Дорожные машины. Машины для земляных работ - часть 1

ДОРОЖНЫЕ МАШИНЫ. Часть I. Машины для земляных работ. Изд. 3-е, переработ, и доп. М., «Машиностроение», 1972, стр. 504. Авт. Алексеева Т. В., Артемьев К. А., Бромберг А. А. и др.
В учебнике рассмотрены общие вопросы проектирования, расчет рабочих органов машин, привода, ходового оборудования, систем управления и машин в целом. Основное внимание уделено теории и расчету бульдозеров, скреперов, автогрейдеров, высокопроизводительных машин непрерывного действия и машин для уплотнения грунта, так как эти машины имеют наибольшее применение на строительстве автомобильных дорог.
Учебник предназначен для студентов автомобильно-дорожных и политехнических вузов по специальности «Строительные и дорожные машины и оборудование». Табл. 58, идя. 215, библ. 37 назв.
Авторы: Т. В. Алексеева, К. А. Артемьев, А. А. Бромберг, Р. И. Войцеховский, Н. А, Ульянов
Рецензент: Кафедра «ДОРОЖНЫЕ И СТРОИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ» Саратовского политехнического института
Выполнение грандиозных и все возрастающих масштабов строительства в СССР, предусмотренных Директивами XXIV съезда КПСС, обеспечивается применением высокопроизводительных строительных и дорожных машин, комплексной механизации и автоматизации строительного производства. В настоящее время создан большой парк разнообразных строительных и дорожных машин, который систематически пополняется новыми более совершенными машинами.
Для выполнения наиболее трудоемких земляных работ в строительстве широко применяются бульдозеры, скреперы, автогрейдеры, экскаваторы и другие машины.
Из года в год увеличивается выпуск землеройно-транспортных машин, одноковшовых универсальных строительных экскаваторов и многоковшовых экскаваторов непрерывного действия. Расширяется номенклатура и производство машин для уплотнения грунтов.
Для конструирования, освоения производства и организации правильной эксплуатации машин для земляных работ требуется большее количество инженерных кадров, подготовка которых осуществляется рядом вузов страны по специальности «Строительные и дорожные машины и оборудование».
Коллективом авторов под руководством А. А. Бромберга был написан учебник «Машины для земляных работ», выпущенный издательством «Машиностроение» двумя изданиями в 1959 и 1964 гг. Настоящее 3-е издание учебника, являющееся частью I общего курса «Дорожные машины», подготовлено коллективом авторов без А. А. Бромберга в связи с его смертью. Материалы, выполненные в прошлых изданиях А. А. Бромбергом, переработаны соавторами,
В отличие от предыдущих изданий в учебник дополнительно включены в кратком изложении основные положения по одноковшовым экскаваторам, по объемному гидроприводу, машинам для гидравлической разработки грунтов и другое.
Материалы учебника 3-го издания переработаны с учетом результатов последних научных исследований, накопленного опыта конструирования и расчета машин. При изложении материала, касающегося отдельных групп машин, указывается их назначение и [асть применения, а также классификация и некоторые кон-уктивные особенности. Необходимое внимание уделено процес-[ взаимодействия рабочих органов и их ходового оборудования рунтом. Вопросы резания, а так же копания грунта некоторыми леройными машинами излагаются с использованием теории дольного равновесия. Уделено внимание выбору гидромехани-ких трансмиссий с использованием основных положений тяго-[ механики, гидравлическим приводам систем управления, а же методам оценки технико-экономических показателей ма-н. Основное внимание уделено определению нагрузок, дейст-эщих в узлах и механизмах машин для расчетов их на проч-ть.
Отдельные главы и параграфы написаны:
§ 6, 7 гл. I; § 29 гл. IV; гл. VI; гл. XI (кроме § 72 и 77); § 88, 90, 91 гл. XIII; гл. XVI — Т. В. Алексеевой.
Гл. II ; гл. III (кроме § 14), § 51 гл. VIII; § 53, 54, 55, 59 гл. IX;
Э, 61, 62, 67, 68, 69 гл. X; § 77 гл. XI; § 92 гл. XIII; гл. XV -А. Артемьевым.
§ 57, 58 гл. IX; § 65, 66 гл. X; § 83, 84 гл. XII; § 85, 86, 87 XIII — Р. И. Войцеховским; § 57 с участием М. А. Кононенко. Предисловие, §21, 23, 24, 25, 26, 27, 28 гл. IV; гл. V; §56 гл. IX;
5, 64 гл. X; § 72 гл. XI; § 78, 79, 80, 81, 82 гл. XII; гл. XVII; XVIII; гл. XIX - Н. А. Ульяновым.
Написанные А. А. Бромбергом: § 1, 2, 3, 8 гл. I; § 14 гл. Ill шестно с К. А. Артемьевым), § 52 гл. VIII — переработан А. Артемьевым; гл. VII — переработана Т. В. Алексеевой;
5 гл I; § 22 гл. IV; гл. XIV — переработаны Н. А. Ульяновым.
ГЛАВА /
ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К МАШИНАМ. ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ МАШИНЫ
§ 1. ЗЕМЛЯНЫЕ РАБОТЫ НА ДОРОЖНОМ СТРОИТЕЛЬСТВЕ
Земляное полотно является важнейшей составной частью автомобильной дороги (рис. 1). От*качества земляного полотна зависят эксплуатационная надежность дороги, ее устойчивость и долговечность.
Основными работами при строительстве земляного полотна автомобильной дороги являются возведение насыпей и разработка выемок. Строительство зданий и искусственных сооружений на дорогах также связано с производством земляных работ, но объем их невелик по сравнению с объемом работ по сооружению профиля земляного полотна дороги (рис. 2).
Земляное полотно дороги, прокладываемое в равнинной или холмистой местности при высоте насыпи от 0 до 1,5 м, возводится с использованием грунта, забираемого из боковых резервов, представляющих собой неглубокие выемки, идущие вдоль дороги. При этом грунт перемещается поперек трассы дороги.
Насыпь высотой более 1,5 м может сооружаться из боковых резервов или из ближайших выемок на трассе строящейся дороги, В последнем случае грунт перевозится вдоль трассы строящейся дороги.
Подходы к крупным искусственным сооружениям — мостам, путеводам — отличаются большими объемами земляных работ по возведению насыпей. Эти насыпи обычно сооружают путем укладки грунта, подвозимого из находящегося в стороне от дороги грунтового карьера.
Сооружение насыпи с использованием грунта из близколежа-щих выемок на трассе дороги или из карьера связано с перемещением больших масс грунта. Поэтому для обеспечения строительного процесса наряду с землеройными машинами требуются специализированные машины для транспортирования грунта.
На автомобильных дорогах в равнинной и холмистой местности работы по сооружению насыпей высотой до 1,5 м составляют при* мерно от 50 до 80% всего объема земляных работ, насыпей высо-i от 1,5 до 3 м — от 10 до 15%, а по разработке выемок — не !вышает 8 —11%.
При выборе машин для земляных работ существенное значение ?ет дальность перемещения грунта. Распределение объемов
. 1. Земляное полотно и элементы конструкции автомобильной дороги:
насыпь; 2 — выемка; 3 — поверхность земли; 4 — откос насыпи; 5 — ось дороги; дорожное покрытие; 7 — поверхность материкового грунта; 8 — обочина; 9 — дно юветд; ю — внешний откос кювета; и — бровка кювета; 18 — бровка насыпи
ляных работ по дальности перемещения грунта приведено абл. 1.
Распределение объемов земля пых работ по дальности перемещения грунта в %
Таблица 1 Усредненный объем работ в м3/км Дальность перемещения грунта в м 500—1000 Более Всего 5 000—10 000 1 000—20 000 Уменьшение величины уклонов на дорогах до 2—4% привело к небольшому увеличению объемов земляных работ и средней дальности перемещения грунта. При треугольных канава* Ори трапецеидальных ,    канавах Нагорная канта Рис. 2. Поперечные профили земляного полотна: а — в насыпях высотой до 0,6 м\ б — в насыпях высотой от 0,6 до 1 в — в насыпях высотой от 1 до 6 ж; г — в выемках; д — насыпь на косогоре; е — в пол у насыпи — по-лувыемке на косогорах Земляные работы в железнодорожном строительстве характе-ризуются следующими данными: Усредненный объем земляных работ в .«■" на 1 км пути в равшншой местности................................12 ООО—140 ООО в холмистой местности ................................15 ООО—200 000 Распределение объемов работ в %: с сооружением насыпей................ 70—80 с разработкой выемок................. 20—30 Преобладающая высота насыпей в железнодорожном строительстве не превышает 3 м, а глубина выемок — 2—6 м. Объем земляных работ в равнинной и холмистой местности о данным значительного числа рассмотренных объектов) составит примерно 70% всего объема земляных работ железнодорож->го строительства СССР. Остальное — работы, производимые условиях предгорного и горного рельефа, в основном на скаль- IX грунтах. Сооружение гидростанций характеризуется большим объемом мляных работ, сосредоточенных на одном строительном объекте. Ниже приводятся объемы земляных работ (в млн. мэ) при со-|ужении некоторых гидроэлектростанций с плотинами: Саратовская......................................73 Цимлянская......................................76 Волгоградская ....................................115 Куйбышевская....................................138 Нижнеобская......................................205 Для сопоставления приведены данные об объемах земляных бот (в млн. м3) при сооружении некоторых судоходных каналов: Канал имени Москвы.............. 154 Волго-Донской.................. 194 Панамский канал ................ 186 В гидротехническом строительстве объем земляных работ на км протяженности каналов (табл. 2) колеблется в больших пре-лах в зависимости от назначения канала. Таблица 2 Объемы земляных работ при сооружении каналов Размеры в м Объем выемки В Мг/ПМ Назначение канала Глубина Ширина (по верху) Средние оросительные .......... Магистральные оросительные...... Крупные магистральные и малые судо- одные..................... Крупные судоходные........... До 1,5 До 5 До 12 До 20 До 5 До 20 До 60 До 460 До 3 500 До 50 000 До 400 000 До 2 000 000 Каналы сооружаются преимущественно в выемках, реже в лувыемках — полунасыпях, в основном с поперечным по отио-!нию к оси канала перемещением грунта. Приведенные данные показывают, что работы по сооружению аляного полотна железной дороги в равнинной и холмистой стностях, а также по сооружению средних и магистральных осительных каналов близки по объему работам при автомобиль--дорожном строительстве. Это обстоятельство должно учитываться при проектировании новых машин в целях расширения области их применения. Машины для земляных работ применяются широко в промышленном и гражданском строительстве, в горнорудной промышленности, в сельском хозяйстве и при добыче сырья для промышленности строительных материалов. Общий объем земляных работ в СССР в 1946 г. составил 1,8 млрд. ж3, в 1965 г. — 7,8 млрд. м3, а в 1980 г. увеличится примерно до 24—26 млрд. м?. § 2. КЛАССИФИКАЦИЯ И ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА МАШИН Несмотря на большое разнообразие земляных работ и применяемых для их выполнения машин, рабочий процесс состоит в основном из следующих операций: разрушение (или рыхление) грунта в его естественном залегании и извлечение разрушенной части грунта; перемещение грунта к месту укладки в насыпь или в отвал; разравнивание грунта (планировка) и уплотнение его в целях придания необходимой механической прочности и устойчивости; профилирование и отделка земляного сооружения в целях придания выемкам и насыпям строго определенного поперечного и продольного профиля (дороги, дамбы, каналы и др.). По своему технологическому назначению машины для земляных работ могут быть распределены на следующие основные группы: 1)    землеройные машины (экскаваторы, бульдозеры, скреперы, грейдер-элеваторы и струги, автогрейдеры, рыхлители); 2)    транспортирующие машины (автомобили-самосвалы, землевозные тележки, конвейеры, грунтометатели); 3)    грунтоуплотняющие машины (катки, трамбующие машины, вибрационные машины и др.). Землеройными машинами — рыхлителями рыхлят грунт; экскаваторами и грейдер-элеваторами разрабатывают грунт и грузят его в транспортные средства; бульдозерами, скреперами, грейдер-элеваторами и автогрейдерами разрабатывают грунт и перемещают его; бульдозерами, автогрейдерами и скреперами разравнивают и планируют грунт, автогрейдерами выполняют профилировочные работы. Машины, копающие грунт перемещением рабочего органа (отвала, ножевой системы или ковша) при одновременном движении всей машины (бульдозеры, скреперы, грейдер-элеваторы и автогрейдеры), часто называют землеройно-транспортными машинами. Транспортирующие машины перемещают грунт к месту укладки его в насыпь или в отвал. Эти машины работают во взаимодействии с землеройными машинами; наибольшее применение транспортирующие машины имеют при работе одноковшовых экскаваторов, многоковшовых экскаваторов и грейдер-элеваторов. Для транспор-рования грунта наряду с автомобилями-самосвалами обычного па применяются специальные самосвальные землевозные тешки, более приспособленные к тяжелым условиям земляных ра-т, нежели автомобили-самосвалы. Для транспортирования грун-могут применяться ленточные транспортеры и грунтометатели. Грунтоуплотняющие машины уплотняют грунт в насыпи или !го естественном залегании. Наряду с кулачковыми прицепными тками и трамбующими плитами все большее распространение лучают прицепные и самоходные катки на пневматических ши-х, специальные высокопроизводительные трамбующие вибра-онные грунтоуплотняющие машины и машины комбинированно-действия. При строительстве земляного полотна землеройные машины, полняющие основной объем земляных работ, являются основ-ми в комплексе машин, так как они определяют технологию зрганизацию работ. Транспортные, грунтоуплотняющие и вспо-гательные машины должны обеспечить выполнение объема ра-г, определяемого основными машинами. По характеру рабочего режима каждая из рассмотренных ма-[н может быть отнесена к подгруппе машин циклического дей-шя или машин непрерывного действия. Экскаваторы, скреперы, автомобили-самосвалы, землевозы яв-ются машинами, режим работы которых имеет явно выражен* й циклический характер. Грейдер-элеваторы, автогрейдеры, ленточные транспортеры и ^нтометательные машины являются машинами непрерывного ic тв ия. § 3. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К МАШИНАМ, ИХ НАДЕЖНОСТЬ И ДОЛГОВЕЧНОСТЬ При разработке конструкции новой машины или коренной дернизации существующей конструктор доляздн учитывать тструктивные, технологические, эксплуатационные, экономисте, а также социальные требования. Выполнение этих тре-шний обеспечивает высокие эксплуатационные качества ма-ны: производительность, надежность, долговечность, эконо-ческую эффективность, безопасность и удобство управления и ;луживания. Конструктивные требования учитывают основные технико-1С,труктивные параметры машины, ее общую компоновку, проч-;ть и надежность в работе. Эти вопросы решаются путем разра-ки конструкции и проведения различных расчетов — кинема-[еских, динамических, прочностных и т. п., выбора материала, зеделения точности и чистоты обработки, вида термической >аботки, метода упрочнения деталей и т. д. Во время конструи-!ания машины закладываются основы технологии ее изготов-[ИЯ. Требования технологичности конструкции предусматривают простоту и удобство изготовления деталей, сборки узлов и машины в целом и уменьшения стоимости изготовления машины. Широкая унификация деталей и элементов конструкций машин упрощает подготовку и планирование производства, способствует широкому кооперированию производства и облегчает обеспечение машины запасными частями. Четкое разделение машины на узлы (агрегаты) дает возможность вести одновременно сборку различных узлов, производить обкатку, регулирование и испытание каждого узла в отдельности. Рис. 3. Габарит 1-В железнодорожного состава (подвижного)
Требования ремонтной технологичности машины также должны учитываться конструктором. Основными из них являются: удобство демонтажномонтажных работ при замене целых узлов и агрегатов машины; приспособленность узлов и агрегатов к разборке и сборке и технологическая приспособленность конструкции отдельных деталей к восстановлению их при ремонте машины. Требования четкого разделения машины на узлы, унификация и нормализация деталей имеют исключительно большое значение для правильного решения вопроса организации агрегатного ремонта машин. Эксплуатационные требования относятся к будущему применению машины и ее качествам в работе. Машина должна соответствовать своему назначению. В ряде случаев новая машина может вызвать необходимость изменения технологии и организации работ. Габаритные размеры дорожных машин для земляных работ, не работающих в стационарных условиях и перевозимых без разборки по железной дороге, не должны выходить за пределы габа-1 рита 1-В железнодорожного подвижного состава (рис. 3). По длине машина должна устанавливаться на одной или двух железнодорожных платформах. При несоответствии габаритов машины габариту 1-В должна быть предусмотрена возможность демонтажа и монтажа машины с минимальной затратой труда и грузоподъемных средств. Требования мобильности, маневренности и проходимости ма-шины должны учитываться при проектировании машин. Надежность и долговечность машин. Современное развитие строительного и дорожного машиностроения характеризуется непрерывным ростом скоростей, рабочих усилий и давлений, что нводит к увеличению мощности и производительности машин, м выше интенсивность и производительность труда, достигаемые а механизированном, а тем более при автоматизированном про-;се, тем труднее обеспечить надежность работы оборудования :ем больше вероятность, что внезапный выход из строя какой-5о детали, узла или целой машины может свести на нет выгоды, гученные за время нормальной работы. И
За время работы многих машин на их ремонт затрачивают в ;колько раз больше металла, чем они весят, а стоимость всех шнтов иногда в 10 и больше раз превышает стоимость новой пины. Надежность машины — это свойство машины выполнять за-[ные функции, сохраняя свои эксплуатационные показатели аданных пределах в течение требуемого промежутка времени I требуемой наработки. Надежность машины обусловливается безотказностью, ремонтопригодностью, сохраняемостью, а же долговечностью ее частей. Долговечность машины — свойство машины сохранять работо-собность до предельного состояния с необходимыми перерывами t технического обслуживания и ремонтов. Предельное состоя-! машины определяется невозможностью ее дальнейшей эк-уатации, либо обусловленным снижением эффективности, либо бованиями безопасности и оговаривается в технической доку-:тации. Показателями долговечности могут служить, например, ресурс, к службы. Показатели, надежности и долговечности должны быть введены зхнические условия, их следует предусматривать при проекти-ании новых моделей, начиная со стадии технического задания, людать при изготовлении и проверять при эксплуатационных ытаниях. В число таких показателей должны входить гаран-ованные объемы работ (сроки службы) до капитального ре-:та и стоимость всех ремонтных работ за этот срок. Борьба с износом деталей и повышение долговечности машин яются важнейшими народнохозяйственными задачами, так на ремонты и межремонтное обслуживание машин ежегодно ходуются большие средства. Экономические требования — снижение стоимости самой ма-ш и стоимости единицы вырабатываемой ею продукции, ее номическая эффективность, т. е. достаточно быстрая окупае-ть средств, затрачиваемых на создание и практическое внедре-новой машины. Социальные требования — обеспечение безопасности труда эксплуатации машины, благоприятных условий работы ма-[иста (оператора), удобства управления машиной и обслужи-ия ее, автоматизации процессов управления машиной, конт я и учета ее работы, производственной эстетики, т. е. придание [ине красивой внешней формы, выбор цвета окраски и качества отделки машины. При создании новых строительных и дорожных машин эти требования должны быть учтены Особое внимание следует уделить: 1.    Наличию удобного сиденья, хорошего обзора и освещенности рабочего органа и фронта работы. 2.    Устранению вибрации и шума в зоне рабочего места. 3.    Удобству пользования рычагами и педалями; применению прогрессивной системы управления машины, в том числе сервоусилителей и автоматизации. 4.    Наличию и удобному размещению контрольно-измерительной аппаратуры, предохранительных и индикаторных устройств, автоматов-работомеров для учета выполненной работы. 5.    Герметизации и надежной вентиляции кабины управления при работе в запыленной среде. 6.    Соблюдению благоприятного температурного режима и защите водителя от воздействия внешней среды. § 4. ПАРАМЕТРЫ И ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ Технический и эксплуатационный уровень машин для земляных работ определяется специальными показателями — параметрами. Для каждой группы машин устанавливается главный и основные параметры. Главный параметр в наибольшей степени характеризует машину, а основные — дают представление о ее техническом уровне. Для оценки эксплуатационных качеств машины основным показателем является производительность машины, т. е. количество качественной продукции, выдаваемой машиной при определенных условиях в единицу времени (например, количество вынутого, перемещенного и уложенного грунта в л3/ч, площадь уплотненной поверхности в м2/ч, протяженность разработанной траншеи в м1ч и т. д.). Различают производительность теоретическую, техническую и эксплуатационную. Теоретическая (расчетная) производительность машины непрерывного действия /7р = 3600/,p»p м8/ч, где Fp — расчетное поперечное сечение срезаемой стружки или потока материала на ленте конвейера в мг] vp — расчетная скорость движения машины или ленты конвейера в _м!сек. Для машины периодического (циклического) действия производительность П =3-Шмуч, где q — геометрическая емкость ковша в мд\ T4 = t1 + t2 + ... Jrtn — продолжительность цикла в сек, которая, например, для скрепера складывается из времени наполнения, хода с грунтом, разгрузки грунта, порожнего хода, времени на выполнение поворотов и подготовки к следующему наполнению. Техническая производительность машины определяется как :симально возможная производительность в данных условиях : непрерывной работе в течение 1 ч. Для машины непрерывного действия nmex=hKKnp м31Ч< — коэффициент, учитывающий потери грунта при подаче его из забоя на рабочий орган; так, для грейдер-элева-торов kt = 0,88 -н 0,94; к2 — коэффициент, учитывающий необходимость снижения используемой мощности двигателя внутреннего сгорания при его непрерывной и длительной работе; к2 = = 0,9 -f- 0,95; к3 — коэффициент, учитывающий снижение скорости по сравнению с паспортной. Для машины циклического действия (скреперов, автомобилей-эсвалов и др.) техническая производительность Птех = кц1^ПР mSI4’ кц —■ коэффициент, учитывающий отношение теоретической продолжительности цикла к его продолжительности в данных условиях; для предварительных расчетов ки = = 0,75 0,85. кр — коэффициент разрыхления грунта, т. е. отношение объема грунта, поступившего в ковш (или на отвал), к его объему в плотном состоянии, кр — 1,03 -т- 1,35 (для предварительных расчетов можно принимать кр = 1,25); кн — коэффициент наполнения ковша; кн = 0,9 н- 1,1 (для предварительных расчетов можно принимать кн = 1); )ксплуатационной производительностью машины пользуются технико-экономических расчетах, учитывая время работы ины и возможное снижение ее производительности в зависи-и от особенностей системы управления. )бычно пользуются показателем сменной эксплуатационной [зводительности. Так, при 7-часовом рабочем дне 17э. см = 7Птехкеку ms в смену, кв — коэффициент использования машины по времени; ку — коэффициент, учитывающий влияние особенностей системы управления; при ручном управлении ку = 0,82 -f- 4- 0,95; при наличии сервомоторов ку — 0,96 -г- 0,98. коэффициент использования машины по времени ке в данном ае учитывает неизбежные перерывы в течение рабочей смены на подготовительные и заключительные работы, переезды с одного шеста работы к другому, перерывы на заправку топливом, смазку, на крепежные работы и т. п. На основе статистических данных и рекомендаций для предварительных расчетов можно принимать %в = 0,85. Для машин, работающих в комплексе с другими, кв зависит от степени синхронизации работы машин. Коэффициент использования машины по времени может быть применен при оценке степени использования машины в течение месяца, года. Землеройные и другие дорожно-строительные машины используются в течение строительного сезона; поэтому для подсчета годовой производительности машины или годовой выработки продукции на одного рабочего и для подсчета ряда других техникоэкономических показателей необходимо знать число смен работы машины в году. Годовая производительность П _ ГГ т k год э.см год год) где Тгод — число смен работы машины в году; кеод — коэффициент использования машины, учитывающий снижение производительности машины в зависимости от времени года (морозы, снегопад, распутица и т. п.) и от количества укороченных предвыходных и предпраздничных дней. Для землеройных машин принимается 200—300 рабочих смен в году. Придание машине конструктивных качеств, уменьшающих зависимость от климатических условий, ведет к повышению ее тех-нико-экономических показателей. Уточнение понятия о технической и эксплуатационной производительности машин дает возможность остановиться на удельных показателях энергоемкости, металлоемкости и трудовых затратах при работе машины, т. е. пользоваться такими удельными показателями, которые при сравнении между собой позволяют достаточно объективно судить о преимуществах той или иной машины. Удельная энергоемкость машины ^ид~тт- квт/(м3 в смену), . э* СМ где N — мощность установленного двигателя (или нескольких двигателей машины с многомоторным приводом). Удельная металлоемкость машины GVd = i— кГ/(м3 в смену), *-*э.см где G — вес машины в кГ. Производительность труда — часовая, сменная или годовая )аботка продукции на одного рабочего. Выработка на одного ючего в смену П _Пв. см ,.3 11 Уд--]Г~ м . Р0 — число машинистов или водителей, обслуживающих машину в течение смены. Часто пользуются показателем затрат труда в человеко-часах единицу продукции. В целях укрупнения этого показателя менительно к условиям земляных работ можно принимать эаты труда на 1000 ж-3 объема земляных работ D 1000РП "vd~~n- чел.-смен. "a. cjvt Комплексная механизация осуществляется группой машин. I объективной оценки эффективности ведущих машин их покажи надо соизмерять с учетом работы вспомогательных машин, , всего комплекта машин в целом. Цля комплекта машин удельные показатели примут вид ^уд = ТГ^- квтЦм3 в смену); С    G кГ/(м3 в смену); ^ £1Э.СМ    иэ.см П д =    м3 (на 1 чел.-смену), Р0 — общее количество рабочих, занятых на группе машин. Себестоимость единицы продукции при работе одной машины С = Cmlcm pyfj/M^ С м. см — себестоимость одной машино-смены в руб. 1ри работе комплекта машин С — ^'м• см1П1 ^м■    ~f См. см ini pyQ jM з ° См-смЧ’ СM.cvi ~~ себестоимость машино-смен ма шин разных типов, входящих в комплект; nL, и2, ..., пх — количество машин каждого типа в комплекте. тоимость одной машино-смены необходимо знать для проведе-любых технико-экономических расчетов, при составлении и планов механизированных и автоматизированных строи-шх работ. Стоимость машино-смены показывает, во что об-гся строительству работа данной машины (или комплекта ма-в течение одной рабочей смены, стоимость машино-смены входят расходы: Восстановление первоначальной стоимости машины и ее гальный ремонт (амортизация). 2.    Содержание машинопрокатных баз. 3.    Транспортирование машины, демонтаж и мошаж ее. 4.    Техническое обслуживание и все виды ремонтов, кроме капитального. 5.    Эксплуатационные и вспомогательные материалы, инструмент и приспособления. 6.    Энергоресурсы — топливо, электроэнергия. 7.    Заработная плата машинистам, водителям и рабочим, обслуживающим машину. Анализ материалов Главдорстроя показывает, что в среднем на каждого машиниста или водителя приходится 0,5 рабочих, связанных с обслуживанием и текущим ремонтом машин. Все эти затраты по характеру их влияния на стоимость машино-смены можно разбить на следующие характерные группы: 1.    Затраты, исчисленные на год работы машины. 2.    Затраты, исчисленные на машино-смену. 3.    Заработная плата машинистов (водителей) за смену. В соответствии с этим стоимость машино-смены определяется п _Сгод I п I р М.СМ Т ^ ~г СЛ1 1 3’ где Сгод — затраты в течение года на амортизацию машины и затраты, учитывающие стоимость доставки машины на строительство, монтаж и демонтаж, возведение вспомогательных устройств (например, подкрановых путей), перестановку несамоходных машин в пределах строительного объекта и т. п.; Тгов — число смен ра.боты машины в году, Ссм — сменные эксплуатационные затраты, исчисленные непосредственно на машино-смену, а именно: стоимость электроэнергии, топлива, затраты на все виды ремонтов (кроме капитальных), затраты на замену быстроизнашиваемой оснастки (кабеля, пневмомашины, стального каната, транспортерных лент и т. п.), затраты на смазочные и обтирочные материалы и др.; С3 — заработная плата машинистов (водителей) в течение смены. § 5. ТИПАЖИ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ Основой технического прогресса машиностроения в СССР и в том числе в отрасли строительного, дорожного и коммунального машиностроения является плановое развитие конструкций комплекса машин на базе перспективного типажа. Последний предусматривает создание таких машин, которые должны отвечать современным требованиям и полностью обеспечивать потребности народного хозяйства в прогрессивной строительной технике. Перспективный типаж разрабатывается с учетом достижений куки и техники, прогрессивной технологии и новейших методов )нструирования и эксплуатации машин. Базируется он на широ- 6)

г)

1C. 4. Самоходные колесные строительные и дорожные машины на одноосных тягачах: — скрепер; б — струг; в — землевоз; г — грейдер-элеватор; 9 — каток; е — битумовоз; ж — неповоротный стреловой кран; з — цементовоз )й унификации агрегатов, узлов и механизмов, нормализации и андартизации деталей, что позволяет осуществить крупную [ециализацию машиностроительных заводов, увеличить серийный гауск машин и снизить их стоимость. В качестве примера показана агрегатная компоновка самоходных колесных машин на базе одноосных колесных тягачей, позволяющая создать различные виды седельного оборудования для землеройных, дорожных, строительных и транспортных работ с максимальной унификацией основных узлов и механизмов (рис. 4). Для каждой группы машин для земляных работ установлены главные и основные параметры, которые заложены в основу типажей. Например, для колесных тягачей главным параметром является мощность двигателя, для бульдозеров — номинальная сила тяги, для скреперов — емкость ковша и т. д. Если для катков на пневматических шинах согласно типажу главным параметром является его вес с балластом, то к числу основных параметров относятся: число колес, конструктивный вес и класс трактора, установленный по номинальной силе тяги. При конструировании машин необходимо принимать во внимание требования, предъявляемые условиями эксплуатации-. Поскольку колесные тягачи являются базовыми машинами, то очевидно, что их параметры должны удовлетворять требованиям, которые предъявляются создаваемыми на их базе строительными и дорожными машинами. Так, основные требования, предъявляемые к одноосным колесным тягачам, сводятся к следующему: 1)    одноосный тягач должен реализовать силу тяги, определяемую условиями сцепления пневматических шин колесного движителя с грунтом при максимальной вертикальной нагрузке на ось и при отборе мощности двигателя на привод вспомогательных механизмов ; 2)    передаточное число трансмиссии тягача на первой рабочей передаче должно быть подобрано из условий обеспечения эффективной работы самоходного скрепера с толкачом при копании грунта; 3)    одноосный тягач должен длительное время устойчиво работать на рабочих передачах на тяговом режиме, близком к максимальной тяговой мощности, и иметь при этом высокий тяговый к. п. д. и хорошую топливную экономичность; 4)    самоходные машины на одноосных тягачах должны обладать высокими скоростными качествами, а также высокой маневренностью, проходимостью при движении на транспортном режиме по бездорожью и пересеченной местности и устойчивостью. Если одноосные тягачи будут удовлетворять комплексу перечисленных требований, то, естественно, они будут обладать и универсальностью, диктуемой их назначением. Унификация узлов и агрегатов дает возможность увеличить серийность их, специализировать машиностроительное производство и за счет этого снизить стоимость и упростить эксплуатацию машин. § 6. