentru determinarea momentului de torsiune al arborelui care se dimensionează, trebuie să se cunoască raportul de

transmitere „i” şi randamentul transmisiei η de la motor la arborele considerat.

Dacă motorul acţionează simultan mai multe mecanisme, trebuie să se cunoască puterea maximă care poate fi transmisă fiecăruia dintre mecanismele care intră în calcule. La

22

determinarea acestei puteri se porneşte de la condiţia de funcţionare a întregii maşini.

Dacă se calculează un mecanism oarecare al unui excavator sau al unei macarale, echipate cu un singur motor, trebuie să se ţină seama că atunci când variază rezistenţa pe dinţii cupei, sau în momentul când începe rotirea, este posibil ca toată puterea motorului să fie utilizată pentru antrenarea, fie a mecanismului de ridicare, fie a mecanismului de împingere, fie a mecanismului de rotire (dacă, evident, momentele maxime aplicate acestor mecanisme nu sunt limitate de cuplajele de siguranţă). Să mai observăm că rezistenţele admisibile se aleg în funcţie de condiţiile în care lucrează osiile şi arborii consideraţi.

2.2.3.3. Frânele

Frânele cu bandă şi cu saboţi sunt cele mai utilizate. Pentru ca ambreajele cu fricţiune şi frânele să funcţioneze sigur în orice condiţii, trebuie ca forţa periferică de calcul să fie mai mare decât forţa periferică corespunzătoare situaţiei de regim, adică:

tr

ttc F

D

MF

⋅= β2 (2.7)

unde:Mt - momentul de torsiune;Dr - diametrul roţii cu care se solidarizează tamburul de frânare;

β - coeficientul de suprasarcină (de exemplu, în cazul excavatorului cu mecanisme propriii de deplasare şi cu regim uşor

şi mediu de lucru β =1,5 ,iar cu regim greu β =2).

Frânele care la cuplare şi decuplare necesită forţe mari sunt comandate mecanic, servomotoare. Dezavantajul tuturor frânelor cu bandă este că provoacă sarcini suplimentare pe arborii pe care sunt montate.

23

Fig. 2.3.a

Fig. 2.3.b

1. Tambur cu frână2. Plăci speciale de azbest sau saboţi de lemn3. Bandă de frână4. Nituri cu cap înecat (din cupru sau din aluminiu)

Frânele cu bandă se confecţionează din benzi de oţel late

de 40 ÷ 1500mm (pentru lăţimi mai mari se utilizează benzi

duble) şi groase de 2 ÷ 5mm, iar garniturile se execută din ferodon (fig 2.3).

Fie T1 tensiunea în ramura benzii care se înfăşoară pe tambur şi T2 tensiunea în ramura care se desfăşoară de pe tambur. Este cunoscută relaţia lui Euler:

24

T1 = T2 ⋅ eµ α

unde:T2 = T1 - Ft

Ft - forţa care acţionează la periferia tamburului;

α - unghiul de înfăşurare a benzii (nu mai mic de 2700);

µ - coeficientul de frecare;

Din relaţia (2.8) şi (2.9) rezultă:

11 −⋅= µ α

µ α

e

eFT t (2.10)

Pe de altă parte, presiunea maximă dintre bandă şi tamburul de frână este dată de relaţia:

bD

Tp

t ⋅≥ 1

max

2,

(2.11)

unde:Dt – diametrul tamburului de frânare;b – lăţimea benzii; se consideră că b=0,125 Dt (2.12)

Evident că:

t

tt D

MF

2= (2.13)

Extrăgând pe Dt din relaţia (2.11) şi ţinând seama de relaţiile (2.10), (2.12) şi (2.13), rezultă:

( )3

max 1

42

−= µ α

µ α

ep

eMD t

t

(2.14)

25

Diametrul roţii cu care se solidarizează tamburul de frână rezultă din relaţia constructivă

Dr ≥ (1,4 ÷ 1,5) Dt (2.15)

Valorile presiunii admisibile „p” de contact se găsesc tabelate. Pentru calculele de verificare trebuie respectată condiţia:

tDb

Tp

⋅≥ 22

(2.16)

Deoarece gabaritele frânei sunt cu atât mai mici cu cât momentul de torsiune este mai mic (vezi relaţia 2.14), se recomandă ca frânele să se monteze cât mai aproape de motor, adică pe arbori cu turaţii mari şi momente de torsiune mici (vezi şi relaţia 2.6).

Verificarea la încălzire se face admiţând (pa v)a ≤ 50

pentru frâne, (pa v)a ≤ 20 pentru ambreajele cu răcire rea şi (pa v)a

≤ 30, pentru ambreaje cu răcire bună. Gabaritul mic al frânei are totuşi şi un dezavantaj datorită eliminării mai grele a căldurii.

2.2.3.4. Cabluri

Cele mai des răspândite sunt cablurile cu răsucire paralelă, sârmele lor tratându-se termic pentru eliminarea tensiunilor interioare care apar la răsucirea cablului.

Cablurile răsucite cruciş rezistă mai bine la presiune şi nu se desfac sub acţiunea sarcinii suspendate liber, ele folosindu-se în cazul înfăşurării cablului pe tambur în mai multe straturi. Cablurile se dimensionează în funcţie de tensiunea maximă de calcul.

26

c

TT rup

c = (2.17)

unde:Trup – tensiunea de rupere a cablului (dată în catalog)C – coeficientul de siguranţă (în construcţiile de macarale, de exemplu, el se ia în funcţie de raportul minim dintre diametrul „D” al scripetelui, respectiv tamburului, şi diametrul „d” al cablului.

2.2.3.5. Lanţuri

Des răspândite sunt lanşurile cu role şi lanţurile dinţate, ele fiind sigure în exploatare, au randament ridicat şi se repară uşor. Din aceste motive, transmiterea mişcării la şenilele maşinilor cu greutate până la 160 tf se face prin lanţuri. Lanţurile se folosesc la viteze de până la 12 m/s sau chiar 16 m/s. Pentru reducerea sarcinilor dinamice se micşorează dimensiunile roţilor dinţate şi pasul lanţului.

2.3. ECHIPAMENTE DE FORŢĂ

2.3.1. CLASIFICARE

După felul energiei folosite, maşinile de construcţii se clasifică în maşini cu echipament de forţă propriu şi maşini care utilizează energie din exterior. În prima categorie intră maşinile echipate cu motoare termice, iar în a doua categorie intră maşinile cu acţionare electrică, pneumatică sau hidraulică, alimentate din reţelele de forţă exterioare.

27

După numărul unităţilor de forţă utilizate se disting acţionări de la un singur motor şi acţionări cu mai multe motoare.

În primul caz, dacă există mai multe mecanisme, este nevoie de comenzi independente, cuplarea unităţilor de forţă cu mecanismele acţionate făcându-se cu ambreiaje conice, ambreiaje cu discuri, ambreiaje cu bandă sau cu gheare. În cel de-al doilea caz, fiecare mecanism de bază având motor propriu, prezenţa ambreiajelor nu mai este justificată în general; ele apar numai dacă motorul mai deserveşte, în afară de mecanismul principal şi un mecanism auxiliar.2.3.2. CLASIFICAREA MEŞINILOR DE CONSTRUCŢII DUPĂ ÎNCĂRCAREA INSTALAŢIEI DE FORŢĂ

a) Maşini şi mecanisme cu încărcare constantă sau aproape constantă acţionate de motoare ireversibile

Aceste maşini sunt caracterizate prin viteză aproape uniformă şi cuplări rare (circa 50-70 cuplări/oră), în majoritatea cazurilor funcţionând continuu. Aceste maşini se recomandă să nu fie supraîncărcate. În această categorie intră betonierele, malaxoarele, ciururile cilindruce, transportoarele, pompele centrifugale, compresoarele etc.

b) Maşini şi mecanisme caractetizate prin şocuri bruşte şi frecvente, vibraţii în funcţionare, viteze puţin variabile şi mişcare reversibilă sau rar reversibilă.

În această categorie intră concesoarele, ciururile excentrice, vibratoarele, mecanismele de ridicare ale macaralelor, mecanismele de deplasare etc. Instalaţiile de forţă la aceste maşini se caracterizează printr-o rezistenţă mecanică mare şi o rezervă corespunzătoare de putere; sunt prevăzute cu volanţi pentru uniformizarea mişcării. Tot aici mai intră şi screperele, grederele, excavatoarele cu mai multe cupe şi elevatoarele, caracterizate în

28

plus prin viteze variabile şi relativ mici. Toate aceste maşini au o funcţionare continuă şi cu viteza organului de lucru relativ mică, cu excepţia poate a elevatoarelor şi screperelor, care lucrând în terenuri grele sau uşoare, dar afânate, au viteze mai mari.

c) Maşini caracterizate prin şocuri şi izbituri frecvente şi puternice, viteze continuu variabile şi inversări şi cuplări dese (cca 1200/h)

În această categorie intră excavatoarele cu o singură cupă, macaralele puternice, buldozerele, scarificatoarele şi alte maşini cu regim greu de lucru. Putem introduce aici şi perforatoarele, sonetele, maiurile, etc., la care regimul de funcţionare se deosebeşte de-al primelor prin prezenţa şocurilor ca unică formă de acţionare a organului de lucru; la aceste maşini se renunţă, în majoritatea cazurilor la legătura cinematică rigidă dintre organul de lucru şi motor.

2.3.3. OBSERVAŢII CU CARACTER GENERAL

Acţionarea electrică este mai comodă şi mai raţională, dacă există o sursă de energie electrică pe locul de lucru şi dacă nu se cere ca maşina să aibă o mobilitate deosebită, ceea ce ar face-o prea dependentă de sursele de energie.

Ea are o serie de avantaje, cum ar fi: permite utilizarea motoarelor individuale pentru fiecare mecanism, ceea ce simplifică schema cinematică a maşinii (exclude transmisii greoaie şi existenţa unor cuplaje complicate şi sensibile în exploatare); manipularea aparatelor de comandă se face uşor; comenzile pot fi transmise la distanţă prin contactoare şi relee; motoarele electrice montate pe maşinile destinate unor lucrări deosebit de grele pot suporta supraîncărcări mari de scurtă durată,

29

fără a se defecta (cuplul necesar de pornire se obţine tocmai datorită posibilităţii de supraîncărcare a motorului); etc.

2.4. TRANSMISIA LONGITUDINALĂ, PROPULSIA ŞI MECANISMUL DE DEPLASARE

Maşinile de construcţii se echipează cu mecanisme de deplasare de tipul pe roţi (metalice, cu jante cu pneuri, de cale ferată, cu jante cu cauciucuri pline), cu şenile, cu roţi şi şenile şi cu echipamente schimbătoare.2.4.1. MECANISMELE DE DEPLASARE CU ROŢI2.4.1.1. Mecanismul de deplasare pe roţi cu pneuri

Acesta poate fi alcătuit: dintr-un şasiu de autocamion (cazul maşinilor sub 7 tf), dintr-un şasiu special cu suspensie elastică (cazul maşinilor sub 15 tf) sau cu suspensie rigidă (cazul maşinilor grele), sau dintr-un şasiu de construcţie specială (cazul maşinilor foarte grele) şi, în toate cazurile, din aparatele de rulare respective.

Mişcarea pentru deplasare poate fi preluată de la motorul maşinii sau de la un motor special montat pe şasiu. Cu astfel de mecanisme sunt dotate, de exemplu, automacaralele, excavatoarele universale, excavatoarele auto etc.

2.4.1.2. Mecanismul de deplasare pe roţi de cale ferată

Acesta este alcătuit, în principiu, în cazul maşinilor până la 10 tf, dintr-o platformă montată pe două osii echipate cu roţi de cale ferată cu diametrul de 300-400 mm. În fig. 2.4. se dă schema

30

cinematică a transmiterii mişcării de la motorul maşinii la roţile motoare, în cazul macaralelor autopropulsate.

Transmiterea mişcării de la motor la roţile motoare 5 se face prin lanţurile 1 cu role sau cu role şi bucşe şi o serie de roţii dinţate 2, pentru lanţ, montate pe osia transversală 3 şi osiile motoare 4. Maşinile grele, macaralele şi excavatoarele se montează pe platforme sau pe boghiuri (de cale ferată).

Condiţia ca aceste maşini grele să circule în garniturile de cale ferată este ca organele transmisiei mecanismului de deplasare (lanţurile şi roţile dinţate) să fie demontabile. Pentru transport se scot vinciurile laterale de sprijin şi după demontare, maşina propriu-zisă şi echipamentul de lucru se încarcă pe două platforme de cale ferată, iar inferior se coboară pe osiile proprii şi se introduce în garnitura convoiului.

31

Fig. 2.4.

2.4.2. MECANISMUL DE DEPLASARE PE ŞENILE

Zalele sau elementele de şenile sunt articulate între ele prin bolţuri de şenilă, aşa încât formează un lanţ închis, forma zalelor depinzând de performanţele cerute mecanismului de deplasare. Şenilele se clasifică, după forma căii de rulare a elementului de şenilă, după modul de rulare al roţilor purtătoare pe şenilă şi după felul cum se face angrenarea cu roata motoare. Se compun din zale, bolţurile de articulaţie şi dispozitivele de asigurare a bolţurilor. Roţile purtătoare se montează pe lagăre (cu rulmenţi conici sau cu bucşe de bronz) etanşate prin labirinte şi simeringuri şi sunt susţinute de nişte axe fixe de lanjeroanele maşinii. Forma acestor roţi este strâns legată de forma zalei (fig. 2.5); roţile de susţinere (rulourile) sunt similare cu roţile purtătoare, însă mai slab dimensionate.

32

Fig. 2.5.

Roţile motoare 1 sunt roţi dinţate sau roţi cu alveole, montate în spate şi primesc mişcarea de la motor, pe care o transmit mai departe şenilelor, cu care angrenează în permanenţă, contribuind astfel la deplasarea autovehiculului. Pasul roţii reprezintă (în cazul autotractoarelor cu viteză mare) dublul pasului şenilei. Roţile de întindere 2 se montează în faţă (fig. 2.6.) şi au rolul de a susţine şi de a ghida şenilele. Ca formă sunt analoage cu roţile de susţinere.

Fig. 2.6.

Rolele purtătoare au diametrul mai mic decât cel al roţilor motoare sau de întindere. Şenilele cu role purtătoare sunt acelea la care raportul dintre numărul zalelor aplicate pe sol şi numărul rolelor purtătoare care reazemă pe ele este mai mic decât 2 (în această situaţie plăcile dintre role nu se înclină, asigurând o presiune uniformă sub şenilă şi sub role – fig. 2.7.), iar şenilele cu roţi purtătoare sunt acelea la care raportul menţionat este mai mare decât 2; în acest ultim caz, plăcile se înclină uşor, formând o linie ondulată, din care cuază apar diferenţe mari între presiunea de sub roţile purtătoare şi de sub roţile de susţinere (fig. 2.8.).

33

Fig. 2.7.

Fig. 2.8.

Şenilele cu role purtătoare se recomandă la maşinile care lucrează în terenuri uşoare şi mijlocii sau la maşinile la care şenilele nu sunt solicitate la sarcini exterioare mari; şenilele cu roţi purtătoare se recomandă la maşinile destinate a lucra în terenuri cu piatră sau stâncoase.

34

Din punct de vedere al schemelor constructive, mecanismele de deplasare cu şenile se pot grupa în mecanisme cu două şenile (cele mai des folosite) şi mecanisme cu trei sau mai multe şenile.

Pentru decuplarea şenilelor, la viraje, construcţia tipică în cazul transmisiei cu lanţ este aceea cu ambreaje cu gheară (fig. 2.9).

Pe axul intermediar 2, care primeşte mişcare de la motor prin angrenajul de unghi 9, culisează pe caneluri piesa 8, care poate angrena cu piesa 7 montată fix pe arborele 1, pe care se găseşte montată roata dinţată 3, care transmite mai departe mişcarea, prin transmisia 6, la roata motoare 4.

2.4.3. MECANICA VEHICULELOR AUTOPROPULSATE TRACTATE PE ROŢI

2.4.3.1. Definirea parametrilor mecanici

Mişcarea autovehicului este determinată de forţa de tracţiune transmisă de motor la janta roţii motoare, de rezistenţele la înaintare întâmpinate de vehicul şi de forţele de inerţie care apar în perioada de mers în regim variabil (accelerarea şi frânarea).

35

Fig. 2.9.a) Puterea la janta roţii motoarePrin definiţie, randamentul mecanic al transmisiei este:

e

j

P

P=η , (2.18)

unde:Pj – puterea la jantă;Pe – puterea efectivă a motorului.

Se ştie că Pj < Pe pentru că o parte din puterea efectivă Pe a motorului (puterea dezvoltată la volant) este consumată în lungul transmisiei prin frecări în angrenaje, în lagăre şi în trepidaţii ale organelor de transmitere a mişcării.

Rezultă elementar din (2.18) că puterea la janta motoare este:

36

Pj = η n ⋅ Pe (2.18’)

Pentru autovehicule de tipul autocamioanelor, η m = 0,7 ÷ 0,85.

b) Momentul la janta roţii motoareMomentul la janta roţii motoare este momentul

corespunzător puterii la jantă Pj , dezvoltată la periferia roţilor motoare, dat de relaţia:

30j

jjjj

nMMp

πω =⋅= , (2.19)

unde:

ω j – viteza unghiulară a roţii motoare;

nj – turaţia roţii motoare.Puterea efectivă Pe se poate scrie, deasemeni, sub forma:

30m

emee

nMMP

πω ⋅=⋅= (2.19’)

unde:

ω m – viteza unghiulară a arborelui motor;

nm – turaţia motorului;Me – momentul motor la volant

Înlocuind (2.19) şi (2.19’) în (2.18), rezultă:

e

j

m

jm M

M

n

n⋅=η (2.20)

Fie,

in

n

m

j =

(2.21)

37

raportul de transmitere a turaţiei motorului în lungul organelor de transmitere a mişcării; el este elag cu produsul rapoartelor de transmitere parţiale din angrenajul de unghi, schimbătorul de viteze şi din alte organe de transmitere a mişcării. Înlocuind (2.21) în (2.20), rezultă:

Mj = η m ⋅ i ⋅ Me (2.22)

c) Forţa de tracţiune şi forţa la jantăForţa de tracţiune E este forţa orizintală aplicată în centrul

roţii care produce împingerea vehicului (fig. 2.10), iar forţa la jantă Fj este forţa tengenţială de la periferia roţii motoare corespunzătoare momentului la jantă Mj (fig. 2.10).