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ РАСЧЕТА ЗЕМЛЕРОЙНЫХ МАШИН НА ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ Узлы и элементы всех землеройных машин подвергаются воз-йствию двух видов нагрузок — постоянных (весовые нагрузки) переменных (сопротивление грунта на рабочем органе, сопротив-ние перекатыванию и др.). Постоянные нагрузки, относящиеся к статическим, не изме-[ются по времени и, как правило, не вызывают колебаний си-емы. Переменные нагрузки являются динамическими и обяза-льно вызывают упругие колебания конструкции. Расчет землеройных машин и их элементов в настоящее время основном производится на условия статического нагружения, а :намические нагрузки и их влияние на прочность и устойчивость 1шины или системы учитываются только в особых случаях, этом случае при расчетах на прочность землеройных машин лыпинс1во переменных нагрузок для упрощения схемы нагру-зния условно принимают постоянными. Пользуясь приемами атики сооружений и сопротивления материалов и вводя для очнения расчета так называемые коэффициенты динамичности , производят расчет элементов конструкций и отдельных узлов шины на прочность. Ниже рассматриваются особенности специфических нагруже-[й землеройных машин различных видов при статических нагруз-х. Применяемые при этом коэффициенты динамичности, получен-ie, как правило, по экспериментальным данным, не могут харак-ризовать степени влияния тех или иных факторов на динамиче-ие нагрузки, не раскрывают сущности динамичности воздейст-я и являются довольно ориентировочными коэффициентами за-са. Однако в некоторых случаях при расчете эти коэффициенты ражают специфичность динамических нагружений. Учитывая современные требования к надежности элементов нструкции, к металлоемкости машин, к динамической устойчи-сти отдельных систем, возникает необходимость расчета и про-рки машин в отдельных случаях на действительные динамические гружения. Динамические нагрузки в элементах и узлах землеройных ма-1н возникают в процессе выполнения ими рабочих движений иклических и непрерывных). Каждому виду движения свойственны определенные динами-екие процессы. При непрерывном движении доля неустановив-тхся режимов незначительна. Поэтому при расчетах многоков->вых экскаваторов, грейдер-элеваторов и других землеройных шин с непрерывным режимом работы вопросы динамических счетов не имеют большого значения и обычно не производятся. Характерным примером циклического движения, а следователь-, и циклического нагружения являются рабочие процессы одно-вшового экскаватора или некоторых видов землеройно-транспортных машин (скреперы, бульдозеры). В каждой операции, связанной с движением землеройной машины, есть разгон, установившееся движение, торможение, остановка. При исследовании динамических процессов следует рассмотреть соответствующую расчетную схему, включающую: привод, муфты включения, предохранительные устройства, упругую цепь с соответствующими жесткостями и массы (сосредоточенные или распределенные), находящиеся в движении. При этом должны быть установлены граничные условия расчетной схемы. При изучении динамики машины ставятся следующие задачи: а)    исследование движения машины или ее отдельных узлов под действием приложенных сил с учетом их изменения во времени; б)    определение условий, при которых обеспечивается заданный закон движения; в)    определение действительных нагрузок, возникающих на рабочих органах и в элементах 'конструкции с учетом характера колебательных процессов, возникающих в передачах и металлических конструкциях машин при наличии зазоров в элементах систем и действии фрикционных и упругих связей. В соответствии с принципами динамики землеройную машину следует рассматривать как систему твердых тел, соединенных упругими и фрикционными связями, которая (или ее часть) находится в движении под действием сил движущих и сил сопротивления. Для примера на рис. 5 представлены эквивалентные динамические схемы бульдозера и скрепера. Для анализа динамики подобной системы их движение описывается системой уравнений, количество которых должно быть равно количеству сосредоточенных масс. Последовательным обоснованным приближением (приведением масс, жесткостей, моментов инерций и т. п.) сложную систему можно свести к одномассной (для бульдозеров) или двухмассной (для скрепера, экскаватора) системе с жесткими или упругими элементами. Расчетная схема для исследования динамических процессов, соответствующих каждой операции или движению, должна обязательно включать в себя динамику привода и динамику самой механической системы. На рис. 6 даны принципиальные расчетные схемы для исследования динамики некоторых механизмов одноковшового экскаватора. Каждый динамический процесс можно характеризовать колебательными изменениями параметров расчетной схемы. Расчет подобной системы сводится к составлению дифференциальных уравнений при определенных граничных условиях и решению их при заданных начальных условиях. Порядок системы дифференцированных уравнений общей расчетной схемы, включающей привод и механизм, определяется слом степеней свободы механической системы и порядком си->мы дифференциальных уравнений, описывающих работу при-ца машины. В подавляющем большинстве приводов современных землерой-х машин имеются фрикционные муфты включения, которые мно-^ратно включаются и выключаются (особенно у машин циклич- Рис. 5. Эквивалентные динамические схемы: бульдозера; б— скрепера; Ме, Мф, Мф, Мфг и Мк — крутящие моменты; Jt, Jn — моменты инерции отдельных деталей; Гф Т, Рк и Pj— силы взаимодействия кителей и рабочего органа с грунтом; т, тр 0, т mn, и — массы частей машины и грунта; С , Сп — жесткости элементов. -о действия), что приводит к работе системы в переходных режи-е, в неустановившемся движении. Периоды включения и вык-чения муфт характеризуются значительными изменениями скорей скольжения. Выключение может быть причиной возникно-[ия автоколебаний системы, которые приводят к значительному шшению напряжений в элементах конструкции. Как показывают исследования и расчеты, напряжения в эле-нах металлоконструкций рабочего оборудования одноковшового экскаватора с ковшом емкостью 0,5 м3 с учетом динамических нагружений превышают напряжения от статических нагрузок в зависимости от положения рабочего оборудования (вылет, наклон стрелы и т. п.) при разгоне в 1,65—5,1, а при торможении — в 2,5—5,9 раза. Значительные повышения напряжений в элементах конструкции машины и рабочего органа определены также при динамических нагружениях в землеройно-транспортных машинах по сравнению со статическими нагрузками (для бульдозера в 8,1 — 8,7 раза, для скрепера в 2,2—5,2). Рис. 6. Принципиальные расчетные схемы при исследовании динамики: о — рабочего оборудования экскаватора; б — поворотного механизма экскаватора. На величину напряжений при динамических нагрузках влияют параметры колебательных движений (амплитуда, частота, дискри-мент затухания и др.), характеристика упругих элементов в системе, а также зазоры между частями конструкции. Динамическое состояние системы при необходимости может быть установлено при рассмотрении конкретной характеристики привода к механической части системы машины. § 7. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ТЕОРИИ ПОДОБИЯ И МОДЕЛИРОВАНИЯ Создание новых и совершенствование выпускаемых тяжелых землеройных машин возможно при использовании новых методов исследования, испытания и выбора оптимальных параметров, а также оценки их технического уровня. Использование теории подобия и моделирования при исследовании и испытании землеройных машин, при необходимости обобщения соответствующей накопленной информации по землеройным машинам в значительной степени может облегчить, а в некоторых случаях более обоснованно решить вопрос планирования научно-технического прогресса и прогнозирования развития землеройной техники с учетом качественного уровня показателей машин. Теоретические основы подобия и моделирования, начало ко-|Ым положил акад. В. JI. Кипричев, разработаны достаточно 'боко, и работы в этой области получают в настоящее время рокое распространение. Большие работы в области приложения теории подобия и раз-»ностей для решения ряда практических задач в различных об-тях техники в настоящее время выполнены акад. Л. И. Седовым, |ф. д-ром техн. наук П. М. Алабужевым и другими учеными. Возможность применения методов подобия при изучении реза-[ грунтов сельскохозяйственными плугами была указана акад. П. Горячкиным и проф. Н. Д. Лучинским. Моделирование зем-ойного оборудования при изучении процессов резания было ользовано в работах проф. д-ра техн. наук Н. Г. Домбров-го, проф. д-ра техн. наук А. Н. Зеленина. Моделированию щессов резания грунтов посвящены работы проф. д-ра техн. гк Ю. А. Ветрова, проф. д-ра техн. наук В. И. Баловнева и др. Теория подобия и моделирование являются эффективным средам интенсификации научно-технического прогресса. Знание ос-ных положений теории подобия и моделирования необходимо кенеру-конструктору и исследователю землеройных машин : возможности прогнозирования их развития, для обоснованной нки различных вариантов. Теория подобия и моделирование [яются как бы связующим звеном между теорией и экспери-[том. При использовании теории подобия можно без больших рат средств и времени определить, как ставить опыт, как абатывать опытные данные и как обобщать и распространять [ученные результаты на другие объекты. Располагая опытным образцом машины и принимая ее за мо-ь, можно на основании теории подобия сравнительно легко ько вычислением найти параметры для серии подобных машин, [но так же, располагая данными о наличии динамического подо-: процесса и используя теорию подобия, можно распространить ультаты единичного эксперимента на другие процессы анало-ных машин. Теория подобия основывается на свойствах подобных явлений становлении их подобия. Она может быть широко применена [ научном прогнозировании, при создании новых землеройных пин, при патентовании и т. п. В количественном и качественном отношениях подобие явле-[ определяется равенством безразмерных величин, называемых [териями подобия. Критерии подобия nit П2, ..., Пп в общем чае рассматривают как среднюю величину отношений физиче-х или экономических показателей, существенных для анали-уемых систем. Объекты могут быть подобны в стохастическом смысле (при ;дественно равных плотностях вероятностей соответствующих териев), в детерминированном смысле (при равенстве детерми-ованных критериев или условном равенстве средних значений соответствующих критериев). В некоторых случаях допускается приближенное подобие. Тогда степень нарушения подобия оценивается критериями согласия [12]. Критерии подобия можно составить из определенных уравнений или используя размерности величин, входящих в уравнение движения. Моделирование представляет собой осуществление явления, подобного «натуре». К моделированию следует прибегать: а)    когда необходимо исследовать труднодоступный или недоступный для непосредственного исследования объект; б)    когда необходимо исследовать вновь запроектированный, но еще не осуществленный объект. Теория моделирования базируется на подобии процессов и рассматривает методы построения моделей. Моделирование без изменения физической природы изучаемого явления называется физическим. Моделирование, основанное на применении электронных вычислительных машин, называют математическим. В последнее время появилось физико-математическое моделирование, которое представляет собой сочетание принципов физического v математического моделирования. В этом случае в схему стенда, осуществляющего физическое моделирование, включается электронно-вычислительная машина. Для изучения землеройных машин могут применяться геометрическое, физическое и физико-математическое моделирование. Два явления (процесса) или объекта (машины) подобны, если соблюдается: а)    геометрическое подобие, т. е. пропорциональность линейных размеров натуры и модели (I, х, у, z п т. д.) и равенство соответствующих углов (а, (5, у и т. д.) Ал; _ %м ___ Ум    ___ ^ . Iн Я'ч Ун zh С* ®к> Рл[    Ум ~ Ун [индекс н — натура (оригинал), индекс м — модель]; б)    физическое подобие, т. е. подобие физических (кинематических, динамических) параметров процесса или среды: скоростей — pJcVc;
ри тнан "'С м __ Р М^М    tWcVc__J.2 я работы мощности
/V    Р V    / — Pc*c^cj н г нип 1с ! lc\ vc; tc — соответственно коэффициенты подобия по линейным размерам, скорости, времени; т — массы; а — ускорения; рс — отношение плотностей; тс — отношение масс. Таким образом, при увеличении скорости (числа оборотов) зое, силы и работы в новом режиме должны быть повышены i раза, а мощности в 8 раз; в) инвариантность системы дифференциальных уравнений, т. е. кдественность явлений сравниваемых систем. По признакам полноты и точности воспроизведения изучаемых эцессов моделирование может быть полное, неполное (частич-?) и приближенное. При неполном моделировании исследуемые эцессы подобны только частично, или во времени, или в прост-гстве. Приближенное моделирование допускается тогда, когда (ельные факторы, заведомо влияющие, но не оказывающие су-ственного действия на протекание процессов, моделируются згближенно или даже совсем не моделируются. Приближенное моделирование на основе ограниченного числа ятериев подобия значительно облегчает условия проведения ;ледований. Относительная погрешность приближенного моде-эования по сокращенной системе критериев не превышает По данным В. И. Баловнева, приближенное физическое модели-*ание процессов резания, копания и рыхления грунтов при метрическом подобии системы возможно при соблюдении сокра-нного варианта системы критериев: cw — сцепление грунта; уг — объемный вес грунта; g — ускорение свободного падения. При переходе от параметров модели к оригиналу можно ноль-;аться зависимостями 1С — отношение определяющих линейных размеров; Nк; NM — мощность соответственно оригинала и модели. При моделировании процессов без изменения свойств среды унта), когда основные критерии не соблюдаются гегчаются условия предварительных экспериментов. Минималь* й линейный размер модели рабочего органа землеройной ма-ны определяется из условий допустимого объема грунта и допу-мои ошибки измерения. За последнее время для моделирования переходных процессов стали применяться электронно-вычислительные машины непрерывного и дискретного действия (ЭВМ), способные осуществлять математическое моделирование исследуемых процессов. Изучение процессов в реальной системе при этом заменяется исследованием процессов в некоторой электронной схеме, которая описывается теми же дифференциальными уравнениями, что и исходная схема. Для инженера-исследователя ЭВМ является не столько средством вычислительной математики, сколько экспериментальной установкой с очень широкими возможностями, позволяющими имитировать любые ситуации, вплоть до аварийных. С помощью математического моделирования в настоящее время решаются задачи по определению динамической прочности элементов рабочих органов и трансмиссий, по исследованию сложных систем приводов и управлений и др. Роль математического моделирования еще более возрастает в связи с разработкой систем автоматического регулирования' работы землеройных машин. Математическое моделирование, в зависимости от типа использованной ЭВМ, может быть аналоговое (ЭАВМ) и цифровое (ЭВЦМ). Для моделирования динамических систем на ЭАВМ необходимо предварительно провести ряд подготовительных операций, к которым относятся: 1)    составление блок-схемы электронной модели; 2)    выбор масштабных коэффициентов (времени, входных и выходных переменных систем); 3)    воспроизведение начальных условий и внешних воздействий. Для примера рассмотрим процесс подготовки к исследованию на ЭАВМ модели бульдозерного агрегата, движение которого описывается дифференциальным уравнением вида m% + kaeMr,av = PT — WK, где т — масса агрегата; v — скорость перемещения агрегата; кдеМПф — коэффициент демпфирования; РТ — сила тяги, развиваемая агрегатом; WK — сопротивление копанию бульдозера. Набор дифференциального уравнения на ЭАВМ можно осуществить, понижая или повышая порядок производной. В первом случае исходное уравнение решается относительно высшей производной и схема для его решения составляется с помощью интегрирующих блоков. Во втором случае исходное уравнение решается относительно низшей производной, схема для его решения собирается из дифференцирующих блоков. Первый вариант предпочтительнее, поскольку интегрирующие схемы более стабильны. При моделировании на ЭАВМ зависимые переменные представляются напряжением, а независимая переменная — временем. жду реальными переменными исследуемого процесса и напря-нием существует пропорциональность, определяемая маснгга- Для установки начальных условий используется эталонное гряжение. После отработки модели можно приступить к иссле-тниям. При этом переменные процессы могут быть записаны (точувствительным осциллографом или сфотографированы с эк-га электронного осциллографа. Порядок дифференциальных уравнений, решаемых на ЭАВМ, эеделяет выбор типа машины. Распространенная аналоговая ма-на МН-7 решает уравнения до 6-го порядка, МНБ-1 — до
о порядка. Для решения уравнений до 16-го порядка и выше жет быть применена машина высшего класса — МН-М. Рис. 7. Схема стенда для физико-математического моделирования: 1 — двигатель; 2 — трансмиссия; 3 — движитель; 4 — рабочий орган; 5 — исполнительный механизм (цилиндр); Z и г|? — управляющие возмущения; / (t) — воздействие внешней среды; пе — обороты двигателя внутреннего сгорания; пк — обороты ведущего колеса; va — скорость перемещения агрегата; Ме и — крутящие моменты на валу двигателя и на ведущем колесе; Рк— сопротивление копанию; h — толщина срезаемой стружки; 6 (i) — буксование движителя; е — управляющий сигнал При исследовании сложных систем обычно стремятся сначала произвести модель линеаризованной системы, а позднее услож-гь ее введением нелинейных зависимостей. При исследовании землеройных машин перспективно исполь-ание физико-математического моделирования. Оно может быть )ведено на стенде, выполненном с соблюдением физического (обия процессов и параметров, с применением электронной ана-'о-вычислительной машины для математического моделирования [более сложных элементов процесса. Физико-математическое 1елирование процессов, выполняемых землеройными машинами, спехом применяется во ВНИИСтройдормаше, МАДИ, СибАДИ ;ругих институтах. В подавляющем большинстве случаев про-с взаимодействия рабочего оборудования машины со средой ггируется на физической модели, а процессы, характеризующие юту двигателя, трансмиссии, ходового оборудования машины, ^тируются посредством математического моделирования на М. Принципиальная схема подобного стенда представлена на :. 7. Понятие о новой технике в машиностроении охватывает: выпуск машин перспективного типажа; создание новых и усовершенствование существующих конструкций выпускаемых машин; модернизацию оборудования, уже находящегося в эксплуатации; механизацию и автоматизацию работ и процессов; унификацию и нормализацию типов, узлов и деталей машин. Внедрение новой техники дает экономический эффект в той или иной форме, снижение себестоимости и трудовых затрат, повышение качества продукции, экономию капитальных вложений, сокращение продолжительности строительства и оздоровление условий труда. Эффективность новой техники может быть определена только в сравнении с эталоном; в качестве эталона выбирается наиболее экономичная машина из применяемых до внедрения новой техники. Определение экономических результатов внедрения новой техники производится расчетным путем после всестороннего изучения конкретных условий ее будущего применения, ее преимуществ и недостатков. Расчеты производятся в следующем порядке: выбирается эталон; устанавливается перечень показателей и их величины, соизмеряются показатели эталона и рассматриваемой машины (или мероприятия); устанавливается объем внедрения новой техники и общий размер экономического эффекта; определяется коэффициент эффективности (или срок окупаемости). Экономическую эффективность внедрения новой техники наиболее наглядно, характеризует срок окупаемости капитальных вложений или соответствующий ему коэффициент эффективности дополнительных капитальных вложений. Определение сроков окупаемости (Ток) или коэффициентов эффективности (Е) дополнитёльных капитальных вложений производится по формуле гр    Кп Кэ    Су[),э Суд,н ок~ Сув.э-Суд~'    Кп-к3 ' где Кн и Ка — удельные капитальные вложения по сравниваемым машинам (Кн — новой машины, Кэ — машины, принятой за эталон); Судэ и СуЭ н — себестоимости единицы продукции (С д э — эталон, Судн — новой машины). В дорожном строительстве при оценке эффективности внедрения новой техники принимается нормативный срок окупаемости для новых машин 6 лет, что соответствует значениям коэффициентов эффективности Ен = 0,17 для новых машин. Если экономический расчет показывает более короткий срок окупаемости новой техники по сравнению с нормативным или более высокое значение коэффициента Е, дополнительные капитальные граты, связанные с применением новой или модернизирован-й техники, можно считать экономически обоснованным. Вместо сопоставления новой и старой машины могут быть составлены показатели двух или нескольких вариантов машин ли комплектов) в целях выбора варианта, дающего наибольшую ономическую эффективность. Годовой экономический эффект составляет Эеод = [(Суд.э ^уд. и) Ен (Кн /£.,)] Пгод, е Ен — нормативный коэффициент эффективности; Ен = 0,17; Пго9 — годовая производительность новой машины. В том случае, когда количество машино-смен в году может гть увеличено за счет усовершенствования конструкции, техно-гии или организации работ или по климатическим условиям, оимость машино-смен снижается за счет расходов, не зависящих числа машино-смен в году и называемых поэтому «постоянными». iK, например, при увеличении числа смен в году для автомобилей-мосвалов с 200 до 300 стоимость одной машино-смены снижается 15-20%. При определении стоимости проектируемой машины Цн можно льзоваться данными об удельной стоимости выпускаемых серий- машин Цуд — ^ в руб. за 1 Т. Зная вес проектируемой маяны GH и удельную стоимость Цуд машины, близкой по сложности объему годового выпуска (по серийности) к проектируемой, 1Жно в первом приближении определить ее примерную стои->сть Цн = Цуд(^и РУб- После этого может быть в первом приближении определена и оимость машино-смен проектируемой машины. Рассмотренные выше удельные показатели могут быть на пер-м этапе проектирования использованы для сравнения между бой вариантов отдельных машин или комплектов с существую-ими машинами или комплектами машин. Основные положения годики сравнения технико-экономических показателей комплек-в машин заключаются в следующем: 1.    Машины должны рассматриваться в сопоставляемых и в 1иболее характерных для каждой из них условиях технологии организации работ. 2.    Транспортные и вспомогательные машины, работающие в шплекте с основными землеройными машинами, должны быть яты в количествах, определяемых производительностью основах машин. 3.    Удельная энергоемкость должна быть определена с учетом 'ммарной мощности всех машин, входящих в комплект; то же носится и к определению удельной металлоемкости. 4. При определении стоимости продукции и экономической эффективности необходимо учитывать суммарную стоимость ма-шино-смен всего комплекта машин, включая стоимость тягачей и вспомогательного оборудования, а также учитывать влияние стоимости эксплуатации и ремонта сравниваемых машин или комплектов. На каждом этапе проектирования конструктор может влиять на улучшение технико-экономических показателей будущей машины. G    кГ Показатель удельной металлоемкости ■=-- —5--- должен .    Пэ. СМ Л3 в смену м улучшаться путем выбора целесообразной компоновочной схемы машины, проведением углубленных прочностных расчетов, выбором рациональной формы металлоемких деталей, исследованием действительных напряжений в элементах конструкции и т. д. n    N    кет    - Показатель энергоемкости процесса —-- - может быть Г Пэ.см м в смену улучшен путем выбора наиболее эффективного рабочего органа машины. Для снижения удельной энергоемкости необходимо выбирать прогрессивную трансмиссию и систему управления, обладающих высокими к.п.д. Показатель производительности труда -~-р-    (где 2Р0 — число рабочих) можно улучшить путем повышения скорости рабочих процессов и автоматизации управления. Применительно к машинам циклического действия наибольшие резервы для повышения производительности прежде всего могут быть найдены при сокращении продолжительности цикла. Снижение себестоимости единицы продукции Суд является важнейшей задачей конструктора, которая может быть достигнута: 1)    снижением стоимости машины и ее капитальных ремонтов путем существенного повышения надежности и долговечности машины, применением сменного рабочего оборудования, типовых узлов и агрегатов; 2)    исключением необходимости демонтажа и монтажа машины при перевозках, повышением мобильности ее, так как все это сокращает расходы на транспортирование; 3)    приданием машине качеств, позволяющих увеличить количество рабочих смен в году, т. е. уменьшить зависимость машины от климатических условий; 4)    автоматизацией системы управления машины. ГЛАВА II ОСНОВНЫЕ ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ГРУНТОВ § 9. КЛАССИФИКАЦИЯ ГРУНТОВ Землеройные и грунтоуплотняющие машины во время работы заимодействуют с грунтом. Рабочий орган землеройной машины азрабатывает грунт и убирает его из забоя. Грунтоуплотняющая ашина, действуя на грунт, изменяет его плотность. Гусеницы ли ходовые колеса машин и грунт постоянно взаимодействуют, 'аким образом, свойства грунтов представляют существенный ин-эрес при рассмотрении вопросов их разработки и уплотнения, также для изучения движения машин по поверхности грунта. Грунты- являются сложными дисперсными телами, состоящими ри положительной температуре из трех или двух фаз: твердой, ;идкой и газообразной или твердой и жидкой. Грунты, состоящие з твердой и газообразной фаз, в природных условиях встречаются едко. При отрицательной температуре в состав грунта входят е только минеральные зерна, вода и газы, а также и лед. Свойства каждой из фаз, количественные соотношения и взаи-одействие между ними определяют специфическую физическую химическую природу грунтов и их строительные свойства. Для оценки фазового состава грунтов применяются характерна гики, которыми выражают количественные отношения между эъемами твердых минеральных частиц, воды и газа. Прочностные характеристики грунтов во многом зависят от >става грунта, т. е. от относительного содержания в нем частиц 13ЛИЧН0Й крупности, а также от плотности и влажности его абл. 3). Песчаные грунты обладают высоким коэффициентом внутреннего трения, малосвязаны, хорошо водопроницаемы, малосжимае-ы, имеют небольшую высоту капиллярного поднятия, непластич-л, при увлажнении незначительно снижают сопротивление >грузкам. Движение машин по сыпучим пескам затруднено. Песчаные пылеватые грунты могут быть характеризованы как 1лосвязные, непластичные и водопроницаемые. Особенностью ой группы грунтов является то, что они легко разжижаются и ряют несущую способность при увлажнении. Супесчаные грунты содержат в небольшом количестве глинистые частицы, что придает связность этим грунтам. Значительное содержание песчаных частиц создает жесткость скелета, поэтому супесчаные грунты при повышении влажности больше, чем глинистые, сохраняют устойчивость. Таблица 3 Дорожная классификация грунтов - Содержание фракций по весу в % Название грунта песчаных с частицами диаметром от 2,0 до 0,0э мм пылеватых с частицами диаметром от 0,05 до 0,005 ли 1 глинистых с частицами диаметром менее 0,005 Песчаный......... Песчаный пылеватый . . Супесчаный........ Больше 50% (частицы диаметром от 2,0 до 0,25 мм) Меньше, чем песчаный Супесчаный мелкий . . . Меньше 50% (частицы диаметром от 2,0 до 0,25 мм) Пылеватый........ Больше, чем песчаных Суглинистый ....... Больше, чем пылеватых Тяжелый суглинистый Суглинистый пылеватый Больше, чем песчаных Глинистый ........ Супесчаные мелкие грунты содержат большое количество пылеватых частиц, что делает их неустойчивыми в увлажненном состоянии. Эти грунты малопластичны и при увлажнении легко деформируются. Пылеватые грунты при увлажнении переходят в состояние плывунов и резко снижают сопротивление нагрузкам. Легко размываются водой, склонны к пучинообразованию. Суглинистые грунты пластичны, обладают большой связностью в сухом состоянии, но быстро теряют ее при увлажнении. Тяжелые суглинистые грунты. Свойства связности, пластичности, сжимаемости и низкой водопроницаемости выражены сильнее, чем у суглинистых грунтов. Глины обладают большой связностью, плотностью и пластичностью. Практически водонепроницаемы. Глины, суглинки и супеси относятся к группе глинистых грунтов. 33
2 Алексеева, Артемьев В природных условиях грунты могут иметь различное физиче-*ое состояние: песчаные — от плотного до весьма рыхлого, гли-истые — от твердого до текучего. Для оценки грунтов, как среды для земляных работ, необхо-нмо знать их свойства и состояние. Пористостью грунтов называется объем пор (занятых водой и >здухом), выраженный в процентах от общего объема грунта: 100 = ТТГ100%’ п = 1
Д (1 + 0,01со)
(в А — удельный вес твердых частиц в Г/сма\ уг — объемный вес влажного грунта в Г/см3', со — весовая влажность в %; е — коэффициент пористости. Коэффициент пористости — отношение объема пор (занятых >дой и воздухом) к объему твердых частиц грунта: .. _ п _ А (1+0,01(0) _ , 100-и    уг Весовая влажность — отношение веса воды g2 к весу сухого зунта gx: со = £*100%. Грунты считаются сухими, если водой заполнено не более з объема пор; влажными — при заполнении от 1/s до 2/3 объема эр и мокрыми — при большем заполнении пор водой. Объемный вес — отношение веса грунта при естественной влаж-эсти g0 к его объему V: V„ = ^-    (1) Объемный вес грунтов обычно колеблется в пределах 1,5^ 0 Т 1м3 в зависимости от минералогического состава, пористости влажности. Объемный вес оказывает существенное влияние на iтрату энергии при подъеме и транспортировании грунта. Объемный вес скелета грунта 6 ==_?£—. (2) Объемным весом скелета обычно пользуются при определении епени уплотнения грунта. Наибольшая плотность грунта, полученная методом стандарт-зго уплотнения, называется максимальной стандартной плот-)Стыо 6maxi а соответствующая ей влажность — оптимальной гажностыо (Оопт. Оптимальная влажность — это влажность, при которой максимальная плотность грунта может быть достигнута при наименьшей затрате механической работы. Удельным весом грунта А называется отношение веса твердых частиц грунта к объему вытесненной ими жидкости. Удельный вес большинства минералов, входящих в состав грунта, колеблется от 2,4 до 2,8 Т 1м3, удельный вес железосодержащих минералов достигает 4 77л*.3, а органических веществ 1,2—1,4 Т/м3. Пластичностью называют способность грунта под действием внешних сил изменять свою форму без изменения объема. Глинистые грунты находятся в пластичном состоянии в пределах влажностей, характеризующих границу раскатывания и границу текучести. Границей раскатывания (пределом пластичности) сор называют весовую влажность (в процентах), при которой тесто, изготовленное из грунта и воды и раскатываемое в жгут толщиной 3 мм, начинает крошиться. Границей (пределом) текучести «>?п называют весовую влажность теста, изготовленного из грунта и воды, при которой стандартный прибор — «балансирный конус» погружается под действием собственного веса 76 Г за 5 сек на глубину 10 мм. Угол конуса при вершине равен 30°. Числом пластичности со,, называют разность между границей текучести итраницей раскатывания: По числу пластичности    грунты    подразделяются следующим образом: Грунт    Супесь    Суглинок Глина Число пластичности    1 — 7    7—17 Более 17 Консистенция-связных грунтов в зависимости от содержания воды может меняться в значительных пределах — от текучей до твердой. Количественное выражение консистенции глинистых грунтов определяется показателем консистенции где сое — естественная влажность грунта. Значения показателя Б для различных консистенций глинистых грунтов - приводятся ниже: Твердая консистенция Менее 0 0-0,25 0,25-0,50 0,5-0,75 0,75-1,00 Более 1,00
Полутвердая ..... Тугопластичная . . . Мягкопластичная . . Текучепластичная . . Текучая ....... За рубежом консистенция глинистых грунтов в последнее время определяется по пределу прочности цилиндрического образца Р кГ/см2) при сжатии его вдоль оси до раздавливания согласно еле* ующим пределам: (чень мягкая 1ягкая . . . . реднежесткая . . Менее 0,25 Жесткая....... 1-2 2-4 Более 4
. . 0,25—0,50 Очень жесткая . . . . . . 0,5—1,0 Чрезвычайно жесткая Липкость — способность грунта прилипать к различным пред-ютам — свойственна большинству пластичных грунтов при до-таточной влажности и малом содержании песка, т. е. для супеси, углинков и глин. Усилие, затрачиваемое при резании грунта на ;реодоление налипания грунта на режущий орган (сила налипа-:ия), определяется 'де рл — удельное налипание, для глин рл = 700 -н 800 кГ/м2 и для суглинков рл — 500 -н 700 кГ/м2; F — площадь поверхности соприкосновения рабочего органа машины с грунтом в м2. Водопроницаемостью называют способность грунта пропускать оду (дренировать). Водопроницаемость зависит от гранулометри-еского состава и объема пустот. § 11. ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ГРУНТОВ Разрыхляемостью называют способность грунта увеличиваться : объеме при разработке. При разрыхлении уменьшается объем-[ый вес грунта. Коэффициент разрыхления кр характеризует от-юшение объема разрыхленного грунта к объему, который он анимал в естественном залегании. С течением времени разрыхлений грунт уплотняется, но сохраняет некоторую остаточную раз->ыхленность. Средние значения коэффициента разрыхления кр колеблются t пределах 1,08—1,32, а коэффициент остаточного разрыхления — ! пределах 1,01—1,09. Большие значения относятся к тяжелым рунтам. Коэффициенты разрыхления мерзлого грунта примерно оответствуют коэффициентам разрыхления взорванных скальных юрод и колеблются в пределах 1,5—1,6. Чем больше при разруше-[ии грунта размеры отдельных его кусков, тем меньше коэффи-щент к-p. Поэтому величина его уменьшается с увеличением рабо-[его органа машины и зависит от типа грунторазрабатывающего фгана. Сопротивление грунта сдвигу. В расчетах землеройных машин I их рабочих органов используют коэффициент внутреннего тре-1ия грунта [а2 = tg ф2 и коэффициент сцепления грунта С, обус-ювливающие сопротивляемость грунтов сдвигу. Связность грунта зависит главным образом от его грануломет-шческого состава, влажности и плотности. В песках, даже влаж-1ых, связность проявляется в незначительной степени^ и поэтому эти грунты относят к несвязным. Супеси можно отнести к малосвязным грунтам. Связность особенно становится заметной у суглинков и глин, поэтому последние относят к грунтам связным. В основу сопротивления грунтов сдвигу положен закон Кулона о прямолинейной зависимости предельного сопротивления грунта сдвигу т от нормальных напряжений: т = о tg ф2 + С = 0(J,2 + С, (3)
где [Л2 — коэффициент внутреннего трения; С — коэффициент сцепления грунта при сдвиге в кГ/см2; а — нормальные напряжения в кГ/см2. Для грунтов, не обладающих сцеплением С = 0 (например, сухие пески), указанная формула принимает вид т = ар2. Внутреннее трение грунтов характеризуется величиной угла внутреннего трения ср2, танген» которого равен коэффициенту внутреннего трения tg tp2 = р2. кГ/см2 о Рис. 8. Зависимость угла внутреннего трения от влажности
1,2
0,2 0,6 1,0 Коэффициент вадонасыщения Рис. 9. Зависимость сцепления от коэффициента водонасыщения (степени уплотнения) и влажности: 1 И = 8,9%; 2 — о) = 13,7; 3 — to = - 15,9; 4 — ш = 19,2; 5 — со = 25,8% Сопротивляемость грунта сдвигу зависит от скорости сдвига. Инж. В. Л. Казарновским получены следующие выводы для суглинистых грунтов: угол внутреннего трения зависит от влажности и уменьшается с ее увеличением. Как показано на рис, 8, увеличение влажности более 10—12% приводит к резкому уменьшению угла внутреннего трения. Сцепление грунта при одной и той же влажности повышается с повышением плотности, а при одинаковой плотности понижается с увеличением влажности (рис. 9). Предел уплотнения грунта при данной влажности в условиях механизированного уплотнения на 'производстве практически наступает при коэффициенте водонасыщения, равном единице. Коэффициент водонасыщения характеризует степень заполнения пор грунта водой. Свойства грунтов в большей степени зависят от их состава и состояния. Учитывая это, ориентировочные значения угла внутреннего трения ф2 и коэффициента сцепления С приводим (по данным Н. Н. Маслова) для песчаных грунтов в зависимости от их плотности в табл. 4, для глинистых грунтов — от их консистенции — в табл. 5, для растительных грунтов — от их влажности — в габл. 6. Объемный вес уг принят в водонасыщенном состоянии. Таблица 4 Характеристика песчаных грунтов в зависимости от их плотпости Грунт Вид грунта Средней плотности Плотный Средней плотности Плотный Мелкозернистый . . . Среднезернистый . . . Крупнозернистый . . С гравием и галькой Таблица 5 Характеристика глинистых грунтов в зависимости от их консистенции Консистенция грунта Глина Суглинок Супесь Твердая....... Полутвердая .... Тугопластичная . . Мягкопл астичная Текучепластичная Текучая ....... Угол естественного откоса. При отсыпке с некоторой высоты разрыхленный грунт откладывается в виде конуса. Угол у осно-таъя конуса называется углом естественного откоса ф0. Угол естественного откоса зависит от вида грунта и его влаж-юсти и обусловливается углом внутреннего трения фг и коэффициентом сцепления С. G4 sin фо ==s ii2G4 cos ф0 + CF, где G4 — вес частицы грунта в кГ/см2; F — площадь соприкосновения частицы грунта с плоскостью откоса в см2. Устойчивость откоса обеспечена при нарушении сцепления, На — te Фа ^ tg Фо- Если разрыхленный грунт лежит на горизонтальной плоскости, совершающей вертикальные колебания, то угол его естественного откоса будет меньше, чем на плоскости, находящейся в состоянии покоя. Этот Таблица б Характеристика растительного грунта в зависимости от их влажности Состояние грунта Уг в Т/м* в эр ад к Г/смг Мокрый ..... Влажный .... Сухой ...... 1,7 1,6 1,2—1,5
угол в инженерной практике носит название угла естественного откоса в движении. Данные об углах естественного откоса, в покое приведены в табл. 7. Коэффициент трения грунта о сталь цц зависит от вида и состояния грунта, а также от поверхности стали. Величина его колеблется от 0,25 до 1, увеличиваясь при неровной поверхности стали, и зависит от влажности грунта, нормального давления на грунт и характера сложения грунта (нарушенное, ненарушенное). Таблица 7 Углы естественного откоса насыпных грунтов в град Грунт Состояние грунта Грунт Состояние грунта Сухой Влажный Мокрый Сухой Влажный Мокрый Г равий....... Мелкий песок..... Галька ....... Жирная глина..... Крупный песок . . Суглинок, тощая глина
Песок средней круп
Легкий суглинок . . .