Dacă deplasarea autovehiculelor se face fără ca roţile să patineze, atunci întreaga putere la jantă Pj este consumată pentru împingerea autovehiculelor cu o viteză v, ca şi când ar fi tractat din exterior cu o forţă de tracţiune Fr, la această viteză.

38

Fig. 2.10

Deci:Pj = E v0 (2.23)

Cum roata se rostogoleşte fără alunecare, centrul instantaneu de rotaţie este punctul I (fig. 2.10), astfel că

v0 = ω j ⋅ rj (2.24)

Înlocuind (2.24) în (2.23), rezultă:

Pj = FT ⋅ ω j ⋅ rj (2.25)

şi cum, pe de altă parte, se poate scrie

Pj = Mj ⋅ ω j (2.26)

Din cele două relaţii (2.25) şi (2.26) rezultă:

j

iT r

MF = (2.27)

Mai mult, cum Mj = Fj rj, relaţia (2.27) conduce la

j

jjT r

MFF == (2.28)

Relaţia (2.28) arată că, în cazul în care roţile nu patinează, forţa de tracţiune FT este egală cu forţa la jantă Fj. Forţa de tracţiune este o forţă orizontală, în cazul deplasării pe un teren orizontal, care în calcule, se consideră că este aplicată în centrul de masă al vehiculului şi că echilibrează rezistenţa la înaintare a acestuia sau a convoiului (în cazul remorcajului).

d) Aderenţa

Forţa fF

este o forţă de aderenţă şi reprezintă forţa de

frecare ce apare între roată şi sol, fiind dată de expresia cunoscută:

af GF

µ=

(2.29)

39

Fig. 2.11

40

Fig. 2.12

unde:

Ff – coeficientul de frecare dintre roată şi sol (înainte de alunecare)Ga – greutatea ce revine roţilor motoarePentru deplasarea autovehiculului trebuie ca:

Ff ≥ Fr = Fjmax ≥ w

unde w este suma rezistenţelor la înaintareDacă admitem că (fig. 2.12):

(2.31)şi dacă

41

fj

jjT F

r

MFF >==

,,,

(2.28)

FT = Fj = Ff

(2.32)Atunci sistemul de forţe poate fi înlocuit printr-un sistem echivalent format din cuplul

(F′ T - FT)rj = (F′ j - Fj)rj

(2.33)care produce patinajul roţii, şi cuplulFjrj = FTrj

(2.34)

care produce avansarea roţii. Forţa FT = Fj = Ff = µ Ga rămâne constantă oricare ar fi valoarea forţei la jantă Fj dezvoltată de motor. Aceasta arată că Ff este egală cu forţa de frecare (de aderenţă) Ff, teoretic autovehiculul încetinând şi concomitent patinând, surplusul de forţă la jantă dezvoltat peste valoarea aderenţei consumându-se în lucrul mecanic de frecare a roţilor de sol. Rezultă astfel că nu este raţional să se mărească Fj peste valoarea forţei de aderenţă Ff, prin mărirea raportului de demultiplicare “i” sau prin mărirea cuplului motor Mc. Patinajul poate fi oprit prin micşorarea forţei Fj, utilizând un etaj mai puţin de multiplicat al cutiei de viteze. În timpul patinajului, roţile sapă terenul, ceea ce duce la creşterea rezistenţei la înaintare, inegalitatea (2.30) fiind satisfăcută din ce în ce mai greu şi implicit posibilitatea de înaintare devine din ce în ce mai mică. În conculzie, în momentul începerii patinajului (sau pentru evitarea lui în terenurile umede sau cu zăpadă) trebuie mărită aderenţa, fie prin încărcarea roţilor motoare, fie prin utilizarea de lanţuri antiderapante, nisip, pietre etc. (ceea ce măreşte coeficientul de

aderenţă µ ).

42

2.4.3.2. Mecanica progresiunii maşinilor autopropulsate pe roţi.

a) Forţa tangenţială la jantă, forţa de tracţiune şi rezistenţa la înaintare.

Forţele exterioare care acţionează asupra autovehiculului sunt:

G – greutatea proprie

G – rezistenţa datorită forţelor de inerţie a maselor în translaţie şi în rotaţie aplicată în centrul de masă C al vehiculului.

Mε 1 , Mε 2 – momente rezistente ale forţelor tangenţiale de inerţie ale maselor aflate în mişcare de rotaţie;

Zh – forţa aplicată la cârlig în direcţia barei de tracţiune înclinată

unghiul ϒ faţă de planul suprafeţei de deplasare;

Nv1 , Nv2 – reacţiunile solului

Nh1 , Nh2 – reacţiunile orizontale ale solului;

Mw1 , Mw2 – momente datorită rezistenţei la rulare;

Mf1 , Mf2 – momente rezistente la frecare;

Mj1 , Mj2 – momente la janta părţilor directoare, respectiv motoare;

Fj1 , Fj2 – forţe la jantă.

În continuare neglijăm rezistenţa aerului, rezistenţa datorită forţelor de inerţie a maselor motorului aflate în mişcare alternativă şi rezistenţa datorită forţelor tangenţiale de inerţie a maselor motorului şi transmisiei aflate în mişcare de rotaţie.Rămâne, mai întâi, că:

Waε = Wa = G/g a02 = G/g a, adică rezistenţa la accelerarea maselor vehiculului în mişcare de translaţie redusă la janta roţii motoare.

43

Fig. 2.13

În cazul roţilor directoare, conform fig. 2.13, putem scrie ecuaţia de momente:

Σ M01 = Nh1 r01 – Mf1 – Mz1- Mw1 + Mj1 = 0 (2.35)

iar al celor motoare

Σ M02 = Nh2 r02 – Mj2 + Mz2 + Mw1 + Mf2 = 0 (2.36)

Fie ecuaţia de proiecţie a forţelor pe planul căi de rulare

(plan înclinat în <α faţă de orizontală)

Zh + Wa + Nh1 + Gsinα – Nh2 = 0 (2.37)

În cazul roţilor directoare, înaintarea ei se datoreşte forţei de împingere, astfel că în ecuaţia (2.35) nu interesează momentul la jantă (este impropriu) Mj1. În cazul roţilor motoare, momentul la jantă Mj2 este cel care trebuie să echilibreze momentul datorat reacţiunii orizontale a solului, rezistenţa la rulare şi momentul rezistent datorită forţelor tangenţiale de inerţie (în ecuaţia 2.36 nu mai apare Mf2). Extrăgând din (2.36) şi înlocuind în (2.37), rezultă

44

(2.38)sau

(2.39)

undeFj2 – forţa tangenţială la janta roţii motoare sau forţa de tracţiune (Fj2 = FT);

este suma rezistenţelor la mers a roţilor motoare, în care este inclusă şi influenţa roţilor tangenţiale de inerţie.

Să extragem acum Mj2 din ecuaţia (2.38)

Mj2 = Zhr02 + Nh1r02 + Gr02sin α + Mε 2 + Mw2 + War02,

(2.38′ )

undeNh1r02 este rezistenţa la mers a roţilor directoare redusă la roata motoare;

Mε 2 + Mw2 = w′ r02 este momentul corespunzător rezistenţei la mers a roţilor motoare.În sfârşit extrăgând din (2.35) reacţiunea Nh1 şi introducând-o în

(2.38′ ) rezultă momentul la jantă Mj2 sub forma:

(2.40)În cazul deplasării pe orizontală, în regim de viteză

constantă, valoarea forţei la jantă Fj2, dată de (2.39) se reduce la Fj2 = Zh + W, (2.41)

45

( ) 01

sin 2222

1 =−−−+++ wjw

hah MMMr

GNWZ εα

02

2212

02

2

r

MMNWZF

r

Mw

hahjj +

+++== ε

2,

02

22r

w wr

MM =+ε

0201

111220202022 sin r

r

MMMMMrWGrrZM wgf

wahj

+++++++= εα

unde

şi reprezintă rezistenţa totală la mers a autovehiculului pe teren orizontal.

Dacă se neglijează frecările din lagărele roţilor directoare, în relaţia (2.40) se face Mf1 = 0

b) Determinarea reacţiunilor solului

Ele rezultă scriind ecuaţii de momente ale forţelor, care acţionează asupra vehiculului, în raport cu punctele A1 şi respectiv A2. De data aceasta se consideră toate forţele care acţionează asupra vehiculului.Fie ecuaţia de momente în raport cu punctul A2:

G (cosα )l2 – G (sinα )(h0-r02)-Wa(h0+r02)-Zh(r02-h2)-Nvs2-

Nv1(L+s1)-Mε 2 = 0 (2.42)

Fie:Nv1s1 = Mw1 (2.43)Nv2s2 = Mw2 (2.44)unde s1,s2 sunt coeficienţii de frecare, de rostogolire. Înlocuind (2.43) şi (2.44) în (2.42), rezultă reacţiunea normală:

sau cu (2.38′ )

46

( ) [ ]L

MMMrwGrrZGwhhZGlL

MMMhZrZrwhWGrGhGlN

wwahah

wwhohaav

122020202022

2222202002021

sinsincos

sinsincos

−++++−+−+=

−−−+−−−−−=

ε

ε

ααα

ααα

02

21 r

MWNW w

ah ++=

(2.45)

Conform figurii (2.13) r02 = r01+h1, astfel că (2.45) devine:

(2.45′ )

(2.45′′ )

Din nou, cu (2.35), şi cu Mf1 = 0 (dacă neglijăm frecările din lagăre), obţinem:

(2.46)Fie acum ecuaţia de protecţie a tuturor forţelor pe normala la suprafaţa căii de rulare:

Nv1+Nv2-Zhtg ϒ – Gcosα = 0 (2.47)

47

( ) ( )L

MrNMGwhhZGlN whjah

v1022022

1

1sincos −−−+−+=

αα

( )L

MrNMGwhhZGlN whjah

v10212022

1

sincos −+−+−+=

αα

( )L

MhNrNMGwhhZGl whhljah 111022022 sincos −++−+−+=

αα

( )L

hNMMMMMGwhhZGlN hwwfjah

v1111112022

1

sincos +−+++−+−+= εαα

( ) ( )L

MwMr

hMMjGwahZhhGl

Nv11

01

112sin02cos2

1+++−+−+

=εεαα

De unde:

Nv2 = Zhtg ϒ – Gcosα -Nv1 (2.48)

Înlocuind Nv1, dată de (2.46), în (2.48), rezultă reacţiunea normală

(2.49)

2.4.4. MECANICA MAŞINILOR AUTOPROPULSATE PE ŞENILE

2.4.4.1. Sistemul de propulsie.Sistemul de propulsie se compune, în cazul maşinilor pe

şenile, din şenile, roţi motoare, roţile de întindere, roţile purtătoare (galeţii), roţile de susţinere a şenilei (rulourire), dispozitivele de întindere ale şenilei, suspensia şi organele de legătură.

2.4.4.2. Consideraţiuni cinematice şi dinamice specifice.

a. Profilul şi forma şenilei.Teoretic, roata motoare şi roata de întindere trebuie să se

găsească la o înălţime oarecare faţă de sol, când vehiculul se deplasează pe teren orizontal, pentru a nu exista momente când osiile pe care se montează aceste roţi să fie complet descărcate şi deci suspensia anihilată (atunci când există), să se evite şocurile roţilor motoare şi directoare la întânlirea obstacolelor frontale şi să se evite mişcarea parazită de tangaj, care este cu atât mai

48

( ) ( ) ( ) ( )

L

Mr

hrMMMGwhlLGhLtgZ

Nwwjah

v

101

1011120221

2

sin ++

+−+++−+−=

εα

pronunţată cu cât pasul elementelor de şenilă este mai mare: la limită hkmin = rumin (fig. 2.15).

Fig. 2.14

Traiectoria unui punct M de pe şenilă, pentru o înfăşurare completă a şenilei, este o cicloidă, a cărei proiecţie pe orizontală este egală cu lungimea totală a şenilei (ca urmare a mişcării relative de înfăşurare a şenilei şi a unei mişcări de transport – de translaţie rectilinie).

49

Fig. 2.15b. Dinamica sistemului de propulsie

Considerând ansamblul forţelor care acţionează asupra roţii motoare, momentul la jantă Mj1 va trebui să echilibreze momentul rezistent (Tj-T0)r1, corespunzător diferenţei de tensiune din benzile şenilei (T1 este forţa la jantă aplicată şenilei de către roata motoare şi se opune patinării şenilei pe sol, neglijându-se înclinarea relativ mică a ramurilor şenilei), momentul rezistent Mf1, datorat frecării şenilei la angrenarea ei şi frecării din articulaţiile şenilei ce se

înfăşoară, redus la janta roţii motoare şi momentul rezistent Mε 1, datorat forţelor tangenţiale de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie, inclusiv ale elementelor de şenilă angrenate, adică (fig. 2.14):

Mj1 = (T1-T0)r1+Mf1+ Mε 1 (2.50)

Considerând ansamblul forţelor care acţionează asupra roţii de întindere, obţinem că:

(T1-T0)r2 = Mf2+ Mε 2 (2.51)

50

undeMf2 este momentul rezistent ca urmare a frecărilor din lagăre şi a frecărilor din articulaţiile elementelor de şenilă înfăşurate pe roată;

Mε 2 este momentul rezistent datorat forţelor tangenţiale de inerţie ale maselor roţii şi ale elementelor de şenilă înfăşurate pe roată, aflate în mişcare de rotaţie.Considerând, acum, ansamblul roţilor purtătoare şi porţiunea respectivă de şenilă, avem că:

Frp = Mfp + Mwp + M ε p (2.52)

undeMfp este momentul datorat frecărilor din lagărele roţilor purtătoare;Mwp este momentul datorat rezistenţei la rulare a roţilor purtătoare;

M ε p este momentul datorat forţelor tangenţiale de inerţie ale roţilor purtătoare.Dacă se consideră porţiunea portantă a şenilei şi forţele respective, obţinem:

Nh = T1-T2-F

(2.52′ )

unde:Nh este reacţiunea solului corespunzătoare efortului motor.Ecuaţia bilanţului energetic, în cazul maşinilor pe şenile, va fi:

dLj = dL1 + dL2 + dL3 + dLu (2.53)

unde

51

dLj = Mj1 ω 1dt, este lucrul mecanic elementar transmis şenilei pe roata motoare; (2.54)dL1 – lucru mecanic elementar rezistent ca urmare a înfăşurării şenilei pe roţi;dL2 – lucru mecanic elementar pierdut prin alunecări;dL3 – lucru mecanic elementar necesar deformării solului;dLu – lucru mecanic util pentru deplasarea maşinii.Vom avea:

dL1 = (Mf1 + Mε 1) ω 1dt + (Mf2 + Mε 2) ω 2dt + (Mfp + Mω p +

Mε p)ω pdt (2.55)

unde

ω 1r1 = ω 2r2 + ω prp (2.56)

dacă admitem că orice alunecare a şenilei este nulăExtrăgând din (2.56) pe

şi înlocuind (2.55), rezultă:

(2.57)

Prima roată purtătoare aplică şenila pe sol (fig. 2.16). Din cauza deformării solului apare reacţiunea normală a solului N, care coincide cu direcţia normalei la porţiunea înclinată a şenilei (dacă trece prin centrul roţii), neglijând astfel componenta după direcţia ramurii de şenilă.

52

2

112 r

rωω =p

p r

r11ωω =

( ) ( ) ( ) dtr

rMMM

r

rMMMMdL

ppwppfff 1

1

2

122111 ωεεε

++++++=

şi

Fig. 2.16Conform figurii

N = Nv + Nhj (2.58)

Lucrul mecanic necesar deformării solului va fi:

DLe = Nh3vrdt, (2.59)

Unde vr este viteza reală a maşinii.Rezultanta forţelor aplicate şenilei Nh-Nh3 constituie forţa

de împingere sau forţa de tracţiune, care se transmite cadrului prin intermediul organelor de legătură dintre osia roţilor motoare şi cadru. Lucrul mecanic util de împingere va fi atunci:

DLu = (Nh-Nh3)vrdt (2.60)

Lucrul mecanic pierdut prin alunecări poate rezulta din (2.53) Astfel:

dL2 = dLj-dL1-dL3-dLu (2.53′ )

unde se înlocuiesc relaţiile (2.54), (2.57), (2.59), şi (2.60) adică

53

sau mai mult cu relaţiile (2.50), (2.51) şi (2.52) rezultă

dL2 = (T1-T0)r1w1dt+Mf1ω 1dt+Mε 1ω 1dt-Mf1ω 1dt-Mε 1ω 1dt-(T2-T0)r1w1dt-Fr1w1dt-Nhvrdt = (T1-T0-T2+T0-F)w1r1dt-Nhvrdt = Nhw1r1dt-Nhvrdt

În sfârşit, făcând înlocuirea ω 1r1 = vt (viteza teoretică a tractorului), rezultă:

dL2 = Nh(vt-vr)dt , (2.61)

unde vt-vr este “pierderea de viteză” datorită alunecărilor.

Dacă înlocuim relaţiile (2.52′ ), (2.52) şi (2.51) în (2.50), rezultă momentul la janta roţii motoare sub forma următoare:

Sau, adunând şi scăzând produsul Nh3r1, sub forma

54

( ) ( )( ) dtvNNdtvNdt

r

rMMM

r

rMMMMdtMdL

rhhrh

ppwpfpffj

331

1

2

12211112

−−−

++++++−=

ω

ω εεε

( ) ( )

( ) ( ) 112

122

11

112

12211111021

εεε

εεε

MMr

rMM

r

rMMMrN

MMr

rMMFrrNMMrTFTNM

ffp

pwpfph

ffhfhj

+++++++=

+++++=++−+=

( )

( ) fhhhp

wpfprf

p

phhhj

MMMrNNrr

MM

r

MM

rr

M

r

MMrNrNNM

+++−=

++++

++++−=

ε

εεε

1312

21

12

2113131

(2.62)undeMh = Nh3r1 – momentul rezistent datorat componentei reacţiunii solului după direcţia căii redus la janta roţii motoare;

momentul rezistent datorită forţelor tangenţiale de inerţie aflate în mişcare de rotaţie, redus la janta roţii motoare;

momentul rezistent al tuturor forţelor de frecare redus la janta roţii motoare, care acţionează asupra sistemului de propulsie.