ности .........
Растительный грунт . .
Коэффициент трения стали по грунтам нарушенной структуры, как показывают опыты Ю. А. Ветрова, составляет приблизительно 2/3 величины коэффициента трения по грунтам ненарушенной структуры.
Влажность грунта является наиболее существенным фактором, влияющим на коэффициент трения. При изменении влажности от воздушно-сухого состояния до максимальной капиллярной влаго-емкости коэффициент трения о сталь может уменьшиться в 2 раза и более.
Коэффициент трения грунта о сталь в зависимости от влажности выражается (по Ю. А. Ветрову)
Hi — /о —д- >
где со — влажность грунта в %;
/0 и А — постоянные параметры: для суглинка /0 — 1,01, А = 4,08; для глины /0 = 0,95, 4 = 5,33.
Между коэффициентами внутреннего трения и коэффициентом трения грунта о сталь Hi имеется примерная зависимость
Hi^0,75jLi2, т. е. tg ф! 0,75 tg ф2.    (4)
Коэффициентом бокового расширения (иц называется отношение относительной деформации бокового расширения к относительной деформации сжатия образца.
Если сжимать грунт в условиях невозможности бокового расширения, например в сосуде с жесткими стенками, сжимающая сила, уплотняя грунт, вызывает давление грунта на боковые стенки, ограничивающие расширение грунта.
Увеличение сжимающего давления вызывает ответное увеличение бокового давления; отношение приращения бокового давления dq к приращению сжимающих давлений dp характеризуется коэффициентом бокового давления, т. е.
Лабораторные испытания показали, что коэффициент бокового давления можно рассматривать как относительно постоянную характеристику грунта.
Коэффициент бокового давления | связан с коэффициентом бокового расширения грунта ц3.
Эта зависимость выглядит следующим образом:
Значения коэффициентов бокового давления £ и коэффициентов бокового расширения Из (п0 Г- К. Клейну) для типичных грунтов приведены в табл. 8.
Таблица 8
Значения коэффициентов § и |и3
Грунт
Состояние грунта
Сухой
Влажный
Насыщенный
Пески......
Суглинки....
Глины .....
Коэффициент бокового давления увеличивается с возрастанием коэффициента трения насыпного грунта о стенки ковша.
В предельном случае, когда коэффициент трения о стенки равен коэффициенту внутреннего трений fii — ji2, коэффициент бокового давления
Г. И. Покровский, пользуясь методами статистической механики, установил связь между коэффициентом бокового давления сыпучего тела углом его внутреннего трения <р2, величиной сцепления С и давлением аг, испытываемым сыпучим телом. Эта связь выражается формулой
1=1-0,74 tg Фа-^.
Модуль деформации грунта аналогичен модулю упругости однородных тел (металла и др.), однако между ними имеются и существенные различия, которые заключаются в следующем:
1)    модуль деформации грунта определяется по общей деформации (обратимой и необратимой);
2)    модуль деформации одного и того же грунта изменяется при колебании влажности и плотности грунта;
3)    поскольку деформация грунтов имеет нелинейный характер, модуль деформации может характеризовать грунт в малых интервалах напряжений.
Несмотря на указанные выше условности, считают, что кривая сопротивления грунта вдавливанию штампа при определении модуля деформации является основной характеристикой прочности грунта при расчетах толщины дорожных одежд.
Модуль деформации грунта Е принято определять по кривой сопротивления грунта вдавливанию цилиндрического штампа;
£ = ах,
где а — поправочный коэффициент, учитывающий форму и жесткость штампа (обычно а — 1,25);
о — напряжение по поверхности грунта под штампом в кГ/см2; D — диаметр штампа в см;
X — осадка в см.
Ниже приведены расчетные значения модуля деформации для
различных грунтов в кГ/см2:
Крупнозернистый песок    350—450
Пылеватые пески, мелкие непылеватые супеси . . Суглинки, тяжелые суглинки, легкие глины
и тяжелые.......
Пылевидные грунты, пылеватые супеси, пылеватые суглинки, лесс . . .
Среднезернистый..........250—400 70-220
Мелкозернистый..........150—350 Очень мелкие пески, супеси и оптимальные смеси ........................115-260 Сопротивление грунта вдавливанию определяется коэффициентом сопротивления смятию р0 — нагрузкой на 1 см2, под действием которой опорная поверхность погружается на 1 см. Допускаемой нагрузкой рв считается такая, которая вызывает погружение не более чем на 6—12 см. Величина эта несколько меняется в зависимости от размеров опорных частей, но это изменение меньше степени точности определения указанного коэффициента. Значения ра и рд приведены в табл. 9. Коэффициенты сопротивления смятию р0 и допускаемые нагрузки для ходовых частей машин р<;,
Таблица 9 Род и состояние грунтов Р0 в кГ/см2 Pq в кГ/см2 Болото. . . . ..................... Мокрая глина, рыхлый песок, пашня...... Крупный песок, влажная средняя глина . . . Средняя глина и плотная глина влажная . . . Плотная глина средней влажности, мергель и лесс влажные..................... Плотная глина, мергель и лесс сухие..... 0,05-0,1 0.12-0,15 0,2-0,3 0,3-0,45 0,5-0,0 0,4—0,6 0,8-1,0 2-4 — 4-6 6-7 Таблица 10 Классификация грунтов по числу ударов Су Катего грунта Число ударов Сопротивление грунта резанию обычно характеризуется удель-иым сопротивлением чистого резания (к в кГ/m2), т.е. усилием, отнесенным к единице площади поперечного сечения вырезаемого пласта грунта. Величина к меняется в больших пределах, так как зависит от режима работы, параметров рабочего органа и следующих параметров грунта: объемного веса, углов внутреннего и внешнего трения, удельной силы сцепления. Перечисленные параметры грунта в основном определяются его гранулометрическим составом, влажностью, плотностью и температурой.
А. Н. Зеленин предложил оценивать принадлежность грунта к той или иной категории по числу ударов Су ударника ДорНИИ (рис. 10). Груз 2,5 пГ падает с высоты,400 мм и ударяется о буртик наконечника, производя за один удар работу, равную 1 кГ-м. Наконечник сделан в виде цилиндрического стержня высотой (длиной) 100 мм с площадью поперечного сечения, равной 1 см2. Число ударов Су, необходимое для погружения наконечника в грунт, равно 1 — 30 для немерзлых грунтов и 30 — 360 для мерзлых суглинистых и глинистых грунтов в диапазоне температур от —1 до —15° (табл. 10). § 12. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О МЕРЗЛЫХ ГРУНТАХ Мерзлыми грунтами называют грунты, имеющие отрицательную температуру, в которых хотя бы часть содержащейся воды превратилась в лед, цементирующий частицы грунта. Мерзлые грунты представляют собой многокомпонентную систему, состоящую из твердой рИс. 10. Ударник фазы (скелета грунта и . льда), жидкой (неза-    ДорНИИ мерзающей воды) и газообразной (паров и газов). Они отличаются высокой механической прочностью и абразивностью, что в основном и определяет сложность их разработки в строительстве. Механическая прочность мерзлого грунта обычно характеризуется временными сопротивлениями сжатию, разрыву и сдвигу. Для основных категорий мерзлых грунтов эти данные приведены в табл. И и 12. Как видно из этих таблиц, временные сопротивления грунта сжа-i ию, разрыву и сдвигу увеличиваются с понижением температуры. Временное сопротивление мерзлого грунта сжатию изменяется в зависимости от влажности, при этом максимум соответствует юлному заполнению пустот грунта водой. При дальнейшем повы-иении влажности сопротивление сжатию уменьшается. Таблица 11 Временное сопротивление мерзлых грунтов сжатию и разрыву в кГ/см2 ^ Температура Песок, ш*= 20% Супесь, Суглинок, со = 20% Глина, со = =33-f-35% Разрыв Сжатие Разрыв Сжатие Разрыв Сжатие Разрыв Сжатие - весовая влажность Таблица 12 Временное сопротивление мерзлых грунтов сдвигу Температура в °С Влажность весовая в % Временное сопротивление сдвигу в кГ/см2 Глинистый грунт Супесчаный грунт Характер деформации мерзлого грунта определяется в основ-том скоростью приложения и величиной внешней нагрузки, а так-ке физическим состоянием грунта. При этом могут быть как упругие, так и пластические деформации. Упругие деформации мерз-того грунта характеризуются модулем упругости и коэффициентом Пуассона. По данным Н. А. Цытовича, модуль упругости увели-тивается с понижением температуры и с повышением крупности фракций грунта. С повышением крупности фракций скелета грунта подуль упругости уменьшается. Он снижается также при увеличе-аии нагрузки. Большое влияние на модуль упругости оказывает влажность 'льдистость) грунта, с увеличением которой модуль возраст&в-т в несколько раз. Таблица 13 Углы трения грунта по грунту <р2 и углы трения грунта ю металлу (pt при t - —10° С г ■■ -........... * Грунт Песок..... Супесь .... Суглинок . . Глина .... Таблица 14 Значения углов внутреннего трения Грунт Песок..... Супесь .... Суглинок. . . Глина..... Способность мерзлых грунтов к пластическим деформациям зависит от их гранулометрического состава. Наибольшими пластическими деформациями обладают глинистые грунты. Абразивность или изнашивающая способность мерзлых грунтов в 70—200 раз выше, чем у немерзлых. Она резко возрастает с понижением температуры. Приближенные значения углов внутреннего ср2 и внешнего фх трения грунтов при влажности, соответствующей их полной влаго-емкости, и при температуре t = —10° приведены в табл. 13 (по А. Н. Зеленину). Значения углов внутреннего трения в зависимости от температуры приведены в табл. 14 (по А. Н. Зеленину). ГЛАВА III РАБОЧИЕ ОРГАНЫ МАШИН И ИХ ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ С ГРУНТОМ § 13. ТИПЫ РАБОЧИХ ОРГАНОВ И ПРОЦЕСС РЕЗАНИЯ ГРУНТОВ Различают три основных способа разработки грунтов: а)    механический — отделение грунта от основного массива )жевым, ковшовым или отвальным рабочим органом машины; б)    гидравлический — отделение грунта струей воды, размы-иощей подошву забоя и вызывающей обрушение грунта; в)    взрывной, разрушающий грунты давлением газов, выделяе-ых при взрыве взрывчатыми веществами. Механический способ наиболее распространен, он применим )чти для всех грунтов, кроме скальных пород. Гидравлический способ применяется в соответствующих усло-[ях обычно для разработки легких и средних грунтов, реже при 1зработке тяжелых грунтов. Более эффективным является ис->льзование этого способа для транспортирования грунта. Взрывной способ используется для разработки мерзлых грун-iB и скальных пород. Землеройные машины в качестве рабочего органа могут иметы-зуб (рис. 11, а), производящий рыхление и отделение грунта ' основного массива; прямой (рис. И, б) или дисковый нож (рис. И, в), отделяющий •унт от основного массива и подающий его в ковш, на отвальную •верхность или транспортер; отвал (рис. И, б), вырезающий и перемещающий грунт вдоль впереди себя или только перед собой; ковш (рис. И, г и 5), отделяющий и набирающий грунт. Зуб применяется самостоятельно (в рыхлителе) или в виде волнительного элемента к ножу или к ковшу (рис. 11, г). Нож шменяется в качестве режущего элемента отвала, ковша или виде системы определенным образом расставленных ножей истема ножей струга). Основными параметрами, характеризующими рабочие органы их элементы, являются: для зуба — угол резания б, угол заострения |3, задний угол а, ширина и длина, расстояние между зубьями; для ножа — угол резания б, угол заострения |3, угол зарезания v, задний угол а, длина Ьн (плоский нож), ширина Вг (плоский нож), диаметр D (дисковый нож), радиус кривизны г; для отвала с ножом — параметры ножа и, кроме того, угол захвата ср, угол опрокидывания t|)0, центральный угол со0, радиус кривизны г, высота В, длина отвала L; для ковша — емкость q, ширина Вк, высота Нк, длина Ьп, продольный профиль; Рис. 11. Рабочие органы землеройных машин; о — зуб; б — отвал с режущим ножом; в — дисковый нож; г — ковш экскаватора с зубьями и ковш с полукруглым днищем и сплошной режущей кромкой; д — ковш скрепера; е — рабочий орган землеройной машины с роторным рыхлителем для системы ножей струга — ширина захвата, форма, расстановка, взаимное расположение ножей, соотношение ширины захвата и ширины приемного транспортера. Следует различать два понятия: резание грунта и копание грунта. Резание — процесс отделения грунта от массива при помощи рабочего органа, обычно имеющего вид клина. Копание — совокупность процессов, включающих в себя резание грунта, перемещение его по рабочему органу и впереди последнего, а для некоторых машин и перемещение внутри рабочего органа. В связи с этим вопросы копания грунта будут рассмотрены применительно к конкретным машинам. Резание грунта, т. е. отделение части его от основного массива, является основной операцией работы землеройной машины. Независимо от типа машин и характера выполняемой работы каждый рабочий орган прежде всего должен быть приспособлен для зания грунта. Основоположник науки о резании и копании унтов В. П. Горячкин процесс резания уподобляет процессу деления стружки грунта при помощи прямого (плоского) или косого трехгранного (сложного) клина. :С. 12. Деформация грунта под действием клина:
В землеройных машинах простому клину можно уподобить рыхлитель, скрепер, неповоротный бульдозер, ковш экскаватора; сложному клину — поворотный бульдозер, автогрейдер, грейдер-элеватор. Простой клин, перемещаясь в грунте, оказывает на него давление острием режущей кромки и передней плоскостью (рис. 12). Срез грунта происходит отдельными, сле-ющимп друг за другом циклами. В начальный период проис-|дигг уплотнение грунта перед режущим органом машины пер-ндикулярно его поверхности. -    начальное положение клина; —    положение клина в момент скола грунта
Давление на грунт, соответствующее некоторой критической личине деформации во время сжатия, преодолевает сопротивле-ie грунта сдвигу по поверх-1сти, наклонной к горизонту |Д углом г|)с. 8)    г) Рис. 13. Форма стружки грунта: а — грунт средней влажности и связности; б — сухой связный грунт; в — вязкий и влажный грунт; г — песчаный грунт
Характер деформации грун- зависит от влажности, плот-|Сти и связности его (рис. 13, — г). Твердый и сухой грунт калывается кусками неболь-эй величины. Задернованный ажный грунт отрывается в ви- пласта и изгибается, посту-я на рабочую поверхность [ина. Создание высокоэффектив-IX рабочих органов различ-IX землеройных машин невоз-1Жно без всестороннего изучения взаимодействия этих органов грунтом. Существующие теории резания грунтов можно разбить на две уппы: 1.    Теории, основанные преимущественно на результатах эк-ериментальных исследований, вскрывающих физическую сущ-сть процесса резания и устанавливающих соответствующие ко-[чественные зависимости. 2.    Теории, базирующиеся на основных положениях механики лошной среды и теорий прочности, с последующей эксперимен-льной проверкой полученных результатов. § 14. ТЕОРИИ РЕЗАНИЯ ГРУНТОВ, БАЗИРУЮЩИЕСЯ НА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЯХ ПРОЦЕССА РЕЗАНИЯ В. П. Горячкин предложил следующую формулу для определения сопротивления, возникающего при работе сельскохозяйственного плуга: P1 = |i1G4- khb-\-zhbv2,    (5) где — коэффициент трения плуга о грунт, = 0,25 -4- 0,4; G — вес плуга в кГ; к — удельное сопротивление грунта резанию (находится опытным путем), для плуга 0,2—0,6 кГ/cm2; h — толщина вырезаемого пласта грунта, для плуга h — = 0,15 -г- 0,2 м; Ъ — ширина резания, для плуга b = 0,2 0,3 ж; е — коэффициент, учитывающий сопротивление, возникающее при отбрасывании вырезанного пласта грунта, в среднем в « 0,1&; v — скорость движения плуга в м!сек. Первый член формулы (5) учитывает силу трения плуга в борозде и составляет около 41 % всего сопротивления; второй член учитывает силу сопротивления резанию и составляет приблизительно 56%; третий член учитывает усилие, затрачиваемое на отбрасывание пласта в сторону и составляет около 3%. Формула В. П. Горячкина, справедливая для плугов, у которых площадь сечения стружки грунта Fгр = const, а ширина ее Ъ та 1,5/г, дает неприемлемые результаты для землеройных машин вследствие резкого различия конструкции рабочих органов и отличия свойств грунтов от свойств почвы. При тяговых расчетах землеройных машин для определения сил сопротивления резанию пользуются вторым членом формулы В. П. Горячкина, принимая, однако, значения удельного сопротивления резанию /с, отличные от рекомендованных им. Значения к определяются опытным путем для каждого типа рабочего органа и для различных видов грунта. А. Н. Зеленин установил, что силы сопротивления резанию зависят не только от грунтовых условий и площади поперечного сечения стружки, но и от соотношения между шириной и глубиной резания (при F = const), угла резания, формы и расположения зубьев, участия в процессе резания боковых стенок ковша и ряда других факторов. Для расчета силы сопротивления резанию Wp, касательной к траектории движения ножа (или равной ей по величине и противоположной по направлению касательной силы резания Рр — силы, с которой нож действует на грунт), А. Н. Зеленин предложил следующие уравнения: 1)    для элементарных профилей (боковые стенки ковшей, от-зльные зубья и пр.) Pp = Wp = Cvh'^ (1 +0,1.) (l-^=£) р„;    (6) 2)    при резании периметрами (ковшами) без зубьев ^р = ^р = с^ь35(1 + 2,бг)(1+0,0075б)(1 + 0,035)Р#; (7) 3)    при резании периметрами (ковшами) с зубьями Рр = Wp = CJt'" (1 + 2,61) (1 + 0,00756) z,    (8) je Су — число ударов динамического плотномера; h — глубина резания в см; s — толщина элементарного профиля в см; I — длина горизонтальной режущей кромки рабочего органа в м; б — угол резания в град; |30 — коэффициент, учитывающий влияние угла заострения элементарного профиля в плане: гол заострения ....... 180 120 90 60 50—15 оэффицконт ро.......... 1 0,96 0,90 0,83 0,81 [х — коэффициент, учитывающий наличие открытых боковых стенок; z — коэффициент, учитывающий влияние зубьев. Коэффициент [х определяется по графику (рис. 14), где кривая для (л = 1 соответствует резанию в блокированных условиях 1ервый рез), кривая 2 — для полублокированного резания (одна гкрытая стенка реза) и кривая 3 характеризует свободное резание ри двух открытых стенках (рис. 15, а). Величина z зависит от размеров ковша: лина режущей кромки I в м......... 0,6—0,70    1,0    1,25—1,5 1,9 оэффициент z..... 0,70—0,70    0,78    0,81—0,83 0,88 _ от соотношения р- (аг — расстояние между зубьями;    Ь± — ши-Й1 ина зуба): оотношение % и . . .    аг=Ъ1 ах = 4- 36г ах = 46,    <Zj = 56j зменение коэффициента г ....................1,2 г г 1,1 г    1,25г Из этих данных следует, что постановка зубьев на прямоуголь-ых ковшах шириной 0,6—0,75 м приводит к снижению сопротив-ения резанию до 25%. С увеличением длины режущей кромки оэффициент z увеличивается и для больших ковшей емкостью м3 и более (I ^1,8 м) постановка зубьев становится малоцеле-эобразной. Задний угол резания а должен быть не менее 5—7°. При умень-[ении угла а до 0° реакция грунта может возрасти более чем на 0%. Угол заострения зуба (3 из условий прочности обычно прини- ) Рис. 14. Зависимость коэффициента ц от длины горизонтальной режущей кромки ковша I
от влажнопоказана
(О грунтов 16.
основанное
мают равным 25й. Тогда минимальный угол резания 6 — 30-4--s- 32°. Разработка грунта ковшами с зубьями производится при углах резания 25—55°. Исследования показывают, что сопротивление грунта резанию возрастает не менее чем на 1,596 на каждый градус увеличения угла резания. Формулы (7) и (8) соответствуют затуплению режущих кромок с г = 3 мм. Зависимость силы сопротивления резанию Wp и
величины сти на рис А. Н. Зелениным пред ложено аналитическое выражение для определения сопротивления резанию на положениях теории упругости. Ю. А.. Ветров провел значительную экспериментально-теоретическую работу по резанию грунтов и горных пород. Главными аргументами, влияющими на процесс резания, указывает
Ш
Рис. 15. Основные виды резания (копания) грунтов: о — отдельными зубьями; б — ковшами; I — блокированное; 11 — полусвободное; III — свободное


Ю. А. Ветров, являются, помимо размеров среза (ширина и толщина), пространственность взаимодействия режущего инструмента с грунтом, его затупление или износ и углы резания (в первую очередь угол, образуемый траекторией и передней гранью режущего клина). Пространственность процесса проявляется в разрушении грунта в пределах трапецеидальной прорези, имеющей ширину, значи- ельно превосходящую ширину ножа при блокированном резании рис. 17). Важная особенность взаимодействия ножа с грунтом заклю-гается в разном удельном сопротивлении резанию в различных гастях прорези. Такого рода закономерности процесса сохраняются в опреде-генных пределах отношения между толщиной и шириной среза. ис. 16. Зависимость сопротивления резанию Wp (Wpl —для периметра ри h — 10 см, I = 100 см и Wpll — для листа при h = 10 см, s = 1 см) величины Су для немерзлых грунтов от их весовой влажности ч> в % (по Зеленину А. Н.): —    речной песок; 2 — песок в залежи (по поверхности); 3 — песок в залежи при уда-знии от поверхности на 1 м, 4 — супесь пылеватая (рыхлая); 5 — супесь пылеватая 5гкая; в — супесь пылеватая; 7 — супесь пылеватая тяжелая; 8 — суглинок средний; —    легкая глина; 10 — тяжелый суглинок; 11 — глина; 12 — глина (каолин); 13 — юрская глина I этих пределах сила резания, касательная к траектории ножа, называется линейной функцией ширины среза и ускоренно воз-астающей функцией толщины среза (рис. 18). Затупление или износ режущего инструмента увеличивают со-ротивление грунтов резанию. Допускаемый на практике износ ызывает увеличение этого сопротивления резанию ножами и овшами со сплошной режущей кромкой на 90—200%, а экскава-эрными ковшами с зубьями — на 60—100%. Дополнительная сила сопротивления резанию от площадок из-оса и затуплений возрастает с увеличением толщины среза и е равна нулю при нулевой глубине резания (рис. 19). На силу сопротивления резанию значительно влияет угол резания. Увеличение угла резания от 40 до 60° удваивает лобовые сопротивления ножу. С другой стороны, чрезмерное уменьшение угла резания (меньше 30°) может сопровояедаться ростом сопротивления грунта (особенно при резании вдоль напластований). Поэтому с учетом всех требований оптимальные значения угла резания оказываются в пределах от 30 до 37—40°. Рис. 17. Зоны действия/вставляющих силы сопротивления7 резанию
Сила блокированного резания простым острым ножом Рр= Wp рассматривается как сила, состоящая из трех частей (см. рис. 17): 1)    силы для преодоления лобовых сопротивлений ножу    j Рсе, пропорциональной площади лобовой части и ширине^ среза и зависящей от угла резания и крепости грунта;    \ 2)    силы разрушения в боковых расширениях прорези Р^ок, пропорциональной площади их сечения, зависящей от крепости ^пп b ’ кГ/см I - ! ... <£h| Л; Ь,см Рис. 18. Характер зависимости касательной силы сопротивления резанию Wp и нормальной силы Рн от ширины Ъ и толщины h среза
15 20 h.CM Рис. 19. Дополнительные силы сопротивления резанию от площадки износа при разной толщине среза
грунта и практически не зависящей от угла резания и ширины среза; 3) силы бокового среза Рбок.ср, пропорциональной толщине среза, зависящей от крепости грунта и практически не зависящей от ширины среза, а также угла резания. Сила блокированного резания простым острым ножом Pp==Wp = Pce-\-Рбок-\-Рбок.ср-    (9) Для ноша е затупленной режущей кромкой вводится дополни-льная сила резания Р зат(пл.изн)-> пропорциональная длине реющей кромки, и формула (9) принимает вид РP = Wр = Рсв + Рбок + Рвок. су + Рзат (пл.игн)-    (10) Р Св Рсв^св’ Р бок Рбок^бок’ бок. с р Рбок. срубок, Ср, ■ Р зат (п.1. изн) ~ Р зат (пл. изн) Lзат (пл. urn)’ } Рсв> Рбот Рбок.ср' Рзат. (пл. изн) ~ Удельные сопротивления соответственно в лобовой части, боковых расширениях прорези, среза грунта боковыми ребрами ножа и на затупленной режущей кромке ножа; Fcg и Fбок — площади соответствующих зон действия сил, F„ ~ bh, F(j0K = kioJi- ctg у (k6oK—коэффициент глубины расширения части прорези, равный для резных грунтов 0,8—0,95; 7 — угол скола, соответственно равный: для песка — 40— 46°, для суглинка — 30°, для тяжелого суглинка — 40°, для глины — 36°, для замерзшей глины и мела — 30°); ^бок.ср — длина лщши среза на боковых гранях ножа, Ьбок = = 2h (1 - кбок); зат (пл.изн) ~ Длина затупленной или изношенной режущей кромки ножа, равная ширине среза b, т. е. Езат (пл, изн) Силы для преодоления лобовых сопротивлений ножу выражаем дующим образом: pce = %mcebh, Фр — коэффициент учета угла резания (табл. 15); mQfS — удельное сопротивление грунта резанию в лобовой части прорези при угле резания б = 45°, определяется экспериментально или аналитическим способом (табл. 16), Силы разрушения в боковых расширениях прорези Коэффициент <[>р для различных грунтов (по данным опытов)
Таблица 16 Значения удельного сопротивления тсв гория Грунты тсв в кГ/смЪ Весьма слабые: пески, супеси, легкие суглинки без включений, а также сыпучие и мелкокусковые материалы, не обладающие сцеплением (гравий и щебень в штабелях и т. п.) • • Слабые: суглинки без вклю чений при среднем увлажнении, легкие глины средней и повышенной влажности > 0,5—1,0 С равней крепости: плотные суглипки при малом увлажнении, тяжелые суглинки с включением гравия и гальки, гли ны средней плотности Ч • у- ■ ■ Повышенной крепости: слабые песчаники на глинистом цементе, слабые мергели и опоки, мел при повышенном увлажнении, плотная спондиловая гли на, кембрийская глина .....
Таблица 15 Угол резания | в град Пластичные глинистые грунты Слоистые грунты (резание вдоль слоев; Песчано-глинистые малопластичные грунты
Рбок === Рбокк'бок^' ctg у — 2,IVloo)Jl , где тбок — коэффициент, характеризующий удельную силу разрушения грунта в боковых частях прорези, Мбок —= Рбок^бок Ctg У. Силы бокового среза Рбок. ср ~~ Рбок. ср2Л (1 kgOK) — 2TtlgOK Cph, где тб0Кхр — коэффициент, характеризующий удельную силу бокового среза грунта одним из боковых ребер ножа. Дополнительная сила резания Р зат (пл. изн) Р св^зат (пл. изн) ^св^Цзат (пл. изн)' ■ гДе Чзат(пл.и.т) ~~ коэффициент, учитывающий износ рабочего органа, п    _ зат спл. изн> *\зат (пл.изн)    рб — 45 * Ниже приведены значения г\ват/г и Цпл,иэн/а по данным опы-| для суглинков и глин при угле резания 45°: гбина резания h в см 5 10 15 20 25 30 35 п/г........... 0,096 0,072 0,061 0,054 0,049 0,045 0,042 ,иан/а.......... 0,360 0,224 0,175 0,137 0,129 0,116 0,107 При вычислении коэффициентов радиус затупления г принимают в мм, шрину площадки а в см. Тогда формула (10) примет вид Pp = Wv=,ypmcebh + 2m6oJi2 + 2m6oKh + mcebhr\3am (пл. ивн) = = ф pmcebh + тсвЬЩпр + mcebhx\3am (пл.изн) = = Рсв    (фр Лпр “Ь Цзат (пл. изн)),    (11) т\пр ~~ коэффициент учета пространственности процесса разрушения (табл. 17). Рбок ”Г Рбок. ср ~ рб = 45° ' Таблица 17 Коэффициент т\пр для глин и суглинков (по данным опыта) пр при ширине среза в са Если резание ведется по полусводной схеме, когда расширение •рези образуется только по одну сторону ножа, то второй i6oKh2) и третий {2m6oK'Cpti) члены уравнения (И) уменьшаются юе. Удельное сопротивление резанию (удельная сила резания) к i затупленного ножа определяется по формуле 1 _ ^св (*Рр ""Ь ^пр ^зат (пл. изи)) _ Fce+ F бок _ Р св_( Фр ‘Чпр~1~ ^зат (пл. из»))    М ~    h {b + k%OKh ctg Y) Для определения силы резания и силы сопротивления резанию бходимо опытное определение т =    . Для этого измеряют у блокированного резания грунта эталонным ножом при двух значениях ширины среза (Ьх и Ь2), одинаковой глубине резания и угле резания б = 45°. Тогда тсв определяется по формуле тсв hlbt-h)’ где Р.2 и Р1 — соответствующие усилия при ширине резания Ь2 и bv Нормальная сила, действующая на нож (нормальная к траектории движения ножа, составляющая сопротивления копанию), к> Wp,    ф Р„, 1 0 0 5 Ю 15 20 /7, см    5 Ю 15 20 /}, см Рис. 20. Изменение сил сопротивления резанию Wp и Ри и удельной силы резания:
кГ си2 к= — р — ножей (по 10. А. Ветрову); 1 — незатупленный нож; 2— затупленный нож с радиусом скругления 5 мм; з — затупленный нош о площадкой износа 40 мм; 4 — затупленный нош с площадкой износа 70 мм определяется для простого острого ножа по касательной силе резания и углам резания и внешнего трения: Рн = (^се + Р бок + Рбок. ср) ctS Ф + <Pi)-    (13) Для затупленных или изношенных ножей необходимо учитывать силу, действующую на площадку износа или затупления. В этом случае нормальная сила получает выражение Рп = (рсв + Рбок + Рбоп. ср) Ctg (6 + Фх) ^ Реат (пл. изн) ctg (б1 + Ф1) - (14) где — угол между траекторией резания и площадкой износа или нижней частью поверхности грунтового нароста. Из формулы (14) следует, что для затупленного или изношенного ножа результирующая нормальная сила может иметь различные величину и направление. Влияние затупленного ножа на изменение касательной и нормальной сил сопротивления резанию и удельного сопротивления резанию показано на рис. 20. 57
Уравнениями (9) и (10) определяются так называемые средне-{симальные величины силы резания, соответствующие моменту еления элемента стружки. Эти величины служат основанием I расчета рабочего органа машины на прочность. Следует отметить, что коэффициенты <рр и тсв так же, как и рсв, гут быть определены аналитическим путем по теории предельного шовесия сыпучей среды. Определение расхода энергии на резание грунта следует основать на величинах силы резания, средних за все время процесса. I величины определяются произведением среднемаксимальных [ичин для острого режущего инструмента и коэффициента ргоемкостя резания. Коэффициент энергоемкости находится в пределах 0,5—0,6 1 замерзших глинистых и хрупких полускальных грунтов и 0—0,95 у пластичных глин. § 15. ТЕОРИЯ РЕЗАНИЯ ГРУНТОВ, БАЗИРУЮЩАЯСЯ IA ПОНЯТИИ О ПРЕДЕЛЬНОМ РАВНОВЕСИИ СЫПУЧЕЙ СРЕДЫ Рассмотренные в § 14 теории резания грунтов базируются пре-^щественно на экспериментальных данных. Ниже дается осно-[ное на понятии о предельном равновесии сыпучей среды теоре-еское обоснование процесса резания и копания грунта, позво-ощее определить сопротивление резанию при условии, что изве-ы параметры рабочего органа, режим работы и следующие овные параметры грунта: объемный вес, углы внутреннего нешнего трения и коэффициент сцепления. Кроме того, представляется возможным проанализировать шние угла резания, характера затупления рабочего органа олщины вырезаемой стружки на сопротивление резанию. Сравнительно просто решается вопрос о нормальной (вертикаль-[) и касательной (горизонтальной) составляющей сопротив-[ия резанию, а также о соотношениях между ними. Для анализа процессов резания и копания грунтов исполь-ались работы И. П. Прокофьева, С. С. Голушкевича, В. В, Соко-ского, Г. К. Клейна и др. Сопротивление грунтов резанию можно отождествить с пас-ным отпором грунта при надвигании на него подпорной стенки, пение вопроса о сопротивлении грунта резанию в большинстве чаев возможно получить в аналитической форме. Там, где литическое решение в замкнутой форме затруднительно, придется графо-аналитический метод. Сущность этого метода лючается в том, что направления поверхностей скольжения :одятся графическим методом, а окончательное решение дается налитической форме. Для отыскания поверхностей скольжения ользовалась система характеристических кругов С. С. Голуш-ича. В процессе резания прямолинейным ножом с острой режущей кромкой на элементарную площадку грани ножа АВ шириной 1 м Рис. 21. Расчетная схема для определения сопротивления резанию: а — схема; б — система характеристических кругов (рис. 21) действуют нормальная dN1 и касательная dT1 составляющие давления грунта dElt равные: О)
dN1 = o1ds\ drl\ = x1 ds, где — нормальное напряжение в Т1мг\ тх — касательное напряжение в Т/ж2. Усилие dEx, действующее на площадку ds шириной Ь, равно dN^b
Ol
b ds,
COS ф! COS ф!
dEt =
tfi = Ki (Уг2 + C ct£ Фа) — С ctg ф2. Горизонтальная (касательная) составляющая Елв,г давления на всю грань АВ определяется по формуле = Мф    = Кг р-Ц—+ Ch ctg ф2) — Ch ctg ф2 , (15) Е
АВ. г
а вертикальная (нормальная) составляющая Еав,€ по формуле Уг'г*
dz — Мф
К !