Înmulţind în (2.62), în ambii membrii, cu ω 1dt, obţinem lucrul mecanic elementar transmis şenilei de roata motoare sub forma:

Mj1w1dt = (Nh-nh3)r1w1dt+Mε 1ω 1dt+Mf1ω 1dt sau, cu

ω 1r1=vt=vr+(vt-vr) şi cu Mh = Nh3r1, rezultă

Mj1ω 1dt = Mε 1ω 1dt +Mf1ω 1dt+(Nh-Nh3)vtdt+Nh3vtdt =

Mε 1ω 1dt+Mf1ω 1dt+(Nh-Nh3)vrdt+(Nh-Nh3)(vt-vr)dt+Nh3vrdt+Nh3(vt-

vr)dt =Mε 1ω 1dt+Mf1ω 1dt+Nh3vrdt+(Nh-Nh3)vrdt+(Nh-Nh3+Nh3)(vt-vr)dt

În sfârşit rezultă:

Mj1ω 1dt = Mf1ω 1dt+Mε 1ω 1dt+Nh(vt-vr)dt+Nh3vrdt+(Nh-Nh3)vrdt

(2.63)

Cu alte cuvinte, lucrul mecanic elementar Mj1ω 1dt, aplicat la janta roţii motoare, trebuie să echilibreze lucrul mecanic

55

12

21 r

r

M

r

MMM

p

p

++= εε

εε

12

21 r

r

MM

r

MMM

p

wpfpfff

+++=

elementar rezistent Mfω 1dt datorat frecărilor, lucru mecanic

elementar rezistent Mε ω 1dt datorat forţelor tangenţiale de inerţie a maselor sistemului de propulsie aflate în mişcare de rotaţie, lucru mecanic elementar rezistent (Nh-Nh3)vrdt de împingere a vehiculului.

2.4.4.3. Randamentul rulăriiSe calculează cu relaţia

η ω =η sη hη γ

(2.64)unde

este randamentul şenilei, (2.65)

este randamentul autopropulsării (2.66)

este randamentul progresiunii (2.67)(se consideră pierderile numai prin alunecare), undel – pasul şenileiz – numărul elementelor de şenilă ce se pot înfrâna pe toată periferia roţii motoare,nj – numărul de rotaţii efectuat de roata motoare într-un timp “t” pentru parcurgerea spaţiului s.

2.5. MECANISME DE ROTIRE

56

1

1

j

fjs M

MM −=η

h

hhh N

NN 3−=η

jlzn

s=γη

2.5.1. INFLUENŢA CARACTERISTICII EXTERNE A MOTOARELOR DE ANTRENARE ASUPRA REGIMULUI DE LUCRU, A ACCELERAŢIILOR, A VITEZELOR ŞI A PUTERILOR.

O atenţie deosebită o merită mecanismul de rotire al excavatoarelor şi macaralelor, deoarece la acestea rotirea ocupă cel mai mult timp din durata unui ciclu. Durata rotirii şi regimul

rotirii sunt definite de unghiul de rotire β R, momentul de inerţie IR al părţii în rotaţie, de puterea şi randamentul mecanismului de

rotire η R şi de caracteristica externă a motorului MR = f(n). Tot de caracteristica externă a motorului de antrenare depide legile

după care variază acceleraţia unghiulară ε R şiviteza unghiulară

ω R ca funcţii de timp, adică de durata accelerării tRa şi durata frânării tRf respectiv durata întregii rotiri tR. Valorile MR, Md, Ms şi Mi sunt legate prin relaţia:

MR = Md + Ms + Mi (2.68)care dă cuplurile motor necesare pentru învingerea cuplurilor rezistente datorate sarcinilor dinamice, statice şi de inerţie ale organelor în rotaţie ale mecanismului de rotire reduse la arborele motor.

Fie IR momentul de inerţie al părţii în rotaţie, redus la arborele motor, astfel că

Md = IRε R (2.69)

Ţinând seamă de relaţia (2.68), obţinem, cu (2.69):

(2.70)

57

Momentul de inerţie mediu IR al maselor de rotaţie, ale unei anumite maşini, rămâne aproape constant în tot timpul rotirii,

aşa că variaţia acceleraţiei unghiulare ε R va fi asemenea cu variaţia momentului de rotire MR. Ţinând seamă de această observaţie, se poate găsi expresia explicită a funcţiei

η R = f(MR) (2.71)

şi deduce formulele de bază ale mişcării de rotire (a platformei rotitoare în cazul excavatoarelor şi macaralelor).Relaţia (2.71) mai poate fi scrisă şi sub forma:

(2.71′)sau

(2.71′ ′)cum

rezultă din (2.71′ ) că:

58

( )MiMsMI

I

I

MR

RR

dR −−== maxε

=

maxmax R

g

R

R

M

Mf

n

n

=

maxmax

R

gRR M

Mfnn

maxmaxmaxmax R

R

R

R

R

R

R

R

M

Msi

n

n

εε

ωω

==

(2.71′ ′ ′)

diferenţiind în (2.71′ ) obţinem:

sau cu ω R(t) = ε R0

(2.72)Integrând ecuaţia (2.72), obţinem

În cazuri concrete, rezolvând integrala rezultă:

(2.73) constanta C determinându-se din condiţiile la limită: la începutul

accelerării t= 0, ω R= 0şi ε R = ε Rmax, iar la sfârşitul accelerării

t=tRa, ω R=ω Rmax şi ε R = 0. Eliminând pe ω Rmax din ecuaţiile rezultate din condiţiile la limită, se găseşte expresia de legătură

dintre ε R, ε Rmax şi tRa adică

59

=

maxmax R

R

R

R fε

εω

ω

( ) RR

RR

R

dfdtt εε

εωω

=

max

,

max

1

R

RR

R

R dfdt

εεω

εε

maxmax

,

=

∫

=+

R

RR

R

RR

dfCt

εεω

εε

maxmax

,

maxmax

RR

RR Ct ω

εε

ϕ

=+

ε R = ε Rmaxφ (t1tRa) (2.74)

Aplicaţia 1Fie, de exemplu, o acţionare de la motoare electrice cu ecuaţia curbei caracteristică de forma

(2.75)care, prin anumite măsuri constructive poate fi modificată, ajungându-se la o relaţie de forma:

(2.75′ )

sau, ţinând seamă de (2.71′ ′ ′ ),

se cere ε R

(2.75′ ′ )

SoluţieDupă un raţionament analog cu precedentul rezultă (temă pentru studenţi):

60

−=

maxmax 1

R

RRR M

Mnn

3

maxmaxmax 11

R

R

R

gRR M

M

M

Mnn −

−=

+

−= 3

maxmaxmax

11R

R

R

R

R

R

εε

εε

ωω

(2.74′ )

Aplicaţia 2Fie, o acţionare cu un motor a cărui caracteristică externă este:

sau

(2.76)

Se cer ε R, ω R, etc

SoluţieDiferenţiind în ambii membrii, obţinem:

(2.77)Integrând în (2.77), rezultă:.

61

−= 3

3

1Ra

RRt

tεε

2max

2

max

1R

R

R

R

r

r

n

n −=

2max

2

max

1R

R

R

R

εε

ωω −=

RR

RR

R

ddt εε

εωω

−=

2

maxmax

11

−=

maxmax

21

R

RR

R

ddtε

εεω

−=

maxmax

max 2R

R

R

R ddtε

εωε

(2.78)

Punând condiţiile amintite, avem deci la t=0, ε R = ε max, astfel că C= -2, ecuaţia (2.78) devenind

(2.79)

La sfârşitul accelerării, t = tRa şi ε R = 0, astfel că relaţia (2.79) conduce la:

De unde

(2.80)Înlocuind (2.80) în (2.79), rezultă:

(2.81)Viteza unghiulară la momentul t va fi:

(2.82)

62

maxmax

2R

R

R

R Ctε

εε

ε −=+

−=

maxmax

max 12R

R

R

R tε

εωε

RaR

R

t

2

max

max =ωε

2max

maxRaR

R

tεω =

−=

RaRR t

t1maxεε

−=

RaRR t

tt

2

2

maxεω

Când t=tRa, atunci avem:

Regăsind astfel relaţia (2.80), sau

(2.80′

)

Înlocuind acum ε Rmax în (2.81) şi (2.82), găsim:

(2.81′)

(2.82′)

Fie β Rt unghiul parcurs de platforma rotitoare în timpul accelerării, în perioada t, dat evident relaţia:

(2.83)

Înlocuind (2.82′ ) în (2.83), obţinem:

63

2max

maxRaR

RR

tεωω ==

Ra

RR t

maxmax

2ωε =

( )tttt

t

t Ra

Ra

R

RaRa

RR −=

−= 2

maxmax 21

2 ωωε

( )ttt

t

t

t

t

tRa

Ra

R

RaRa

RR −=

−= 2

21

22maxmax ωωω

∫=1

0dtRRt ωβ

−=

−=

33 2

2max

32

2max t

tt

tttt

tRa

Ra

RRa

Ra

RRt

ωωβ

(2.84)Când t = tRa atunci:

(2.85)

Puterea consumată în timpul t pentru învingerea sarcinilor dinamice de rotire este:

(2.86)

unde ε R şi ω R sunt date de (2.81) şi (2.82). Se obţin astfel:

(2.86′)

Sau, înlocuind în (2.86) relaţiile (2.81′ ) şi (2.82), rezultă:

(2.86′ ′)Pentru determinarea puterii Prdmax se pune problemă de extremele funcţiei PRd = PRd(t) dată prin legea de definiţie

(2.86′ ′ ). Fie atunci

64

−=

RaRa

RRt t

t

t 31maxωβ

RaRRta tmax3

2ωβ =

Rt

IP R

R

RRRRd η

ωη

ωε7575

2

==

−

−=

RaRaRR

R

RRd t

t

t

tIP

211

75

2

maxmaxωεη

( ) ( ) ( )aRaR a

RR

RaRaRRR d

RRd ttttt

t

Ittttt

t

IP 223

4

m ax2

m ax4

m ax2

2375

42

75

4 +−=−−=η

ωεη

ω

de unde se obţine timpul de accelerare în momentul când PRd = PRdmax

Introducând (2.87) în (2.86′ ′ ) se obţine, după calcule elementare,

(2.88)

Dacă înlocuim pe t dat de (2.87) în (2.82′ ), se obţine viteza unghiulară a platformei rotative în momentul atingerii puterii

maxime, ω R = 0,666ω Rmax,

(2.89)astfel că puterea totală maximă a motorului de antrenare a mecanismului de rotire va fi:

(2.90)

2.5.2. VALORILE LIMITĂ PENTRU ACCELERAŢIA ŞI PUTEREA MOTOARELOR DE ROTIRE CONDIŢIONATE

DE ADERENŢA DINTRE ŞENILE ŞI PĂMÂNT

65

02630 22 =+−⇒= RaRaRd tttt

dt

dP

Ra

RaRaRa tttt

t3

33

3

693 22

2,1

±=−±=

RRa

RR

Rd t

IwP

ηω

75

744,0 max2

max =

RRa

RR

R t

IxP

ηω

75

774,017,1 max2

max =

Când acceleraţiile sunt prea mari, apare pericolul ca excavatorul să se rotească pe şenile, din cauza forţelor de inerţie exagerate. Pentru cayul când pământul este tare, se poate admite că rezistenţa şenilelor la rotire este determinată de momentul de frecare, presupunând că la frânare excavatorul se roteşte pe şenile, atunci

Mf = ε Rmax IR

(2.91)

unde:Mf – momentul de frecare al şenilei pe sol;IR – momentul de inerţie al plăcii rotative a excavatorului.

Valorile critice ale acceleraţiilor se pot găsi în tabele, unde au fost sintetizate calculele teoretice (verificate şi experimentale), precum şi puterile critice de rotire. În urma acestor calcule şi verificări experimentale s-a ajuns la concluzia că puterea motorului de antrenare a mecanismului de rotire de la excavatoarele cu mai multe motoare poate fi mărită de câteva ori, fără să se ivească pericolul ca excavatorul să patineze pe şenile. În cazul excavatoarelor echipate cu un singur motor, întreaga putere a motorului poate fi utilizată pentru rotirea excavatorului, fără a se ivi pericolul patinării excavatorului pe şenile, dacă motorul a fost dimensionat corect.

66

CAPITOLUL 3.MAŞINI ŞI INSTALAŢII UTILIZATE LA

LUCRĂRILE DE RIDICAT.

3.1. CLASIFICĂRI

Maşinile de ridicat se folosesc la lucrările de construcţii pentru montarea elementelor mari prefabricate ale clădirilor industriale şi de locuit, pentru instalarea şi montarea utilajelor, pentru aducerea pieselor şi a materialelor de construcţii la locul de aşezare şi pentru operaţii de încărcare şi descărcare în depozite. Ele pot fi împărţite în funcţie de

67

caracteristicile lor constructive (mişcarea principală a maşinii) în aparate de ridicat, ascensoare şi macarale.

a) Mecanismele de ridicat (vinciurile, troliile, palanele şi cărucioarele de translaţie)Acestea au acţiune intermitentă şi se utilizează la ridicarea sau prinderea, ridicarea şi deplasarea sarcinilor individuale; ele pot lucra ca aparate independente sau ca părţi componente ale instalaţiilor mai complexe de ridicat.

b) AscensoareleSunt instalaţii cu o singură mişcare (de translaţie verticală sau puţin înclinată) şi cu acţionare periodică, caracterizându-se prin aceea că au dispozitive pentru ghidarea sarcinii şi puncte fixe pentru încărcare şi descărcare.

c) MacaraleleAcestea sunt maşini de ridicat, staţionare sau deplasabile, cu două sau trei mişcări, fiind folosite la ridicarea şi la transportarea sarcinilor suspendate într-un spaţiu limitat; ele sunt prevăzute cu construcţie metalică pentru conducerea sarcinii şi pentru susţinerea mecanismelor proprii la rândul lor se clasifică în:

C1) macarale rotitoare staţionare cu deplasare pe căi cu şine şi cu deplasare pe căi fără şine, în categoria cărora intră cele cu coloană rotitoare cu braţ şi contrafişă, cu braţ oscilant, cu catarg fix, cu catarg deplasabile pe căi cu şine, turn deplasabile pe căi cu şine, macarale pe cărucior, pe pneuri, pe şenile şi automacarale ;

C2) macarale cu platformă rulantă de tipul cu cale de rulare suspendată, cum ar fi podurile rulante sau macaralele capră.

68

C3) macarale diverse (funicular, etc.)

3.2. PARAMETRII CARACTERISTICI GENERALI AI MAŞINILOR DE RIDICAT

Aceştia sunt: sarcina de lucru, vitezele diferitelor mişcări, regimul nominal de exploatare, înălţimea de ridicare, dimensiunile de gabarit şi productivitatea. Productivitatea teoretică a maşinilor de ridicat (cu acţiune intermitentă) este definită de cantitatea de materiale de un anumit fel deplasată în unitatea de timp (de regulă într-o oră), în anumite condiţii de lucru. Se determină cu relaţia:

Qh=ncQ, [tf/h] (3.1)

unde

0

3600

tnc = reprezintă numărul de cicluri pe oră ;

0t - durata unui ciclu în << s >>;

Q – greutatea sarcinii utile , în ft

Mai mult , productivitatea se poate determina cu relaţia

tqtqch kkt

QkQknQ0

3600== [ ht f / ] (3.2)

unde

kq = Q

Qe este coeficientul de utilizare a capacităţii de ridicare;

kt = t

te este factorul de utilizare;

Qe - sarcina efectivă;Q - sarcina de lucru;

69

te - timpul efectiv lucrat ,.t - timpul de lucruCoeficienţii estimaţi, de mai sus, pot fi:kq =0,6 ÷ 0,95 la lucrări de montaj;kq = 0,8 ÷ 0,95 la lucrări de încărcare-descărcare; kt = 0,7 ÷ 0,8 la lucrări de montaj;kt =0,8 ÷ 0,95 la lucrări de încărcare-descărcare.Echipamentul electric se alege în funcţie de durata relativă de cuplare a mecanismului considerat.Parametrii frânelor se determină în funcţie de distanţa admisibilă de frânare. Pentru mecanismele de ridicat cu regim mijlociu de lucru se recomandă , pentru menţinerea sarcinilor în orice poziţie, coeficientul de siguranţă la frânare kf=l,75, iar pentru cele cu regim greu de lucru kf=2, unde

r i d i c a t as a r c i n ad ef r a n e ia r b o r e l ep ec r e e a tr a s u c i r ed em o m e n t u l

f r a n ad ea b s o r b i tr a s u c i r ed em o m e n t u lk f _________

_____=

Principalele mecanisme ale oricărei maşini de ridicat sunt:a) mecanismul de ridicare , caracterizat prin: capacitatea

de ridicare [ gfk ] ; înălţimea de ridicare (sau de coborâre)

[m] şi viteza de ridicare (coborâre) a sarcinii [m/min] ;b) mecanismul de deplasare, caracterizat prin viteza de

deplasare [m/min] ;c) mecanismul de rotire , caracterizat prin turaţie [rot/min]

;d) mecanismul pentru schimbarea razei de acţiune a

braţului , caracterizat prin timpul necesar [s], pentru ca să se treacă de la raza minimă la raza maximă de acţiune.

70

3.3. UTILAJE DE RIDICAT CU TREI MIŞCĂRI

3.3.1. MACARALE TURN 3.3.1.1. Generalităţi. Clasificări.

Macaralele tun sunt construcţii metalice din grinzi cu zăbrele, cu secţiunea pătrată sau dreptunghiulară, care se reazemă în cele patru colţuri pe roţile mecanismului de deplasare. Uneori partea inferioară a turnului este un portal, în interiorul căruia sunt aşezate liniile de cale ferată pe care vin vagoanele platformă încărcate cu materiale.Aceste utilaje s-au impus în lucrările de construcţii ca urmare a unor avantaje deosebite cum ar fi viteza de ridicare şi de coborâre a sarcinii poate fi variată în limitele dorite la ridicarea, respectiv la aşezarea sarcinii pe locul de montaj; au mecanism de deplasare simplu (cărucior pe roţi); au rază de acţiune mare, înălţime de ridicare mare şi capacitate de ridicare mare; pot fi comandate de la distanţă; au dispozitive automate de prindere; etc.