Ch
ctg1 Фа) — C7&ctg<p2j, (16)
где    уг — объемный вес грунта в Т/ма; h — толщина срезаемой стружки в м; ф2 и ф, - углы внутреннего и внешнего трения в град; С — коэффициент сцепления в Т/м2; b — ширина срезаемой стружки в м; Mi = 1 + ctg б tg фх; M2 = ctg б — tg фх; cos ср! (cos ф! -\-V sin2 q>2 — sin2 Ф1) (sin q>2 cos <pk + 1 — sin2 фа sin2 (p* )2 _ ■    cos2 <p2 (1 — sin ф2)    ’ л . о ф! 1 . sin фх фй = ^г + Ро — vr--^ arcsm -——; T 2 1 ru 2 2    sin ф2 ’ б — угол резания в град. В условиях резания горизонтальной стружки постоянной лщины ножом с острой режущей кротикой касательная сила противления резанию Wp будет равна горизонтальной составля-цей давления грунта на грань А В: Wp = Eab.z, нормальная сила сопротивления резанию (нормальная реакция унта на нож) Рн — вертикальной составляющей давления грунта: Рн = ЕАВ.в- Соотношение между нормальной и касательной силами сОпро-вления резанию для этих условий определится по формуле ^ = ^- = ctg(qi1 + 6). При отсутствии жесткой связи между рабочим органом и мапш-й сопротивление резанию определяется по формуле — Еав. г (Gp. г Еав. в) tg фх.    (17) Из уравнения (15) видно, что влияние угла резания б на гори-нтальную составляющую сопротивления резанию грунта пря-линейным ножом с острой режущей кромкой для несвязных унтов (С = 0) определяется произведением коэффициентов М1 (табл.- 18). Оптимальными углами резания (рис. 22) в этом случае будут ляться следующие углы (8опт = / (фа)): в град.................. 10-15 20 25 30 35 40 1т в град................ . 40—45 30—40 30 30 25 25 Для грунтов с достаточно большими значениями коэффициентов епления (С ^ 0,1 кГ/см2), когда становится возможным прене-ечь влиянием собственного веса вырезаемой стружки грунта, ияние угла резания определяется произведением Mr (К^ — 1) л. табл. 18), откуда следует, что для связных грунтов с любыми лами внутреннего трения с увеличением угла резания удельное противление резанию возрастает и наоборот (рис. 23). Значения коэффициентов М, (А',-1) М, (К,-!)
-------0А1 '
В тех случаях, когда приходится учитывать как коэффициент сцепления (С sc; 0,1 кГ1см2 и не равно 0), так и собственный вес грунта, влияние угла резания определяется выражением
Mi Kt (1 +    )-1
1 L 1 \ 1 2C ctg <p2 j
Сопротивление резанию грунта ножом с затупленной кромкой определяется в соответствии со следующей расчетной схемой (рис. 24).
Суммарное касательное сопротивление резанию гранью ABCD равно
WABCD = wАВ 4" Wвс + WCD,    (18)
где Wab — сопротивление резанию гранью АВ;
Wвс — сопротивление резанию гранью ВС;
Wcd — сопротивление резанию гранью CD.
При резании горизонтальной стружки постоянной толщины (h = const) эти сопротивления определяются следующим образом.
Сопротивление резанию гранью АВ:
W АВ = ЕАВ.г,
це Eab.s — касательная горизонтальная составляющая давления грунта на грань АВ,
(УгЦ
Eab.s — Мф Ki
\ 2

Chi ctg (p2j — Chi ctg ф2 Н,кгм, 30
w
не. 22. Значения M, Kl = / (6, <рг) Рис. 23. Значения Л/j (Kl — 1) = = / (S, ф2) Нормальная вертикальная составляющая давления грунта а грань АВ Cht ctg ф2) — Chi ctg ф2 ЕАв.в = М«Ь
К1
Сопротивление резанию гранью ВС Wвс = Евс. г + Евс. * tg ф2, (20)
Горизонтальная составляющая давления грунта на вертикаль-ую грань ВС равна EBc.c = MlK1?±(h*-h\) + \-К2 ^{K — hif + gvihz — hJ+Cctg^ihz — hi) — Cctg<p2(Aa —Aj), тг СОЭф! (cos фх + v"sin2 ф2— sin2 ф! ) Л 2 —-——-- .    X 1 — sin ф2 sin ф2
tg фо
— 2ро 4- ф! + arcsin рв = 90°-б; #2 — равномерно распределенная пригрузка, _МуКхЧг (^2 + ^1) . 2 (ctg 6 +ctg г|)с) ’ 'Фс = 45°—у. Нормальная вертикальная составляющая давления на Ур^нь ВС 'ВС. в '■ tg фiEbc.s- Рис. 24. Схема для определения сопротивления резанию грунта ножом с затупленной режущей кромкой: а — расчетная схема; б— система характеристических кругов; в — схема сил, действующих на гранях ВС и CD; г - схема для определения вертикальной составляющей, действующей на грань ВС Сопротивление резанию гранью CD WCD = EcD. г + tg ^EcD. в.    (21) Горизонтальная составляющая давления на грань CD Ecd. г — МХКХ {hi hi) -f-+ Ms K3 te Щ + gahb + С ctg ф2/г5) — hbC ctg ф2 Ms=i— tg ф, tg pj? v _cos ф] (cos <pi + Ksin2 ф2 — sin2 ф!) ал. $ --:----- л 1 — Sin ф2 Sin ф! ' si — 2px + Ф1 + arcsin    tg ф2
X exp
_MiK1ye (hi-l-hg) 2 (ctg 6-f ctgif>c)' Вертикальная составляющая давления на грань CD Ц Щ + gji5 + С ctg ф2/г6) — С ctg фг/^j, (23) К з
Ecd. в = — 'де
М4 = tg Pi + tg ф!. Полное вертикальное давление на нож Рн в этом случае можно шределить (принимая его направленным вниз) по формуле Ри = ЕАв.в — Евс.в — Ecd. е-    (24) При резании горизонтальной стружки постоянной толщины >та сила вместе с силой тяжести рабочего органа воспринимается ;вязями, соединяющими рабочий орган с машиной. Соотношение между нормальной и касательной силами сопротивления резанию определяется по формуле 1---«    (25) Поскольку на сопротивление резанию к наиболее существенное злияние оказывает коэффициент сцепления С грунта, то при эезании супесей и легких суглинков ножом заводского изготов-1ения, еще не бывшим в употреблении, при угле резания б ~ 30° 10ЖН0 рекомендовать следующую зависимость: 7 в кГ/см2 ...... 0,1    0,2    0,3    0,4    0,5 с в кГ/см2 ....... 0,3-0,4 0,6-0,75 0,95-1,1 1,25-1,4 1,5-1,7 § 16. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ПЛОСКИЙ ПРЯМОЙ НОЖ ПРИ РЕЗАНИИ ГРУНТА Вопрос о силах, действующих на рабочие органы землеройных дашин, связан с теорией резания грунтов и представляет большой грактический интерес, так как дает возможность конструктору троизвести расчеты на прочность и устойчивость хода рабочего эргана и самой машины. Процесс резания рабочими органами можно в большинстве ;лучаев свести к рассмотрению действия на грунт простого или косого клина. Наиболее интересным является изучение действующих^еи]1 при установившемся режиме резания и постоянной толщине стружки, а также во время заглубления и выглубления рабочего органа. Здесь возможны два случая: 1)    известны основные параметры грунта, определяющие его прочностные свойства, т. е. углы внутреннего и внешнего трения, сцепление и объемный вес; Рис. 25. Схема взаимодействия сил при работе плоского (простого) клина
2)    известно (или задается) удельное сопротивление резанию. В первом случае вопрос о силах, действующих на прямой нож с острой или затупленной режущей кромкой, решается с помощью формул (15) - (25). Второй случай рассматривается ниже. Рассмотрение действия сил'при установившемся движении следует начать с простого клина при следующих допущениях: клин абсолютно острый, трение задней грани клина о грунт отсутствует. В этих условиях на плоский клин действуют реакции грунта, собственный вес клина и реакция связи, действующая в вертикальном направлении. На плоский клин со стороны грунта действует (рис. 25) равнодействующая N нормальных сил и сила трения по рабочей грани клина. Проектируя эти силы на оси X и Z, получим Rx = Wv = N sin б + HiiV cos б; R7 = PH = N cos б — sin 6. (27)
Сила Rx — Wp определяет необходимое тяговое усилие Т и находится опытным путем или по уравнению (9). Тогда абсолютное значение равнодействующей нормальных сил определится по формуле Rг
N--
sin 6 + |Xi cos 6 sin б + Hi cos б Направление (знак) и величина силы Rz = Рн зависят от численных значений коэффициента внешнего трения и угла резания б. Так, например, при б > 45° и определенных значениях р.х происходит выталкивание клина, т. е. Rz < 0, и для обеспечения равновесия необходимо приложить еще дополнительную силу — вес клина или усилие, передаваемое через связь рабочего органа с машиной. В частном случае, когда cos б = ^ sin б, т. е. = 90° — б, имеем R, = 0. 3 Алексеева, Артемьев 65
Для определения отношения ~ делим уравнение (27) на урав-1ение (26): R, _ cosd-jjg sin б _ 1 — tg фх tg 6    , Rx sin 8+цх cos 6 tg6 + tg(pi & vyii )i ’де фх — угол внешнего трения. Если рассматривать действие сил на простой клин в действительных условиях, т. е. с учетом его затупления (рис. 26), то с силам, действующим на клин, добавятся реакции грунта на глощадку затупления и i?2. На рис. 27 показаны: х — проек-|;ия контура ME затупленного клина на линию аа и z — про- Рис. 27. Схема износа зубьев, работающих с переменным углом резания (штриховой линией показано очертание изношенного зуба)
Рис. 26. Схема взаимодействия сил при работе плоского (простого) клина с учетом его затупления кция того же контура на перпендикуляр к этой линии. Значе-ия Rj и R2 (рис. 26) найдутся из следующей схемы работы атупленного клина. Затупленный клин движется по линии аа, асаясь ее в точке М (рис. 27). Вершина Е клина разделяет сни-аемую стружку на две части, на которых нижняя при движе-ии зуба частично выдавливается вверх, а частично уплотняется вдавливается криволинейной поверхностью ME клина вниз за инию аа. Значения реакций R± и R2 можно определить по формулам R1 = k' (zb + fijzb); R2 = k'xbJr кф, ie b — ширина клина в см\ к' — предельная несущая способность грунта в кГ/см•} (табл. 19); к2 — реакция грунта в кГ на 1 см ширины клина (см. табл. 19). Следует учесть, что в этом случае на наклонную плоскость дина будет передаваться не вся сила тяги, идущая на резание, ш как часть ее будет восприниматься режущей кромкой клина. У дельное сопротивление грунта резанию к, предельная несущая способность грунта к' н реакция грунта к2 (по данным А. С. Реброва) гория грунта к в к Г/с.ч2 ft' В кГ/см2 Реакция грунта к2 в кГ на 1 см ширины клина при различных углах резания Тогда равнодействующая сил, нормальных к наклонной поверхности клина (рис. 26), будет определяться Wp~ Rx Wp — k'izb + ^xb) sin б + Hi cos 6 sin 6 + Hi c°s 6 ’ Для зубьев величина z не должна превышать 5—8 мм. Вертикальная составляющая Rz будет равна Rz — N cos б — jXiiV sin б—i?2; горизонтальная составляющая Rx = TV sin б -f- f^iV cos 6 + R{, а отношение их Rz _ iV cos 6 — Hi-W sin -Аз _ N (cos 6 — Hi sin б) — Д3 Rx N sin 8 + Hi-^ cos 6 -f- R\    Wp Силы, действующие на косой клин. Аналогичные теоретические зависимости для работы трехгранного клина с острой кромкой (плоский нож грейдера, землеройного струга, дисковый нож грейдер-элеватора и т. д.) могут быть получены, если исходить из условия, что все силы, действующие на рабочую плоскость клина, независимо от происхождения сводятся к равнодействующей N нормальных сил и силам трения f^iV. Система сил, которая может возникнуть на задней грани независимо от сил, действующих на рабочую плоскость, при этом не учитывается. Трехгранный клин получается пересечением трех взаимно перпендикулярных осей координат наклонной плоскостью (рис. 28), Положение косо поставленного ножа во время резания определяют угол б установки рабочего органа в вертикальной плоскости 67
угол ф установки рабочего органа в плане к направлению вижения. По теории клина частица грунта поднимается на нож не о нормальному направлению к лезвию, а под углом 90° — ^ к оси На рабочей плоскости клина линия действия сил трения nxN бразует с нормалью к лезвию угол со. не. 28. Схема взаимодействия сил Рис. 29. Схема для определения при работе косого клина    отношения сил Из геометрических соотношений следует, что cos % = sin б sin ф; ctg со = cos б tg ф. Составляющую Rx по оси X, которая определяет необходимое [я движения клина усилие, получим, проектируя силы N jijiV на ось X: RX = N cos г|)£ jijTV sin Нормальные и касательные реактивные сопротивления в плос-сти резания, т. е. усилия, действующие нормально к режущей юмке и вдоль нее, могут быть определены проектированием л N и на эти направления: iV] —N sin б + cos б cos со; F-l — \ixN sin со. Переход к реактивным сопротивлениям по координатным осям и У к плоскости XOY может быть сделан согласно геометри-гкой схеме, показанной на рис. 29, откуда следует, что Д„ = Д*^(Р' + Ф), з значение угла |3' может быть найдено по формуле . q г    sin 8 I ,    р ctg р = =-:--ц ctg (О COS о. FI цх sin со 1 & Вертикальная составляющая Rz определяется из уравнения проекций сил на ось Z: Rz = N cos б — |VV sin б cos а». Используя полученные значения Rx, Ry, Rz, находим arcct^ 1)^177^ + cos2 & Ф j + Ф ^r=ctg
(28)
Rz _cos б—(Лх sin 6 cos со    . Rx ~ cos\|)x + Hisinifi *    3 Для граничных углов, определяющих клин, т. е. когда б = 90° (работа косого штампа) и ф = 90° (лобовое резание), соотношения между составляющими реакции грунта принимают следующий вид: 6 = 90°, тогда © = 90° и д- = сЬ§(ф + ф1),- Ф = 90°, тогда (о = 0° и J|- = ctg(6 + q>i). Для невращающегося дискового ножа грейдер-элеватора (если пренебречь влиянием кривизны ^-«=(0) выведенные зависимости для составляющих реактивного сопротивления грунта будут такими же. При работе с затупленными ножами необходимо по аналогии с предыдущим случаем учесть дополнительную реакцию грунта, направленную вверх. Для косого клина с учетом угла захвата ф эта реакция R2 найдется из выражения R2 = (k'y + k2) bsimp. Равнодействующая сил, нормальных к наклонной плоскости косого клина с учетом силы Rx (рис. 26), может быть определена по формуле Rx — .Rising) Wp — /^sincp COS    Sin^! COS    sin'll)! Тогда II отношение
RZ = N cos 6 — frJV sin 6 cos со —Rs Rz _ N cos 6 — sin 6 cos со — _ Rx N cos фх + jiiA7 sin % -j- ifx sin ф ~~ _ N cos 6 — HiN sin 6 cos со — R2 ~    Wp    • Расчетные соотношения RJRX и Ry!Bx для некоторых углов 1ри ф = 45° (по данным М. И. Эстрина) применительно к диско-}ому ножу грейдер-элеватора Д-192 приведены ниже: Значения независимых переменных: уголбвграЗ .... 47 58 62 47 58 62 47 58 62 коэффициент трения fj,x............0,3    0,5    0,7 Соотношения: RZIRX....... 0,723 0,471 0,415 0,505 0,320 0,277 0,413 0,206 0,177 RVIRX....... 0,598 0,567 0,556 0,381 0,374 0,327 0,271 0,232 0,231 Эти же соотношения для плоского ножа приведены в табл 20. Таблица 20 Соотношения j, ~ и для системы прямых пошей (по данным 3. Е. Гарбузова) При ширине стружки Показатели При уплотнении . . . При сдвиге...... По эксперименталь ным данным....... Для определения числовых значений сил Ry и Rz при расчете >абочего органа на прочность и устойчивость хода принимается юэффициент трения ^,1; равный 0,5. Опыты на грунтах II категории показали, что при лобовом юзании (ф = 90°) боковая составляющая Ry практически равна [улю. Оптимальными по энергоемкости углами установки дисковых южей являются углы ф = 40 ч- 50° и б — 40 ч- 50°. Для плоских ножей на грунтах II категории было получено тношение ~ = 0,330 ч- 0,668. Из табл. 20 следует, что для машин с системой прямых ножей струг Д-264) вертикальная составляющая резания не превосходит 5% тягового усилия, а горизонтальная составляющая по оси Определение соотношений между Rx, Ry, Rz производилось ри условии, что известно нормальное давление N на наклонную лоскость клина (рабочего органа). Рекомендуется принимать а горизонтальную составляющую Rx сопротивление резанию, пределяемое опытным путем или по эмпирическим уравнелиям. 'огда не представит особых затруднений определение абсолютных начений составляющих Rz, Ry и нормального давления N. Для различных землеройных машин нормальное давление на наклонную плоскость, а следовательно, и составляющие Rx, Ry и Rz будут определяться не только усилиями резания грунта, ряд побочных сопротивлений, возникающих при работе этих машин, в особенности скрепера, будет влиять на эти величины. Процесс выглубления рабочего органа можно рассматривать в одном из двух положений: при неподвижной машине или во время движения машины. В первом случае процесс выглубления можно рассматривать по схеме на рис. 30.
Рис. 30. Схема сил, действующих на рабочий орган при его выглублении На рабочий орган действуют: вес рабочего органа G, вес грунта 6гг, лежащего на рабочем органе, и сопротивление сдвигу Q по поверхности тт-^пщ. Тогда усилие Р, необходимое для выглубления рабочего органа, будет равно P — G-\-Ga-{-Q, при этом G и Gs определяют исходя из размеров рабочего органа и размеров вырезаемой стружки; где F — bh — поверхность, по которой происходит сдвиг (условно принимается, что сдвиг происходит по вертикальной стенке, проходящей через острие ножа); С — сцепление грунта при сдвиге в кГ/см2, (табл. 5 и 6). Процесс выглубления рабочего органа движущейся машины можно рассматривать по схеме на рис. 30. На рабочий орган так же, как и в предыдущем случае, действуют: вес рабочего органа G, вес грунта Ga, расположенного на рабочем органе, сопротивление грунта сдвигу Q по поверхности шт^пп^. Усилие Р, необходимое для выглубления рабочего органа, будет равно P = G + GS + Q, где G и Gs определяют, как и в предыдущем случае; Q = VlJ + CF,    (29) T — сила тяги, приложенная к рабочему органу; |Л2 — коэффициент внутреннего трения грунта. § 17. КОПАНИЕ ГРУНТА ЭКСКАВАТОРАМИ Понятие копания грунта является более широким, чем понятие )езания грунта. В связи с этим касательная сила сопротивления сопанию грунта Р01 (преимущественно экскаваторами) рассмат-швается Н. Г. Домбровским как сумма трех сил: Poi = Pp + Pm + Pn>    (30) де Рр — сопротивление грунта резанию; Рт — сопротивление трению рабочего органа о грунт; Рп — сопротивление перемещению призмы волочения и движению грунта в ковше. Величины, составляющие силу сопротивления копанию, измелются для различных типов грунторазрабатывающих органов. В более развернутом виде формула (30) может быть написана ак: P0i—kbh-Jrii1N1-[-s(l-\-qnp)qkH,    (31) де к — удельное сопротивление резанию в кПсм1; b и h — соЬтветственно ширина и толщина срезаемого пласта грунта в см; fijL — коэффициент трения ковша о грунт; Nx — давление ковша на грунт в кГ; Чпр — объем призмы волочения, выраженный в частях емкости ковша q; е — коэффициент сопротивления наполнению ковша и перемещению призмы волочения; кн — коэффициент наполнения ковша (отношение объема разрыхленного грунта в ковше к геометрическому объему ковша). Приняв за основу второй член уравнения (5), Н. Г. Домбров-кий предложил для расчета суммарного касательного усилия опания уравнение Poi~kibh = k1F,    (32) з,е кх — удельная сила копания, которая включает в себя не только сопротивление резанию, но и все другие сопротивления (трение ковша о забой, сопротивление грунта при его продвижении в ковше и др.), определяется экспериментально применительно к рабочему органу землеройной машины. Значения к и кх для экскаваторов и скреперов приведены в хбл. 21. Меньшие значения к и кг относятся к грунтам мягким 1ри влажности, обусловливающей меньшее сопротивление копа-ншо), большие к крепким (с влажностью, при которой большинство связных грунтов имеют наибольшее сопротивление копанию). Таблица 21 Удельное сопротивление резанию к и копанию /'L экскаваторами Грунты Удельное сопротивление резанию к в кГ(см2 Удельное сот копанию h Экскаваторы одноковшовые 1ротивление в кГ/см2 Экскаваторы многоковшовые Лопата Драглайн Струг цепные поперечного копания роторные траншейные j Песок, супесь Суглинок без включении Суглинок плотный, глина средняя Суглинок крепкий со щебнем или галь кой, глина крепкая и очень крепкая влажная Эти значения кг учитывают сопротивления резанию, все внешние и внутренние силы трения, возникающие при работе и наполнении ковша, а также влияние характерного для машин данного типа наклона траектории ковша к горизонту. Они относятся к моменту, соответствующему предельно возможному заполнению ковша при максимально возможных сечениях стружки, и к полусвободному копанию (рис. 15) при соотношении ~ ^ 0,15 -ь 0,33 (толщине стружки h не менее 20 см и ширине b не менее 40 см). При расширении этих пределов до ~ = 0,05-ь0,5 значение kv указанное в табл. 21, увеличивается в среднем на 20—25%. Значения по табл. 21 также отвечают нормальному износу и обычной конструкции ковшовых рабочих органов, снабженных зубьями по передней кромке, имеющей форму прямолинейную или закругленную по радиусу, не меньшему ширины ковша. Нормальным износом считается затупление, радиус которого порядка 2—3 мм для самых малых емкостей (0,1 м3) и 7—10 мм для самых больших емкостей (50—100 м3) или при котором угол заострения от износа увеличивается не более чем на одну треть, независимо от емкости ковша. Поскольку результирующее сопротивление копанию Р0направ-5но под некоторым углом к траектории ковша (рис. 31), Н. Г. Домбровским предложена формула, позволяющая определять нормальную составляющую сопротивления копанию Р02 как функцию каса Геометрические па-клиновидной части органа и обычная ема действия на нее внешних сил метры бочего
тельной составляющей Р 01*
Р 02 = 'Ф^> 01>
где г|5 — коэффициент, зависящий от режима копания (соотношения скоростей копания и додачи), угла копания, а также от износа (затупления) режущей кромки.
При обычных для экскаватора условиях копания сила Рп
направлена Рр2 Рл пределах:
со стороны забоя, а значения ip = колеблются в широких 1)з = 0,1 -j- 0,45. Большие значения принимаются для более тонких стружек, [тенсивного заглубления и затупленного рабочего органа. Значе-[я т)з для ковша драглайна в зави-мости от угла откоса а0 (наклона аектории) приведены на рис. 32. Рис. 32. Максимальные коэффициент ijj и силы сопротивлений Р01 и Р03 для ковшей драглайна
Таким образом, расчет составляю-нх усилия копания грунта ковшом скаватора практически сводится к ределению kt и яр. Зависимость к± = / (h) по разным следованиям имеет близкий, но не-олько различный характер с неиз-нным возрастанием кг в зоне тон-х стружек. Н. Г. Домбровский предлагает я учета влияния толщины струж-менее 20 см определять расчет-е сопротивление копанию кг по рмуле с использованием данных 5л. 21 по одноковшовым и ротор-гм экскаваторам: кх = &1 + у, ! А — коэффициент (табл.21). Для траншейных экскаваторов и толщине стружки меньше 5 см следует пользоваться этой же рмулой с подстановкой значения Ах (табл. 21) вместо значения А. Нормальная толщина стружки h Емкость ковша в м3 Ь в см Емкость ковша в м‘ Ь в см 2h 4 ь bh Влияние емкости ковша на сопротивление копанию. При изменении емкости ковша изменяются параметры стружки (Ъ и h) и толщина режущих кромок d.    , ки кГ/см Н. Г. Домбровский считает, что при данной емкости ковша в среднем для стружек нормальной толщины изменения этих параметров пропорциональны корню кубическому из Рис. 33. Влияние толщины стружки k и толщины режущей кромки ковша на сопротивление копанию к. Кривые 1, 2, 3, 4 и 5 относятся к режущим кромкам толщиной соответственно 55, 45, 30, 22 и 7,5 мм; I—IV — категории грунта
емкости ковша (Гд), так как все они представляют линейные величины, зависящие от емкости. При увеличении емкости ковша от 0,25 до 15 м3, стружках нормальной толщины(табл. и
22) и работе в грунтах средней крепости и крепких грунтах сопротивление копанию падает на 12-16%. Увеличение толщины режущей кромки d при обычных для одноковшовых и траншейных экскаваторов отношениях h _ — > 5 ведет к незначительному увеличению сопротивления копанию. Так, при увеличении d в 7 раз удельное сопротивление копанию возрастает всего на Ю—30% в зависимости от грунта (рис. 33). Однако в области тонких влияние режущей кромки резко возрастает. Большое влияние на усилие копания оказывает наклон траек-)рии рабочего органа при движении его сверху вниз. В этом iyiae имеем, например, для суглинка и рыхлой глины следующие •отношения: гол наклона траектории в град.............. 30 40 55 гажение усилия копания в %............... 10 30 60—70 Уменьшение угла копания д от 50 до 20° и угла заострения ;жущей кромки или зубьев § от 45 до 15° при заднем угле копания ^ 5° в легких грунтах и а ^ 8° в крепких грунтах влечет собой уменьшение до 5% в легких грунтах и до 15% в крепких,
з соображений износа угол заострения кромки и зубьев (3 не гедует назначать меньше 20—22° для влажных пластичных грунтов и менее 22—25° для тяжелых каменистых. Задний угол а должен быть не менее 3—7°. Тогда минимальный угол резания б = р + а = 28-ь 30°. Разработка грунта ковшами с зубьями производится при углах резания 6 = 25 -*■ 55°. с. 34. Схема к определению параметров зуба
Острые зубья на прямоугольной режущей кромке уменьшают общее соп-тивление копанию на б—15%, а сопротивление резанию на —25%. Они позволяют увеличить сосредоточенную нагрузку единицу длины режущей кромки в 2—2,5 раза по сравне-ю с нагрузкой на прямоугольную кромку и предохраняют от носа стенки ковша. Установка зубьев на полукруглой режущей кромке, выступа-цей вперед, увеличивает сопротивление копанию. При работе [алосвязных грунтах зубья увеличивают сопротивление копанию. Нормальная длина зуба определяется по формуле (рис. 34) sin    aj Расстояние а не должно быть больше 40—50% толщины >ужки. Ширина зуба Ьг выбирается минимальной по условиям прочли так, чтобы нагрузка на 1 см длины его кромки не превосхо-та 700 кГ, что отвечает расстоянию между зубьями, равному !—1,25 ширины зуба. А. С. Ребров рекомендует определять касательную к траек->ии движения составляющую реакции грунта при резании стружек толщиной h, равной от х/5 до 1/, ширины ковша, по следующему уравнению (для ковшей прямых и обратных лопат): P01 = kbh(0,7-\-0,0158)-\-к'(гпа + ^упа),    (34) где    Ъ — ширина ковша в см; h — толщина стружки в см; кик' — среднее удельное сопротивление грунта резанию в кПсм2 и средняя предельная несущая способность грунта в кГ/см2, приводимые в табл. 21 для грунтов различных категорий; п — число зубьев у ковша; а — ширина зуба в см) z и у — проекции линии износа зубьев (см. рис. 27) на вертикальную и горизонтальную оси в см; (ij — коэффициент трения стали о грунт, jxx = tg tpx. В формуле (34) учтено трение на задней грани зубьев. § 18. КОСОЕ РЕЗАНИЕ И КОПАНИЕ ГРУНТА По принципу косого клина устроены рабочие органы грейдера, поворотного бульдозера, грейдер-элеватора. В данном случае процесс резания сопровождается перемещением грунта вдоль рабочего органа. Теория работы косого и прямого клина разработана акад. В. П. Горячкиным.
Косой трехгранный клин (рис. 35), который получается пересечением трех взаимно перпендикулярных осей координат наклонной плоскостью, можно рассматривать как клин, состоящий из трех простых клиньев, выполняющих следующие функции. Клин, расположенный в плоскости ZOX с углом наклона б', поднимает пласт; клин, расположенный в плоскости YOZ с углом наклона 0, поворачивает пласт; клин с углом ф, расположенный в плосокости XOY, подрезает и отодвигает его в сторону. На основании теоретического анализа процесса резания косым клином акад. В. П. Горячкин пришел к выводу, что перемещение косо поставленного клина требует меньше усилий, чем простого клина, если учитывать и трение, появляющееся на рабочей поверхности. Экспериментальные материалы подтверждают справедливость такого вывода. В частности, на рис. 36 графически показана зависимость удельного сопротивления резанию к от угла захвата ср по данным И. А. Недорезова. С приближением угла захвата <р к нулю значения к начинают зко возрастать, так как при ср = 0 нош превращается в элементарный профиль большой длины. Им проведены дополнительные экспериментальные исследования при следующих исходных данных: ф = 30 90°; h — 2 -f- 15 см; В = 1,5 м; с. 36. Зависимость удельного соп-'ивления резанию к от угла захвата при резании ножом без отвала)
6 = 40°; грунт — суглинок. Эксперименты показали, что в диапазоне исследуемых глубин все зависимости тяговых усилий W являются замедлен--возрастающими по мере увеличения угла захвата ф и могут ть выражены функцией вида Wp = Ah*, п = 0,6; А = 362 при ф = 60; 75; 90°; А =307 при ф = 45°; А =285 при ф = 30е. Удельные сопротивления к (в кГ/см2) с увеличением глубины ?ания снижаются и могут быть выражены зависимостью т = — 0,4; 5 = 2,4 при ф = 60, 75, 90°; В = 2,0 при ф = 45°; 2? = 1,9 при ф=30°. Таким образом, уменьшая угол захвата, по данным И. А. Недо-:ова, можно снизить к на 20—30% по сравнению с лобовым реза- Исследования, проведенные Д. И. Федоровым с ковшами (глайна, производящими косое резание благодаря режущей >мке, выпуклой в плане и изогнутой по радиусу в поперечном ении, показали снижение усилия резания грунта в 1,2—1,3 раза. Аналитическое определение сопротивления резанию грунта ножом с криволинейной острой режущей кромкой делается I следующих допущениях: угол резания б остается постоянным по всей поверхности ножа; режущая кромка очерчена по параболе; основными параметрами, определяннцими очертание ножа, являются ширина ре- ^--гь, -~| у зания 2Ьх = Ъ и толщина вырезаемой стружки h (рис. Рис. 37. Схема для определения сопротивления резанию грунта ножом с криволинейной острой режущей кромкой
По аналогии с предыдущими случаями суммирование усилий проводим по осям Z и Y. При резании горизонтальной стружки постоянной толщины (h = const), когда вертикальная реакция Рн и вес ножа через связи передаются на ходовую часть машины, сила сопротивления резанию W равна Wp — ES = M1 J dy J — ь,    о o1dz = 1)
= |-MJib [^Kiysh + C ctg ф2(^ (35)
Вертикальная реакция грунта на нож Рн (вертикальная составляющая сопротивления резанию) равна jj dy \jaldz = -ь, о Р=Е. = М»
KilJi + C ctg ф2 (^i — 1)]- (36)
Соотношение между вертикальной и горизонтальной составляющими сопротивления резанию % для рассматриваемого случая определяется по формуле X = ^ = ctg(?1 + 6). Ковши с полукруглой выступающей режущей кромкой (ковш Д. И. Федорова), имея сравнительно тонкую режущую кромку, не требуют установки зубьев даже при работе на плотных грунтах. Их применение при благоприятных условиях может снизить сопротивление копанию в 1,4—1,5 раза по сравнению с ковшами обычной конструкции. Ю. А. Ветров в тех же целях предлагает для одноковшовых экскаваторов режущую кромку, выступающую вперед треугольником с общим зубом в его вершине, а для роторных экскаваторов с двумя зубьями. При копании грунта косо поставленным отвалом (автогрейдеры, (воротные бульдозеры) большое значение имеет скорость пере-:щения грунта в сторону, повышение которой ведет к уменьшено размеров призмы волочения, передвигаемой отвалом. Перемещение грунта с одновременным вырезанием происходит [тенсивнее, чем чистое перемещение. Наиболее эффективно перемещает грунт в сторону профиль, сказанный на рис. 38, а, при угле резания 40°, а наименее эффек-вно — профиль, изображенный на рис. 38, в. Из этого следует, что поворотные отвалы автогрейдеров и буль-зеров желательно изготовлять с постоянным радиусом кривизны, поперечные отвалы неуниверсальных бульдозеров — с перемен- м радиусом кривизны при большей кривизне внизу, как обдающие наибольшей накапливающей способностью. Полученные из опытов закономерности изменения суммарного 1ротивления копанию отвалами с профилями, изображенными рис. 38, а и б, в пересчете на удельное, т. е. отнесенное к единице ощади сечения стружки, графически показаны на рис. 39. Максимальный эффект достигается при угле резания порядка \ Оптимальный угол захвата <ропт при постоянном угле резания, при разных формах отвала, изменяется незначительно и зависит удельного сопротивления резанию. На рис. 40 построены зависимости изменения оптимального ia захвата фопт от величины кг, полученные И. А. Недорезовым. Так как автогрейдеры эксплуатируются на грунтах с удельным фотивлением копанию до 2,5 кГ/см2, можно считать, что угол т колеблется в диапазоне 28—38°. Энергетически наиболее выгодно вырезать грунт с одновремен-и перемещением его при фопт » 35° независимо от характера гнта. При перемещении грунта в сторону косо поставленным отвалом вырезания существует свой оптимальный угол захвата фопт. Величина этого угла, которая обозначает предел установки ножа и ниже которого вовсе не рекомендуется работать, может быть найдена по формуле tg<P = j/~T к,/Г/см2 сопротивления копанию от угла захвата: 1 — профиль (рис. 38, а) при угле резания б = 40°; 2 — профиль (рис. 38, б) при в = 40°; 3 — профиль (рис. 38, а) при 6=60°; 4 — профиль (рис. 38, б) при 6 = 60°; 5 — профиль (рис. 38, в) при 6 = 60°
толт Рис. 40. Зависимость оптимального угла захвата от удельного сопротивления копанию: ) и 3 — профиль по рис. 38, а; 2 и 4 — профиль по рис. 38, б; 5 — профиль по рис, 38, в. где т — коэффициент, зависящий от характера грунта,

jn2 — коэффициент внутреннего трения грунта; jij — коэффициент трения грунта о сталь. В зависимости от грунта <ропт — 35 -*■ 48°. § 19. ВЛИЯНИЕ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ РАБОЧЕГО ОРГАНА НА СОПРОТИВЛЕНИЕ РЕЗАНИЮ И КОПАНИЮ ГРУНТА Вопрос о влиянии скорости рабочего органа на возникающие сопротивления остается еще недостаточно изученным. Вместе с тем считается общепризнанным, что сопротивление резанию с увеличением скорости резания должно возрастать: во-первых, из-за необходимости расходовать энергию на отбрасывание вырезаемого грунта и, во-вторых, за счет тою, что при быстром нарастании внешней нагрузки деформации в грунте отстают от задаваемых нагрузок, происходит уменьшение величин деформаций, т. е. будет наблюдаться как бы повышение временного сопротивления грунта. Как показывают опыты, увеличение сопротивления грунта занию от действия физических факторов соизмеримо и даже евосходит увеличение от затрат энергии на сообщение движения 5расываемому грунту. Опыты, проведенные в 1956 г. А. И. Сургучевым, показали, что зльное сопротивление грунта резанию возрастает с увеличением эрости резания и угла резания 6. О    2    if    6    8    ТО V, м/сен Рис. 41. Влияние скорости рабочего органа v на сопротивление резанию и копанию по данным различных исследователей: 1 — сопротивление резанию для песка (по И. Ратье) и супеси (по А. Н. Зеленину); 2 — сопротивление копанию при работе экскаватора в суглинке (по Н. Г. Домбровскому); з — то же для супеси при работе фрезерных машин (по А. Д. Далину); 4 — то же для крепкого суглинка (но Ю. А. Ветрову); 5 — то же для глины (по 10. А. Ветрову и А. И. Дионисьеву); б — то же для мерзлого угля (по Ю. А. Ветрову); 7 — то же для суглинка (по П. И. Клиопе); 8 — то же для суглинка при угле резания 55° (по П. И. Клиопе); 9 и 10 — то же при разрезающем ноже; 11 и 12 — то же для серо-зеленой мергелистой глины (по Ю. А. Ветрову); 13, 14 и 15 — то же для суглинка (по И. П. Сургучеву) при угле резания 20, 30 и 35°; 16 — для суглинка (по Н. Д. Устинкину) Для практического определения влияния скорости на силу реза-я Ю. А. Ветровым предложена формула Pv = КРр + ! Рр — сила резания при скорости рабочего органа, близкой к нулю; kv — опытный коэффициент учета влияния физических факторов резания; м/сек...... 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 .......... 1,0 1,04 1,05 1,08 1,1 1,15 1,19 1,24 1,3 1,7 AРкин — дополнительная сила резания для сообщения движения отбрасываемым кускам грунта: Л п    sin 6 COS 0 g ' sin (6 + 0)’ F — площадь среза; уг — объемный вес грунта; v — скорость резания; б — “угол резания; 0 — jkon между траекторией ножа и направлением дви- ______х    женин отбрасываемых кусков грунта; [J g — ускорение свободного падения. II. Г. Домбровский считает, что увеличение скорости от 1 до 7 м/сек при б = 40° вызывает рост сопротивления резанию на 28%, а при б = 55° — на 78%. Он полагает, что при б = 22 -н 35° и рациональной форме режущей кромки ковша увеличение сопротивления грунта при скорости резания 5—6 м/сек будет не более 10-15%..    х На рис. 41 показано влияние скорости рабочего органа на сопротивление резанию и копанию по данным различных исследователей. Влияние вибрирования на сопротивление копанию еще недостаточно изучено. При определенных соотношениях параметров виброударного действия следует ожидать снижения сопротивления копанию не только в малосвязных грунтах, где этот эффект может быть наиболее существенным, но и в тяжелых скальных и мерзлых грунтах. Применение виброударного действия в вязких глинистых грунтах будет, видимо, малоэффективным. § 20. РЕЗАНИЕ МЕРЗЛЫХ ГРУНТОВ Наибольшее применение в практике строительства имеет механический способ разрушения мерзлых грунтов. Им разрабатывается свыше 75% мерзлоты. Определяющими показателями при непрерывном процессе разрушения мерзлых грунтов являются: для резания — удельное сопротивление резанию к = кГ/см2; для ударного разрушения — удельная энергоемкость Е квт-ч/м3 (или кГ-м/м3), т. е. количество энергии, идущей на разрушение (отделение от массива) 1 м3 грунта. Усредненная энергоемкость разрушения 1 м3 мерзлого грунта методом резания (ширина резца 3 см, угол резания 90°) составляет 1,5 • 10е кГ-м/м3, или 4—6 квт-ч/м3. Теоретическому и экспериментальному исследованию рабочих органов для резания мерзлых грунтов посвящены работы А. Н. Зеленина, Ю. А. Ветрова, М. И. Гальперина, В. Д. Абезгауза, А. Ф. Николаева и др. A. H. Зеленин предлагает разделять мерзлые грунты (супеси, у'глинки и глины) на следующие четыре категории по их сопро-лзляемости резанию: атегория грунта .......... V    VI    VII    VIII исло ударов Су........... 35—70 70—140 140—280 280—550 Наиболее часто встречаются грунты первых трех категорий — V по VII и редко VIII категории. Исследования показали, что на величину усилия резания шяет характер резания, прочность разрабатываемого грунта, 1змеры стружки и угол резания рабочего органа. Сила сопротивления резанию мерзлых грунтов Wv элементар-лми режущими профилями (шириной 1—10 см) может быть опре-шена по формуле А. Н. Зеленина Wp = Cy>(l + 0,55fc) (l—i°^)p *Л    (37) ;е Су — число ударов ударника ДорНИИ с площадью штампа 1 см2; h — глубина резания в см\ Ъ — ширина резания в см\ б — угол резания рабочего органа в град; р. — коэффициент, учитывающий характер разработки грунта: для свободного резания р = 0,5 -г- 0,55; для полусвободного резания р, = 0,7 ч- 0,75; для несвободного резания р = 1,0. Уменьшение угла резания понижает удельные усилия резания I сравнению с усилием при б = 90°: при 6 = 60° — на 27%, >и б = 45° - на 35%, при б = 30° - на 45%. Задний угол резания, исключающий трение задней грани резца грунт, должен составлять 5—10°. Передняя (рабочая) грань зца выполняется плоской; А. Ф. Николаев рекомендует принизь следующие углы в град для резцов: передний угол................ 25—15 задний угол................. 10—15 угол заточки................. 55—60 Ниже приводится шкала сопротивляемости мерзлых грунтов занию, предложенная А. Н. Зелениным (табл. 23). Работа одного удара, соосность ударения и угол наклона сим-тричного клина к горизонту являются основными факторами, ределяющими энергоемкость процесса разрушения. Принцип разрушения мерзлого грунта падающими шар-ба-ми заключается в объемном разрушении грунта ударными на-узками. Показатели различных способов разработки мерзлых грунтов введены в табл. 24. Сопротивление мерзлых грунтов резанию Грунт ность При температуре в °С Тяжелая сунесь Сугли Глина Песок П р п м е ч а н и е. В числителе число ударов динамического плотномера (С у в знаменателе удельные сопротивления резанию (h в кГ/смг) при Ь, ранном 3 см. Таблица 24 Показатели различных способов разработки мерзлых грунтов Способ разработки Энергоемкость Трудо емкость Стоимость 1 м3 в кГ-м/м3 В КвГП'Ч/М* в чел.-днях на 1 м3 в руб. Предохранение от про мерзания ....... 0,02-0,002 0,015-0,24 Оттаивание: огневое ....... пароводяное .... электрическое . . . Ручная разработка . . Механизированный руч ной инструмент . . . 6,5 • 106 Буро-взрывной инстру мент ......... 5,1 • 10s Механические способы: резание....... 0,003—0,09 УДар • ....... 0,005—0,05 вибрация ...... 0,044-0.08 ударный отрыв . . ДВИГАТЕЛИ И ТРАНСМИССИИ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ § 21. ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ В настоящее время на подавляющем большинстве машин для ляных работ преимущественное распространение получили гатели внутреннего сгорания. Электрические двигатели иногда анавливают на одноковшовых строительных экскаваторах ia землеройно-транспортных машинах с дизель-электрическим гводом. Режимы нагрузки двигателей машин для земляных работ явля-•,я неустановившимися и носят переменный характер. Колеба-! нагрузки происходит непрерывно в течение всего периода ючего цикла. Наибольшее значение имеет колебание нагрузки на коленча-: валу двигателей одноковшовых экскаваторов скреперов и [ьдозеров. У двигателей автогрейдеров колебание нагрузки колько меньше. Двигатель грейдер-элеватора работает при нагрузках, близких остоянным, хотя их колебания имеют место. При работе двигателя на неустановившихся режимах нагрузки жается его мощность, ухудшается топливная" экономичность окращается срок службы. Исследования работы двигателей на машинах для земляных ют показывают, что наиболее пригодны четырехтактные дви-ели, снабженные всережимными регуляторами. На таких машинах применяются главным образом автомобиль-} и тракторные дизели. Автомобильные дизели хорошо приспособлены к переменным шмам работы, но не могут длительное время работать на режиме ;симальной мощности. При установке их на машинах для земля-с работ из-за тяжелых условий работы рекомендуется дефор-овать их по мощности на 40—50%. При соблюдении этого усло-[ моторесурс дизеля остается примерно таким же, как и при ановке его на автомобиле. Тракторные дизели могут длительное время работать на режиме максимальной мощности и при неустановившейся нагрузке. Однако они имеютНЗольший вес и хуже приспосабливаются к переменной нагрузке. ) К двигателя>гстроительных и дорожных машин предъявляются следующие'основные требования: 1.    Двигатели должны быть оборудованы всережимными регуляторами. 2.    Степень неравномерности центробежного регулятора должна составлять 0,08—0,10. 3.    Из-за возможных перегрузок двигателя коэффициент приспособляемости должен быть не менее 1,15. 4.    Номинальная частота врёицения коленчатого вала дизеля должна составлять 1500—2500 об!мин. 5.    Долговечность (срок службы до капитального ремонта) автотракторных дизелей при установке на строительные и дорожные машины должна составлять не менее 3000—3500 ч, что соответствует 4000 ч работы на тракторах и автомобилях. 6.    Запуск дизеля должен осуществляться электростартером или пусковым двигателем с электростартерным запуском последнего. 7.    Двигатели должны быть рассчитаны на работу при продольном наклоне до 35° и поперечном наклоне до 15°. При подборе двигателей к машинам для земляных работ необходимо принимать во внимание следующие рекомендации: 1.    Двигатели к машинам для земляных работ должны подбираться с учетом режимов и условий эксплуатации. 2.    Двигатель должен быть подобран таким образом, чтобы большую часть времени цикла он работал на регуляторной ветви характеристики. Переход на безрегуляторную ветвь допускается только при преодолении временно возросших сопротивлений и должен быть по возможности непродолжительным. 3.    При подборе двигателя необходимо учитывать неустановив-шийся характер нагрузки, имея в виду, что при неустановившейся нагрузке выходные мощностные показатели и ндилучшая топливная экономичность могут быть получены при загрузке двигателя меньше номинального крутящего момента. 4.    Для дизеля, работающего на переменных режимах, величина оптимальной загрузки составляет 78% номинального крутящего . момента. 5.    При использовании абсолютных непрозрачных гидродинамических трансформаторов, которые обеспечивают работу двигателей на постоянном режиме, гидротрансформатор необходимо подбирать так, чтобы двигатель работал на номинальном режиме. Следует также отметить, что неустановившаяся нагрузка не оказывает существенного влияния на внешнюю характеристику гидродинамического трансформатора. На рис. 42 приведена скоростная характеристика дизеля регуляторной ветвью (регуляторная характеристика). Основными зависимостями этой характеристики являются е = Мр (пе) и Ge = Ge (пе), замеряемые при проведении стендо-х испытаний, а производными — Ne = Ne (пе) и ge = ge (пе). ;есь Ме — крутящий момент двигателя; пе — частота вращения ленчатого вала; Ge — часовой расход топлива двигателем; , — мощность двигателя; ge — удельный расход топлива двига-ием. Как известно, ^ = л■ с-’ г,Л- с• ч-Характерными точками регуляторной характеристики дизеля дут следующие: стота вращения: номинальная........................................................Прп минимальная...................................nemin на холостом ходу ..................................................пех при максимальном крутящем моменте двигателя....................пем |утящий момент: номинальный........................................................Ме н максимальный......................................................м [ксимальная мощность .......................Л7 совой расход топлива: минимальный на холостом ходу . ...............................^eniin при максимальной мощности......................................GeIv шимальный удельный расход топлива..............................Semin Возможность преодоления двигателем повышенных сопро-влений вращению коленчатого вала оценивается коэффициентом паса крутящего момента со, который определяется с помощью едующей зависимости: <й =-, и коэффициентом приспособляемости двигателя %, представля-цим собой отношение У дизелей, не имеющих корректора подачи топлива, % = 1,00 -н 1,05, а при наличии корректора — % = 1,1 -ь 1,2. .зница в частоте вращения коленчатого вала пех и псн определяли степенью нечувствительности регулятора ft, которая может [ть подсчитана следующим образомГ а _пех П(’Н п
В среднем для тракторных дизелей •0' — 0,08 -н 0,10. Коэффициент приспособляемости двигателя по частоте вращения Q дает представление о степени сниженния угловой скорости вращения коленчатого вада при перегрузке двигателя и находится из отношения У дизелей, снабженных всережимными регуляторами, й = = 1,3 -*■ 1,6. Рис. 42. Регуляторная характери- Рис. 43. Регуляторная характеристика дизеля в функции частоты вра- стика дизеля в функции крутящего щепия коленчатого вала    момента Регуляторные характеристики двигателя принято строить не только в функции частоты вращения коленчатого вала, но и в функции мощности двигателя или его крутящего момента (рис. 43). § 23. ТРАНСМИССИИ Режим работы двигателя определяется частотой вращения коленчатого вала и соответствующими ей крутящим моментом и мощностью. Если двигатель снабжен всережимным регулятором и работает при максимальной подаче топлива, то при прочих равных условиях частота вращения коленчатого вала будет зависеть от момента сопротивления вращению коленчатого вала. Таким образом, если передаточное число трансмиссии будет оставаться постоянным, а режим работы машины будут меняться, то это, в свою очередь, приведет к изменению частоты вращения коленчатого вала, т. е. режимов работы двигателя. Для обеспечения работы двигателя на наивыгоднейшем режиме именяются трансмиссии, которые позволяют изменять переда-шое число. Например, необходимо, чтобы машина обеспечивала нболее высокие тяговые качества при различной скорости дви-ния. Для этого следует изменять передаточное число трансмиссии {им образом, чтобы двигатель всегда работал на постоянном киме, соответствующем режиму максимальной мощности. Из числа трансмиссий, применяемых на машинах для земляных 5от, будут рассмотрены только два типа — механическая и фомеханическая, как получившие наиболее широкое примене-е. Механическая трансмиссия. Основным положительным качест-« механической трансмиссии является сравнительная простота нструкции и надежность в работе. Однако, чтобы эффективно использовать мощность двигателя я переменных тяговых или скоростных режимах работы машин, )бходимо часто переключать соответствующие ступени коробки >едач. Из-за ограниченного числа ступеней нет возможности ;тоянно рационально загружать двигатель машины. Это явля-я существенным недостатком механической трансмиссии. Чем це изменяются режимы работы машины, тем в большей степени ^являются эти недостатки. Передачи коробки передач машин для земляных работ по назна-[ию разделяются на рабочие, транспортные и ползучие. На рабо-v передачах машины работают при копании грунта или переметай его рабочими органами. Эти передачи в значительной сте-ш определяют тяговые качества, а следовательно, и эффектив-;ть работы машин при выполнении главной операции рабочего кла — копании грунта. Транспортные передачи используют при перевозке грунта I холостых пробегах машин. Транспортные передачи, как изве- о, характеризуют скоростные качества машин для земляных 5от. Ползучие передачи необходимы для работы некоторых видов (есного оборудования, агрегатируемого на машинах для земля-£ работ и колесных тягачах (например, трамбующие плиты, !раторы, фрезы, роторные снегоочистители). Скорости этих >едач весьма низкие и определяются особенностями техноло-еского процесса навесного оборудования. Рабочие и транспортные передачи машин для земляных работ [яются основными, ползучие — вспомогательными. При выполнении тягового расчета этих машин в числе прочих овных параметров устанавливаются минимальная расчетная рость ир rain на первой передаче и максимальная расчетная нспортная скорость на высшей передаче vpmax. Следовательно, общие передаточные числа трансмиссии цри-а колесного движителя, соответствующие указанным скоростям [женин iMl и iMn будут: где rc — силовои радиус колесного движителя в м; пен — номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя в об!мин. ' Напомним, что в этих формулах значения ypmin и vp гаах нужно подставлять в км/ч. Ряды передаточных чисел тяговых машин чаще всего подбираются по геометрической прогрессии: гл11 1м III    г"лт 1м1 1м II    1м(п — 1) ГДе 1 ijiin — соответственно ^общие передаточные числа трансмиссии привода колесного движителя на второй и третьей передачах; q — знаменатель геометрической прогрессии. Поскольку окружная сила колесного движителя Рк и расчетная скорость движения ир могут быть определены из выражений: р Meijv[T),w _ к    г » где Ме — крутящий момент двигателя; iM — общее передаточное число трансмиссии привода колес-' ного движителя на данной передаче; т]ж — механический к. п. д. трансмиссии привода колесного движителя, Рк11    Р-КП    °pl vp(n—l) п Р    Р    ~    г> Г к1    к(п — 1) vpII где Рк1, Рк и — окружные силы колесного движителя на первой и второй передачах (Рк1 = Рктах); Р-кп — окружная сила на высшей передаче (Ркп = = Р к min)! vpi, Vpu — расчетные скорости движения на первой и второй передачах; vpn — расчетная скорость движения на высшей передаче (Vpn — l^pmax)i п — число передач. Знаменатель геометрической прогрессии будет ~п    П.— 1 /    ' Располагая значением iMi, можно рассчитать ряд общих пере-точных чисел трансмиссии привода колесного движителя 1мП—1м1<1, III == I'M I (73>    ^ЖП:=^Л[19 \ также значения расчетных теоретических скоростей движения разных передачах: V    V    71 pmin    vpmin    mm Vpll — g ; VV HI—    > *'* 5 Vvn — vV max— ^rrl • Гидромеханическая трансмиссия. Применение гидромеханичес-х трансмиссий на машинах для земляных работ повышает их лговечность, облегчает управление и в большинстве случаев вышает производительность. Так, при наличии в трансмиссии гидродинаминического транс-рматора автоматически изменяется скорость движения в зави-мости от сопротивления на рабочем органе на тяговом режиме боты или в зависимости от сопротивления движению на транс-ртном режиме. В результате этого машина всегда работает наивыгоднейшем режиме. Указанные качества гидромеханических трансмиссий обуслов-вают целый ряд преимуществ машин для земляных работ. В настоящее время гидромеханические трансмиссии получили грокое распространение на экскаваторах, машинах для земляных бот — самоходных скреперах, колесных бульдозерах, колес-[х погрузчиках. На автогрейдерах гидромеханические трансмиссии применя-ся реже вследствие того, что они работают на более установив-[хся режимах и поэтому преимущества- гидромеханических шсмиссий проявляются в меньшей степени, чем, например, колесных тягачах. § 24. ПАРАМЕТРЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ Гидродинамическая муфта. Основными ее параметрами явля-ся: крутящий момент вала насосного колеса, к. п. д. и коэф-ц,иент проскальзывания. Крутящий момент вала насосного колеса Мн определяется уравнению Мн = Кнужп2нП1,    (38) Кн — коэффициент крутящего момента насосного колеса в м (об/мин)2’ Уж — удельный вес рабочей жидкости в кГ/м9(уж — 820 кГ/м3); пн — частота вращения вала насосного колеса в об/мин.; Dе — активный диаметр гидродинамической муфты (наибольший диаметр рабочей камеры) в м. При работе гидродинамической муфты крутящие моменты валов насосного Мн и турбинного Мт колес практически одинаковы, а трансформируется только их частота вращений. Поэтому гидродинамическая муфта является вариатором скорости, кинематическое передаточное отношение 1 которого устанавливается автоматически в зависимости от степени загрузки вала турбинного колеса. Следовательно, если Мн = Мт, то к. п. д. гидродинамической муфты т\гм, определяемый отношением снимаемой и подводимой мощностей, будет равен ее кинематическому передаточному отношению iSM, поскольку Мп
(39)
— — — I где пт и пн — частота вращения валов турбинного и насосного колес. Коэффициент проскальзывания гидродинамической муфты определяется уравнением ЮО = (1 — г\гм) 100 = (1 — iSM) 100%. (40)
Для оценки преобразующих свойств гидродинамических муфт широкое применение получили внешние безразмерные характеристики, определяемые экспериментальным путем и представляющие собой графическую зависимость коэффициента крутящего момента насосного колеса Хн и к. п. д. т]ем от кинематического передаточного отношения i гм (Рис- 44). м(од/мин)г Рис. 44. Внешняя безразмерная характеристика гидродинамической муфты
Достоинством таких характеристик является то, что они справедливы не только для одной гидродинамической муфты, но и для целого семейства геометрически подобных ей гидродинамических муфт. На основе безразмерной характеристики можно весьма просто построить внешнюю размерную характеристику конкретной гидродинамической муфты, если известен ее активный диаметр De, удельный вес рабочей жидкости уж и частота вращения насосного колеса пи. Для этого необходимо воспользоваться зависимостями внешней безразмерной характеристики Хн = Хн(ггм), г\гм = цгм {iSM) и формулами (38) и (39). Таким образом, внешняя размерная характеристика гидродинамической муфты выражает в графической юрме зависимость крутящего момента на валу турбинного коле-а Мт и к. п. д. цгм от частоты вращения вала турбинного ко-еса пт. Гидродинамический трансформатор. Основными его параметрами являются: крутящий момент вала насосного колеса, коэф-'ициент трансформации крутящего момента, кинематическое пере-аточное отношение, к. п. д. Крутящий момент вала насосного колеса Мн определяется по равнению (38), а крутящий момент вала турбинного колеса 1т — по формуле М т — ХтужУ1тГ)аг, (41)
це Хт — коэффициент крутящего момента турбинного колеса 1 пт — частота вращения вала турбинного колеса в об/мин. В связи с тем, что гидродинамический трансформатор является втоматическим преобразователем энергии, при оценке его преоб-азующих свойств пользуются коэффициентом трансформации рутящего момента кТ, определяемым из уравнения кинематическим передаточным отношением ism, равным К. п. д. гидродинамического трансформатора определяется по ормуле
(44)
Для оценки преобразующих свойств гидродинамических транс-эрматоров также нашли широкое применение внешние безраз-зрные характеристики, определяемые экспериментальным спосо->м. Последние представляются графической зависимостью коэф-щиента крутящего момента насосного колеса кн, коэффициента >ансформации кт и к. п. д. цгт от кинематического передаточного 'ношения iam (рис. 45). Внешние безразмерные характеристики гидродинамических >ансформаторов, так же как и гидродинамических муфт, явля-гся справедливыми для целого семейства геометрически подоб-лх трансформаторов. При наличии внешней безразмерной характеристики можно 'строить внешнюю размерную характеристику, которая пред-авляет собой зависимость крутящего момента вала насосного 1леса Мп, крутящего момента вала турбинного колеса Мт, 'эффициента трансформации кТ и к. п. д. х\гт от частоты вращения вала турбинного колеса пт, если известны значения уж, Dг и пт. Для этого следует воспользоваться зависимостями безразмерной характеристики кн = кн (iem), кТ = кт (iam) и формулами (38), (41), (42), (44). На рис. 46 в качестве примера показана внешняя размерная характеристика непрозрачного гидродинамического трансформатора. Автоматичность работы гидродинамического трансформатора, заключающаяся в его способности автоматически изменять в некоторых пределах крутящий момент и частоту вращения вала турбинного колеса в зависимости от внешнего сопротивления, является одним из наиболее важных достоинств гидродинамических передач. Из внешней размерной характеристики гидродинамического трансформатора видно, что крутящий момент вала насосного колеса Мн практически остается постоянным во всем диапазоне частоты вращения вала турбинного колеса пт, а Мт изменяется в широких пределах*. При увеличении внешнего сопротивления возрастает момент Мт, а частота вращения пт при этом снижается. Наибольшее значение момента Мт соответствует заторможенному состоянию вала турбинного колеса. Если внешнее сопротивление, а следовательно, и момент Мт будут снижаться, то частота вращения пт будет возрастать. Рассмотренные свойства гидродинамического трансформатора, определяемые с помощью его внешней размерной характеристики, позволяют машине с гид-юмеханической трансмиссией автоматически приспосабливаться с условиям работы. Так, например, при работе машины на тяговом режиме при юстоянной подаче топлива в двигатель возрастающее соиротив-[ение грунта копанию будет автоматически увеличивать силу тяги колесного движителя и снижать действительную скорость движения машины. При уменьшении сопротивления грунта копанию будет происходить обратное явление — сила тяги будет снижаться, а действительная скорость движения землеройно-транспортной машины возрастать. В результате этого при изменении силы тяги колесного движителя в сравнительно широком диапазоне снижение тяговой мощности, а следовательно, и теоретической производительности у машин будет значительно меньше, чем, например, у такой же машины с механической трансмиссией при прочих равных условиях. 0 0.2 0.4 0.6 0,8 1.0 1,2 пт 5ис. 46. Внешняя размерная характе-тстика непрозрачного гидродинамического трансформатора