Macaralele turn au o rază de acţiune variabilă şi se folosesc pe şantierele de construcţii industriale sau civile la construcţia furnalelor, a clădirilor din elemente prefabricate, la manipularea materialelor în depozite şi pe cheiuri, la montarea construcţiilor hidrotehnice, etc.

Variaţia razei de acţiune se obţine fie prin înclinarea braţului, fie prin deplasarea pe braţul orizontal a unui cărucior port-cârlig(fig.3.l).

71

Fig.3.1.

Macaralele turn se manevrează dintr-o cabină situată la partea superioară sau de mijloc a turnului, sunt acţionate electric (când macaraua se deplasează pe distanţe mari, atunci motoarele sunt alimentate cu energie electrică printr-un cablu flexibil racordat la reţeau de forţă) şi cu patru mecanisme: mecanismul de ridicare şi coborâre a sarcinii, mecanismele de variaţie a razei de acţiune, de rotire şi deplasare a macaralei (primele trei se montează pe turn şi pe braţ, iar al patrulea pe cărucioarele mecanismului de deplasare).Din punct de vedere constructiv, macaralele turn pot fi cu un turn fix şi cap rotitor, cu platformă rotitoare şi cu turn rotitor (cu coloană rotitoare), iar după destinaţie se clasifică în macarale turn pentru construcţii civile şi industriale până în patru etaje, pentru construcţii peste patru etaje (până la 14 etaje), macarale turn

72

autoridicătoare pentru construcţii înalte (>14 etaje), macarale pentru construcţii hidrotehnice, etc.

Primele două grupe cuprind macarale care se deplasează pe şine şi au o capacitate de ridicare până la 5 tf. Cele din grupa a treia se fixează direct pe clădirea în construcţie şi se deplasează în înălţime cu mijloace proprii, pe măsura înălţării clădirii, iar cele din grupa a patra cu rază de acţiune şi capacitate de ridicare mare (pînă la 75 tf).

3.3.1.2. Macarale cu turn fix şi cap rotitor.

73

Acestea se compun din turn şi capul rotitor de care se prinde articulat un braţ şi o consolă pe care se montează o contragreutate. Turnul este fixat pe o platformă, care este susţinută de roţi de rulare şi se poate deplasa pe şine cu ajutorul unui mecanism de deplasare; pe platformă se încarcă un balast care măreşte stabilitatea macaralei. Rotirea capului (turelei) se realizează cu un mecanism de rotire. La partea inferioară turela se reazemă pe role fixate de turn.

Fig 3.2

Braţul este înclinat şi menţinut în poziţie de lucru printr-un palan de ridicare al cărui cablu se înfăşoară pe tamburul unui troliu. Sarcina este ridicată şi coborâtă cu ajutorul palanului de ridicare, al cărui cablu se înfăşoară pe tamburul troliului de sarcină. De platformă este fixată cabina macaragiului, iar la unele tipuri pe braţ se poate deplasa un cărucior mobil cu sarcină.

Acest tip de macarale au o serie de dezavantaje cum ar fi construcţie complicată a turnului, stabilitate redusă, montaj şi transport destul de greu datorită capului rotitor şi a consolei pentru contragreutate.

3.3.1.3. Macarale cu platformă rotitoare.

Acestea se utilizează la ridicarea sarcinilor în cazul construcţiilor mixte (din prefabricate şi materiale tradiţionale), în special în cazul construcţiilor « fagure », la care greutatea panourilor poate ajunge până la 1,7÷1,8 tf. La aceste tipuri platforma 6 este rotitoare, ea rezemându-se pe mecanismul de deplasare printr-un lagăr special cu role sau cu bile. Mecanismul

74

de deplasare este alcătuit din patru roţi sau patru boghiuri cu câte două roţi. Aceste tipuri de macarale sunt prevăzute cu mecanisme pentru deplasarea pe şine, pentru rotirea platformei, ridicarea şi coborârea sarcinii, oscilarea braţului şi automontarea macaralei.

Mecanismele sunt acţionate cu motoare electrice individuale asincrone trifazate, iar troliul de ridicare a sarcinii are două viteze pentru ridicare şi alta redusă, pentru montarea panourilor pe reazeme. Au avantajul unei mai bune stabilităţi deoarece mecanismele şi contragreutatea (balastarea) sunt plasate pe platforma rotitoare (deci la partea inferioară a turnului), iar pe de altă parte, lipseşte capul rotitor şi consola cu contragreutate (4 şi 5 din fig.3.2), astfel că centrul de greutate al construcţiei şi punctul de aplicare a sarcinilor datorite acţiunii vântului sunt mult mai aproape de suprafaţa de reazem a macaralei.

3.3.2. MACARALE CAPRĂ, PORTAL ŞI PODURI TRANSBORDOARE.

Aceste macarale sunt alcătuite dintr-o construcţie metalică formată dintr-o grindă orizontală şi două picioare de sprijin, în funcţie de dimensiunile cărora se clasifică în macarale portal, la care lungimea grinzii orizontale în raport cu înălţimea picioarelor este mai redusă, macarale capră la care lungimea grinzii orizontale este mai mare decât a picioarelor şi poduri transbordoare care au deschideri peste 24 m şi capacităţi de ridicare peste 10 tf.

În fig.3.3 este dat un exemplu de macara capră folosită pentru lucrări de montaj şi pentru lucru în depozite. Podul 1 este o grindă cu zăbrele de secţiune triunghiulară cu vârful în jos, care are la talpa inferioară un profil de oţel « I » pe care rulează electro-planul

75

8. Podul se sprijină pe doua perechi de picioare 2 (de forma unor grinzi triunghiulare) care reazemă, prin intermediul unor articulaţii sferice, pe patru cărucioare de rulare 3 şi 4 cu câte patru roţi fiecare. Cărucioarele 3 sunt motoare, iar cărucioarele 4 sunt conduse. Picioarele sunt legate între ele prin grinda tirant 5.

Macaraua se deplasează pe două căi ferate înguste cu ecartamentul de cca 600 mm, iar deplasarea sincronă a celor două cărucioare motoare se realizează pe principiul arboreluielectric. Comenzile se execută din cabina 6 amplasată pe unul din picioarele macaralei pe care este montată şi scara de acces 7. Datorită legăturii prin articulaţii sferice a cărucioarelor de rulare, macaraua poate fi: mutată, fărâ demontare, pe o cale de rulare aşezată la 90° sau pe o cale de rulare paralelă, folosind o cale provizorie de transbordare perpendiculară pe ambele căi de rulare.

Macaralele capră au avantajul unei capacităţi constante de ridicare, al unor construcţii simple cu un cost redus şi al unei execuţii cu mijloace relativ simple.Dezavantajul lor constă în faptul că au o înălţime şi viteză de ridicare a sarcinii relativ mici, prezintă dificultăţi la reglarea vitezei la montarea construcţiilor din prefabricate şi consumă multă energie la deplasarea macaralei.

76

Fig .3.3.

3.3.3. AUTOMACARALE.

77

Automacaralele sunt macarale cu platformă rotitoare şi braţ oscilant, montate pe şasiuri obişnuite de autocamioane. Ele sunt echipate cu limitatoare de sarcină, de cursă şi de oscilare a braţului şi se construiesc pentru sarcini de l,5tf÷10tf. Mecanismele lor pot fi acţionate fie de motorul autovehiculului, fie de motoare electrice individuale montate pe platforma rotitoare şi alimentate de la un generator electric acţionat de motorul autocamionului sau, în cazul macaralelor care funcţionează mai mult timp în acelaşi loc, de la o reţea electrică exterioară. Unele tipuri au mecanismele de ridicare sau cele de ridicare şi oscilare a braţului acţionate hidraulic. Acestea din urmă au o utilizare largă datorită avantajelor acţionării hidraulice, cum ar fi: construcţie compactă, greutate proprie

78

unică, transmisie simplă, variaţie lină a vitezelor în limite mari, comenzi simple, rezistenţă mare la uzură şi siguranţă în caz de suprasarcini. Automacaralele au următoarele mişcări de lucru : ridicarea şi coborârea sarcinii, oscilarea braţului, rotirea platformei cu braţul şi, uneori deplasarea cu sarcina în cârlig. Comenzile se transmit fie din cabina şoferului, fie dintr-o cabină montată pe platforma rotitoare. Unele construcţii au braţul telescopic, astfel că raza de acţiune poate fi variată atât prin oscilarea braţului, cât şi prin variaţia lungimii lui.

Automacaralele se folosesc la încărcarea şi descărcarea materialelor de construcţie, a elementelor prefabricate şi a utilajelor pe şantiere, în depozite, în gări, la lucrări de montaj, etc. Ele prezintă avantajul unei viteze de deplasare mare şi dezavantajele că se deplasează numai pe drumuri amenajate fără denivelări (pentru a nu periclita stabilitatea maşinii) şi folosesc obligatoriu, în timpul lucrului, reazeme suplimentare (calaje), care servesc la descărcarea suspensiei maşinii şi la mărirea suprafeţei de sprijin, deoarece stabilitatea lor în direcţia perpendiculară pe direcţia de mers este mai mică.

3.4. CALCULUL MECANISMELOR MACARALELOR.

3.4.1. Mecanismul de ridicare.

În fig.3.4 se prezintă schema de principiu a unui mecanism de ridicare. În principiu mecanismul de ridicare asigură ridicarea sarcinii cu viteza necesară la înălţimea şi poziţia dorită, oprirea sarcinii în orice moment al ridicării sau coborârii şi coborârea sarcinii cu viteza cerută. El acţionează cu intermitenţă, iar cursa activă (ridicarea sarcinii) are trei faze:

79

accelerarea (demarajul), regimul permanent şi oprirea (frânarea). Pentru perioada de accelerare şi de frânare sunt valabile relaţiile:

RtSm MMMM ++= , (3.3)

respectiv,

SRtf MMMM ±+= , (3.4)

unde Ms, Mt, MR, Mf, Mm sunt momentele rezistente, reduse la arborele motor, datorită forţelor statice, forţelor de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie, forţelor de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie, forţelor de frecare care acţionează la periferia tamburului de frână şi respectiv momentul activ (cuplul motor). Vom avea:

i

DGQ

i

RGQM tStS

S ηη 2

)()( +=

+= , (3.5)

undeQ - sarcina de ridicat;Gs - greutatea dispozitivelor de prindere a sarcinii;

rPηηη = ,

(3.6)

rP ηηη ,, - randamentele transmisiei până la arborele de ordinul «j

» (socotind de la arborele motor), palanului şi al reductorului;

80

Fig.3.4.

rPiii =

(3.7)

rpiii, - rapoartele de transmitere totale, până la arborele de

ordinul "j", al palanului şi al reductorului;

Fie:

30t

t

nπω = (3.8)

unde nt este turaţia tamburului troliului de ridicare, şi fie

]/[2

smD

rv ttttr ⋅=⋅= ωω (3.9)

Viteza de ridicare a sarcinii.

81

Mai avem că 2

1 t

a

rg

i

D

t

v

g

GQM ⋅⋅

+⋅=

η , (3.10)

Unde mn este turaţia arborelui motor.

Înlocuind relaţiile (3.9) , (3.8) şi (3.10) în (3.5) , rezultă:

m

rsS n

vGQM

π η)(30 +

=

(3.11)

Momentul de forţe de inerţie al maselor de translaţie va fi:

2

1 t

a

rSt

D

t

v

g

GQ

iM ⋅⋅

+⋅=

η (3.12)

unde:

at - timpul de accelerare;

g – acceleraţia gravitaţională (g=9,81 m/ 2s )Din (3.9) şi (3.8) rezultă :

60tt

r

Dnv

π=

(3.13)

Înlocuind (3.13) şi (3.10) în (3.12) , rezultă:

a

tms

a

tmst ti

DnGq

gti

DnGQM

2

2

2

2

375

)(

120

)(

ηηπ +

=+

= (3.14)

Momentul forţelor de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie va fi :

82

∑⋅=2

,

i

I

tM j

aR

ω , (3.15)

unde:

30m

m

nπω = (3.16)

g

DGrmI jj

jjj 4

22 =⋅= (3.17)

jm - masa corpului care se roteşte

jr - raza de giraţie a corpului considerat;

JG - modulul de elasticitate transversală al corpului considerat.

Înlocuind (3.16) şi (3.17) în (3.15) , rezultă:

∑ ∑==ji

DG

t

n

ji

DG

gt

nM jj

a

mjj

a

mR 2

2

2

2

375430

π

sau introducând momentul de giraţie echivalent:

2

2

22

222

21

2112

2

2

2

2222

2

1211

22 )(

j

jj

m

jjj

mme

i

DG

i

DG

i

DGGD

n

nDG

n

nDG

n

nDGGDGD

++++

=

++

+

+=

deoarece

=>>>> −

j

mjjj n

niiiii 121 , rezultă :

a

emR t

GDnM

375

)( 2

= (3.18)

deoarece 121 iiii jj >>>> − , rezultă că cu cât raportul de

transmitere dintre arborele motor şi arborele pe care se găseşte piesa considerată este mai mare cu atât momentul de giraţie al acesteia redus la arborele motor este mai mic.

Pentru simplificarea calculelor se obişnuieşte să se ia

83

( ) 22 KGDGD e =

(3.19)adică se înmulţeşte momentul de giraţie al pieselor de pe arborele motor cu un coeficient k>l, ţinându-se astfel seama de influenţa maselor în rotaţie ale organelor care compun lanţul cinematic al mecanismului.

Înlocuind relaţiile (3.11), (3.14) şi (3.18) în (3.3), rezultă momentul activ (din perioada de demaraj):

( ) ( )

++++= e

ts

a

m

m

rsm GD

i

DGQ

t

n

n

vGQM 2

2

2

375

)(30

ηπ η

(3.20)

Procesul de frânare este similar cu procesul de demaraj, cu observaţia că în formula (3.2) randamentele vor intra la numărător, adică:

( ) ( ) ( )i

DGQGD

i

DGQ

t

nM ts

ets

f

mf 2375

22

2 +±

++= ηη

(3.21)

unde ft este timpul de frânare, iar semnul + sau - se referă la

coborârea, respectiv ridicarea sarcinii.

Raportul fk dintre momentul de frânare efectiv fM ,

creat de frână şi momentul static dat de sarcina maximă redus la arborele frânei, se numeşte coeficient de siguranţă la frânare.Timpii de frânare şi accelerare pot rezulta din (3.21) sau (3.20),

dacă se cunosc fM şi mM .

Raportul Ψ dintre momentele mM de demaraj şi momentul din

perioada de regim se numeşte coeficient de supraîncărcare a

84

motorului. Puterea nominală a motorului de acţionare se poate

alege şi pe baza momentului static sM şi se verifică apoi dacă

aceste motoare au coeficientul ψ maxim suficient de mare pentru a asigura momentul necesar în perioada de pornire (demaraj).

Reducerea ta şi ft duce la micşorarea duratei ciclului de

lucru, dar dacă se exagerează atunci se măresc forţele de inerţie, ceea ce se traduce prin apariţia şocurilor puternice în mecanisme şi în construcţia metalică (nu trebuie să depăşească, respectiv să scadă sub l,5-2s).

3.4.2. MECANISMUL DE ROTIRE.

Rezistenţa la rotire a macaralelor rotitoare depinde de felul macaralei, de calitatea reazemelor de sprijin a părţii rotitoare, de momentul datorit forţelor tangenţiale de inerţie care acţinează asupra maselor în rotaţie şi de mărimea supraforţelor bătute de vânt la macaralele care lucrează în aer liber. Fie schema din fig.3.5 a mecanismului de rotire al unei macarale cu coloană rotitoare.

85

Fig.3.5Aceste macarale în timpul lucrului sunt acţionate în plan

orizontal de momentul activ de rotire aTM R ⋅= , datorită forţei

exterioare T care acţionează la braţul de lungime a, căruia i se opun momentele rezistente datorate frecărilor de alunecare (din lagărele inferior şi superior) şi de pivotare (din lagărul inferior). Se neglijează forţele tangenţiale de inerţie. Fie ecuaţia de momente în raport cu A:

0=⋅−⋅−⋅ bGaQhH

(3.22)de unde:

h

bGaQH

⋅+⋅= (3.23)

Momentul rezistent datorită frecării de alunecare din lagărele 2 şi 3 este:

HrM a 1µ= (3.24)

unde:

86

1µ - coeficientul de frecare de alunecare între arbore

(coloană) şi lagăr;r - raza fusurilor coloanei rotitoare (în general fusurile au aceeaşi rază).

Fie 2µ coeficientul de frecare de alunecare între arbore şi

lagărul 3 (fig.3.5 şi 3.6) şi p presiunea distribuită uniform pe

suprafaţă de rezemare. Forţa de frecare elementară fdF

tangentă la un cerc de rază ρ va fi:

τµ pddF f 2=

(3.25)

îMomentul de frecare de pivotare va fi:

( )∫ ∫ ∫ ∫ ∫ ∫Σ Σ

=⇒===)( 0

2

0

3

22

22

22 3

2r

pp

rpMddrpddppdM

π πµθρµθρρµτρ µ

(3.26)

Fie V forţa axială din lagărul interior 3 . Rezultă presiunea

2r

Vp

π= (3.27)

Înlocuind (3.27) în (3.26) rezultă momentul de frecare de pivatate:

rp VM 23

2 µ= (3.28)

87

Fig 3.6Formula (3.28) a fost dedusă în baza unor ipoteze

simplificatoare cu privire la constanţa presiunii p şi la constanţa coeficientului de frecare, ceea ce în practică este mai puţin realizabil. Oricum formula se poate utiliza, în locul

coeficientului de frecare 2µ introducându-se o valoare medie, care

se determină experimental. La echilibru obţinem ecuaţia (cu relaţiile 3.24 şi 3.28).

VrHrTa 21 3

22 µµ += (3.29)

sau , cu (3.23),

Vrh

GbQarTa 21 3

22 µµ ++=

(3.30) de unde :

88

( )a

VrGbQa

ha

rT

3

22 21 µµ++=

(3.31)

Fie F forţa din cablul de acţionare înclinată cu unghiul α faţa de verticală (fig.3.5)Vom avea:

αsin

TF =

sau cu (3.31),

( )

++=

a

VrGbQa

ha

rF

3

22

sin

1 21 µµα (3.32)

3.5. CALCULUL STABILITĂŢII MACARALELOR.

Macaralele deplasabile şi cu rotaţie completă sunt maşini a căror stabilitate la răsturnare este asigurată numai de greutatea lor proprie. Sarcinile exterioare sunt aplicate în afara perimetrului de sprijin aşa că acestea creează momente de răsturnare faţă de acest perimetru. Cum centrul de greutate al macaralei se găseşte în interiorul acestui perimetru, greutatea ei proprie creează un moment de stabilitate în raport cu perimetrul de sprijin.

Gradul de stabilitate a macaralei este definit astfel de raportul dintre momentul de stabilitate şi cel de răsturnare. Cele două momente variază în raport cu înclinarea şi poziţia braţului. Din acest motiv stabilitatea macaralei trebuie asigurată pentru toate poziţiile şi combinaţiile posibile ale forţelor exterioare

89

(sarcina de ridicat şi greutatea dispozitivelor de apucare; forţele de inerţie ce apar în regim variat la coborârea sarcinii, la frânarea ei sau la mişcarea pe orizontală a macaralei; presiunea vântului asupra sarcinii şi a macaralei şi forţa centrifugă ce apare la rotirea părţii rotitoare a macaralei).

La determinarea stabilităţii se consideră cele două situaţii caracteristice: stabilitatea macaralei cu sarcină şi fără sarcină. Cum elementele de calcul nu pot fi absolut exacte, stabilitatea trebuie calculată cu un coeficient de sigranţă, chiar se ţine seamă de toţi factorii care o influenţează.Pentru echilibru trebuie ca

0210≥−− MMM G (3.33)

unde:

GoM - momentul de stabilitate generat de greutatea proprie a

macaralei (exclusiv greutăţile braţului şi sarcinii);−+= as MMM 1 momentul de răsturnare generat de

forţele exterioare statice (greutăţile braţului, sarcinii, dispozitivelor de prindere, palanului de ridicare a sarcinii, etc.) şi de inerţie;

2M - momentul suplimentar de răsturnare, echilibrat de

o contragreutate.

2M este o parte din momentul creat de capacitate nominală

maximă de ridicare a macaralei în raport cu axa de rotaţie a macaralei, adică:

rKQM ⋅= max2 (3.34)

unde:

maxQ - capacitatea nominala maximă de ridicare a macaralei;

90

r - raza de acţiune a macaralei, corespunzătoare sarcinii Qmax,măsurată faţă de axa de rotaţie;K - coeficientul de siguranţă la stabilitate.

Cele patru mişcări (ridicarea - coborârea sarcinii, ridicarea sau coborârea braţului, rotirea şi deplasarea macaralei) ale macaralelor cu braţ cu rotaţie completă nu se execută niciodată concomitent. Pentru calcule curente se admite că forţele care acţionează concomitent, care apar în două din cele patru mişcări posibile, sarcina datorită vântului şi greutatea sarcinii.

Fie, de exemplu, cazul în care macaraua, cu sarcina în cârlig şi cu braţul perpendicular pe direcţia de deplasare (a macaralei), lucrează pe o platformă înclinată, este supusă acţiunii vântului şi se roteşte (fig.3.7).Coeficientul de siguranţă la stabilitate, în acest caz, va fi dat de relaţia:

aQ

MMMMMK

vatavQG

⋅−−−−

=max

10

(3.35)unde:

QM - momentul sarcinii Q;

avM - momentul forţelor de inerţie verticale;

Mat - momentul forţelor de inerţie orizontale;Mv -- momentul dat de acţiunea vântului corespunzătoareperioadei de lucru.În fig.3.7 s-au folosit notaţiile:

1G - greutatea tuturor pieselor macaralei situate în

interiorulsuprafeţei de sprijin;

2G - greutatea tuturor pieselor macaralei situate în afara

perimetrului de sprijin;

91

1w - rezultanta presiunii vântului asupra macaralei;

2w - rezultanta presiunii vântului asupra sarcinii.

Fig.3.7

CAPITOLUL 4.MAŞINI PENTRU LUCRĂRI DE

TERASAMENTE.

4.1. GENERALITĂŢI. CLASIFICĂRI.

Lucrările de terasamente constau în: desprinderea, săparea şi încărcarea pământului săpat, transportul la locul de descărcare, descărcarea, împrăştierea şi tasarea pământului descărcat.

Procesul săpării pământului.Săparea pământului este procesul de desprindere a

unei părţi a acestuia din masivul de bază.

92

Procesul săpării este influenţat de proprietăţile fizico-mecanice ale pământului şi de parametrii organului ce execută săparea.

Proprietăţile pământurilor ce influenţează procesul săpării:

-compoziţia granulometrică -greutatea volumetrică-coerenţa-aderenţa-frecările interioare şi exterioare-umiditatea şi plasticitatea-afinareaCompoziţia granulometrică -este raportul în

procente după greutatea conţinutului diferită pe fracţiuni.Greutatea volumetrică ( γ ) este greutatea unui m3 de

pământ în stare naturală:-pentru pământuri obişnuite γ = 11... 20 [KN/m3]-pentru pământuri stâncoase γ = 20... 30 [KN/m3]-pentru minereuri γ =11.. .20 [KN/m3]Greutatea volumetrică -influenţează foarte mult

rezistenţa la săpare şi lucrul mecanic necesar ridicării pământului săpat.

Coeziunea moleculară -influenţează rezistenţa la tăiere şi posibilitatea de săpare a pământului respective.

Plasticitatea:-proprietatea pământurilor de a-şi modifica forma

sub acţiunea forţelor exterioare fără să-şi schimbe volumul. -pământurile plastice asigura o bună umplere a cupei, însă îngreunează descărcarea acesteia.

Afânarea:

93

-proprietatea pământurilor de a-şi mări volumul prin săpare-afânarea se măsoară prin coeficientul de afânare Ka ce reprezintă raportul dintre volumul pământului săpat şi volumul pe care acesta îl ocupă în stare naturală. Frecările interioare (ale pământurilor între ele) sau

exterioare (ale pământurilor cu alte corpuri) se măsoară prin coeficientul de frecare µ .

Frecarea interioară asigură stabilitatea pământului care a pierdut proprietăţile de coeziune datorită afânării, uscării sau măriri umidităţii.

Această caracteristică este foarte importantă pentru lucrul maşinii atât la piciorul taluzului cât şi la marginea sa interioară.

Fig 4.1 Schemă pentru determinarea unghiului de taluz natural

În cazul general în care coeziunea acţionează în mod natural, echilibrul pământului după un taluz de unghi α

Gsin α< Gcos α + Kc A (4.1)94

unde :G - greutatea unei porţiuni arbitrare a pământului de pe taluzKc - forţa specifică de coeziune a particulelor de pământA - suprafaţa de contact a pământului de greutate G cu taluzulPentru Kc = 0 (nisipuri foarte uscate sau argile foarte umede)stabilitatea va fi asigurată numai dacă se respectă condiţia:

αααµ tg=>

cos

sin (4.2)

α - unghiul taluzului natural al pământului.În multe cazuri se utilizează denumirea de grad de

înclinare a taluzului, prin care se înţelege raportul dintre proiecţia orizontală a acestuia şi cea verticală.

Tabel 1. Grad de înclinare naturală a taluzului la diferite pământuri.

Starea naturală

Natura pământului

Nisip Pietriş Argilă nisi-poasă

Argilă Straturi vege-tale

Turbă

mărunt mijlociu mare

Uscat 2,15 1,95 1,75 1,20 0,80 1,00 1,20 1,20

Umed 1,75 1,42 1,60 1,20 1,20 1,42 1,42 2,15

Ud 2,75 2,15 1,95 1,42 1,42 3.75 2,15 3,75

95

96

a)

b)

97

c)

d)

Fig.4.2 Desprinderea brazdei săpate în diferite categorii de pământuri

98

Fig.4.3 Formarea prismei de pământ săpat în faţa cupei

Organul care execută săparea poate avea diferite forme şi poate fi aşezat în diferite poziţii faţă de direcţia traiectoriei de săpare. Prin pătrunderea organului de săpare în pământ, la început are loc o deformare a pământului apoi se produce despriderea brazdei. În funcţie de natura şi starea pământului care se lucrează brazda săpată poate avea diferite forme.În cazul pământurilor tari de umiditate mijlocie sau uscate fenomenul săpării începe cu apariţia crăpăturilor şi continuă cu desprinderea brazdei (Fig.4.2 a,b). La pământurile plastice (umede) brazda ia forma unei benzi continue (Fig.4.2 c), iar la pământurile slabe (nisipurile) are loc o mărunţire a brazdei în particule mai mari sau mai mici (Fig.4.2 d). Forma constructivă, dimensiunile şi poziţia organului de săpare influentează într-o mare măsură asupra rezistenţelor ce apar în timpul săpării.

99

Asupra procesului săpării influenţeaza şi poziţia traiectoriei după care se face săparea. Astfel când traiectoria unei cupe este orizontală sau mai înclinata decât taluzul natural al pământului în care se lucrează (Fig.4.3), în timpul desfacerii cupei în faţa ei se formează o prisma de pământ sapat. Marginile acesteia ies în afara lăţimii cupei. Pe masură ce volumul prismei se măreşte, creşte şi rezistenţa la deplasare a acesteia. Datorită acestui lucru pământul din cupă este împins parţial spre peretele din spate şi parţial partea superioară a prismei se ridică deasupra pământului din cupa (la cupe deschise în faţă se rostogoleşte în interior şi o umple).

Rezistenţa la săpare şi factorii ce influentează valorile acesteia. În timpul săpării, pământul opune o rezistenţă Rѕ (Fig.4.4).

Fig.4.4 Rezistenţa la săpare la dinţii cupei excavatorului.100

Rѕ poate fi descompusă după două direcţii :- după direcţia traiectoriei supusă la săpare Rѕt (tangenţial)- după direcţia perpendiculară pe traiectoria de săpare Rsn (normală)Componenta -Rst = rezistenţa la săpare

-Rsn = reacţiunea normală a terenului În cazul general Rst se determină din mai multe componente :- rezistenţa de tăiere a pământului Rt- rezistenţa datorită frecării organului de săpare pe teren Rf- rezistenţa datorită deplasării prismei din faţă şi deformării pământului săpat în lungul sau în jurul lamei, sau la interiorul cupei Rpr.

Rs=Rt+Rf+Rpr (4.3)

Pentru cupele de excavator relaţia poate fi scrisă astfel :Rst=K’bc +µ1N +E(1+qpr)qKu (4.4)

unde : K’- rezistenţa specifică la tăiere a pământului dat în [daN/cm²] ;b,c- laţimea şi grosimea brazdei [cm] ;N- presiunea cupei asupra ternului [daN] ;µ1- coficientul de frecare dintre cupă şi teren ;q- capacitatea cupei [m³] ;qpr-volumul prismei de tăiere în % din q ;Ku-coeficientul de umplere al cuvei ;

Pentru calculul Rst la excavatoare N.G.Dombrovski a intodus mărimea de rezistenţă specifică la săpare K1= Rst/bc.

101

A fost determinat pentru diferite categorii de pământuri şi condiţii de săpare. Valorile depind de :-categoria pământului ; -dimensiunea brazdei ;-grosimea parţii care executa săparea ;-construcţia şi poziţia organului de săpare ; -existenţa dinţilor ;-viteza de săpare ;

Din punct de vedere al rezistenţei la săpare sunt 6 categorii de pământuri :1. nisipuri, nisipuri argiloase, pământuri vegetale ;2. argile nisipoase, loess umed, pământuri vegetale cu rădăcini de ф=30mm, nisipuri argiloase cu pietriş ;3. argile mijlocii, pietriş (ф=15-40), loess uscat ;4. argile grele, prundiş cu fracţiuni ф=80mm ;5. pământuri stâncoase ; 6. pământuri stâncoase tari.

Valorile rezistenţei la săpare K1 pentru diferite categorii de pământuri în funcţie de starea acestora şi gradul de săpare utilizat sunt în Tab.2.

În practică pentru calculul rezistenţei Rst care apare la partea tăietoare a cupelor de excavatoare se foloseşte:

Rst=K1bc (4.5)

Tabel 2.Valorile medii ale rezistentei specifice la sapare K1[daN/cm²]

PĂMÂNTUL

Cat. Organul de săpare

Lingură Răzuitori şi Scraper

102

draglină

Nisip uscat afânat I 0.16-0.25

0.28-0.45 0.25-0.40

Nisip pământos, nisipos, pământ argilos, umed sau afânat

I 0.30-0.70

0.60-1.2 0.53-1.05

Pământuri argiloase, loess,prundiş, mărunt şi mijlociu,argilă uşoara umedă sau afâ-nată

II 0.60-1.3

1.00-1.90 0.95-1.8

Argilă mijlocie sau grea afâ-nată, pământ argilos compact

III 1.15-1.95

1.60-2.60 1.75-2.86

Argilă grea şi foarte grea,umedă

IV 2-3

2.6-4 3.2-4.05

Conglomerate slab cimentat IV 2.35-3.1

3.1-4.10 -

Conglomerat greu cu pietremărunte,explodat,presat,marnă, şisturi uşoare, argilă uscată grea

V 2.81-3.25

3.70-4.20 -

Conglomeratgreu cu pietremari şi minereuri de fier

Bineexplodat

V,VI 2.30-2.50

3.80-3.10 -

Rău explodat

V,VI 4.25-4.705.30-6.00 -

Minereu de Fe prost explodat VI 3.80-4.254.75-5.30 -

Formula Rst=K1⋅ b⋅ c şi valorile rezistenţei K1 din tabelul 2 pot fi utilizate pentru cazul în care lăţimea cupei este mai mare de 500 mm, iar C = (0.11...0.33)b.

Când grosimea brazdei scade până la C=0.05b sau creşte până la C=0.5b, valorile din tabelul 2 trebuie mărite cu 25-30%.

Asupra rezistenţei la săpare influenţează şi poziţia organului de săpare . O micşorare a unghiului de săpare γ de la 50°la 20° şi a unghiului de ascuţire δ între 45° la 15° pentru

unghiul ß≥ 5° în pământuri uşoare determină o micşorare a rezistenţei la săpare cu max 5%.

103

Pentru săpări în pământuri tari aceleaşi valori ale

unghiului γ şi a unghiului ß≥ 8° determină micşorare K1 cu max. 15% deci Rt scade de două ori mai mult.

Din condiţia de uzură se recomandă a se lua unghiul de

ascuţire a cuţitului δ≥ 20°...22 R° pentru pământuri plastice

umede şi δ≥ 22°...25° pentru pământuri pietroase grele.

Forma cupei influentează rezistenţa la săpare. Uneori s-au obţinut pentru cupe complexe de draglină micşorarea Rst cu 6.. .15% şi Rt cu 10...20%.

Distanţa dintre dinţii frontali nu trebuie să depăşească 40...50% din grosimea C a brazdei săpate. Montarea dinţilor laterali duce la mărirea Rst . La o mărire a gradului cuţitului de 7 ori valorile K1 cresc cu 10...30%. Viteza de săpare în limitele 2.5...3 m/s nu influenţează

asupra valorilor medii K1. Pentru unghiul de săpare γ≤ 35° şi o formă raţionala a părţii tăietoare creşterea rezistenţei la săpare la v=5...6m/s va fi mai mică de 10-15%. Valorile rezistenţei la tăiere şi săpare sunt influenţate de gradul de tocire a parţii tăietoare, pot creşte cu 60-70% sau chiar 100%. La cuţite continue creşterea rezistenţei de 90-200%. Aceste rezistenţe suplimentare se datoresc deformaţiei pământului sub suprafaţa tocită şi forţa de frecare dintre pământ şi cuţit. Componenta normală Rsn se determină în practică în funcţie de Rst :

Rsn=ΨRst (4.6) Pentru cuţite ascuţite şi pământuri omogene :Ψ=0,11...0,15 (4.7)

104

Ψ creşte de 1,5...2 ori în cazul săpării în pământuri

neomogene, pentru cuţite tocite sau de formă necorespunzătoare. La excavatoare cu cupă :

Rsn = (0,1…0,15) Rst (4.8)

Procesul specific de lucru poate duce la apariţia unor componente Rsn de sus în jos care să ajute la pătrunderea cupei în pământ. Rsn şi Rsn variază diferit în funcţie de parametrii b si c. Variaţia rezistenţei Rsn şi Rst în funcţie de grosimea c şi lăţimea b a brazdei săpate este arătată în figura 4.5.

105

b)Fig. 4.5.

După modul de lucru, maşinile pentru lucrările de terasamente se împart în două mari clase :

A) maşini la care încărcarea pământului în cupă se face prin deplasarea organului de lucru, clasă în care intră excavatoarele, multe dintre ele având caracter universal ;

B) maşini care în timpul lucrului trebuiue să se deplaseze, acestea se numesc maşini de săpat şi transportat (screpere, gredere). Faţă de primele au capacitate mare de transportat mare, totuşi nu pot fi universale datorită unor restricţii

106

privind utilizarea lor în soluri grele şi la temperaturi joase în solurile uşoare. În ambele clase se întâlnesc maşini cu funcţionare continuă şi maşini cu funcţionare discontinuă.

4.2 MAŞINI CU DEPLASAREA ORGANULUI DE LUCRU. EXCAVATOARELE CU FUNCŢIONARE

DISCONTINUĂ.

4.2.1 CLASIFICAREA ŞI CARACTERISTICILE EXCAVATOARELOR CU O SINGURĂ CUPĂ

Excavatoarele cu funcţionare discontinuă pot fi : de uscat şi plutitoare. Cele de uscat se împart în universale, semi-universale şi speciale. Tipul principal al acestora este excavatorul cu o singură cupă. Platfoma superioară a acestuia se poate roti în timpul lucrului cu 360°, saparea fiind posibila pentru orice poziţie a platformei faţă de mecanismul de deplasare. Aceste excavatoare se utilizează la diferite lucrări de terasamente, echipamentul de lucru ale excavatoarelor universale ajungând până la 11 şi chiar mai multe. În functie de natura şi destinaţia echipamentului de lucru aceste excavatoare pot fi :

a) cu echipament de cupă directă ;b) cu echipament de draglină ;c) cu echipament de macara ;d) cu echipament de cupă inversă ;e) cu echipament de graifăr ;f) cu echipament de sonetă ;g) cu echipament de extras piloţi şi defrişat ;h) cu echipament de draglină de astupat şanţuri.