Под нагружающими свойствами гидродинамического трансформатора принято по-шмать его способность изменять степень загрузки двигателя. Они щениваются зависимостью внешней безразмерной характеристи-ш Хн Хн (iam). У гидродинамического трансформатора, который называют шпрозрачным (рис. 45, б), изменение крутящего момента вала ’урбинного колеса М не вызывает изменения крутящего момента шла насосного колеса Мн. В этом случае Хп = const или ^*- = 0. Вследствие этого двигатель будет работать на постоянном зежиме при любой степени загрузки вала турбинного колеса. эежим работы двигателя, приводящего непрозрачный гидродина-шческий трансформатор, может быть изменен только за счет 1зменения подачи топлива. У гидродинамического трансформатора, называемого прозрач- шм (рис. 45, а), изменение крутящего момента вала турбинного {олеса Мт вызывает изменение крутящего момента вала насосного голеса Мн, а следовательно, и двигателя, В этом случае Хн ф const дкн ' п 1ЛИ    ф 0. Следует отметить, что гидродинамические трансформаторы могут иметь прямую, обратную и смешанную прозрачность. У гидродинамического трансформатора, обладающего прямой прозрачностью, с увеличением момента Мт, приводящим к снижению частоты вращения пт, момент Мн уменьшается. Из этого следует, что у гидродинамического трансформатора с прямой прозрачностью ординаты кривой внешней безразмерной характеристики кн = кн (iem) уменьшаются с увеличением передаточного отношения ism. Это условие может быть записано следующим образом: ^Ы-<0. У гидродинамических трансформаторов, обладающих обратной прозрачностью, нагружающие свойства будут другими. Увеличение Мт, приводящее к снижению пт, будет вызывать увеличение Мн. Вследствие этого у гидродинамического трансформатора с обратной прозрачностью ординаты кривой кн = кн (1гт) увеличиваются с увеличением передаточного отношения 1гт. Это условие может быть записано так: Необходимо обратить внимание, что кривые внешней безразмерной характеристики кТ = кт (tem), цеп = г]зт (iem) для гидродинамических трансформаторов с разной прозрачностью будут различны. У гидродинамических трансформаторов со смешанной прозрачностью имеются участки внешней безразмерной характеристики с различной прозрачностью: например начальный участок непрозрачный, а далее прямая прозрачность, или начальный участок с обратной прозрачностью с дальнейшим переходом в прямую прозрачность. Такие характеристики имеют комплексные гидродинамические трансформаторы (рис. 45, в). Степень прозрачности гидродинамических трансформаторов принято оценивать коэффициентом прозрачности Пе, который определяется отношением Ягнятах    //г\ г = -Т->    (45) Где max — коэффициент крутящего момента насосного колеса при работе гидродинамического трансформатора на режиме трогания, т. е. при iem — 0 и кТ = = &т max ) кНК_ 1 — коэффициент крутящего момента насосного колеса при работе гидродинамического трансформатора на режиме гидродинамической муфты, т. е. при 4 Алексеева, Артемьев 97
Гидродинамические трансформаторы, у которых Пг^ 1,6, принято относить к категории прозрачных. При Пг = 1,0 гидродинамические трансформаторы являются совершенно непрозрачными. Когда Пг = 1,0 -г- 1,2, то гидродинамический трансформатор является практически непрозрачным. Наконец, если Пе <С < 1,0, гидродинамический трансформатор обладает обратной прозрачностью, которой можно пренебречь при Пг 0,9 -г- 0,85. § 25. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С ГИДРОДИНАМИЧЕСКИМИ ПЕРЕДАЧАМИ Агрегат двигатель — гидродинамическая передача можно условно рассматривать как некоторую самостоятельную силовую установку, обладающую своими выходными параметрами. Тогда характеристики двигателя и гидродинамической передачи, взятые отдельно друг от друга, можно считать внутренними характеристиками агрегата, а результаты совместной работы двигателя и гидродинамической передачи следует оценивать выходной характеристикой. Последняя представляет собой графическую зависимость крутящего момента вала турбинного колеса Мт, мощности гидродинамической передачи Nm, часового Ge и удельного ge расхода топлива двигателем, а также к. п. д. гидродинамической передачи цгп от частоты вращения вала турбинного колеса пт. Зависимости выходной характеристики Мт = Мт (nm), Ge — — Ge (nm), У]гп = Цгп(пт) являются основными, а зависимости Nm = Nm (n.J, ge = ge (nm) — производными. Все возможные схемы соединений коленчатого вала двигателя с валом насосного колеса гидродинамической передачи можно разделить на схемы с последовательным и с параллельным включением. При компоновке гидромеханической передачи по схемам с последовательным включением гидродинамической передачи вся мощность, подводимая от двигателя к колесному движителю, передается через гидродинамическую передачу. Поэтому такие схемы соединения часто называют схемами с последовательным потоком мощности. В гидромеханических передачах, выполненных по схеме с параллельным включением, мощность двигателя к колесному движителю подводится минимум двумя или несколькими потоками, в один из которых вводится гидродинамическая передача. В связи с этим, через гидродинамическую передачу к колесному движителю передается только часть мощности двигателя, гак как ее другая часть подводится к колесному движителю через механические звенья, минуя гидродинамическую передачу. Схемы второго вида, по указанным особенностям передачи мощ-аости, принято называть схемами с параллельным потоком мощ* аости. Рассмотрим наиболее характерные структурные схемы последовательного включения в связи с тем, что они получили наиболее широкое распространение в гидромеханических трансмиссиях машин для земляных работ (рис. 47). При таких схемах соединения не всегда вся мощность, развиваемая двигателем, расходуется на привод колесного движителя. Рис. 47. Структурные схемы последовательного соединения гидродинамической передачи с двигателем: а — непосредственное соединение; 6 — соединение через промежуточный механический редуктор; е — непосредственное соединение с отбором мощности двигателя на привод вспомогательных механизмов; г — соединение через промежуточный редуктор с валом отбора мощности двигателя на привод вспомогательных механизмов; 1 —двигатель; г — гидродинамичеслий трансформатор; 3 — промежуточный механический редуктор; 4 — вспомогательные механизмы; 5 — редуктор привода вспомогательных механизмов. Стрелками обозначено направление потока мощности Часть мощности двигателя может использоваться для привода вспомогательных механизмов (рис. 47, в и г). Кроме того, в этих схемах вал двигателя и вал насосного колеса гидродинамической передачи могут соединяться непосредственно (рис. 47, в), если их параметры удовлетворяют условиям совместной работы. В том случае, когда это требование не соблюдается, между двигателем и гидродинамической передачей устанавливается промежуточный механический редуктор (рис. 47, б и г), который может быть либо повышающим, либо понижающим. Таким образом, при рассмотрении совместной работы двигателя с гидродинамической передачей необходимо для каждого конкретного случая компоновки гидромеханической трансмиссии привести характеристику двигателя к валу насосного колеса, учитывая наличие промежуточного механического редуктора и отбор мощности двигателя на привод вспомогательных механизмов машин для земляных работ. Рассмотрим способы получения регуляторной характеристики двигателя, приведенной к валу насосного колеса гидродинамической передачи для структурных схем соединения, показанных на рис. 47. При непосредственном соединении коленчатого вала двигателя с валом насосного колеса, когда нет отбора мощности двигателя (рис. 47, а), необходимо соблюдение только одного условия: за расчетную принимается эксплуатационная регуляторная характеристика двигателя. Тогда будем иметь == == ^ei    н    в — е, NH = Ne = Ne, пде пн, Мн, NH — соответственно частота вращения, крутящий момент и мощность на валу насосного колеса гидродинамической передачи; пе, М'е, N'e — соответственно частота вращения, крутящий момент и мощность двигателя, приведенные к валу насосного колеса; пе, Ме, Ne — соответственно частота вращения, крутящий момент и мощность двигателя. Если между двигателем и гидродинамической передачей остановлен промежуточный механический редуктор (рис. 47, б), i отбора мощности нет, то параметры регуляторной характеристики гвигателя можно привести к валу насосного колеса, воспользо-laBiiiMCb следующими зависимостями: пн = пе = -г—; Мн=М# = М eipT\p, NH = Ne = N ву\р, (46) де ip — передаточное число промежуточного механического редуктора; г)р — механический к. п. д. промежуточного механического редуктора. На рис. 48 показаны регуляторные характеристики двигателя, риведенные к валу насосного колеса гидродинамической передачи виде кривых М'е = М'е (п'е) и N'e = N'e (пе) с помощью выражений i6) при наличии понижающей (штриховые кривые) и. повышающей дтрих-пунктиряые кривые) передач. Для сравнения на этот же зафик нанесена регуляторная характеристика двигателя при его эпосредственном соединении с валом насосного колеса гидро-шамической передачи (сплошные кривые). Применение понижающей передачи обеспечивает увеличение эутящего момента Ме и расширение диапазона его изменения, ри этом уменьшается величина и сужается диапазон частоты >ащения вала насосного колеса гидродинамической передачи t = Когда используется повышающая передача, происходит обратное явление — уменьшается величина и диапазон изменения крутящего момента, но увеличивается частота вращения вала насосного колеса гидродинамической передачи и диапазон ее изменения. В том случае, когда имеет место отбор мощности двигателя на привод вспомогательных механизмов, а коленчатый вал двигателя соединяется непосредственно с валом насосного колеса гидродинамической передачи (рис. 47,в), приведение регуляторной характеристики двигателя к валу насосного колеса можно осуществить следующим образом. Рис. 49. Регуляторная характеристика двигателя, перестроенная с учетом отбора мощности на привод вспомогательных механизмов
Рис. 48. Регуляторная характеристика двигателя, приведенная к валу насосного колеса гидродинамической передачи. В первом приближении можно считать, что на привод вспомогательных механизмов при любой частоте вращения коленчатого вала двигателя расходуется постоянный крутящий момент Мео, следовательно, величина свободного крутящего момента Месв, т. е. момента, который может быть использован для привода колесного движителя на любом режиме работы двигателя, будет Месв = Ме-Мео.    (47) Располагая регуляторной характеристикой двигателя и применяя зависимость (47), не представляет труда построить кривую М№е — Месв (пе) (рис. 49). Свободная мощность двигателя Nece, т. е. мощность, которая может расходоваться на привод колесного движителя при различных режимах работы, определяется с помощью формулы дг Месвпе _ {Ме Мео)пе я л    //о\ есв 716,2    716,2    м    ^ где Ме, пе — крутящий момент двигателя и соответствующая ему частота вращения коленчатого вала. Значение Ме0 в каждом конкретном случае устанавливается путем проведения соответствующих расчетов. Если, например, отбор мощности двигателя осуществляется только на привод гидронасосов рулевого управления машины для земляных работ, то Мео 0,1Меи, где Мен — номинальный крутящий момент двигателя. Тогда для указанного расчетного случая формула (48) примет следующий вид: На рис. 49 кривые Меев = Месв (пе) и Nece = Nece (пе) обозначены пунктирными линиями. Таким образом, будем иметь в данном случае tiH = пе = пе] М н== М е = М Wei = Ne == 7Vece. Если наряду с отбором мощности двигателя на привод вспомогательных механизмов соединение его коленчатого вала с валом тасосного колеса гидродинамической передачи осуществляется через промежуточный редуктор (рис. 47, г), то приведение эегуляторной характеристики к валу насосного колеса можно )существить следующим образом. Применяя формулы (47) и (48), необходимо перестроить регу-тцторную характеристику двигателя с отбором мощности. После iToro остается осуществить ее приведение к валу насосного колеса, юспользовавшись зависимостями (46). § 26. ПОСТРОЕНИЕ ВЫХОДНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ СИСТЕМЫ ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ — ГИДРОДИНАМИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА Для того чтобы получить выходную характеристику, необходимо предварительно установить зависимости между соответст-ующими параметрами двигателя и гидродинамической передачи ри их работе на различных режимах. Это можно сделать только при наличии у двигателя и гидро-инамической передачи параметров, имеющих одинаковые раз-ерности. За такие параметры можно принимать коэффициент рутящего момента двигателя Хе, приведенный к валу насосного олеса, и коэффициент крутящего момента насосного колеса Хн ядродинамической передачи. Исходными данными, необходимыми для построения выходной арактеристики системы двигатель — гидродинамическая переча, будут: регуляторная характеристика двигателя (см. рис. 42), гешняя безразмерная характеристика гидродинамической первой (см. рис. 44 и 45), ее активный диаметр Ds и удельный вес *бочей жидкости уж. Коэффициент крутящего момента насосного колеса гидр один амическои передачи можно определить из уравнения X — м» .    (49) Если в это выражение подставить приведенный крутящий момент двигателя М'е и соответствующую ему частоту вращения коленчатого вала п'е, принятые по регуляторной характеристике двигателя и приведенные к валу насосного колеса гидродинамической передачи, то можно найти коэффициент крутящего момента двигателя Х'е, приведенный к валу насосного колеса, который будет равен = —3 д.    (50) Уж{пвущ При установившихся режимах работы двигателя и соединенной с ним гидродинамической передачи имеют место следующие зависимости: М'е = Мн и пе = пн. Принимая во внимание выражения (38) и (39), не трудно прийти к заключению, что обязательным условием совместной работы системы двигатель — гидродинамическая передача на установившемся режиме является равенство коэффициентов Х'е и Хн, т. е. Ag = Ан.    (51) В том случае, когда между двигателем и гидродинамической передачей нет механического редуктора и коленчатый вал двигателя и вал насосного колеса гидродинамической передачи соединяются непосредственно, то к'е = Хе. Тогда условие (51) примет следующий вид: К = К-    (51а) Все последующие расчеты, связанные с построением выходных характеристик системы двигатель — гидродинамическая передача, будем рассматривать для общего случая, описываемого условием Таким образом, если, с одной стороны, определить приведенные к валу насосного колеса параметры двигателя М'е, п'е, G'e, а с другой — параметры гидродинамической передачи iem, кт, цгт при равных значениях Х'е и Кн, то можно установить зависимости, необходимые для построения выходных характеристик системы двигатель — гидродинамическая передача при их совместной работе. Следовательно, равенство (51) является основой построения выходной характеристики системы рассматриваемым методом. Воспользуемся этим методом для построения выходных характеристик системы двигатель — гидродинамическая передача для гидромеханических передач с последовательным включением гидродинамической передачи. Гидродинамическая муфта. На регуляторной характеристике двигателя, приведенной к валу насосного колеса гидродинамической муфты, строим кривую приведенного коэффициента крутя-цего момента двигателя Хе (рис. 50, б), подсчитывая его значения ю формуле е уж «упГ Справа от нее наносим внешнюю безразмерную характеристику идродинамической муфты (рис. 50, в), при этом масштабы шкал v и Кн должны быть обязательно одинаковыми. 1. Строим основную зависимость выходной характеристики — :ривую крутящего момента вала турбинного колеса Мт в функ-ди его частоты вращения пт (рис. 50, а). с. 50. Характеристика совместной работы двигателя с гидродинамической муфтой Для этого задаемся некоторой частотой вращения коленчатого ла двигателя, приведенной к валу насосного колеса riei, и откла-ваем ее на ось абсцисс (отрезок Оах). Из точки ^восстанавливаем рпендикуляр к оси абсцисс и продолжаем его до пересечения всеми кривыми приведенной регуляторной характеристики ягателя (точки о2, а3, а4, аь). Через точки а4 и а2 проводим гори-1тали: первую до пересечения с осью ординат графика (точка а8), вторую — до пересечения с кривой Хн безразмерной характе-зтики гидродинамической муфты, причем полученную точку ай «но спроектировать на ось абсцисс. Тогда по величине отрезков j и Oarj можно определить значения Mei и i3Mi, соответствующие ;анной приведенной частоте вращения коленчатого вала дви- 6ЛЯ ftei * Воспользовавшись уравнением (39) и принимая во внимание, пп = п'е, находим частоту вращения вала турбинного колеса Wmi = Tieii3M = (Otti) (Oftj) Найденное значение nmi откладываем по оси абсцисс (рис. 50, а), а из точки ав восстанавливаем перпендикуляр до пересечения с продолжением отрезка й4а8. Тогда полученная точка а10 будет характеризовать зависимость Mmi = (remi) при заданной частоте вращения коленчатого вала двигателя, приведенного к валу насосного колеса riei. 2.    Строим основную зависимость выходной характеристики — кривую приведенного часового расхода топлива двигателем бё в функции частоты вращения вала турбинного колеса гет. Приведенный часовой расход топлива двигателем в функции частоты вращения вала турбинного колеса nmi можно найти, если через точку а3 провести горизонталь до пересечения с прямой ада10. Тогда точка ап будет определять зависимость G'e = G'e {nmi). 3.    Строим производную зависимость выходной характеристики — кривую мощности на валу турбинного колеса Nт в функции его частоты вращения пт.
Мощность на валу турбинйого колеса для данного режима работы можно найти, воспользовавшись выражением (39), из которого, поскольку М’е = Мн, следует, что
Nmi — ei.
В данном случае r\^Mi определяется отрезком а7а13, a N к — отрезком агаъ. Следовательно,
Nmi^ (a7a13) (®1а5> — а9а12-
Значение Nmi также можно найти по формуле
mi 716,2 ’
имея в виду, что Mmi и nmi определяются соответственно отрезками айа10 и Оаа.
Получив рассмотренным выше методом достаточное количество точек, строим кривые выходной характеристики системы двигатель — гидродинамическая муфта: Мт = Мт (пт); G'e = G'e (пт);
4.    Строим производную зависимость выходной характеристики — кривую приведенного удельного расхода топлива двигателем g’e в функции частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Для этой цели нужно воспользоваться выражением
е>е лт у
которое представляет собой отношение ординат G'e и Nm при одной и той же частоте вращения вала турбинного колеса.
Для заданного режима работы
, а-па» а-пЧ'
Эта кривая во избежание усложнения графика не нанесена.
В заключение заметим, что если    > AHraaXl то в случае
херегрузки гидродинамической муфты остановка вала турбинного foлеса происходит вследствие полного проскальзывания насос-шго колеса относительно турбинного. Если же имеет место обрат-гая зависимость, т. е. К max <С Awmax, то в случае перегрузки 'идродинамической муфты остановка вала турбинного колеса гроизойдет по причине заглохания двигателя.
Значение Afmmax для первого случая можно найти, если через юнец отрезка ОЬг (соответствует Кн п,ах) — точку Ьг — провести оризонталь до пересечения с кривой Х.ё, а затем через полученную очку Ъ2 провести вертикаль до пересечения с кривыми приведен-юй регуляторной характеристики двигателя и осью ординат. )трезок ОЬе будет определять минимальную приведенную частоту ращения коленчатого вала двигателя при заторможенном вале урбинного колеса или то же самое на режиме трогания. Проекти-уя точки Ь3, Ьь на соответствующие шкалы оси ординат графика овместной работы (Ь7, Ьв), можно найти максимальный крутящий :омент Мт
шах и расход топлива на режиме трогания гидродина-:ической муфты.
Когда ieM — 0, пП1 = 0, а следовательно, Nm = 0.
Прозрачный гидродинамический трансформатор. Используя режние способы, на регуляторной характеристике двигателя, риведенной к валу насосного колеса гидродинамического транс-орматора, строим кривую К (рис. 51, а). Рядом с ней (рис. 51, б), )блюдая равенство масштабов шкал Х'е и Кн, размещаем безраз-ерную характеристику гидродинамического трансформатора.
1. Строим основную зависимость выходной характеристики — ривую крутящего момента вала турбинного колеса Мт в функции ’о частоты вращения пт.
Задаемся некоторой частотой вращения коленчатого вала дви-»теля, приведенной к валу насосного колеса пе, и откладываем \ оси абсцисс (отрезок Oaj. Из точки аг восстанавливаем перпен-шуляр, продолжая его до пересечения со всеми кривыми приве-шной регуляторной характеристики двигателя (точки а2, а3,
Через точку а2 проводим горизонталь до пересечения с кривой , безразмерной характеристики гидродинамического трансфор-iTopa, а через полученную точку а6 проводим вертикаль так, обы она пересекла все кривые графика и ось абсцисс. Отрезки h и й7а8 будут определять значения ismi и kTi гидродинамического ансформатора, соответствующие режиму работы двигателя, ределенному значением приведенной частоты вращения колен-того вала двигателя n'ei.
Применяя уравнения (43) и (42), определяем пт% и Mmi, вос-льзовавшись данными графиков:
^mi    {О&7) {O&l) ^^10»
Mmi = kTiMei = (a7a8) (ага^ = Oau.
Найденные nmi и Mmi откладываем на соответствующих осях строящегося графика выходной характеристики (рис. 51, в), а затем определяем положение одной из точек а13 с координатами Mmi и nmi, через которую пройдет искомая кривая Мт — Мт (пт).
2. Строим основную зависимость выходной характеристики — кривую приведенного часового расхода топлива двигателем G'e в функции частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Для этого через точку а3 проводим горизонталь до пересечения с прямой а10а13. Полученная точка ап будет определять искомую зависимость G'e = G’e (пт).
3.    Строим основную зависимость выходной характеристики — кривую к. п. д. гидродинамического трансформатора г\гт в функции частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Через точку я9 проводим горизонталь до пересечения с прямой aio«i3- Точка а12, которая получается в результате пересечения этих двух прямых, и будет определять искомую зависимость т)гт *=
^1гт fem)'
4.    Строим производную зависимость выходной характеристики — кривую мощности на валу турбинного колеса Nm в функции его частоты вращения пт.
Методика построения этой зависимости остается такой же, как при совместной работе двигателя с гидродинамической
луфтой. Во избежание усложнения графика эта кривая не нан&-;ена.
Кривая приведенного удельного расхода топлива двигателем ) функции частоты вращения вала турбинного колеса строится ак же, как при совместной работе двигателя с гидродинамической муфтой.
Получив изложенным выше методом достаточное количество очек, строим кривые выходной характеристики системы двига-ель — гидродинамический трансформатор: Мт — Мт (nm);G'e =
— Ge (пт), цгт —- f]eTn (ит), Nт Nm (пт).
Непрозрачный гидродинамический трансформатор. Как из-естно, отличительная особенность непрозрачных гидродинами-
;С. 52. Характеристика совместной работы двигателя с непрозрачным гидродинамическим трансформатором
еких трансформаторов заключается в том, что крутящий момент ла насосного колеса практически является постоянным и не зави-г от крутящего момента вала турбинного колеса. В связи с этим игатель, соединенный с гидродинамическим трансформатором, згда работает на постоянном режиме, который можно установить едующим образом.
Прямую Ан (она параллельна оси абсцисс) безразмерной харак-жстики гидродинамического трансформатора (рис. 52, б) продолен до пересечения с кривой Х'е, нанесенной на приведенную -уляторную характеристику двигателя (рис. 52, а). Из точки а2 ускаем перпендикуляр на ось абсцисс и продолжаем его до )есечения с кривыми G'e, М'е, N'e. Отрезки аха3, аг^, ахя5 позволят 'ановить значения Ge, М’е, N'e и при работе двигателя на искомом ‘/голином режиме.
Следовательно, в данном случае для построения выходной )актеристики достаточно рассмотреть совместную работу гидро-
динамического трансформатора на переменном режиме с работой двигателя на постоянном режиме.
Задаваясь iemi (отрезок Оав на рис. 52, б) по безразмерной характеристике двигателя определяем соответствующие кт (отрезок ава7) и г]гт1 (отрезок ава8), выполнив построения, показанные на графике.
После этого, пользуясь уравнением (43), устанавливаем частоту вращения вала турбинного колеса nmi = izmi nHi = iem rie =(Oa6)X x(0«i) = 0ae, а применяя выражение (41), находим его крутящий момент.
Найденные nmi и Мш наносим на оси координат (рис. 52, в) и определяем положение точки аи, через которую должна пройти кривая искомой зависимости Мт = Мт (гст). В случае надобности можно отложить г\гт = ада10 — ава8, необходимое для построения кривой к. п. д. в функции пт, vi G'e = а9а13 = аха3\ причем необходимо отметить, что G'e на графике выходной характеристики будет выражаться прямой, параллельной оси абсцисс. Мощность устанавливаем по формуле
1и _Мтпт
а удельный расход топлива — по соотношению соответствующих ординат кривых G'e и Nm. Эти кривые на графике не показаны.
Сопоставляя полученную выходную характеристику системы с внешней характеристикой непрозрачного гидродинамического трансформатора (см. рис. 46), можно прийти к заключению, что они обе содержат зависимости Мт — Мт (пт) и г\гт = цгт (пт). Следовательно, внешняя характеристика непрозрачного гидродинамического трансформатора одновременно является выходной характеристикой рассматриваемой системы. Поэтому при ее наличии нет надобности проводить указанные построения. Если рабочие качества непрозрачного гидродинамического трансформатора заданы только в виде его безразмерной характеристики, проведение указанных расчетов и построений является необходимым.
§ 27. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Расчет основных параметров гидродинамических передач базируется на рациональном согласовании режимов работы двигателя и гидродинамической передачи, обеспечивающем наилучшие показатели их выходной характеристики.
Указанный расчет выполняется при решении двух задач:
1.    Заданы: регуляторная характеристика двигателя и безразмерная характеристика гидродинамической передачи. Необходимо определить основной параметр передачи — активный диаметр Ds.
2.    Заданы: регуляторная характеристика двигателя, безразмерная характеристика гидродинамической передачи и ее активный диаметр. Необходимо определить передаточное число механического редуктора ip, устанавливаемого между двигателем и гидродинамической передачей.
Непрозрачный гидродинамический трансформатор. Двигатель, сблокированный с непрозрачным гидродинамическим трансформа-'ором, практически всегда работает на постоянном режиме. 1оэтому при агрегатировании двигателя с непрозрачным гндро-(инамическим трансформатором с точки зрения наиболее рацио-гального использования мощности двигателя целесообразно, чтобы iH работал на режиме максимальной мощности. В этом случае
Рис. 53. Расчет основных параметров гидромеханической трансмиссии с непрозрачным гидродинамическим трансформатором
шшна, снабженная гидромеханической трансмиссией, будет обла-ть наиболее высокими как тяговыми, так и скоростными качест-ми, конечно, при условии, если правильно будут выбраны редаточные числа механической части трансмиссии.
Предположим, что необходимо определить основные параметры юектируемого гидродинамического трансформатора, при которых будет загружать двигатель на максимальную мощность. Тогда дача расчета будет заключаться в определении активного диа-тра гидродинамического трансформатора.
Для выполнения расчетов нужно располагать регуляторной рактеристикой двигателя, представленной в функции частоты ащения коленчатого вала (см. рис. 42), и безразмерной харак-)истикой проектируемого гидродинамического трансформатора [. рис. 45, б).
Рассмотрим порядок расчета.
1. Регуляторную характеристику двигателя необходимо пере-юить с учетом отбора мощности на привод вспомогательных
механизмов (см. § 25), если в этом есть необходимость (рис. 53).
2. Находим номинальный свободный крутящий момент Мепсв по перестроенной регуляторной характеристике двигателя.
Затем, воспользовавшись формулой (38) и полагая, что Мн — = Менсв И пн = пею где пен — номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя, находим значение активного диаметра непрозрачного гидродинамического трансформатора из выражения
(52)
Напомним, что здесь Менсв и пен принимаем по регуляторной характеристике двигателя, а Хн по безразмерной актеристике непрозрачного гидродинамического трансформатора (см. рис. 45, б). Если теперь на регуляторную характеристик,* двигателя (рис. 53) нанести кривую коэффициента крутящею момента двигателя, построенную с помощью «-известной формулы а рядом разместить безразмерную характеристику гидродинамического трансформатора, сохраняя равенство масштабов шкал Хе и Хн, и если продолжить прямую Хн, обозначенную отрезком сс. то она обязательно пройдет через точку аг. При таком расчете активного диаметра гидродинамического трансформатора, коленчатый вал двигателя будет всегда вращаться с постоянной частотой вращения, равной номинальной пен, двигатель будет работать при номинальном свободном крутящем моменте Менсв, развивая при этом максимальную свободную мощность jVecemax. При указанном сочетании параметров двигателя и гидродинамического трансформатора машина для земляных работ, как уже говорилось выше, при прочих равных условиях, будет развивать наибольшую тяговую мощность и иметь лучшие скоростные качества. Необходимо иметь в виду, что постоянная загрузка двигателя на максимальную мощность даже при постоянном режиме работы может в ряде случаев привести к снижению моторесурса вследствие более интенсивного износа. Поэтому иногда экономически целесообразно, чтобы двигатель работал с некоторой недогрузкой, т. е. на регуляторной ветви характеристики. В этом случае незначительное снижение тяговых качеств машины и некоторое ухудшение топливной экономичности будет компенсировано более высоким моторесурсом двигателя. Степень рациональной загрузки двигателя при работе с непрозрачным гидродинамическим трансформатором зависит главным образом от типа двигателя и должна быть установлена по согласованию с заводом-изготовителем. Предположим, что рациональная загрузка двигателя по мощ-юсти установлена и составляет Necep (рис. 53). Если теперь из очки а2 опустить перпендикуляр на ось абсцисс, то можно найти оответствующий ей крутящий момент двигателя Месв и соответст-ующую частоту вращения коленчатого вала пер. В этом случае ктивный диаметр непрозрачного гидродинамического трансфор-[атора D 'e найдем с помощью формулы (52), подставляя полученные рутящий момент двигателя и частоту вращения коленчатого вала, ’огда получим Г)'    ^есвР г_[/ КУжКр' Будем теперь считать, что задан двигатель и подобран аиболее подходящий непрозрачный гидродинамический транс-орматор из числа существующих. В данном случае должны ать известны регуляторная характеристика двигателя, безраз-ерная характеристика непрозрачного гидродинамического транс-орматора и его активный диаметр. Необходимо определить ip. Рассмотрим порядок расчета. 1.    Регуляторную характеристику двигателя перестраиваем учетом отбора мощности на привод вспомогательных механизмов, ^ководствуясь соображениями, приведенными выше. 2.    На регуляторную характеристику двигателя наносим кри-гю коэффициента крутящего момента двигателя ке, выполняя обходимые расчеты по формуле л, _ Месв е~ ЧжК»! ’ е Месв — свободный крутящий момент двигателя, принимаемый по регуляторной характеристике; пе — частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая принятому значению Месе (берется также по регуляторной характеристике двигателя). 3.    Пользуясь регуляторной характеристикой двигателя и кри-а кв = ке (пе) находим коэффициент крутящего момента двига-гя кенсв при максимальной мощности двигателя. 4.    Определяем передаточное число механического редуктора ip ^анавливаемого между двигателем и непрозрачным гидрОдина-теским трансформатором. Передаточное число механического редуктора будет i ■    МН ^ МенсвЧр Подставляя значение Мн, определяемое формулой (38) и имея иду, что пи = "е-, получим Полагая К = А,0НСе, получим формулу для определения передаточного числа механического редуктора, при котором непрозрачный гидродинамический трансформатор будет загружать двигатель на полную мощность: г Ленсв Т|р Поскольку Tip 1, из ЭТОЙ формулы ВИДНО, ЧТО при Кн < Киев для согласования режимов работы необходима ускоряющая передача, так как ip < 1 (положение прямой Кн для того случая согласования обозначено отрезком ее на рис. 53). Когда Кн > Кнсв* для согласования режимов работы между двигателем и непрозрачным гидродинамическим трансформатором должна быть введена замедляющая передача, поскольку теперь ip > 1 (положение Ан обозначено отрезком dd). Наконец, когда %н = 1енсв, то нет надобности устанавливать промежуточный редуктор. Если передаточное число механического редуктора расчитывается при условии загрузки двигателя на мощность Nесвр, то в первую очередь необходимо установить соответствующее Яссвр, а затем определить г , воспользовавшись формулой (53), которая для данного случая имеет следующий вид: ■,-у" К 1