107

În continuare se prezintă câteva exemple de caracteristici principale. Excavatoarele universale de putere unică (excavatoarele macara) au un singir motor, cu mecanism de deplasare pe pneuri sau şenile cu role de susţinere, cu mecanism de rotire cu lanţ la mecanismul de deplasare.

Au greutatea de cca. 7 ÷ 50 tf, fiind echipate cu cupă

directă de 0,25 ÷ 1,15 m³ cu o capacitate de ridicare de 4,5÷ 2,5 tf şi sunt destinate penru lucrări de construcţii de volum redus şi pentru săpături, de regulă, în soluri uşoare şi mijlocii. La modelele mai mari se introduc comenzile cu acţionare hidraulică, pneumatică, electrică sau mixtă. Excavatoarele semiuniversale de putere mijlocie (de

carieră) au greutatea de lucru 70 ÷ 200 tf. Acţionarea comenzilor, în cazul modelelor echipate cu un singur motor, este aproape exclusiv hidraulică, mai rar mixtă, iar în cazul modelelor mai grele, electrică sau electro-hidraulică. Cele de putere mare au

greutatea de lucru de 200 ÷ 1500 tf, iar capacitatea cupei de 5-40 m³, în cazul echipamentelor de cupă directă şi de 4-25 m³ în cazul draglinelor.

4.2.2.SCHEME CONSTRUCTIVE. MOD DE LUCRU ŞI CONDIŢII DE UTILIZARE. ELEMENTE DE CALCUL PENTRU MECANISME.

În cele ce urmează ne vom limita la un singur exemplu, cum ar fi excavatoarele cu acţiune directă (cu echipament de cupă directă).

4.2.2.1 Descriere şi mod de lucru În fig.4.6 se prezintă un excavator cu cupă directă.

108

Echipamentul de lucru se compune din cupa 1, coada cupei 2 şi braţul 3. Cupa are fundul basculant şi este fixată de coadă şi suspendată de braţ prin intermediul cablului de ridicare 8. Fundul se închide automat când cupa coboară pe teren. Coada cupei este formată din una sau două grinzi şi se prinde de braţ prin intermediul unui jug montat pe un arbore de susţinere. Ea se poate roti în jurul arborelui (pozitia A) sub acţiunea cablului de ridicare, când cupa se deplasează din poziţia I în poziţia II, şi se poate deplasa în sens axial în jugul de susţinere (alunecând de-a lungul acestuia), sub acţiunea mecanismului de împingere.

Fig.4.6

Braţul 3 formează cu orizontala un unghi γ=35÷ 60 şi este articulat cu unul din capete de platforma rotativă 7, iar cu celalalt este suspendat de corpul maşinii prin intermediul cablului 9 care se desfăşoară pe tamburul 10 (ceea ce permite reglarea

109

unghiului γ atunci când este nevoie să se schimbe dimensiunile de lucru ale maşinii, adică înălţimea de descărcare Hd şi raza de descărcare rd sau înltimea Hd de sapare a abatajului).

Independent de construcţia mecanismului de deplasare şi a echipamentului de forţă; ciclul de lucru al excavatoarelor cu acţiune directă se compune din cinci operatii: săparea, rotirea, rotirea pentru descărcare, descărcarea, rotirea în abataj şi coborârea cupei. La începutul săpării se afla în poziţia I, unghiul facut de axa cozii cu verticala având cel putin 10°, deoarece, în caz contar, dinţii cupei fac un unghi prea mic cu fundul abatajului, înfigerea lor în pământ devenind astfel dificilă. Sub acţiunea mecanismului de ridicare şi a celui de împingere cupa efectuează cursa activă descriind un arc cu centrul în axa arborelui de susţinere (punctul A). Într-o poziţie apropiată de ultima poziţie II mişcarea de avans a cupei se întrerupe. În soluţiile omogene, toate traiectoriile sunt aseamenea şi sunt curbe aproape egal distanţate între ele cu valoarea abatajului (smax este grosimea maximă a brazdei pe înălţimea abatajului Ho

şi depinde de rezistenţa la săpare Wsu din dinţii cupei). Volumul brazdei săpate este :

q=smax b H [m³] (4.9)

unde :-H - înălţimea abatajului ;-b - lăţimea cupei. După terminarea săpării, platforma rotitoare împreună cu echipamentul de lucru se roteşte pentru descărcare. În general, după terminarea săpării cupa este ridicată la o înălţime

110

convenabilă, pentru a nu se împiedica de pereţii abatajului în timpul rotirii pentru descărcare.

Descărcarea se face prin deschiderea fundului cupei, care este comandat manual sau cu servomotor. Când cupa se apropie de locul de descărcare se ridică sau se coboară şi concomitent se scoate sau se retrage, astfel ca rotirea să se termine exact deasupra locului de descărcare. După terminarea descărcării începe rotirea pentru readucerea cupei în abataj. Concomitent cupa este trasă şi coborâtă treptat, pentru a fi readusă într-o nouă poziţie de săpare.

4.2.2.2.Teoria săpării pământului

Fig.4.7

În timpul săpării, pe dinţii cupei acţionează la săpare sw

care poate fi descompusă în componentele suw

şi svw

.

111

Componenta tangentă la traiectoria cupei este echilibrată de forţa

de tracţiune fT

a cupei, iar cea perpendiculară pe traiectorie este

echilibrată de greutatea cupei (la draglină, cupa cu acţiune inversă) sau de forţa de împingere (cupa cu acţiune directă). Componentele reacţiunii corespunzătoare din dinţii cupei sunt

suw′ si svw′ , cu rezultanta lor sw′ .

Componenta tangenţială, cunoscută sub numele de rezistenţă la săpare este, dată de relaţia :

wsu = wsubs (4.10)

unde :wsu- rezistenţa specifică la săpare (depinde de natura solului care se determină experimental) ;b- lăţimea cupei ;s- grosimea brazdei tăiate ;

Cunoaşterea raportului su

sv

w

w=Ψ permite stabilirea

regimului de lucru corect al excavatorului.Acest raport este mai mare la solurile nisipoase cu

incluziuni de piatră şi al argilelor grele (el depinde de omogeni-

tatea solului). În solurile omogne ϕ = constant, pe când în cele neomogene el variază brusc în intervalul aceluiaşi ciclu. Proporţionalitatea se explică prin faptul că, în solurile omogene creşterea componentei wsv este însoţită de creşterea lui wsu. La sfârşitul săpării, pentru echilibru trebuie ca :

wsv = Gk+p cosϕ (4.11)

şi

112

wsu=Tt – Gk+p sinϕ (4.12)

unde :Gk+p - greutatea cupei şi a pământului ;

tT

- forţa de tracţiune din cablul de tracţiune al cupei.

Înlocuind wsv=Ψwsv în relaţia (4.11), rezultă valoarea maximă a rezistenţei la săpare, corepunzătoare lucrului pe taluz :

wsu max = Ψ+ ϕcos G pk

(4.13)

Din condiţia de stabilitate a cupei în timpul lucrului

Tt ⋅ lt = Gk+p ⋅ lk ,

rezultă :

Tt = t

kpk

l

lG ⋅+

(4.14)

Înlocuind (4.14) în (4.12) obţinem :

wsu =

− ϕsin

t

k

l

l Gk+p (4.15)

valoare corespunzătoare unei situaţii oarecare de lucru, unde :

lt –distanţa dintre suw

şi tT

;

lk –distanţa dintre forţa G

k+p si dinţii cupei ;wsu < wsu max

113

Cum pentru cazurile obişnuite t

k

l

l=2, atunci când ϕ =0,

din relaţia (4.15.), rezultă :Wsu = 2Gk+p (4.15’)

Raportul t

k

l

l arată de câte ori forţa de tracţiune Tt poate fi

mai mare decât greutatea cupei la începutul săpării (cupa goală) şi la sfârşitul săpării (cupa plină). Relaţia (4.11) arată că wsv

scade o dată cu creşterea lui ϕ . Înrăutăţirea lucrului cupei pe taluz se explică prin scăderea ambelor componente ale lui ws. Fixarea lanţurilor de tracţiune în găurile de jos (fig.4.7) permie mărirea forţei de tracţiune T’t >Tt şi a componentei wsu. Deoarece în această situaţie wsv nu se modifica, Ψ scade proporţional cu wsu. Deci, prin coborârea punctelor de prindere a lanţurilor de tracţiune, se poate asigura lucrul unei cupe relativ uşoare în soluri grele, cu o brazdă de grosime relativ redusă. Ridicarea punctelor de prindere a lanţurilor de tracţiune asigură accelerarea înfigerii cupei în solurile uşoare. Rezistenţa la săpare (specifică) wsu depinde de grosimea brazdei şi de lungimea muchiei tăietoare a cupei, de unghiul de săpare δ, de unghiul de ascuţire a dinţilor δ’ de unghiul inferior

de săpare θ şi de viteza de săpare a organului de lucru. Aşa cum am aratat rezistenţa specifică wsu se determină pe cale experimentală, prinderea în calcule a tuturor elementelor de mai sus fiind practic imposibilă. Când wsu se determină pe modele, valorile obţinute se corelează în funcţie de dimensiunile modelului (valorile lui wsu se găsesc tabelate pentru diferite utilaje şi categorii de soluri).

114

4.2.2.3 Calculul mecanismelor. a) Mecanismul de rotire.

Rotirea este deosebit de importantă, ea ocupând cca 65-70% din întrega durată a ciclului, determinarea raţională a tuturor parametrilor rotirii fiind una dintre problemele de bază ale proiectării excavatoarelor. Aceşti parametrii sunt: momentul de inerţie Ip al părţii rotitoare a excavatorului cu cupa complet

încărcată cu pământ şi fără pământ I, unghiul de rotire β , viteza

unghiulara maximă ω max şi acceleraţia unghiulară maxima ε max,

randamentul mecanismului de rotire η R, puterea PR, caracteristica externă Mm=f(n) a motorului de antrenare şi durata tR a rotirii, condiţionată de acestea.

I, pentru calculele preliminare, se poate lua din

nomograme, η R se calculează în funcţie de schema cinematică

aleasă şi β este dat de condiţiile de exploatare. Pentru

determinarea lui ω Rmax , ε Rmax şi PR trebuie ca în prelabil să se determine tR în funcţie de caracteristica motorului de antrenare. Calculul lui Ip se face în ipoteza că braţul face cu orizontala un unghi de 45°, cupa este complet încărcată cu pământ, coada cupei esta orizontală şi scoasă de 2/3 din cursa ei în cazul modelelor mici şi mijlocii şi complet scoasă în cazul modelelor mari, poziţii considerate ca medii la rotirea pentru descărcare. I se poate determina aproximativ cu relaţia:

I= Ip- g

Gp r2, (4.16)

unde: Gp –greutatea pământului din cupă;r –distanţa de la centrul de greutate al cupei până la axa de rotaţie a platformei rotative.

115

Pentru determinarea lui trebuie, mai întâi, să se determine durata celorlalte părţi ale ciclului, ştiut fiindcă durata unui ciclu este:

tc=tR + ts + td + t’R (4.17.)

unde: ts -durata săpării (depinde de viteza şi lungimea cursei active a organului de lucru); tR -durata rotirii pentru descărcare; td -durata descărcării (se compune din timpul necesar pentru potrivirea cupei, declanşarea mecanismului de descărcare şi descărcare propriu-zisă); t’R -durata rotirii pentru revenire.

Unghiul β are o importanţă deosebită pentru determinarea duratei şi puterii de rotire, deoarece fiecăriu unghi

β îi corespunde o anumită viteză şi acceleraţie unghiulară

maximă (ω Rmax şi ε Rmax) penru ca în timpul tR maşina să consume un minimum de putere. În medie durata descărcării în depozit este de 2s-4s. Când descărcarea se face în vehicule, atunci trebuie să se aprecieze şi să se verifice experimental durata descărcării, pentru ca să se ţină seama de ea la determinarea timpului de rotire tR .

b) Mecanismul de ridicare.

Forţa de ridicare rT

din palanul de ridicare al cupei

trebuie să echilibreze rezistenţa solului la săpare w

su, greutatea cupei încărcate cu pământ G

k+p şi o parte în greutatea cozii G

c .

116

Excavatorul trebuie să dezvolte w

su max la raza medie de lucru a cupei O2a1, adică atunci când la sfarşitul săpării direcţia forţei de ridicare T

r este verticală şi dinţii cupei sunt pe aceeaşi

orizontală cu arborele de susţinere (în această poziţie forţa de împingere este aproape nulă). La raza maximă de lucru O2a2

excavatorul taie o brazdă de grosime s<smax. Scriind ecuaţia de momente faţă de O2, rezultă forţa Trmax (pentru poziţia amintită mai sus):

Tr max = 2l

l (Gc l1 + wsu max ⋅ l3 + Gk+p ⋅ l4) (4.18)

Fig.4.8

În calculele de dimensionare şi de verificare se ia valoarea Tr cea mai mare. Puterea consumată de mecanismul de ridicare se determină cu relaţia:

117

Pr = r

rrvT

η75 [CP],

(4.19)

unde:vr -viteza de ridicare a cupei;

η r -randamentul mecanismului de ridicare.

Momentul motorului mecanismului de ridicare este (cuplul motor):

Mr = Tr ⋅ rs

th

i

D 11

2⋅⋅

η

(4.20)

unde:Tr -tensiunea din cablul de rididcare;Dth -diametrul tamburului de ridicare;

η r -randamentul transmisiei mecanismului de ridicare;

ir -raportul de reducere al mecanismului;Viteza cablului de ridicare se calculează cu relaţia:

vcr = kvr , (4.21)

unde k reprezintă numărul firelor palanului.Cum viteza unghiulară a tamburului este:

ω tr = 30

trnπ , (4.22)

avem ca viteză periferică:

118

vcr = ω tr 2tD

,

(4.23)astfel că, din relaţiile (4.22) şi (4.23), rezultă turaţia tamburului de ridicare:

ntr = tr

cr

D

v

π60

(4.24)

c) Mecanismul de împingere.

Forţa de împigere F

îa , creată de mecanismul de împingere în timpul lucrului, trebuie să echilibreze reacţiunea normală a solului w

sv, componenta forţei de ridicare T

r pe

direcţia cozii (T

ru) cupei, iar când cupa este deasupra arborelui de susţinere (din O2), şi componenţa pe direcţia cupei a greutăţii cozii încărcată cu pământ.(4.8) Deoarece cursa activă a cupei are loc, în condiţii normale de lucru, sub nivelul arborelui de susţinere, componenta greutăţii cozii şi a cupei pe direcţia axei cozii se adaugă forţei de împingere F

ia .

Pentru determinarea forţelor care acţionează asupra mecanismului de împingere se consideră poziţiile: la începutul săpării, la sfârşitul săpării când dinţii sunt la înălţimea arborelui de susţinere şi când cupa complet încărcată cu pământ se gaseşte la raza maximă de lucru şi la înălţime maximă (ws =0).

La determinarea forţei active F

îa se cosidera T

rmax

numai în cazul transmisiei de la mai multe motoare; în cazul transmisiei de la un singur motor se admite forţa de ridicare de regim Tr (astfel nu ar mai funcţiona mecanismul de împingere).

119

Elementul de baza pentru calculele de verificare şi dimensionare îl constituie F

îa max .

Forţa pasivă de împingere F

ia reţine cupa într-o anumită poziţie (când F

îa = 0), nepermiţându-i acesteia deplasarea

înapoi. Se calculează în mod asemănător cu F

îa, admiţând în calcul cele mai mari forte exterioare. Să menţionăm că în acest caz pierderile prin frecare sunt utile deoarece micşorează momentul necesar de frânare a mecanismului de împingere.

Forţa F

îa necesara retragerii cupei se utilizează numai la determinarea vitezei de retragere a cupei. Trebuie ca :

Fîa ≥ Gk+p + Gc (4.25)

Turaţia motorului de antrenare şi viteza de împingere se calculează cu formule asemanatoare cu formulele (4.24), respectiv (4.25).

4.2.3. DATE FUDAMENTALE CU PRIVIRE LA EXPLOATAREA EXCAVATOARELOR CU ACŢIUNE DISCONTINUĂ

4.23.1 Debite. Elemente de calcul.

a) Debitul teoretic

Debitul teoretic Qo al excavatoarelor cu o singură cupa este: Qo=noq [m³/h], (4.26)

120

unde:q -capacitatea cupei;no -numărul de cicluri pe oră.

Numarul n de cicluri pe oră este corespunzator lucrului normal, în ipoteza că descărcarea pământului săpat se face în

depozit (respectiv în vehicule), unghiul de rotire β =90°, înălţime H=Ho (înălţimea abatajului egală cu înălţimea arborelui de susţinere), în cazul când se lucrează într-un sol admis la proiectare, viteza de lucru a cupei este egala cu viteza de proiectare, iar puterea motorului P=Pmax.

b)Debitul tehnic.

Acesta serveşte la stabilirea mijloacelor de transport pentru alcătuirea graficelor de circulaţie a vehiculelor în cazul lucrului interior, la stabilirea distanţelor dintre excavatoarelor din abatajele învecinate şi la verificarea eficacităţii organizării lucrărilor, el se exprimă prin formula: Qo =no kc ku ka’ [m³/h] (4.27)

unde:kc –coeficientul de durată al unui ciclu (depinde de înălţimea abatajului, natura solului şi unghiul de rotire);ku -coeficient de umplere a cupei;ka’-coficient de influenţă a afânării (inversul coeficientului de afânare). Corespunzator condiţiilor date numărul de cicluri pe ora este evident:

nc = kc no (4.28)

121

Mărimea forţei care acţionează pe dinţii cupei are o importanţă deosebită pentru debitul tehnic al excavatoarelor.

c) Debitul de exploatare pe oră (sau pe schimb lunar, etc)

Este dat de relaţia:

Qe = 60 no kc ku k’a k1 q , (4.29)

unde:

k1 -este coeficientul de utilizare a excavatorului (k1 = 0,7 ÷ 0,8). Este evidenţiată de relaţia:notc = 60 kc, de unde rezultă durata uniu ciclu:

tc = 0

60

n

kc (4.30)

relaţia (4.17) arătându-se din cine se compune durata unui ciclu.