Если при согласовании режимов работы заданы регуляторная характеристика двигателя и внешняя размерная характеристика непрозрачного гидродинамического трансформатора (см, рис. 46), то передаточное число механического редуктора i при условии, если двигатель загружается на полную мощность, будет ^енсеЛР’    (54) где Мн — крутящий момент на валу насосного колеса непрозрачного гидродинамического трансформатора; Менсв ~ номинальный крутящий свободный момент двигателя; г|р — к. п. д. механического редуктора. Из этой формулы следует, что при Мн <С Менсв необходима установка ускоряющей передачи (i < 1), при Мп > Менсв передача должна быть замедляющая (£ > 1). Если двигатель загрузить на мощность Necep, то ip можно рассчитать по формуле (54), подставляя в нее вместо МеН(.в величину Месдр. Тогда получим ^ М есврЦр Прозрачный гидродинамический трансформатор. Ранее было сказано, что характерной особенностью работы прозрачного гидродинамического трансформатора является то, что изменение крутя-его момента на валу турбинного колеса приводит к изменению зутящего момента на валу насосного колеса, а следовательно, на коленчатом валу двигателя. В связи с этим, например при различных загрузках колесного 1ижителя машин для земляных работ двигатель будет работать ' на постоянном режиме, а в пределах какой-то зоны характе-[стики, положение которой зависит от характера согласования, размеры — от степени прозрачности гидродинамического транс->рматора. Поэтому изменение положения участка совместной боты двигателя и гидродинамического трансформатора может [ть получено путем изменения активного диаметра или переда-чного числа промежуточного механического редуктора. При агрегатировании прозрачного гидродинамического транс->рматора с двигателем необходимо наиболее рационально исполь-вать мощность двигателя для того, чтобы машина, имеющая дромеханическую трансмиссию, обладала наиболее высокими говыми и скоростными качествами. В данном случае, в отличии предыдущего, необходимо установить не постоянный режим работы двигателя, а рациональную зону его работы порегулятор-й характеристике двигателя. Для обеспечения этого условия необходимо, чтобы при работе озрачного гидродинамического трансформатора на режиме мак-мального к. п. д. Т1гттах двигатель работал на режиме, близком максимальной мощности. Если гидродинамический трансформатор будет перегружаться, это обстоятельство вызовет переход работы двигателя на более пряженные режимы работы. Для предотвращения заглохания двигателя и его перегрузки эбходимо соблюдение следующего условия: А.етах ^ХнШах, где пах — максимальный коэффициент крутящего момента двига-1я; щах — максимальный крутящий момент вала насосного леса гидродинамического трансформатора. Поэтому будем считать, что в первую очередь необходимо рас-[тать основные параметры прозрачного гидродинамического реформатора, обеспечивающего наиболее рациональное исиоль-1ание мощности двигателя при их совместной работе. Исходные данные, необходимые для решения этой задачи, ос-этся прежними, т. е. необходимо располагать регуляторной )акгеристикой двигателя, представленной в функции частоты ицения коленчатого вала (см. рис. 42), и внешней безразмерной )актеристикой прозрачного гидродинамического трансформа-а (см. рис. 45, а). Порядок расчета может быть следующий. 1.    Регуляторную характеристику необходимо перестроить с том отбора мощности на привод вспомогательных механизмов с. 54), если в этом есть необходимость. 2.    Находим номинальный свободный крутящий момент двига-я Менсв по его регуляторной характеристике. 3. Определяем активный диаметр гидродинамического трансформатора, пользуясь выражением -V
D
\    Y П2 пг\гт max ж еп где Vn3mmax — коэффициент крутящего момента вала насосного колеса при максимальном значении к. п. д. Рис. 54. Расчет основных параметров гидромеханической трансмиссии с прозрачным гидродинамическим трансформатором На регуляторную характеристику двигателя наносим кривую коэффициента крутящего момента двигателя, выполняя необходимые расчеты по формуле 1 _ М есв е~УжКЩ' Воспользовавшись графиком или приведенной формулой, находим коэффициент крутящего момента двигателя ЯеШах, соответствующий Месе тах. 4. Проверяем устойчивую работу двигателя при перегрузке гидродинамического трансформатора Яетах ^нг1гт max- При соблюдении этого условия вследствие защитного действия гидродинамического трансформатора двигатель не будет загло-хать. В том случае, когда это условие не соблюдается, необходимо уменьшить активный диаметр гидродинамического трансформатора и провести повторные расчеты в той же последовательности, добиваясь соблюдения устойчивой работы двигателя. Б связи с тем, что двигатель в сочетании с прозрачным гидродинамическим трансформатором работает на переменных режимах, в ряде случаев экономически целесообразно снизить расчетную загрузку двигателя. По мере увеличения степени прозрачности гидродинамического трансформатора точку совместной работы при 1гт = О нужно смещать в зону большей частоты вращения коленчатого вала двигателя. Некоторая недогрузка двигателя хотя и приведет к снижению тяговых качеств и ухудшит топливную экономичность его, но при этом будет компенсирована увеличением моторесурса двигателя. Предположим теперь, что задан двигатель и к нему подобран наиболее подходящий прозрачный гидродинамический трансформатор. Следовательно, известна регуляторная характеристика двигателя, безразмерная характеристика прозрачного гидродинамического трансформатора и его активный диаметр. Как и в предыдущем случае, необходимо определить передаточное число механического редуктора, обеспечивающее эффективную совместную работу двигателя с гидродинамическим трансформатором. Порядок расчета будет следующий, 1.    Регуляторную характеристику двигателя перестраиваем > учетом отбора мощности на привод вспомогательных механиз-юв (см. рис. 54). 2.    На регуляторную характеристику двигателя наносим кри-|ую коэффициента крутящего момента двигателя Хе, производя [еобходимые расчеты для этой цели по формуле ^ _ Месв в~ Ужп1Щ ' це Ме<,а — свободный крутящий момент двигателя. 3.    Пользуясь кривой Хе графика или рассчитывая по приве-знной выше формуле (для чего необходимо принять Месв = Мепсв), аходим коэффициент крутящего момента двигателя, соответствующий максимальному свободному крутящему моменту двига-!ля Мепсв или его максимальной мощности Месвтах. 4.    По безразмерной характеристике прозрачного гидродина-I чес ко го трансформатора определяем коэффициент крутящего )мента насосного колеса, соответствующий максимальному к. п. д. щродинамического трансформатора г\гттах. 5.    Определяем передаточное число механического редуктора ip, танавливаемого между двигателем и прозрачным гидродинами-ским трансформатором, из отношения ^ _^H*larn щах р '^енсв'Пр По аналогии с таким же выводом, выполненным при рассмотрении расчета основных параметров непрозрачного гидродинамического трансформатора, можно написать ^ _1    шах 1 V V ^енее1!/) Лр 6. Определяем устойчивость работы двигателя при перегрузке прозрачного гидродинамического трансформатора: Яе max Яп щах- Комплексный гидродинамический трансформатор. Расчет основные параметров его принципиально не отличается от методики расчета прозрачного гидродинамического трансформатора. Гидродинамическая муфта. При согласовании режимов работы двигателя с гидродинамической муфтой необходимо обеспечить, Рис. 55. Расчет основных параметров гидромеханической трансмиссии с гидродинамической муфтой с одной стороны, устойчивую работу двигателя при перегрузке машины, а с другой — высокие тяговые и скоростные качества. Эти требования наиболее полно будут соблюдаться в том случае, когда между максимальным коэффициентом крутящего момента двигателя %е тах и максимальным коэффициентом крутящего момента насосного колеса Хн шах существует зависимость (рис. 55) max Ян та;:. В данном случае, как и при расчете основных параметров гидродинамических трансформаторов, необходимо определить либо активный диаметр гидродинамической муфты £>г, либо передаточное число механического редуктора ip. При первой постановке вопроса необходимо располагать регуляторной характеристикой двигателя в функции частоты вращения коленчатого вала (см. рис. 42) и безразмерной характеристикой гидродинамической муфты (см. рис. 44). Порядок расчета будет следующий. 1.    Регуляторную характеристику двигателя необходимо перекроить с учетом отбора мощности на привод вспомогательных ме-санизмов (рис. 55). 2.    Воспользовавшись перестроенной регуляторной характе-шстикой двигателя, определяем номинальный свободный крутя-ций момент Менсв и максимальный свободный крутящий момент ^есв шах- 3.    Определяем расчетный крутящий момент двигателя Мерсв, |риентируясь на следующие условия: МрСв шах >мерсв>м При таком значении Мерсд двигатель будет защищен от пере-рузки, вследствие чего будет исключено его заглохание. Кроме ого, машина будет обладать высокими тяговыми качествами. Следовательно, активный диаметр гидродинамической муфты южно найти из выражения (38), если принять, что Мн = Мерсд пн = пер, где пер — расчетная частота вращения двигателя, соот-етствующая принятому Мерсв (устанавливается по регуляторной арактеристике двигателя). Тогда получим D =1/Л_Мер~_, 2 у    пер’ № Ян max — максимальный коэффициент крутящего момента насосного колеса (принимается по безразмерной характеристике гидродинамической муфты). Если задан двигатель, т. е. известна его регуляторная харак-ристика и подобрана гидродинамическая муфта (известна ее ■зразмерная характеристика и активный диаметр), то для опре-ления передаточного числа механического редуктора можно шменить следующую методику расчета: 1.    Регуляторную характеристику двигателя перестраиваем учетом отбора мощности двигателя на привод вспомогательных !ханизмов машины (рис. 55). 2.    На регуляторную характеристику двигателя наносим кри-ю коэффициента крутящего момента двигателя Яе, производя ебуемые расчеты по формуле у М есв е~ v nsD’° ’ *ж ',елуа з Месв — свободный крутящий момент двигателя, принимаемый по регуляторной характеристике; ne —• частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая принятому значению Месв (берется также по регуляторной характеристике двигателя). 3. Определяем передаточное число механического редуктора, устанавливаемого между двигателем и гидродинамической муфтой. По аналогии с гидродинамическим трансформатором •_max JL V г Xерсе Лр где max — максимальный коэффициент крутящего момента насосного колеса, принимаемый по безразмерной характеристике гидродинамической муфты; \рсв — расчетный коэффициент крутящего момента двигателя, соответствующий Мерсв (принимается по регуляторной характеристике двигателя). После того как определим Ds или i , остается построить характеристику совместной работы двигателя с гидродинамической муфтой, применяя методики, изложенные в § 26. § 28. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДВИЖУЩЕЙ СИЛЫ МАШИНЫ С МЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИЕЙ При установившемся движении машины крутящий момент колесного движителя Мк связан с крутящим моментом двигателя Ме уравнением =    (55) где iM — общее передаточное число трансмиссии привода колесного движителя; г)м — механический к. п. д. этой же трансмиссии. В общем случае .......пе (йе lM lnl0lpKlsl6lKV — J^ = где iK — передаточное число коробки передач; ia — передаточное число демультипликатора; ipK — передаточное число раздаточной коробки; гг — передаточное число главной передачи; i6 — передаточное число бортовой передачи; гкр — передаточное число колесного редуктора; пе1 — частота вращения и угловая скорость коленчатого вала двигателя; пк, юк — частота вращения и угловая скорость колесного движителя. В свою очередь, г\м='Пч*ЦкК,    (56) где rj4 — к. п. д. одной цилиндрической пары (г) = 0,985); г\к — к. п. д. одной конической пары (rjK = 0,970); Пц, пк — соответственно число цилиндрических и конических пар, последовательно включенных в трансмиссию привода колесного движителя на данной передаче. В результате взаимодействия колесного движителя с грунтом, )бусловливаемого подводимым от двигателя крутящим моментом Чк, последний преобразуется в окружную силу Рк, а вращатель-юе движение колесного движителя — в поступательное движете машины. Окружную силу колесного движителя Рк можно определить to крутящему моменту двигателя: рк =^5 =    кГ    (57) [ли по его мощности Pe = 716,2ffeiq2b.    (58) де гс — силовой радиус колесного движителя в м; Ne — мощность двигателя в л. с. В этих уравнениях Ме подставляется в кГ ■ м, а пе — в об /мин. При неустановившемся движении машины для земляных абот крутящий момент колесного движителя, а следовательно, окружная сила будут другими. Так, при ускоренном движении »сть энергии двигателя затрачивается на ускорение вращения аховика и-связанных с ним деталей трансмиссии. Поэтому крутя-ий момент, передаваемый от двигателя к трансмиссии, умень-ается на AM = Jed^, ;е Jе — момент инерции вращающихся деталей двигателя трансмиссии, приведенных к коленчатому валу; dt угловое ускорение маховика (при замедленном движении оно берется со знаком минус). Следовательно, при неустановившемся движении момент, под-димый к колесному движителю, будет Часть энергии, передаваемой колесному движителю, затрачи-зтся на ускорение вращения колес. В связи с этим окружная ia составит <59> ! Е/те — суммарный момент инерции всех колес; dwK — углоное ускорение колесного движителя. Максимальная величина окружной силы колесного движителя ограничивается условиями сцепления пневматических шин с грун- Рк max — Ф Д+/2Д,    (60) где ф — коэффициент сцепления шин колесного движителя с поверхностью качения; R — нормальная реакция поверхности качения на колесный движитель; 2JR — нормальная реакция на все колеса. Теоретическая скорость движения машины (без учета потерь скорости за счет буксования колесного движителя) может быть подсчитана по уравнению vm = 0,377 км/ч.    (61) Здесь значения гс в м, а пе в об /мин. Действительная скорость движения землеройной машины определяется по уравнениям »»=»».(1-i®)=0’377jgL(1-a«)    <62> „в = 0,377^-{1-[л (J) + 5 (5-)П]Ц/ч,    (63) где А, В, п — коэффициенты, принимаемые по табл. 25; R — нормальная реакция грунта на колесный движитель; Т — сила тяги. Размерности величин гс и пе те же, что и в уравнении (61). Расчетная скорость движения машины может быть определена по формуле (61), если вместо пе подставить номинальную частоту вращения коленчатого вала двигателя пен. Номинальную скорость движения машины vH принято определять при коэффициенте буксования б = 20% и частоте вращения коленчатого вала двигателя, соответствующей этому режиму работы. Скорость vn можно рассчитать по формуле (62). Для применения уравнения (63) необходимо знать функциональную зависимость Ме — Ме (пе), пользуясь которой с помощью уравнения (57) можно определить Рк, соответствующее заданному значению пе, а следовательно, и Т = PK — Pf, где Pf — сила сопротивления качению колес машины для земляных работ. Эта зависимость устанавливается по регуляторной характеристике двигателя (см. рис. 42). Определение движущей силы и действительной скорости движения машин для земляных работ с гидромеханической трансмиссией может производиться с использованием изложенных выше методов с той лишь разницей, что в качестве исходного фактора должна приниматься не регуляторная характеристика двигателя, а выходная характеристика системы двигатель — гидродинамическая передача. Следовательно, при выполнении указанных расчетов зависимость между Мт и пт должна приниматься по кривой Мт = Мт (пт) выходной характеристики системы. § 29. ОБЪЕМНЫЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ Объемными гидравлическими приводами являются гидросистемы, предназначенные для приведения в движение исполнительного механизма машины с преобразованием, как правило, скорости и изменением сил или моментов. Гидравлический привод (гидропривод) состоит из объемного насоса, который преобразует механическую энергию двигателя в энергию потока рабочей жидкости, гидродвигателя в виде силового цилиндра или роторного двигателя, который преобразует энергию потока жидкости в механическую энергию исполнительного органа машины, и устройств и механизмов, обеспечивающих управление и регулирование гидроприводом. Объемные гидроприводы получили широкое применение в различных землеройных машинах: у одноковшовых универсальных экскаваторов для изменения положения стрелы, рукояти, ковша, ],ля поворота рабочего оборудования и выдвижения выносных шор; у машин для земляных работ для изменения положения эабочего органа машины, в рулевых механизмах, у самоходных пашин и тягачей для привода ходового оборудования; кроме того, объемный гидропривод используется для управления вспомогательными механизмами (муфтами, тормозами, передачами и т. п.). Объемные гидроприводы машин для земляных работ классифи-щруются: а)    по конструктивному признаку — открытые, в которых слив-1ая магистраль соединена с окружающим воздухом, и закрытые, 1меющие небольшой подпор жидкости на сливе (2—3 am), созываемый дополнительным насосом; б)    по виду энергопреобразователя — шестеренные, поршневые, [ластинчатые; в)    по свойству регулируемости параметров — регулируемые и [ерегулируемые; г)    по характеру движения выходного звена — с возвратно-оступательным движением (силовые цилиндры), с вращательным вижением (гидромоторы) и с возвратно-поворотным движе-:ием; д)    по назначению привода — для рабочего органа машины, ля ходового оборудования, для систем управления вспомогатель-ыми механизмами (муфтами, тормозами, передачами и т. п.); е)    по режиму действия — цикличные и непрерывные; ж)    по системе управления — с ручной, электрической, гидрав-ической и с электрогидравлической системой управления. Наибольшее распространение на машинах для земляных работ получили гидроприводы в системах изменения положения рабочих органов. На этих машинах и одноковшовых экскаваторах применяют в основном открытые, нерегулируемые гидроприводы возвратно-поступательного действия, работающие циклично, с ручным или электрогидравлическим управлением. Примеры подобных схем представлены на рис. 56. Гидроприводы вращательного действия начинают применять для ходовых механизмов самоходных машин, для приводов лебедок экскаваторов и других механизмов с вращательным движением выходного звена.
Рис. 56. Схемы гидроприводов для машин земляных работ: а — скрепера; б — экскаватора; 1 — насос; 2 — фильтр; з — предохранительный клапан; 4 — распределитель; 5 — цилиндр; 6 — гидромотор
Широкое применение объемных гидропередач в этих машинах обусловлено их преимуществами, основными из которых являются: а) простота осуществления больших передаточных чисел, трансформации вращательного движения в поступательное, регулирования параметров, реверсивности действия, разветвления мощности к источникам потребления, предохранения от перегрузки; б)    независимость расположения узлов и связанная с этим ком-актность передач; в)    малая металлоемкость при оптимальных параметрах (вес асосов и моторов составляет от 10 до 20% веса электроагрегатов одебного назначения и мощности) и в связи с этим малая инер-ионность и относительно высокое быстродействие; г)    легкость стандартизации и унификации узлов и деталей, следовательно, возможность увеличения серийности изготовле- Имеются и другие сопутствующие достоинства: самосмазывае-ость, простота предохранительных устройств, надежность и ;тойчивость работы и др. Гидропередачи не лишены недостатков. К основным из них слезет отнести: а)    некоторое влияние температуры внешней среды на пара-етры привода; б)    потери мощности из-за внутренних и внешних утечек жид-зсти и на преодоление трения жидкости в трубопроводах; в)    возможность аэрации жидкости и уменьшение жесткости ютемы. Перечисленные недостатки могут быть частично уменьшены шменением специальных рабочих жидкостей, повышением ка-ства гидропередач и ухода за ними. В соответствии с температурой внешней среды в качестве ра-чей жидкости в гидропередачах машин для земляных работ вменяют минеральные масла различных марок с вязкостью от 3 до 3,3° Е. В настоящее время отечественной промышленностью освоена вая всесезонная рабочая жидкость ВМГЗ, рекомендуемая для именения в условиях низких температур, и рабочая жидкость ”-30, которая может заменить большую номенклатуру специаль-х масел, имеет пониженную вязкость, обладает антиокисли-гьными и противопенными свойствами. Эти жидкости рекомен-зтся применять в диапазоне температур от —35 до +50° С. В гидроприводах машин для земляных работ широко приме-ют шестеренные насосы типа НШ с автоматической компенса-зй торцового зазора между шестернями и корпусом, поршневые ia НПА — аксиально-плунжерные, реже используют пла-щчатые типа JIHM и радиально-поршневые. Все типы ■юсов, как правило, могут быть использованы в качестве гидро-горов. Шестеренные насосы применяют в нерегулируемых приводах ередачей относительно небольшой мощности (не более 20 л. с.), аксимально развиваемым давлением до 100—130 кГ!см2. Акси-.но-поршневые насосы и гидромоторы распространены в при-ах с повышенным давлением 200—400 кГ/см2 для передачи осительно больших мощностей (от 30 л. с. и выше). Радиально-поршневые насосы применяют в гидроприводах вращательного действия с передачей большой мощности. Наиболее перспективны регулируемые насосы и гидромоторы. В последнее время специально для гидроприводов строительных и дорожных машин отечественной промышленностью освоены аксиально-плунжерные насосы и гидромоторы с бескарданным ведением поршней и самоцентрирующимся блоком, с постоянной удельной производительностью q, равной 11,6; 23,1; 54,8; 107 и 225 смъ/об и регулируемые насосы и гидромоторы на 54,8; 107 и 225 см3/об. Эти насосы и гидромоторы имеют высокий к. п. д. — Цоб = 0,96 -f- 0,94; = 0,92 + 0,93. Перспективным развитием гидроприводов машин для земляных работ предусматривается их широкое применение. Для выполнения поступательного движения применяют силовые цилиндры одностороннего и двустороннего действия. В машинах для земляных работ получили наибольшее распространение цилиндры двустороннего действия. Телескопические цилиндры, являющиеся разновидностью цидашдров одностороннего действия, применяют редко, только при необходимости выполнения значительных ходов. Гидроприводы вращательного действия применяют в машинах для земляных работ в основном для привода ходового оборудования, частично для привода поворотных механизмов экскаваторов, для привода элеватора скрепера и др. Основными параметрами объемного гидропривода являются: рабочее давление жидкости р в кГ/см2; расход жидкости Q в л/мин или в м3/ч; мощность, передаваемая энергоносителем (насосом), в л. с. или кет; к. п. д. привода. Параметрами выходного звена являются: для гидропривода вращательного действия — крутящий момент Мм в кГ ■ м и частота вращения вала гидромотора пм, а для гидропривода поступательного действия — сила Sm в кГ на штоке гидроцилиндра и скорость его передвижения vn в м/сек. Расчет гидропривода состоит из обоснования выбора и определения его основных параметров, обеспечивающих заданные выходные параметры на исполнительном звене гидропередачи. Расчетные схемы гидроприводов поступательного и вращательного действия представлены на рис. 57. Рабочее давление в объемных гидропередачах машин для земляных работ колеблется в широких пределах — от 70 до 240 кГ/см2; имеется общая тенденция в повышении этих величин до 320— 450 кГ/см2. С увеличением давления металлоемкость и стоимость гидросистем снижаются. Так, например, в гидропередачах мощностью 35 л. с. при переходе с давления 70 кГ/см2 на 420 кГ/см2 стоимость снижается в 1,7 раза, а металлоемкость при этих же параметрах уменьшается почти в 2 раза. Выбор давления обусловливается многими факторами — назначением гидропривода, технологическими возможностями изготовления гидроаппаратуры, эксплуатационной целесообразностью и задежностью,- иногда и наличием серийно изготовляемых энерго-зреобразователей. Обоснование выбора рабочего давления для Рис. 57. Расчетные схемы гидроприводов: а — возвратно-поступательного действия; б — вращательного действия •идропередачи является очень ответственным вопросом и требует it проектировщика комплексного рассмотрения всего многообразия технических, экономических и эксплуатационных требований, предъявляемых к машинам. Трудность выбора давления объясняется еще и тем, что обычно этот параметр гидропривода выбирается не на основании конструктивных расчетов, как это делается для других основных параметров (мощность и расход), а путем многостороннего технико-экономического и логического обоснования. Наглядное представление влияния давления на металлоемкость и стоимость изготовления цилиндров дает график (рис. 58). 100 ZOO 300 W0 р.кГ/см* ис. 58. График влияния ве-ичины давления на металло-мкость и стоимость изготовления цилиндров:
Расход в гидропередаче обусловливается производительностью насо- — металлоемкость; С — стоимость
а, которая определяется его геометрическими параметрами и астотой вращения. Расход рабочей жидкости в гидропередачах зависит от переда-аемой мощности и назначенного давления, так как эти величины вязаны гиперболической зависимостью N—C^pQ,    (64) je С2 — переводной коэффициент размерностей. Для выражения N в кет при Q — л/мин, и р — кГ/см2 С„ = 1 1 = 612 ’ ^ЛЯ выРажения N в л. с. C2 = |g(j. При одной и той же мощности чем больше будет задано давление, тем меньший расход, а следовательно, и скорость движения выходного звена может обеспечить гидропередача. В современных машинах для земляных работ мощность, передаваемая объемными гидропередачами, достигает 100—250 кет (экскаваторы, привод активных рабочих органов, ходовые механизмы тягачей и т. п.). Мощность гидропередач для изменения положения рабочих органов у этих машин составляет 20—50% мощности основного двигателя машины и в отдельных моделях доходит до 120—170 тт. Основные параметры гидропривода связаны следующими известными зависимостями: (65) NH = С$нрн\ ' Мн = Сягур^; Qn    Qm Ям^мР'лп
где дн и qM — геометрические постоянные соответственно на- coca и гидромотора; \|;к и — коэффициенты регулируемости, которые характеризуют возможность изменения геометрической постоянной насоса и гидромотора; Сг, С2 и Cs — коэффициенты, учитывающие размерности величин, входящих в формулы; пн и пм — частота вращения вала соответственно насоса и гидромотора; QH и QM — производительность соответственно насоса и гидромотора. Из уравнения постоянства расходов для привода вращения с регулируемым насосом и гидромотором и наличием механической передачи с iM можно записать К. п. д. гидроприводов определяется к. п. д. отдельных агрегатов передачи (насоса, распределителя, цилиндра и т. п.), зависит от правильности выбора параметров и расчета гидропривода, а также от эксплуатационных условий (температуры внешней среды, запыленности, режима действия и т. п.). В общем виде полный к. п. д. передачи может быть представлен выражением (67)
Л = Л1%'П8 ••• Ля^'Поб'Пг* где %, %, г]з, г\п — к. п. д. отдельных агрегатов и узлов; т]об — объемный к. п. д. передачи; цг — гидравлический к. п. д. передачи. Объемный к. п. д. передачи no6 = ^ = l-V’    (68>
’де QT Vi ()ф — соответственно теоретический и фактический расходы; Дq — объемные потери в отдельном узле. Гидравлический к. п. д. передачи ■Пг = —= 1 —--(69) 'г Рн    Рн    ' ' де рн — соответственно давление рабочей жидкости в исполнительном звене и давление, развиваемое насосом; Ар — потери давления жидкости на отдельном участке, в узле гидропередачи; п — число элементов. Для определения потерь в прямолинейных или с плавными за-;руглениями трубах длиной I и диаметром d можно пользоваться ависимостыо кГ1см2,    (70) де % — коэффициент трения жидкости о стенки; Уж — удельный вес жидкости; v — скорость движения жидкости по трубам. При ламинарном течении минерального масла для жестких тру- . 75 64    й    , опроводов принимают А = -f-; для гибких шлангов А = =    при турбулентном режиме X = 0,316 Re (Re — число 'ейнольдса). Потери давления в местных сопротивлениях определяются по |Ормуле ^Рм = 1'^Уж кГ/см2,    (71) де £ — коэффициент местных сопротивлений, колеблется в широких пределах и может для примера составлять: для поворота трубы под углом 90° — £ = 1,12; ответвление под прямым углом — | = 1,3; дроссель (в зависимости от открытия щели) — £ = 0,05 -г- 106; распределитель — 1 = 2 ч- 4. Направление потока рабочей жидкости от насоса к двигателям ^уществляется распределителями. Распределители также фикси-уют исполнительное звено в заданном положении, осуществляют вверсирование и в некоторых случаях автоматически переключают гстемы на холостой ход. Распределители могут быть золотниковые и крановые, последние применяют редко и только в системах с низким давлением (не выше 10 кГ!смг). Золотниковые распределители классифицируются: по числу «ходов» (трехходовые, четырехходовые и т. д.), количество которых определяется числом трубопроводов, подводящих жидкость к распределителю и отводящих от него; по числу положений плунжера распределителя (двухпозиционные, трехпозиционные и т. д.); по конструктивному оформлению — моноблочные и секционные; по системе управления — с ручным, электрическим, гидравлическим и электрогидравлическим управлением. Сила, необходимая для перемещения золотника распределителя, может быть найдена по зависимости р — kT ,udnl с/)тах/ >    (72) где кт и — коэффициент, характеризующий точность изготовления распределителя, кт.и — 0,2 -г- 0,15; dn — номинальный диаметр плунжера распределителя; 1С — длина скалки, находящейся под односторонним дарением; Ртах — максимальное давление; / — коэффициент трения плунжера во втулке. Распределители с ручным управлением применяют на машинах малых моделей. Необходимость дистанционного управления приводит к применению распределителей с электрическим или электрогидравлическим приводом золотника. Скорость движения рабочего органа (поршня или гидромотора) регулируется посредством изменения количества жидкости, протекающей через этот орган в единицу времени. Существуют два способа регулирования: а)    дроссельное, при котором регулированием сопротивления участка трубопровода, дросселя, при постоянном давлении изменяется количество жидкости, поступающей в исполнительный орган гидропривода; б)    объемное, при котором посредством регулирования рабочего объема насоса изменяется его производительность. Выбор способа регулирования зависит от многих факторов, основными из которых являются передаваемая мощность, требуемый режим работы. При дроссельном регулировании мощность, потребляемая насосом, остается постоянной, а скорость рабочего органа меняется в зависимости от сопротивления дросселя. Часть масла через предохранительный клапан сливается в бак, не выполнив полезной работы. Дроссельное регулирование основано на изменении потерь, т. е. на изменении к. п. д. гидросистемы, в связи с чем его рационально применять только при передаче сравнительно небольшой мощности (до 5 кет). б Алексеева, Артемьев 129
По схеме расположения дросселя в системе дроссельное регулирование может быть трех видов: а)    дроссель расположен «на входе» в исполнительный орган гидропривода (рис. 59, а); б)    дроссель расположен «на выходе» из исполнительного органа (рис. 59, б); в)    дроссель расположен параллельно исполнительному органу (рис. 59, в). В гидропередачах машин для земляных работ применяются все три вида схем, выбор которых объясняется требованиями, предъявляемыми к гидроприводу. Рис. 59. Схемы дроссельного регулирования скорости: а — дроссель «на входе»; б — дроссель «на выходе»; в — дроссель установлен параллельно цилиндру
1ЛТПТ1
л
в)
г=&
Объемное регулирование может быть осуществлено тремя способами: а)    при насосе с переменной производительностью; б)    при гидромоторе с переменной производительностью (возможно только для гидропривода с вращательным движением); в)    при насосе и гидромоторе с переменными производительно-;тями. В гидроприводах машин для земляных работ наибольшее рас-1ространение получила система с регулируемым насосом. Баланс расхода для гидропривода с поступательным движением гри объемном регулировании: ЯнпнЦн = »пРп + ЦЬя>    (73) де qH — объемная постоянная насоса; пн — частота вращения насоса; — коэффициент регулирования насоса, равный отношению установленного параметра регулирования насоса к его наибольшему значению, т. е. для радиально-поршневых \Ь =-£-ги е
и для аксиально-плунжерных лопастных _sin ух
11 н sin у ' площадь поршня.
Яппн
Для гидропривода вращения: текущая частота вращения вала гидромотора и    „ tr ; и Iоб . Диапазон регулирования комбинированного привода вращения равен '('лтах^нтах (76)
лтт т-н min вания гидромотором делают небольшим, примерно 1 : 3, тогда как диапазон регулирования насосом — 1 : 400 -г- 450. Таким образом, общее передаточное число может достигать 1 : 1000. Безразмерная характеристика привода вращения с комбинированным регулированием представлена на рис. 60. Обычно диапазон регулиро-
N;p;M;nH;nM Рис. 60. Безразмерная характеристика регулируемого объемного гидропривода
Регулирование насосом обеспечивает постоянный крутящий момент на валу гидромотора и переменное потребление мощности. Такая характеристика особенно полезна при пуске машин для земляных работ, когда необходим наибольший крутящий момент; она применяется в системах с ручным управлением, а также при автоматическом регулировании. В таких передачах обычно используют высокомоментные гидромоторы, которые обеспечивают передачу большого крутящего момента при небольшой частоте вращения вала гидромотора. Схемы объемного регулирования целесообразно применять при сравнительно больших мощностях, а также в тех случаях, когда требуется большой диапазон регулирования скоростей (к более 10—12). Как показывают исследования, регулируемые гидроприводы по сравнению с нерегулируемыми имеют значительные преимущества — лучшее использование мощности, меньшая относительная стоимость и металлоемкость. На рис. 61 представлена характеристика объемной гидравлической трансмиссии с аксиально-плунжерными энергоносителями. В этой трансмиссии при изменении угла наклона шайбы насоса в пределах от у = 30° до у = 4,5° окружное усилие на колесных движителях, может быть обеспечено в пределах от 50 до 850 кГ при соответствующем изменении скорости передвижения. Объемная гидравлическая трансмиссия должна быть проверена по тепловому режиму (см. гл. VI). Рк.кГ ис. 61. Выходная характеристика шолнительного органа объемного вдропривода вращательного действия:
Важным показателем объемных гидропередач является надежность, т. е. вероятность безотказной работы системы в установленное время, с заданными показателями, в требуемых эксплуатационных условиях. Основными показателями надежности действия объемного гидропривода являются: частота отказов a (t), среднее время безотказной работы Тср, интенсивность отказов % (t) и вероят-)сть безотказности работы в заданное время Р (t). В гидропере-1чах могут быть три вида отказов: „ — окружное усилие на колесах; х> — скорость передвижения
а)    «уход» основных параметров (производительности и давления) за допустимые пределы; б)    разрыв гидравлической цепи, приводящий к утечкам жидкости (внешним и внутренним); в)    нарушение гидравлической цепи вследствие ее засорения, попадания воздуха, износа трущихся пар и т. п. Для обеспечения требуемой надежности гидросистемы должны [ть соблюдены три основные условия: 1)    правильный расчет и проектирование системы; 2)    качественное изготовление при выполнении технических тре-ваний; 3)    строгое соблюдение правил эксплуатации. Одним из средств, повышающим надежность и стабильность эоты гидросистемы, является включение в нее гидроаккумуля-)а — устройства, предназначенного для накопления рабочей жидкости под давлением с целью последующего использования ее потенциальной энергии в гидроприводе. В зависимости от того, за счет изменения потенциальной энергии какого тела происходит накопление и возврат потенциальной энергии, различают — аккумуляторы гидравлические, грузовые, пружинные и пневматические. От вида конструктивного элемента, непосредственно воздействующего на жидкость, аккумуляторы бывают камерные — поршневые и диафрагмевные и пневмоаккумуляторы без разделителя. В гидроприводах машин для земляных работ аккумулятор может служить вспомогательным источником питания при недостаточной мощности насоса и демпфирующим устройством — для сглаживания пульсации. Основными параметрами пневматического аккумулятора являются: VK — общий конструктивный объем; V' — полезный объем или ,объем жидкости, забираемый из аккумулятора (при падении давления с рг до р2). В общем случае параметры наиболее распространенного гидропневмоаккумулятора связаны уравнением ft    И предварительное давление газа в аккумуляторе (без рабочей жидкости), рекомендуется рй = 0,9 ртш; показатель политропы процесса расширения или сжатия газа (при длительности процесса менее 1 мин рекомендуется п = 1,4); максимальное и минимальное давление масла в аккумуляторе, соотношение которых может быть принято исходя из степени неравномерности давления в аккумуляторе где Ро — п — Pi И Р2 —
s Р max, ^min °а =-• “    Ртах Для гидроприводов машин для земляных работ рекомендуется принимать 6а = 0,15 -н 0,20. ГЛАВА V ХОДОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ И ОСНОВЫ ТЯГОВОЙ МЕХАНИКИ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ Основным видом ходового оборудования машин для земляных абот, исключая экскаваторы, являются колеса с пневматическими шнами. Использование колес с пневматическими шинами низкого авления и большой грузоподъемности в качестве ходового обору-эвания позволило создать самоходные колесные машины для зем-яных работ, обладающие высокими тяговыми и скоростными ачествами. Колеса с пневматическими шинами самоходных колесных ма-;ин выполняют функции: 1)    движителя, преобразовывающего вращательное движение здущих колес в поступательное движение машины; 2)    поддерживающего элемента, передающего вертикальные 1грузки на поверхность качения; 3)    направляющего элемента, обеспечивающего возможность зменения направления движения машины; 4)    упругой подвески, создающей плавность хода машины. Таким образом, в соответствии с основными функциями,- вы- >лняемыми колесом, различают: 1)    ведущее колесо, являющееся движителем и поддерживаю-им элементом; 2)    ведомое колесо, выполняющее только функции поддержи-1Ющего элемента; 3)    ведомое и направляющее (управляемое) колеса, служащие (ддерживающим и направляющим элементами; 4)    ведущее и направляющее колеса, являющиеся движпте-ши, поддерживающими и направляющими элементами. Самоходные колесные машины для земляных работ разрабаты-ют грунт своими рабочими органами только при движении за ет силы тяги, создаваемой колесным движителем. Преобразование крутящего момента (подводимого от двигателя колесному движителю) в силу тяги самоходной колесной машины уществляется пневматическими шинами колесного движителя результате их взаимодействия с поверхностью качения. Эффек-тивиость этого процесса в значительной степени определяет тяговые качества самоходных колесных машин. Потери мощности при работе колесного движителя обуславливаются, с одной стороны, проскальзыванием элементов пневматических шин, находящихся в пределах области контакта, относительно поверхности качения, приводящем к снижению скорости поступательного движения машины, а с другой — за счет наличия сопротивления качению. Факторы, определяющие проскальзывание и сопротивление качению, а следовательно, тяговые и скоростные качества машин для земляных работ в значительной степени зависят от параметров колесного движителя и режимов его работы. § 30. РАБОТА КОЛЕСА С ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ШИНОЙ В зависимости от механических свойств пневматических шин и поверхности качения возможны следующие характерные особенности их взаимодействия при качении колеса: Рис. 62. Качение колеса с пневматической шиной
1.    Деформируется как пневматическая шина, так и поверхность качения. 2.    Деформируется только пневматическая шина. 3.    Деформируется только поверхность качения. Рассмотрим равномерное качение деформируемого колеса, вращающегося с угловой скоростью <йж, по горизонтальной неде-формируемой поверхности качения (рис. 62). Если центральная опорная точка О контакта пневматической шины не проскальзывает относительно поверхности качения, то мгновенный центр качения колеса будет находиться в этой же точке. Следовательно, радиус качения колеса г'к будет равен г'к = г о — X, где г0 — радиус недеформированной пневматической шины; X — нормальная деформация пневматической шины; а действительная поступательная скорость оси колеса v'kq составит &кд ^^Г Если в точке О будет иметь место отрицательное проскальзывание, направление которого противоположно направлению движения оси колеса (буксование) со скоростью скольжения — то мгновенный центр качения колеса переместится в точку О". адиус качения колеса в этом случае будет меньше, чем в преды-рщем, так как г'к < (г0 — А,), а следовательно, и поступательная шрость и'ко также будет меньше, поскольку В данном случае колесо будет катиться с буксованием. Если точка О имеет положительное проскальзывание, направ-зние которого совпадает с направлением движения оси колеса >з) со скоростью + Av'n , то мгновенный центр качения колеса )реместится в точку О"'. Радиус качения колеса будет самый >лыний г’к‘ > (г0 — К), так же как и действительная скорость ;и колеса v'K'a, равная ^кд == к • В последнем случае колесо будет катиться с проскальзыванием >зом). Возможность качения колеса с юзом или буксованием зависит от режимов его работы и от процесса взаимодействия с поверхностью качения. Для того, чтобы выявить характер протекания этого процесса, рассмотрим равномерное качение деформируемого колеса с пневматической шиной по недеформируемой поверхности качения (рис. 63). г. 63. Кинематика взаимо-ютвия колеса с пневматиче->й шиной с опорной поверхностью
Для удобства рассуждений полагаем, что ось колеса неподвижна, а поверхность качения движется в противоположную сторону с постоянной скоростью, равной действительной поступательной скорости оси колеса vnQ. Примем обоснованные экспериментальными исследованиями допущения, что при деформировании элементов пневматической шины в обла-[ контакта пт они перемещаются только в радиальном направле- а. Тогда при вращении колеса каждая точка пневматической ны, начиная с момента входа ее в контакт (точка п), будет ггаться вдоль поверхности качения и в радиальном направ-[ии. Рассмотрим движение элемента пневматической шины, на-|;ящегося в точке Очевидно, что скорость и± движения точки 1 вдоль поверхности гения можно рассматривать как результирующую скорость гх составляющих: окружной скорости v3 точки |, направленной (пендикулярно к радиусу, и скорости, направленной по радиусу 'скорость радиальной деформации пневматической шины). Воспользовавшись построениями, выполненными на схеме, и ш в виду принятые обозначения, можно составить следующие исимости: <йкг sma V2 = —-S—;- (79)
Из формул (78) и (79) следует, что скорости и v2 являются функцией угла а, который определяет положение элемента пневматической шины относительно вертикали, проходящей через центр колеса; причем скорость меняется по величине, но не меняется по направлению для -fa и — а. Скорость меняется как по величине, так и по направлению. Так, при -f а скорость у2, направленная по радиусу к центру колеса, является скоростью сжатия элемента пневматической шины, при — а скорость v2 направлена по радиусу от центра колеса и является скоростью восстановления шины до недеформированного профиля. Если точку § рассматривать как точку, принадлежащую поверхности качения, то ее скоресть будет величиной постоянной, равнойик9. В том случае, когда эта точка будет отнесена к поверхности пневматической шины, ее скорость будет переменной, зависящей от положения рассматриваемой точки на поверхности контакта пневматической шины. Поэтому все элементы пневматической шины, за исключением тех, у которых = vKd, неизбежно будут проскальзывать относительно поверхности качения, если считать, что рабочий сектор пт пневматической шины не испытывает тангенциальной деформации. Возникающая при этом скорость проскальзывания Avn будет равна Дг,п = г?1 —ике- Если при качении колеса в некоторой точке контакта Avn > О (что может быть при vl > vKd), то данный элемент пневматической шины будет проскальзывать относительно поверхности качения в сторону, противоположную движению оси колеса. Такое проскальзывание, как уже говорилось, называется буксованием. Когда Avn < 0 (при vx < vKd), происходит обратное явление — рассматриваемый элемент пневматической шины будет проскальзывать в сторону, совпадающую с движением оси колеса. Отметим еще раз, что такое проскальзывание называется юзом. Проскальзывание элементов пневматической шины можно оценивать относительным показателем — коэффициентом проскальзывания 0|, который определяется выражением Vl _ &кг (80)
VKg vng cos2 а Заметим, что при буксовании некоторого элемента пневматической шины коэффициент его проскальзывания 9| > 1; если имеет место юз — 0| < 1; когда 0^ = 1, то это значит, что данный элемент пневматической шины не проскальзывает относительно поверхности качения. Предполагая, что в формуле (80) а = 0, получим выражение 1Я определения коэффициента проскальзывания 0 центральной юрной точки пневматической шины (точка О): в
VKd
Тогда выражение (80) можно представить в следующем виде:
Из формулы (82) видно, что разные элементы пневматической 1ны, положение которых в области контакта определяется уг-м а, будут иметь различные коэффициенты проскальзывания. ) указанной причине коэффициент 0| не может служить крите-:ем оценки проскальзывания колеса с пневматической шиной, ш этой цели принято пользоваться коэффициентом проскальзы-ния 0 центральной опорной точки (точки О) пневматической шы. Тогда при 0 > 1 качение колеса будет происходить с бук-ванием; если 0 < 1, процесс качения будет сопровождаться ом; наконец, когда 0=1, проскальзывания колеса относи-тьно поверхности качения происходить не будет. Воспользовавшись выражением (78) с учетом зависимости (80), лучим тда На рис. 64, а, бив показаны эпюры скоростей проскальзыва-я элементов пневматической шины Avn, построенные с помощью ражения (84). При построении эпюр величины Avn отложены по вертикали, нчем их положительные значения направлены вниз, а отрица-гьные — вверх от поверхности контакта пневматической шины. При 0 = 1 (рис. 64, а) все элементы пневматической шины, исключением находящегося в центральной опорной точке О, вскальзывают в сторону, противоположную направлению посту-гельного движения оси колеса, т. е. буксуют. Степень их бук-!ания определяется значением Avn — возрастает по мере удале-I от вертикали, проходящей через центр колеса, достигая макси-иьного значения в точках пит. При 0 > 1 (рис. 64, б) все без исключения элементы пневматикой шины проскальзывают в сторону, противоположную на-1влению поступательного движения оси колеса, т. е. буксуют. Наконец, когда качение колеса сопровождается юзом, то в за-имости от значения 0 < 1 (рис. 64, в) проскальзывание эле-[тов пневматической шины может носить двоякий характер. При 0 незначительно меньше единицы элементы пневматической шины, находящиеся в центральной части области контакта, проскальзывают в направлении, совпадающем с направлением поступательного движения оси колеса. Что касается элементов пневматической шины, расположенных на периферийной части, то они будут проскальзывать в противоположную сторону, т. е. буксовать. Если же 0 значительно меньше единицы, то эпюра Avn будет только отрицательной, поскольку все элементы пневматической шины будут скользить в одном направлении, совпадающем с направлением поступательного движения оси колеса. Рис. 64. Эпюры скоростей проскальзывания элементов пневматической шины при 0 = 1 (о), при 0 > 1 (6) и при 0 < 1 (в) и эпюра скорости радиальной деформации пневматической шины (г) На рис. 64, г показана эпюра скорости радиальной деформации, построенная по формуле (79). Как видно, в зоне загрузки пневматической шины эпюра является положительной и характеризует скорости сжатия пневматической шины у2, которые отложены вверх от поверхности качения. В зоне разгрузки эпюра имеет отрицательные значения и определяет скорости восстановления формы шины до недеформированной. Следует отметить, что эпюра скорости v2 не зависит от режима работы колеса. На рис. 65, а показана схема сил и моментов, действующих на колесный движитель с пневматической шиной при работе на режиме «ведущего колеса». Принято, что поверхность качения горизонтальна, а движение равномерное. На схеме использованы следующие обозначения: GK — вертикальная нагрузка на ось колеса с учетом его собственного веса; FK — горизонтальная реакция на ось колесного движителя (сила сопротивления движению); Мк — крутящий момент, подводимый к колесному движителю; R и Т — вертикальная и горизонтальная реакции поверхности качения — составляющие равнодействующей реактивных сил, действующих на пневматическую шину со стороны поверхности качения; гс — силовой радиус колесного движителя; а — коэффициент трения качения. 1C. 65. Схема сил и моментов, действующих на колесо с пневматической шиной при работе на режиме: а — «ведущего колеса»; б — «свободного колеса»; в — «ведомого колеса» Уравнение равновесия колесного движителя можно записать (едующим образом: Мк — Trc — Ra = 0. Разделив это уравнение на гс и имея в виду, что GK = R, полу- Л/j;
■T-GK- = 0. п г • о Отношение —* = Р характеризует окружную силу колес- но движителя. Горизонтальная составляющая равнодействующей реактивных л Т представляет собой силу тяги, которая передается от оси лесного движителя к раме машины для земляных работ. Отно- зние — = / характеризует приведенный коэффициент сопротивле- 1я качению колесного движителя, или сокращенно коэффициент противления качению. Тогда представленное выше выражение |Жвт быть переписано следующим образом: PK~T-fGK== 0. Произведение fGK — фиктивная сила сопротивления качению, торую обозначим Pf. Следовательно, окончательно будем иметь РК = Т + РГ    (85) Таким образом, в тех случаях, когда рассматриваются силы, действующие на колесный движитель, можно вводить фиктивную силу сопротивления качению Pf = fR = }GK. Максимальное значение силы тяги Т9, которую может развить колесный движитель, определяется условием сцепления пневматической шины с поверхностью качения J\ = yR = yGK,    (86) где ф — коэффициент сцепления пневматической шины колесного движителя с поверхностью качения. На рис. 65, б показана схема сил и моментов, действующих на колесный движитель при работе на режиме «свободного колеса» г. На ось колесного движителя в данном случае действует только одна сила — вертикальная нагрузка GK. В связи с этим равнодействующая реактивных сил, действующих на пневматическую шину со стороны поверхности качения, будет направлена вертикально. Обозначим ее как и рань'ше через R. Тогда уравнение равновесия колесного движителя будет Мк—Ra — 0. Разделим это уравнение на гс и, принимая во внимание, что GK = R, получим и,    ш 1 г
Обозначая, как и в предыдущем случае, — = РК будем иметь (87)
PK—fGK^=0, где, как и прежде, Следовательно, окружная сила колесного движителя, рабо-' тающего на режиме «свободного колеса», равна силе сопротивления качению. Схема сил, действующих на ведомое колесо с пневматической шиной при качении по горизонтальной поверхности с равномерной действительной скоростью поступательного движения оси колеса, приведена на рис. 65, в. Качение колеса происходит под действием толкающей силы Рк, приложенной к его оси и направленной параллельно поверхности качения. Горизонтальная составляющая равнодействующей реактивных сил у ведомого колеса направлена в сторону, противоположную направлению поступательного движения его оси. 1 Крутящий момент расходуется только на преодоление сопротивления качению колеса. доставляющая Т равнодействующей реактивных сил является уилой трения, обуславливающей! возможность качения ведомого шлеса. Условие равновесия ведомого колеса определяется равенством Trc—Ra = О, Pnrc — Ra, :ак как Таким образом, сила Р'к совместно с горизонтальной составляющей Т, равнодействующей реактивных сил, образует пару сил, юмент которой при равномерном поступательном движении оси юлеса уравновешивается моментом сопротивления качению. Сле-(овательно, сила Рк по абсолютному значению равна фиктивной иле сопротивления качению Pf. Тогда, разделив приведенное ;ыше уравнение на ге и имея в виду, что R = GK, окончательно голучим P’K = Pi = GK± = fGs.    (88) § 31. СОПРОТИВЛЕНИЕ КАЧЕНИЮ КОЛЕСА С ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ШИНОЙ В качестве примера рассмотрим расчет сопротивления каче-шо ведущего колеса, когда деформируется как шина, так и по-ерхность качения — грунт. Преобладающим видом деформации грунта колесом является ертикальное сжатие. Поэтому в первую очередь необходимо приять закон, характеризующий зависимость между нормальными онтактными напряжениями о и полной деформацией грунта х. В типичных грунтовых условиях работы машины для земляных абот, когда о ==с: 2,5 кГ 1см2, закон деформации сжатия грунта для тучая деформирования грунта колесом с пневматической шиной ожет быть представлен следующим образом: в зоне загрузки (рис. 66, участок пО) а — Сгх, де С1 — коэффициент полной деформации грунта; х — полная деформация грунта; в зоне разгрузки (участок тпО) а = С2х, де С2 — коэффициент упругой деформации грунта; х — упругая деформация грунта. Основой оценки механических свойств пневматических шин ри исследовании процесса взаимодействия является закон деформации шины, определяющий зависимость нормальных контактных напряжений о от радиальной деформации шины у. Пусть радиальная деформация пневматической шины у не превышает своего критического значения, тогда законы деформации будут: для грунта
в зоне загрузки в зоне разгрузки для пневматической шины в зоне загрузки в зоне разгрузки Расчетная схема взаимодействия пневматической шины колесного движителя с грунтом, полученная на основании анализа опытных данных, показана на рис.66. В этой схеме принято, что радиальной деформации подвергаются элементы шины, находящиеся на участке пт. Кроме того, предполагается, что в местах контакта шины с грунтом в зоне загрузки и в зоне разгрузки поверхность имеет цилиндрическую форму радиусами Rx и R2. Центры их 02 и Os расположены на вертикали, проходящей через центр колеса — точку Оу. Рис. 66. Схема взаимодействия пневматической шины с грунтом
Ширина поверхности контакта пневматической шины является постоянной и равна &В , где ft — коэффициент увеличения ширины колеи за счет боковой деформации шины; Вш — ширина профиля шины. Контакт пневматической шины с грунтом начинается в точке п и заканчивается в точке s, т. е. еще до выхода шины из грунта. Это объясняется тем, что скорость vs восстановления упругой деформации грунта в колее равна скорости у разгрузки грунта. При дальнейшем перемещении точки s ve < v , поэтому происходит отрыв протектора пневматической шины от поверхности грунта. Под скоростью разгрузки понимается скорость перемещения некоторого элемента пневматической шины в вертикальном направлении относительно горизонтали, проходящей через точку О при качении колеса. Пренебрегая пока влиянием сил трения, возникающих вследствие скольжения элементов пневматической шины, будем считать, что элементарная реакция dN направлена по радиусу цилиндрической поверхности контакта пневматической шины с грунтом к ее центру, находящемуся в точке Ог. Разложив dN аа вертикальную dR и горизонтальную dT составляющие, будем иметь dR — dN cos |3 и dT — dN sin |3. Из условия равновесия колесного движителя, работающего ia режиме «свободного колеса», следует, что yidR = y dN cos $ — R = GK, ZdT = 2dN sinp = 0. Так как dN cos |3 = ods§Bm cos |3 — стс^'05ш, то зависимость 1ежду вертикальной нагрузкой на ось колеса GK и нормальными :оитактными напряжениями а определяется уравнением Gk = ®Biu    \0(й' (93)
Чтобы проинтегрировать это уравнение, необходимо знать за-исимость а = а (|). Для первого интеграла она может быть становлена следующим образом. Из схемы, представленной на ис. 66, следует, что x-\-y = cg — uq. Из треугольников qO4га и qOtk, которые являются прямоуголь-ыми, a\ = (2r0 — qc) qc m 2r0qc; I2 = (2r0 — qu) qu 2rQqu. Тогда получим Принимая во внимание законы деформации грунта и пневмати-!ской шины в зоне загрузки, определяемые выражениями (89) и 1), находим Для второго интеграла зависимость о — о (|) можно устано-[ть аналогичным образом. Действительно Учитывая законы деформации грунта и пневматической шины зоне разгрузки, которые выражаются теперь уже зависимостями )) и (92), получим Подставим в первый интеграл уравнения (93) значение а, определяемое зависимостью (95), а во второй — зависимостью (97): СА (£-£)*+ ( (£--£-)* \2Г0 "о/    J ^2+^2 \^г0 "О / J Ci + ЛГх \2г0 О    — а3
Произведя интегрирование и преобразования, получим Ci^i _ ef_ , C2K2 1а\аг _ _а|_ i 3r0 C^-\-Ki \ 2r0 6r0 / j (98)
GK — '&Bul
Теперь установим зависимость между ах и а2. Закон деформации пневматической шины (91) в точке £ — 0 примет следующий вид: о = КгК, откуда Для этой же точки зависимость (95) будет ---“!    (ЮО) -\-К\ 2г0 Подставляя в выражение (99) значение а, определяемое уравнением (100), найдем, что С. + Кг 2г0' Аналогичным образом можно получить зависимость <102> Приравнивая правые части уравнений (101) и (102), установим * V ИШз-    (103) Подставляя найденное значение а2 в уравнение (98), после преобразований получим С\К\ , , CiK2a9 2 С2К2 а1 1 /'i04'\ fa+ЫЗго (C1 + K1)2r0 Ul (C3 + Ks) ' 67o У ' Значение а3 может быть найдено, исходя из следующих соображений. Воспользовавшись рис. 66, составим приближенную зависимость х~^у 2^7' Скорость разгрузки грунта при качении колеса с пневматической шиной может быть определена дифференцированием уравнения (105) по времени t: G. = bB„ При равномерной скорости поступательного движения колеса, >гда vKd=djt< получим зависимость для определения абсолютно значения скорости разгрузки грунта vp=i2 (107) В точке s с координатой £ = а3, соответствующей моменту от-1ва протектора пневматической шины от грунта, скорость раз-узки грунта vp равна скорости восстановления упругой деформа-ш грунта в колее ve. Поэтому ее значение будет V=^vnd.    (108) Применим формулу, предложенную В. Ф. Бабковым, согласно горой *,=',{ 1+щУ    (109) Далее заметим, что для точки | = 0 законы деформации грунта шины, определяемые зависимостями (90) и (92), позволяют начать C2hv = К2К, откуда следует, что Подставляя выражение (109) в формулу (108) и имея в виду висимость (110), окончательно получим " --<Ш> Таким образом, Необходимо указать, что максимальное значение азтах огранивается величиной а2, т. е. азтах = а2. Произведем перестановку членов уравнения (104): С\К-1 „3 _1__С\К2<?з 2 _ / Ок . G2K2 й\ \ _ ~ /4 А о\ (CTi + ZTx) Зг0 “‘"ЧСх + ЛГ^гго ai \#ВШ + С2 + К2 6 затем представим его в следующем виде: Аа\-\- На\ — L — 0,    (114) (Сг + Кг) Зг0> (Ci + К у) 2г{) ’ Н-
^к I С2К2 Увш с2^-к2 бг9 Решить уравнение (114) относительно ах проще всего можно графическим методом. Для определения действительных корней достаточно построить кривые уг = Аа\ и у.2 = L — На\ (рис. 67). Тогда абсцисса точки их пересечения определит искомый корень уравнения (114), т. е. значение av Поскольку значение ах может быть только положительным, достаточно ограничиться построениями, выполненными в первом квадранте. Определив значение а15 не трудно рассчитать значение а2, применяя зависимость (103). Полную глубину колеи hn можно найти, воспользовавшись выражением (94), полагая | = 0 и имея в виду, что в этом случае у = К, х = hn, если вместо Я подставить ее значение, определяемое выражением (101), то
<“5> Величину упругой деформации грунта в колее h находим аналогичным образом, принимая во внимание, что при ^ = 0x = hyny = X, а также применяя выражение (96) и зависимость (102): <,1б> После этого можно рассчитать остаточную глубину колеи h0 имея в виду, что h0 = hn — hy. Крутящий момент Мк, подводимый к колесному движителю, расходуемый на преодоление момента сопротивления качению, обусловливаемый процессом деформации грунта и ги-стерезисными потерями в пневматической шине, возникающими вследствие ее радиальной деформации, можно определить, воспользовавшись зависимостью 5 ос    $ ol сЩ. (117)
Для того чтобы проинтегрировать это выражение, необходимо подставить значение а в первый интеграл, определяемое выражением (95), а во второй — выражением (97). После указанной подстановки получим Производя интегрирование и преобразования, будем иметь М
(118)
8гп
ClKl а\ С.,К., /й|а| -\-K-i &г0 С^ ~}~ К^ \ 4г0
Значения ах, а2, а3, входящие в эту формулу, можно определять из уравнений (114), (103) и (112). По крутящему моменту в дальнейшем не трудно рассчитать коэффициент трения качения а, воспользовавшись зависимостью в =    (119) inn приведенный коэффициент сопротивления качению / (коэффициент сопротивления качению): ,_ а    а    Му. (120а)
*    V _ r0 — K GK(r0 — К)’ ■■r0 — k. Значение Я можно найти, применяя зависимость (101). § 32. СКОЛЬЖЕНИЕ И СЦЕПЛЕНИЕ ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ШИНЫ КОЛЕСНОГО ДВИЖИТЕЛЯ Скольжение и сцепление пневматической шины колесного движителя с поверхностью качения в значительной степени зависит т возникающего при этом внешнего трения резины. Рис. 68. Расчетный вид функциональной зависимости цс = |хс (0;) В первом приближении можно считать, что коэффициент тре-ия скольжения резины некоторого элемента пневматической [ины при работе колесного движителя является функцией коэф-ициента проскальзывания этого элемента 0£ и нормального кон-штного напряжения а, т. е. И-с = М06. а)- На рис. 68 показан расчетный вид функциональной зависимости , = [хс (0£). Правая ветвь графика отображает эту зависимость при буксовании элементов пневматической шины, когда 05^1. Что касается левой ветви, то она дает ту же функциональную зависимость, но при движении элементов пневматической шины юзом, при этом 0Е ёС 1. При равной относительной величине проскальзывания элементов пневматической шины в ту или другую сторону, т. е. при буксовании или юзе значение |хс будет одинаковым, поэтому ветви графика симметричны относительно оси ординат. Рис. 69. Расчетный вид функциональной зависимости цс9 = fice (о)
Коэффициент трения скольжения резины элемента пневматической шины о поверхность качения может быть представлен следующими эмпи рическими уравнениями: при 0£ 1    ' при 0С И-е = |Ап + (М-св — И^) (* — 6i)> (122)
коэффициент трения скольжения резины о поверхность качения при 0^ оо или при 0. -> 0 и заданном значении о; п — параметр, зависящий от вида и состояния поверхности качения. Расчетный вид функциональной зависимости цс9 = [хсе (и) показан на рис. 69. При изменении о = 1 ч- 3 кГ/см? ее можно выразить приближенным эмпирическим уравнением (123)
М-сб —    U о, где jxcQ=I — условный коэффициент трения скольжения резины при 0£ -*■ 0 или 0г -> оо и сг -► 0; U — угловой коэффициент ■Uc6a P'cSi
Подставляя цсв, определяемое выражением (123), в уравнения (121) и (122), получим: при 0„ н-с=Ип+[(шло—и°)——~]; Цс = Hn + [(и-сва — иa) — tin] [1 — 0|]. (125) 149
Имея в виду обозначения, принятые на схеме, отображающей кинематику качения колеса с пневматической шиной (рис. 66), формулу (82) представим в следующем виде: Подставляя значение 0., определяемое этой зависимостью. в уравнения (124) и (125), получим формулы, с помощью которых можно определить коэффициенты трения скольжения резины в любой точке пневматической шины, находящейся в пределах области контакта, если задан коэффициент проскальзывания 0 центральной опорой точки шины. Имея в виду сказанное выше, получим: при 0 1 |АС = fin+ [(1^80 — иа) — Ц„1 1 при б 1 М-с = (Lin + [(ЦсЭсг — ио) — Ц„] j^l — fl + гЧ '
(127)
Здесь, как и прежде, через £ обозначена координата точки пневматической шины, в которой определяется коэффициент трения скольжения резины (см. рис. 63). 5ис. 70. Эпюра скоростей про-;кальзывания и элементарных :ил трения в области контакта [рн работе колесного движителя на режиме «свободного колеса»
Теперь перейдем к рассмотрению трения не отдельных элементов пневматической шины, а всей поверхности контакта для случая, когда работа колесного движителя сопровождается деформацей только одной шины. При работе колесного движителя на режиме «свободного колеса» (см. рис. 65, б) на его ось не действуют никакие горизонтальные силы. Вследствие этого равнодействующая элементарных сил трения 2 А Т, возникающая на площади контакта пневматической шины и обусловливаемая проскальзыванием ее элементов, должна быть равна нулю. Это возможно только тогда, когда эпюра ;коростей проскальзывания меняет свой знак (рис. 70). В этом ;лучае элементы пневматической шины, находящиеся на перифе-)ии области контакта (участка ах — dt и а2 — d2), будут проскаль- Рис. 71. Эпюры скоростей проскальзывания и элементарных сил трения в области контакта при работе колесного движителя на режиме «ведущего колеса»
. ^10 Укд
<1.
зывать в сторону, противоположную направлению поступательного движения оси колеса, т. е. буксовать, а элементы шины, расположенные в центральной части (на участках ^ и d2), — в обратном направлении, т. е. двигаться юзом. Напомним, что первое направление скорости проскальзывания ранее было принято за положительное, а второе — за отрицательное. В результате проскальзывания будут возникать элементарные силы трения АТ, направления действия которых противоположны направлениям скоростей проскальзывания элементов пневматической шины. Направление сил трения, совпадающее с направлением поступательного движения оси колеса, условимся считать положительным, а направление сил трения, противоположное направлению поступательного движения оси колеса, — отрицательным. Таким образом, при работе колесного движителя на режиме «Свободного колеса» 2 ЛТ = 0. Поскольку центральная опорная точка будет проскальзывать в направлении поступательного движения оси колеса, то скорость vnb будет больше окружной скорости центральной опорной точки f10 = сокг. Следовательно, коэффициент проскальзывания центральной опорной точки 0, с помощью которого оценивается проскальзывание колеса с пневматической
Таким образом, при работе ко лесного движителя с пневматической шиной на режиме «свободного колеса» коэффициент проскальзывания центральной опорной точки всегда меньше единицы. Если колесный движитель работает на режиме «ведущего колеса» (рис. 65, а), то сила тяги Т = Fn будет представлять собой равнодействующую элементарных сил трения, возникающих вследствие проскальзывания элементов пневматической шины относительно поверхности качения, т. е. Т = ПАТ. При очень малых значениях Т эпюра скоростей проскальзывания может менять свой знак, но при больших значениях силы тяги она будет эпюрой только одного положительного знака (рис. 71). Таким образом, при работе колесного движителя на режиме «ведущего колеса», если он развивает значительную силу тяги, элементы пневматической шины будут проскальзывать только в одном направлении, которое будет противоположно поступательному движению оси колеса. Что касается скоростей проскальзывания, то они будут положительными и, кроме того, будут возрас-
шинои:
гать по мере удаления от центральной опорной точки О к периферии области контакта, достигая максимального значения в крайних опорных точках пят. Что же касается возникающих элементарных сил трения Л Г, то они будут также иметь только одно — положительное направление. Поскольку в данном случае проскальзывание всех элементов пневматической шины и в том числе центральной опорной точки 9 происходит в сторону, противоположную направлению поступательного движения оси колеса, будет иметь место следующее неравенство: икд < у10, где fI0 Итак, при работе колесного движителя на режиме «ведущего колеса», если оно развивает значительную силу тяги, коэффициент проскальзывания центральной опорной точки будет больше еди-аицы. Теперь перейдем к решению плоских задач скольжения пневматической шины колесного движителя. Элементарная сила трения dT, возникающая на участке dг| контакта пневматической шины при условии, что ширина поверх-юсти контакта равна ширине протектора шины Вш, будет dT = цсаВ'ш (Щ (128)
При изменении силы тяги от Т = 0, когда 0 < 1, до Г, соот-5етствующего 0 = 1, элементарные силы трения dT будут иметь )азные направления (см. рис. 70). Принимая во внимание сказанное выше, можно составить исходную зависимость, связывающую силу тяги колесного движителя ; возникающими при этом элементарными силами трения в разных очках области контакта пневматической шины вследствие про-жальзывания: -(^2
г<г,
J dT+ ^ dT - $ $ dT
А
— d2
Т = Полагая, что !удем иметь
T — 2
Или, подставляя значение dT, применив для этого зависимость 128), получим В первый интеграл подставляем значение jxe, определяемое зависимостью (126), а во второй — зависимостью (127): Г а ^ { Л -d
Ип + [(М-сэст ■ U а) — щ]
Т — 2В],
adl-
1 + ^1 9'г
— S [(М'сва—Uo)-0 1-1 +
(129)
Полученное уравнение устанавливает зависимость между силой тяги колесного движителя и коэффициентом проскальзывания центральной опорной точки пневматической шины при 0 sg 1. При силе тяги, соответствующей 0 = 1, и ее большем значении эпюра скоростей проскальзывания будет только положительной (см. рис. 71). Поэтому элементарные силы трения dT приобретут также одно и при том положительное направление, показанное на данной схеме. Тогда в рассматриваемом диапазоне работы колесного движителя зависимость, связывающая силу тяги Т с возникающими элементарными силами трения dT, будет а 1    U \dT + s iT Т =
Полагая, что ах = а2 = а, будем иметь Т = 2
Т = 2В'
(130)
1-
adl
1+У 6»
Подставляя значение |лс, определяемое зависимостью (126), получим 1
|цп + [(Цсбо Ua) (Хп]
Данное уравнение устанавливает зависимость между силой тяги колесного движителя и коэффициентом проскальзывания центральной опорной точки пневматической шины при 0 1. В качестве примера рассмотрим решение уравнений (129) и (130) при законе деформации пневматической шины: в зоне загрузки n = Zf = const;    (131) в зоне разгрузки а = .£2= const,    (132)
отображающем равномерное распределение нормальных контактных напряжений на площади контакта. Тогда формулу, устанавливающую зависимость силы тяги колесного движителя от коэффициента проскальзывания центральной опорной точки при заданных параметрах пневматической шины, когда последний изменяется в пределах от 0 << 1 до 0 = 1, можно получить, решая уравнение (129) при принятом законе деформации пневматической шины. Законы деформации пневматической шины в зоне загрузки (131) и зоне разгрузки (132) необходимо заменить общим видом (133)
a = ^cP = const, где который будет справедливым для всей области контакта пневматической шины с поверхностью качения. Подставляя значения о, определяемые выражением (133), в уравнение (129) после интегрирования и соответствующих преобразований, получим Т = 2В'ШК?Р (|хс0о — UKtP) (а —2d) — (ц.с8ст — fx„ — UK%) х п (п 4-1) (я6 — db) Функциональная зависимость d = d(Q), которую необходимо знать для выполнения расчетов по формуле (134), может быть установлена следующим образом. Уравнение (84) приводим к виду 1ринимая во внимание схему, показанную на рис. 63. В точке, имеющей координату | = dt = d, всегда Avn; = 0. Имея это в виду, находим С помощью полученной зависимости можно определить зна-шние d при заданном коэффициенте проскальзывания 0 централь-шй опорной точки. Формулу, устанавливающую зависимость силы тяги колесного 1,вижителя от коэффициента проскальзывания центральной опор-шй точки, когда он изменяется в пределах от 0 = 1 до 0 = сю, ложно получить, подставляя значение а, определяемое выражением 133), в уравнение (130). Выполнив интегрирование и преобразования, придем к следующему конечному результату: Т = 2ВШК*Р j(jxcea — иК*р) a — {\iaa — \in — UК*р) х Формулу (136) можно рассматривать, как частный вариант формулы (134). Действительно, полагая d = 0, что может быть при Т, соответствующем 0 = 1, или большем значении, из формулы (134) получим формулу (136). Максимальная сила тяги бывает при скольжении, близком к полному, когда действительная скорость поступательного движения оси колеса икд стремится к нулю, а, как следует из выражения (81), в этом случае 0 ->■ сю. При 0 > 1,2 коэффициенты трения скольжения практически не зависят от коэффициентов проскальзывания элементов пневматической шины, находящихся в области контакта. Таким образом, применявшаяся ранее функциональная зависимость [хс = [хс (0Е(т) примет вид |хс = р,с (а). Следовательно, задача о сцеплении пневматической шины может рассматриваться как частное решение задачи о ее скольжении. Так, например, полагая в формуле (136) 0 = оо и имея в виду, что в этом случае Т = Т9, получим Т<р = 2В'шК?р[(цс9а — иКср) а]. (137)
Поскольку 2В’ш К*р а = GK, где GK — вертикальная нагрузка на ось колеса, окончательно получим Тф — GK (fJ-сЭa UKCp). (137а)
Коэффициент сцепления пневматической шины с поверхностью качения можно определить по формуле Ц)=-7г-=Цс6а—иКср.    (138) Применение формул (118) и (120), а также (136) — (138) в ряде случаев затруднительно из-за того, что входящие в них коэффициенты получены для ограниченного числа и состояния грунтовых поверхностей. Поэтому для определения приближенных значений коэффициентов / и ф, а также для построения кривой скольжения можно пользоваться эмпирическими данными. На основе экспериментальных исследований получена формула для построения кривой коэффициента буксования колесного движителя с пневматической шиной. где А, В и п — коэффициенты, принимаемые по табл. 25. Значения коэффициентов А, В, п для построения кривой коэффициента буксования колесного движителя с пневматической шиной на связных грунтах Относительная Давление воздуха в пневматической шине в кГ/см2 Состояние грунта влажность грунта
<<< Предыдущая страница  1     Следующая страница >>>


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я