4.2.3.2 Măsuri pentru mărirea debitului şi pentru reducerea timpilor inactivi.

Creşterea debitului se realizează prin reducerea duratei unui ciclu, mărirea volumului de pământ săpat de cupă şi reducerea timpilor inactivi. Reducerea timpilor inactivi se poate obţine prin reducerea tipilor necesari pentru deplasări, ungere, revizie şi reglare a

122

mecanismelor, alimentare cu apă şi combustibil şi curăţire a cupei.

Creşterea volumului de pământ din cupă se obţine prin mărirea grosimii brazdei sau a lungimii cursei active. În ultimul caz creşte durata ciclului; se poate obţine o creştere a volumului

de pământ săpat, dacă creşterea volumului ∆ p este relativ mai mare decât creşterea duratei ciclului, adică dacă:

c

cp

t

t∆⟩∆2

(4.31)

4.3. MAŞINI CARE SE DEPLASEAZĂ ÎN TIMPUL LUCRULUI. MAŞINI DE TRANSPORTAT ŞI SĂPAT.

4.3.1. DEFINIŢII. CLASIFICARE GENERALĂ.

Definiţie: Se numeşte maşină de săpat-transportat acea maşina utilizată la lucrări de terasamente, care sapă pământul prin mişcarea de translaţie sau a unui motor propriu. Se poate face clasificarea generală ca mai jos:

123

124

Masini de transportat si sapat

Masini pentru lucrari preagatitoare

Masini de sapat-transportat propriu-zise

Dupa scop

Masini de compactat

Dupa natura echipamentului de lucru

Masini cu dinti

Masini cu cutit

Masini cu cupa

Masini cu rulouri metalici sau pneuri

Sconficatoare Buldozere

Screpere Gredere

Compac- toare sintetice

Compactoare vibratoare(rulouri vibratoare)

120

Aceste maşini au debit mare (500 600m³/h) şi consum

specific mic (prin care se înţelege raportul KW(CP)/m³ de pământ săpat). Cu unele dintre aceste maşini (screperele) se poate rezolva o gamă de probleme de terasamente cu preţ mai mic decât alte maşini, iar unele, cum sunt buldozerele au scos din circuit o serie întreagă de maţini consacrate (cum ar fi maşinile de defrişat) şi s-au transformat în maşini cu care se rezolvă un întreg complex de licrări de terasamente. Pe de alta parte, buldozerele sunt de neînlocuit pentru lucrul concomitent cu screperele şi excavatoa-rele. Ne vom referi, în cele ce urmează, numai la o parte dintre aceste maşini.

4.3.2.BULDOZERELE4.3.2.1.Clasificarea, descrierea şi destinaţia buldozerelor.

Definiţie: Buldozerul este un tractor pe şenile sau cu roţi cu pneuri, care este dotat cu un scut (lama), montat perpendicular pe direcţia de deplasare a tractorului, lama având la partea inferioară un cuţit executat din oţel cu mangan.

Buldozerele se construiesc în variate: normale şi universale la care cuţitul poate fi rotit în plan în ambele părţi, până la 60° faţă de axa longitudinală a tractorului. Acestea din urmă sapă şi împing pământul săpat lateral faţă de direcţia de deplasare a tractorului. La buldozerele universale (mai rar la celelalte tipuri de buldozere) cuţitul se poate înclina în plan vertical cu un unghi

≤ 10°. Ele pot fi din scarificatoare, pentru a lucra la terasamente şi se recomandă în special acolo unde pământul săpat se deplasează în pantă sau când distanţele de transport în teren orizontal nu depăşesc 75m. Lucrările care pot fi executate sunt: nivelarea platformelor unde se fac construcţii noi, săpături în regiunile

121

muntoase şi nivelări acolo unde urmează să se construiască şosele, curăţirea terenurilor şi a drumurilor de zăpadă, săpături în solurile cu pantă transversală şi cu deplasarea pământului în punctele de cota zero, împrăştierea pământului săpat şi a materialelor de contrucţie în vrac, executări de terase pentru plantaţii, umplerea râpelor şi a gropilor etc.

4.3.2.2 Elemente de calcul

a) Forţa de tracţiune şi stabilitatea buldozerului.

Forţa de tracţiune disponibilă la şenila tractorului (corespunzătoare primei viteze) este :Fj =Wrb+Wsu+Wfp+Wfc , (4.32)

unde :Wrb -rezistenţa suplimentara la înaintare a tractorului datorită greutăţii buldozerului (greutăţii suplimentare a echipamentului de buldozer) ;Wsu -rezistenţa la săpare;Wfp -rezistenţa la deplasare a pământului din faţa cuţitului ;Wfc -componenta orizontală (pe direcţia axei longitudinale a tractorului) a frecării cuţitului de pământ.

Stabilirea buldozerelor se consideră satisfacătoare pentru

toate condiţiile normale de lucru (β ≤ 17°), dacă la determinarea contragreutăţii se accepta condiţii limită, atunci când se lucrează

într-un sol destul de tare şi pe o pantă β ≤ 17°, adică dacă pentru această situaţie momentul de stabilitate este egal cu momentul de răsturnare (Mst=Mrăst); atunci scriind ecuaţia de momente (în raport cu poziţia A) a tuturor forţelor care acţionează asupra

122

buldozerului, rezultă valoarea contagreutăţii pentru a asigura stabilitatea maşinii la lucru în condiţiile arătate.

Conform fig.4.9, obţinem astfel ecuaţia :

Gcg lcg = Gb lb – Gt lt + Wtlt + G1l1 + µG2l2

de unde :

Gcg = cgl

1(Gblb + wτ lτ +G1l1 +µ G2l2) -

cgl

1(Gt lt) =

cg

strast

l

MM −

(4.33)unde :Gcg -valoarea contragreutăţii ;Gb -grutatea suplimentară a echipamentului de buldozer Gl -componenta greutăţii care alunecă pe taluz ;Gt -greutatea tractorului ;µG2 -forţa de frecare a componentei greutăţii Gp care alunecă pe taluz ; Wt –rezistenţa solului la forfecare.

b) Dimensionarea cuţitului.

Se face pentru cazul cel mai defavorabil, corespunzător situaţiei când tractorul dezvoltă forţa de tracţiune maximă şi buldozerul trebuie să învingă un obstacol aplicat la unul din capetele cuţitului.

c) Mecanismul de ridicare.Generalităţi. Clasificare.

Din ecuaţia de momente în raport cu articulaţia “O” a cadrului, rezultă forţa din tija mecanismului de ridicare :

123

Tr = rl2

1 ∑

=1iiiLF

(4.34)

unde :

F1 = wτ ; F2 = G1 ; F3 = µG2 ; F4 = Wsu max ; F5 = Gb’

Gb’ -greutatea buldozerului (cadru + cuţit) plus greutatea elementelor de suspensie şi a unei părţi din greutatea pârghiilor cotite ;

wsu max = wsu smax L (4.35)

wsu -rezistenţa specifică la săpare ;smax -brazda maximă;L -lăţimea lamei;

Li, i=1÷ 5 sunt “braţele” forţelor F

i, i = 1÷ 5

Forţa necesară din tija cilindrului hidraulic 3 este:

(4.36)

unde:

n – numarul articulaţiilor în funcţiune;

Ciclul de funcţionare se compune din : săpare , transportul şi distribuirea sau depozitarea pământului săpat . La săpare, cuţitul (având lăţimea mai mare decât a tractorului) se înfundă în pământ, astfel ca prin înaintarea tractorului, în faţa lui se formează o prismă de pământ care este deplasată prin împingere la lucul de depozitare. Denivelările solului se nivelează cu pământul împins

124

de cuţit, iar ridicăturile sunt tăiate de lama cuţitului. Dacă materialul deplasat trebuie împrăştiat , atunci cuţitul se ridică la înălţimea dorită faţă de suprafaţa solului. Când merge în gol, cuţitul stă ridicat la o înălţime de circa 700 mm faţă de planul căii.

Fig. 4.9

125

După felul transmisiei buldozerele sunt cu transmisie prin cabluri şi cu transmisie hidraulică. La ultimele există patru poziţii pentru cuţit: ridicare forţată, coborâre forţată, poziţia liberă, poziţia fixă; înfigerea forţată a cuţitului în sol se face cu o forţă care, împreună cu greutatea cuţitului, asigură lucrul în solurile cele mai grele, astfel ca sub acest aspect se recomandă comanda hidraulică, oricare ar fi puterea tractorului. Din punct de vedere constructiv, buldozerele se compun din cadrul 1, lama 2, mecanismul de ridicare a cuţitului, mecanismul de deplasare 4 (fig.4.9)

EXCAVATOARE

Sunt maşini folosite la săparea pământului prin metode mecanice.

Clasificare: 1. După continuitatea procesului de săpare - cu acţiune periodică- cu acţiune continuă

Cele cu acţiune periodică au o singură cupă cu ajutorul căreia realizează succesiv săparea, ridicarea pământului săpat şi descarcarea acestuia în vehiculele de transport sau în gramadă. Sunt destinate efectuarii săpăturilor la adâncimi sau înălţimi de căţiva metri.

Cele cu acţiune continuă au mai multe cupe, fiecare cupă poate să realizeze succesiv operaţiile dar maşina în ansamblu sapă continuu. Sunt destinate efectuării taluzurilor.

Excavatoarele cu acţiune permanentă sunt destinate executării săpăturilor deasupra şi sub nivelul de sprijin al maşinii.

126

Durata săpării propriu zise = 15 – 30% din durata ciclului de funcţionare a maşinii .

- masa excavatorului variază între 1,5 – 1360 t.- capacitatea cupei 0,05 – 168 m³- puterea instalaţiei 5 – 48,500 CP- durata întregului ciclu de funcţionarea între 11 – 60 s

Din punct de vedere al gradului de universalitate excavatoarele cu acţiune periodică sunt

universale

semiuniversale

speciale

Excavatoarele universale sunt dotate cu mai multe echipa-mente de lucru, uneori 20 – 30 echipamente (cupe cu lingură dreaptă, cupe de încărcare, cupe cu lingura întoarsă, cupe greifer, cârlig de macara, echipament de forare).

Capacitatea cupei este de 0,5 – 0,6 m³.Excavatoarele semiuniversale au 2 – 3 echipamente de

lucru.Capacitatea cupei este de 2 – 3 m³.Excavatoarele speciale sunt destinate unor anumite lucrări

(tuneluri) . 2. după sistemul de deplasare :- excavatoare pe roţi cu pneuri;- excavatoare pe şenile;- excavatoare pe şine de cale ferată;- excavatoare plutitoare;- excavatoare păşitoare;3. după sistemul de acţionare:- cu acţionare mecanică- cu acţionare electromecanică- cu acţionare mecanohidraulică

127

- cu acţionare hidraulică ( cele mai utilizate) – capacitate de 2m³

4. după sistemul de comandă:- cu comenzi mecanice- cu comenzi electrice- cu comenzi hidraulice- cu comenzi pneumatice

Descrierea şi funcţionarea principalelor tipuri de excavatoare cu acţiune periodică

Acestea sunt excavatoarele cu lingura dreaptă, întoarsă, cu draglină, cu acţiune continuă.

Excavatorul cu lingura dreaptă este destinat lucrărilor de săpături în pământuri de categoria I-IV, de regulă deasupra nivelului de sprijin. Capacitatea cupei este 0,15 – 10 m³.

Calculul mecanismului de acţionare a echipamentului de lucru la excavatorul cu o singură cupă.

În poz. II de lucru rezistenţa la săpare Rst are valoare maximă

( 4.37)

Asimilând volumul brazdei săpate prin deplasarea cupei I –

II cu volumul unei prisme de lăţime B, grosime , înălţime H

(4.38)

q = capacitatea [ m³]

128

Din ecuaţia de momente ale tuturor forţelor ce acţionează asupra ansamblului miner – cupă.

M F(0) = Fr [N/m] (4.39)

(4.40) Excavatorul cu acţiune hidraulică se caracterizează prin

mişcările echipamentului de lucru acţionat de cilindri hidraulici

Excavatoare cu lingura intoarsă Sunt destinate lucrărilor de săpături în pământuri categ. IV.Majoritatea sunt acţionate hidraulic. Pot lucra atât

deasupra cât şi sub baza de sprijin. Au capacitatea cupei de 0,15 -15 m³. în majoritaea cazurilor lingura întoarsă constituie unul din principalele echipamente de lucru ale excavatoarelor universale.

Echipamentul de deplasare, cadrul inferior şi platforma superioară a excavatorului sunt aceleaşi ca la cel cu lingura dreaptă .

Echipamentul de lucru constă din : - braţ

- maner

- cupa

- cilindri hidraulici

Manevrarea braţului se face cu cilindrul hidraulic.Rotirea mânerului fată de braţ şi bascularea cupei se fac cu

cilindru hidraulic.Excavatorul cu lingura întoarsă acţionat hidraulic execută

săparea în principal prin manevrarea manerului cu ajutorul

129

cilindrului. În pământuri slabe se poate executa săparea şi numai prin bascularea cupei cu cilindru hidraulic. Aceste excavatoare pot executa săpături şi deasupra nivelului de sprijin al maşinii, iar prin combinarea celor doua mişcări pot realiza diferite traiectorii de săpare.

Excavatoare cu draglină

Sunt folosite pentru executarea săpăturilor în pământ de categoria I şi II .

Pătrunderea cupei în pământ are loc datorită greutăţii proprii a cupei. Este utilizat în mod curent pentru capacitatea de cupe de 0,25 -3 m³. Excepţie fac excavatoarele păşitoare : 4 -168 m³.

Datorită prinderii flexibile a cupei la braţ, raza de acţiune este mai mare decât la celelalte echipamente de lucru. Aceste maşini sunt folosite la săparea de gropi sub nivelul bazei excavatorului, săparea canalelor de irigatii, scoaterea pietrişului şi nisipului din cariere sau de sub ape .

Platforma superioară, cadrul inferior şi echipametul de deplasare sunt aceleaşi ca la excavatorul cu lingura dreaptă .

Echipament de lucru :- braţ

- cupă

Cupa poate fi trasă cu cablul şi lanţul, sau ridicată cu cablu sau lanţ. Cablul împiedică răsturnarea cupei în timpul deplasării acesteia către capătul superior al braţului. Dispozitivul de ghidare asigură înfăşurarea corectă a cablului de tracţiune pe tambur. Cupa excavatorului este descoperită la partea superioară din faţă.

130

Excavatoare cu acţiune continuă

Excavatorul cu acţiune continuă este o maşină de săpat cu mai multe cupe deplasându-se sau rotindu-se, execută în acelaşi timp şi săparea şi transportul cu ajutorul unor cupe prinse pe un lanţ în mişcare sau de o roată rotor. Pământul luat de cupe prin săpare este ridicat de ele şi descărcat fie într-un buncăr pentru încărcare într-un vehicol de transport, fie într-un transportor cu bandă .

Masa excavatorului cu acţiune continuă variază între 1,5-7400 t.

Capacitatea unei cupe 15- 4500 l.Productivitate 6000 - 8000 m³/h.Putere instalată 5 - 8400 KW.Avantaje:

- execută săparea pe toată perioada ciclului de lucru- consumul specific de energie pentru 1 m³ de săpătură este

mai mic- pot executa săparea pe întreaga înălţime a taluzului şi

aproape într-o forma definitivă- când lucrează în carieră dă posibilitatea de a sorta imediat

materialul săpat- se folosesc frecvent la lucrări de decopertat în cariere , la

săpareaşi realizarea taluzurilor, la execuţia şanţurilor pentru conducte şi magistrale.

Clasificarea excavatorului cu acţiune continuăDomenii de utilizare

Criterii :- după modul în care se execută săpătura

131

- după modul şi sistemul de acţionare

- după echipamentul de deplasare

- după poziţia de deplasare

- după poziţia excavatorului faţă de abataj

- cu săparea sub nivelul bazei de sprijin

- deasupra nivelului bazeide sprijin

- mixtă

După modul în care se execută săpătura- excavatoare cu săpare - transversală

- longitudinală

- radială

După destinaţia maşinii şi construcţia echipamentului de lucru :

- excavatoare cu lanţuri ghidate ( pentru taluzuri, pământ omogen)

- excavatoare cu lanţuri libere suspendate ( pentru materiale neomogene)

- excavatoare cu cadru articulat ( pentru canale)

- excavatoare cu cadru telescopic (canale de irigaţii)

132

Excavatoare cu săpare longitudinală au echipament de lucru aşezat după direcţia de deplasare a mişcării. Sunt utilizate la săparea şanţurilor pentru conducte, cabluri, canale de irigaţii .

Excavatoarele cu lanţ pot săpa pînă la pământuri de categoria IV. Pot lua pietre cu diametre egale cu capacitatea cupei, pot executa şanţuri de l < 400mm se folosesc excavatoare cu lanţuri cu racleţi.

Echipamentulde lucru al acestora poate fi aşezat după axa longitudinală sau lateral. La unele maşini echipamentulpoate fi deplasat pe direcţie transversală.

Excavatorul cu săpare longitudinală cu rotor

Pot avea echipamentul de lucru montat în consolă la partea din spate a tractorului cât şi pe doua roţi cu pneuri.

În primul caz pentru asigurarea stabilitaţii excavatorului este necesar deplasarea spre partea anterioară a motorului tractorului şi eventual nişte egalizări.

În cazul al doilea stabilitatea întregii maşini creşte astfel încât nu mai este necesară deplasarea motorului. Existenţa roţilor cu pneuri la puntea din spate a echipamentului de lucru micşorează manevrabilitatea maşinii .

Excavatorul cu săpare radialăCalculul principalilor parametri tehnologici ai excavatorului cu săpare transversală

1) Productivitatea:Z= numărul de descărcări ale cupei întu-un minutq= capacitatea unei cupe în l

133

Productivitatea teoretică :

(4.41)

Productivitatea tehnică :

(4.42)

Productivitatea de exploatare:

Ku , Ka – coeficient de umplere a cupei , respective de afânare a pamântuluiKt – coeficient de umplere a maşinii ‚ în timpKt – 0,7............0,8

2) Numărul de descărcări ale cupelor într-un minut – se poate deduce în funcţie de viteza de deplasare a cupelor Vn şi de pasul cupelor T (distanţa dintre cupe)

T=[m]

(4.44)Din formula productivităţii rezultă că aceasta este direct

proportională cu Z, deci mărirea productivităţii maşinii implică creşterea Z .

Z nu poate fi mărit arbitrar deoarece creşte Vk sau se scade pasul cupelor T iar cupele nu au timpul necesar să se descarce complet.

Z creşte peste anumite limite rezultă micşorarea productivităţii de exploatare

Nr. de descărcări de cupe pe minut este limitat la 60 – 70 .Vn= 0,7-1,2 m/s

(4.45)

134

3) Parametri de săpare.

(4.46)Ve – viteza de deplasare a excavatorului Vk – viteza de deplasare a cupeiDin condiţia de săpare a suprafeţei taluzului:

(4.47)

(4.48)Din condiţia ca partea posterioară a unei cupe să nu se

frece de taluz:

(4.49)

(4.50)grosimea brazdei c se calculează având în vedere asigurarea productivităţii tehnice

(4.51)

b,c [m]

(4.52)

135

deci suprafaţa secţiunii brazdei săpate A= B·c

(4.53)

(4.54)4) Calculul puterii necesare acţionării excavatorului cu săpare

transversală.Rezistenţa la săpare la o singură cupă se detremină cu relaţia:

Unde = rezistenţa specifică la săpare

La excavatoarele cu mai multe cupe trebuie să se ţină seama că în acelaşi timp executarea săpării cu n1 cupe determină rezistenţa totală la cupe.

(4.56)

Cunoscând h taluz (l)= pe plan înclinat şi t avem

(4.57)

[daN]

(4.59)

[Vk]= [m/s]

136

5) Puterea necesară efectuării săpării:

(4.60)La calculul puterii necesare ridicării pământului săpat se

ţine seamade faptul că o parte din cupe execută săparea şi deci vor conţine cantităţi diferite de pământ.

(4.61)

Puterea necesară ridicării pământului săpat la înălţtimea H

(4.62)

unde γ=greutatea specifică a pământului în stare naturalăPentru determinarea puterii totale necesare acţionării

echipamentului de lucru se ţine seama şi de forţele de frecare care iau naştere între poţiunea ghidata a lanţurilor portcupe şi ghidajul lor, de toate pierderile care au loc în echipamentul de lucru.

Forţele de frecare sunt determinate de greutatea lanţului şi de rezistenţă de săpare Rst şi Rl deci Rst acţionează după direcţia echipamentului de lucru, Rl după direcţia de deplasare a excavatorului.

rezultă (4.63)

Forţa de frecare la o cupă determinate de greutatea proprie a lanţurilor, a cupelor şi pământurilor din ele :

137

(4.64)

Forţele de frecare determinate de Rst în plan vertical (fig.19 a) sunt:

(4.65)

Forţele detreminate din ac iunea excentrică a Rl în plan orizontalț sunt:

(4.66)

deci forţa de frecare la cupe ce execută săparea, determinată

de acţionarea excentrică a rez. Rst şi în plan vertical şi

orizontal se calculează cu relaţia :

(4.67)

unde , = unghiuri de înclinare orizontală

ql= greutatea unui ml de lanţ

= coeficientul de frecare

= 0,2 ........0,25

Puterea necesară învingerii frecărilor şi este :

(4.68)

138

Puterea necesară acţionării echipamentului de lucru:

(4.69)

(4.70)

unde = randamentul echipamentului de lucru =0,4 – 0,45

= randamentul transmisiei la roata motoare a lan uluiț

port cupe-motor.

Determinarea stabilităţii excavatorului cu lingură intoarsă

Verificarea stabilităţii se face pentru poziţia de săpare când la dinţii cupei apare un obstacol şi pentru poziţia de descărcare la distanţa maximă.

În primul caz reacţiunea Rst este perpendiculară pe dreapta ce uneste articulaţia de prindere a braţului de platformă şi vârful dinţilor cupei.

Pentru ca obstacolul să opuna rezistenţă trebuie să se afle la 0,75.......1 m de suprafaţa terenului.

Reacţiunea Rs se detemina din ecuaţia de momente faţă de

.

(4.72)

În cazul II se consideră că se lucrează într-un pământ lipicios care se descarcă greu iar terenul este inclinat max α = 10˚.....12˚

Maşini pentru săparea şi transportul pământurilor

139

Necesitatea săpării pământurilor la adâncimi relative mici (10- 30cm), a transportului pământului săpat la distanţe de 50....100 m, şi a nivelării pământurilor a determinat construirea unor maşini care să corespundă acestor activităţi :

- buldozere

- autogredere

- screpere

Avantajul principal constă în faptul că pot efectua singure o serie de lucrări terasiere. Buldozerele pot fi folosite la săparea pământurilor de 10.....30cm, la nivelare şi transportul pământului săpat -100 m.

Autogrederele folosesc la săpat pământuri 10-20cm, si deplasarea laterală a acestora sau la lucrări de nivelare a terenurilor orizontale şi a taluzelor.

Screperele se folosec la săparea pământurilor şi transport -500 m.

Screperele sunt :- remorcate de tractoare pe şenile

- autopropulsate sau remorcate de tractoare pe roţi cu pneuri

Comparativ cu excavatoarele aceste maşini au o construcţie mai simplă, sunt mai uşor manevrabile, sunt mai mobile.

Dezavantaje : autogrederele şi screperele nu pot fi folosite la pământuri stâncoase. Pământurile din categoria 3-4 trebuie sa fie scarificate înainte.

Sunt prevăzute cu acţionare hidraulică a achipamentelor de lucru asigurând introducerea forţată a organului de lucru în

140

pământ şi reglarea automată a grosimii brazdei săpate în timpul lucrului.

Buldozerele – sunt echipamente de lucru montate la partea din faţă a unor tractoare. Sunt utilizate la săpat, nivelat, transportat, la astuparea şanţurilor, la repartizarea uniformă a pământului, la curătirea zăpezii, doborârea copacilor, etc.

După echipamentul de descărcare pot fi :- pe roţi cu pneuri (pe tractoare cu roţi cu pneuri)

- pe şenile (tractoare pe şenile)

După posibilitatea de manevrare a lamei în plan orizontal :

- cu lamă fixă

- cu lamă mobilă

La cele cu lamă fixă , lama are poziţie perpendiculară pe direcţia de deplasare a mişcării. La cele cu lamă orientabilă, lama poate fi aşezată perpendicular sub unghi de 60-650 în ambele părţi faţă de axa longitudinală a maşinii.

Construcţia buldozerelor:Schemele constructive ale buldozerelor pe roţi.

Calculul rezistenţelor la săpare şi detreminarea puterii necesare tractorului de bază

Puterea necesară acţionării tractorului

(4.73)unde:

141

W = rezistenţa totală care se opune deplasării maşinii în timpul

lucrului

= viteza de deplasare a maşinii

= randamentul mecanic la deplasare

W = + Rst

= rezistenţa de deplasare a maşinii

Rst = rezistenţa de săpare la lama de buldozer

= (Gtr+Ge)·(f·cosα + sinα)

Gtr = greutate tractorGe = greutate echipament de lucruf = coeficient de uzură la deplasare f=0,12.....0,25α = unghi de ridicare a terenului

Pentru lamele suspendate orientabile în plan orizontal şi înclinate în plan vertical se utilizează în practică metoda aproximativă de calcul a rezistenţei de săpare Rst.

Se consideră că Rst depinde de Rt şi de rezistenţa la

deplasare a prismei după direcţia de lucru (W în lungul lamei ,

în sensul lamei.

(4.74)

(4.75)

unde este grosimea medie a brazdei

b -este lătimea brazdeiK -rezistenţa specifică la tăiere

Categoria pământului

Valorile K[daN/m²] [N/m²]

142

I 2500 – 3000 25000 – 30000II 4000 – 6000 40000 – 60000III 6000 – 12000 60000 – 12000

4.3.3. MAŞINI DE COMPACTAT.

4.3.3.1. Generalităţi. Clasificare.

La anumite lucrări de construcţii se impune ca stratul superficial să aibă un anumit grad de compactare, ceea ce realizează aceste maşini.

După modul de funcţionare al acestor maşini se disting: compactări statice cu ajutorul compactoarelor cu sulouri, compactări dinamice executate cu ajutorul maiurilor şi compactări prin vibrare executate cu ajutorul vibratoarelor.

Efectul de compactare depinde de o serie de factori dintre care cei mai importanţi sunt: mărimea forţei aplicate, durata şi periodicitatea forţei aplicate, propietaţile fizico-mecanice ale solului compactat (umiditate , grosimea stratului afânat ,etc.)

4.3.3.2. Compactoare cu rulouri autopropulsate.

Ele se execută de obicei cu rulouri netede şi sunt destinate compactării diferitelor categorii de drumuri acoperite.

În principiu, toate compactoarele autopropulsate au aceeaşi schemă cinematică şi se deosebesc unele de altele numai prin dispunerea diferită a rulourilor şi sistemul de acţionare. Tipul reprezentativ, utilizat aproape în toate lucrările de construcţii este compactorul cu trei rulouri pe două osii ( fig.4.10)

143

Fig. 4.10

Rulourile 1 şi 2 sunt motoare, iar ruloul 3 din faţă este ruloul de direcţie, el putându-se roţi, în plan orizontal, în jurul axului vertical 4. Pe rulouri reazemă cadrul 5, din oţel profilat, pe care se montează motorul 6, mecanismele de antrenare, ambreiajul 7, schimbatorul de viteze 8 şi diferenţialul 9.

Ruloul de direcţie având un diametru mai mic decât cel motor, se formează valuri de pământ în faţa lui şi deci suprafeţe compacte ondulate. Pentru eliminarea acestor neajunsuri se

144

foloseşte un rulou suplimentar nivelator, montat între cele două osii. (fig.4.11)

În fig. 4.11 se observă (b) că în momentul când în faţa primului rulou 1 s-a format un val de pământ şi acesta caută să-l depăşească, ruloul din mijloc 3 este descărcat complet. După aceea (c) , când ruloul 3 a urcat pe denivelare, ruloul 1 din faţă se descarcă, iar presiunea creşte considerabil pe ruloul nivelator.

CAPITOLUL 5.

145

MAŞINI PENTRU PREPARAREABETONULUI ŞI MORTARULUI

5.1. NOŢIUNI TEORETICE GENERALE.CLASIFICĂRI.

Rezistenţa betonului şi a mortarului depinde de calitatea liantului întrebuinţat, de raportul dintre greutatea liantului şi greutatea apei din amestec, precum şi de amestecul riguros al componenţilor.

În prezent, fabricarea betonului şi a mortarului se execută numai pe cale mecanică, în betoniere şi malaxoare. Acestea se compun din toba de amestec, mecanismul de încărcare, dispozitivul pentru descărcarea amestecului preparat, dozatorul de apă, motorul de antrenare, transmisia pentru transmiterea mişcării de la arborele motorului la mecanismele maşinii şi şiasiul, pe care se montează elementele componente şi motorul.

Aceste maşini se clasifică după criteriile de mai jos:I) După felul cum se face amestecul materialelor:

-maşini de amestecat prin cădere liberă a materialelor -maşini cu amestecare forţată .

II) După modul de funcţionare :- cu funcţionare periodică

- cu funcţionare continuă

III ) După gradul de mobilitate - maşini staţionare

- maşini mobile pe roţi

146

La betonierele cu cădere liberă amestecul se face într-o tobă rotitoare care are pe suprafaţa interioară palete care antrenează şi aruncă materialul. La cele cu amestecare forţată, amestecul se face într-o toba fixă sau rotitoare cu ajutorul unor palete care se mişcă în interiorul ei ( aici paletele se uzează repede sau se rup când agregatele ce se prepară conţin bucăţi mari).

Pentru prepararea mortarelor care conţin agregate mărunte în raport cu betoanele, se preferă betonierele cu amestecare forţată, care asigură o omogenitate mai bună.

La maşinile cu funcţionare continuă, încărcarea, amestecul şi descărcarea au loc fără întrerupere, ele având dezavantajul că nu pot asigura un dozaj exect al elementelor componente şi o omogenitate constantă a materialului, din aceste motive se recomandă la turnarea betonului în masivele mari de fundaţii, baraje, etc, unde omogenitatea materialului fabricat nu are mare influentă. Cele cu funcţionare periodică fabrică amestecul în porţii, asigurând durata exactă a unui ciclu şi dozarea exactă până la obţinerea unui amestec suficient de omogen.

Maşinile staţionare au debitul mare şi se folosec la utilarea fabricilor de betoane şi mortare cu perioade lungi de funcţionare. Maşinile mobile pe roţi au debit redus şi se recomandă pe şantierele cu perioade limitate de funcţionare.

5.2.BETONIERE5.2.1. CLASIFICARE . MOD DE FUNC IONARE .Ț DESCRIERE.

Parametrul care caracterizează tehnic betonierele este

capacitatea de încărcare a tobei, numită şi capacitate de lucru,

egala cu volumul total al materialelor uscate încărcate în tobă, în

147

cantitătile necesare, pentru pregătirea unei singure sarje de beton (capacitatea lor este de 100 l ÷ 4500 l).

Volumul geometric al tobelor este intre 2÷2,5 ori mare

decât volumul de încărcare , în cazul betonierlor cu amestec

forţat şi pentru cele cu cădere liberă de 4 ÷ 5 ori mai mare astfel

că .

Betonierele, din punct de vedere constructiv, pot fi cu axul tobei fix sau variabil (ca poziţie), iar din punct de vedre al mobilităţii în timpul poziţiei, stabile, semistabile, mobile şi automobile.În fig. 5.1 se prezintă o betonieră cu tobă oscilantă.

Roata dinţată 4 de pe arborele de ieşire al reductorului 2 angrenează permanent cu coroana dinţată 5 solidară cu bandajul 6 din oţel turnat şi montată pe toba betonierei.

5.2.2. CALCULUL DEBITULUI

Fie capacitatea de încărcare a tobei cu materiale uscate

şi volumul de beton sau mortar. Raportul se numeşte

coeficient de spor al betonului, care depinde de golurile dintre particulele agregatelor şi este de cca 0,67- 0,70 pentru betoane şi de 0,85 – 1.00 pentru mortare .

Timpul <<t>> pentru pregătirea unei sarje va fi :

(5.1)

unde

- timpul consumat pentru încărcarea tobei

- timpul necesar pentru amestecare în tobă

148

- timpul consumat pentru descărcarea produsului finit

Fig. 5.1.Debitul orar este dat de relaţia:

(5.2)

unde:

-coeficientul de utilizare în timp a maşinii

-numărul de şarje pe oră.

5.2.3.CALCULUL PUTERII.

149

Puterea motorului unei maşini de amestecat trebuie să fie suficientă pentru a învinge rezistenţele care apar la ridicarea cupei şi la rotirea tobei. În momentul începerii ridicării cupei, toba betonierei trebuie să fie descărcată şi se roteşte în gol. De aceea, sub raportul consumului de putere, cazul cel mai defavorabil poate fi la ridicarea cupei în timpul rotirii tobei goale sau la rotirea tobei încărcate cu material şi coborârea cupei goale.

Puterea necesară pentru ridicarea cupei încărcate este :

(5.3)

unde ( fig.5.2)

este tensiunea din cablurile de ridicare a cupei , care

corespunde poziţiei când cupa incepe să se răstoarne (s-a făcut ecuţie de momente în raport cu punctul O)

-greutatea cupei încărcate cu material

este viteza de ricare a cupei

- turaţia tamburului de ridicare a cupei (poz. 6 din fig 5.2)

- diametrul tamburului pentru ridicarea cupei (măsurat din

centrul cablului )

Cu aceste precizări rela ia (5.3) devineț

(5.4)

Puterea care se consumă la rotirea tobei în gol (fig. 5.3) se determină din considerentele că în această perioadă trebuie învinse frecările de rostogolire dintre bandajele tobei şi rolele de

150

susţinere (pentru o astfel de variantă constructivă), şi frecările din lagărele de sprijin ale axelor rolelor. Forţa cu care echilibrează central fiecărei role este :

, (5.5)

iar momentul total de frecare al acestor for e în raport cu axa deț rotaţie a tobei este:

, (5.6)

unde :

- greutatea tobei goale

s - coeficientul de frecare de rostogolirer - raza roleiR - raza tobei

- unghiul de inclinare al cablului de ridicare a cupei faţă de

verticalPuterea necesară învingerii acestor frecări este:

(5.7)

Fie acum momentul total de frecare al forţelor de frecare din lagărele rolelor de susţinere :

(5.8)

unde:d-diametrul axului rolelor de rezemare;

– coeficientul de frecare de rostogolire din rulmenţi;

Puterea necesară învingerii frecărilor în acest caz este :

151

, (5.9)

Puterea totală consumată corespunzătoare acestui caz va fi ( cu 5.4,5.7 şi 5.9) data de relaţia:

(5.10)Cablul de ridicare a cupei de încărcare se dimensionează

considerând forţa maximă

Fig. 5.2.

152

7. Role de sprijin8. Lagăre9. Bandaje tobă10.Tobă

Fig. 5.3

153

BIBLIOGRAFIE

1. Beiu, E., Capata, I., Tehnologia construcţiilor şi maşini de construcţii, vol. I, vol. II, curs, Reprografia Institutului Politehnic Cluj-Napoca, 1972

2. Bolteanu, L., Probleme de maşini de ridicat I.P.T., 1969

3. Chiriac, V., Calculul şi construcţia maşinilor agricole, maşini de lucrat solul, E.D.P., 1961

4. Freseriu, E., Maşini de construcţii vol. II, Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1965

5. Mihailescu, St., Maşini de construcţii şi prelucrarea agregatelor, Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1983

6. Clariu, V., ş.a., Maşini de ridicat şi transportat, Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1963

7. Popescu, P., ş.a., Maşini de construcţii, Editura Tehnică, Bucureşti, 1960

8. Segall, H., Maşini de ridicat şi transportat, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1960

9. Selivanov, I. I., ş.a., Maşini de construcţii, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1960

10. Stoicescu, E., ş.a., Construcţia, exploatarea şi întreţinerea maşinilor de ridicat şi transportat, Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1961

11. Spivacovski, A.D., ş.a., Maşini de ridicat şi transportat, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1953

154

12. Severineanu, C., Popescu, M.P., Organe de maşini, Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1965

13. Valutchi, I.I., ş.a., Maşini de construcţii, Moscova, 1952

14. Vita, I., ş.a., Maşini de ridicat în construcţii, exploatare, întreţinere, reparaţii, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1989

155