Дорожные машины. Машины для земляных работ - часть 2

ясоростй движения за счет буксования колесного движителя и юэтому при прочих равных условиях зависят только от частоты |ращения коленчатого вала двигателя. Вторые зависят как от [астоты вращения коленчатого вала двигателя, так и от степени !уксования колесного движителя.
Перечислим характерные скорости движения машин для зем-1яных работ: скорость движения на холостом ходу vx, номиналь-(ая скорость движения vH (действительная скорость движения
'ис. 75. Определение оценочных показателей землеройно-транспортных машин с помощью тяговой характеристики
[ри номинальной частоте вращения коленчатого вала двигателя t б — 20%), расчетная скорость движения vp (теоретическая ско-юсть движения, соответствующая номинальной частоте вращения ;оленчатого вала двигателя).
Целесообразно основные оценочные показатели тяговых и топ-[ивно-экономических качеств, перечисленных выше, определять: на режиме максимальной тяговой мощности — Т^т,
дjvr ialab)i Т1т,Л?т (а1а7)) ^TNT (а1аз)> 8Т1\1Г (а1а4)>
на режиме максимального тягового к. п. д. — Тц, (ЬХЬ2), аг, (^1^6)’ ^тТ) ФФз),    й4);
на' режиме максимальной мощности двигателя — Тме, ^NeipyC^), (i.Vg (^1^4))    GtN (С].сз)| gTNe (clcb)>
§ 37. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ МАШИН НЕПРЕРЫВНОГО РЕЗАНИЯ ГРУНТА
С помощью тяговой характеристики машины непрерывного резания грунта можно определить ее производительность и топливную экономичность.
На примере автогрейдера Д-144, работающего на зарезании грунта, рассмотрим методику определения его основных эксплуа* тационных показателей. Заметим, что о производительности автогрейдера будем судить по объему грунта в плотном теле, вырезанного отвалом.
1.    Во второй четверти системы координат (рис. 76) наносим регуляторную характеристику двигателя КДМ-46 в функции крутящего момента.
2.    В первой четверти системы координат строим тяговую характеристику автогрейдера.
3.    В четвертой четверти системы координат строим номограмму для определения проекции площади сечения 8г вырезаемой стружки грунта на плоскость, перпендикулярную к направлению движения в координатах £йи Т. Для этого вниз по оси ординат наносим шкалу значения £г, осью 'абсцисс служит уже ранее нанесенная шкала Т.
Построение производим по уравнению
где коэффициент удельного сопротивления грунта резанию.
Поскольку рассматриваемая зависимость выражается прямой, проходящей через начало координат силы тяги — точку Ог, значения Se достаточно определить при любой величине Т и, нанеся найденное значение на графике, соединить полученную точку с началом координат.
При построении лучевой диаграммы необходимо задаваться различными значениями к, чтобы охватить возможные грунтовые условия, встречающиеся при работе автогрейдера.
4. В третьей четверти системы координат строим номограмму для определения теоретической часовой производительности ав~ тогрейдера Пт по объему вырезанного грунта при различных скоростях движения v9. Для этого воспользуемся координатами Пт и Ss. Шкалу значений Пт наносим на оси абсцисс влево от начала координат; шкала Ss остается прежней. Для построения искомой зависимости воспользуемся выражением
Пт = 1000«Угг>а м3/ч.
Задаваясь различными значениями vg, строим номограмму аналогично предыдущей. Она будет представлять собой также пучок прямых, проходящих через начало координат.
5. В этой же четверти системы координат вниз по оси ординат аносим шкалу удельного расхода топлива gn и по уравнению
координатах Пт и gn строим кривые теоретического расхода топ-ива на 1 м8 вырезаемого грунта в зависимости от часового рас-
йт,кГ/ч W 30 20 10 О -ТШГ'-
у,of/мин 1100 mo 900. 20800 100 Ие,кГм
76. Графический расчет основных эксплуатационных показателей автогрейдера Д-144
(а топлива Ge двигателем. На графике эти кривые построены I трех значениях часового расхода топлива 15; 17,5 и 20 кг/ч.
6. Находим эксплуатационную производительность
па=кпг,
k# — /с2
fcj — коэффициент, учитывающий потери грунта при его перемещении из забоя на рабочий орган;
кг — коэффициент, учитывающий необходимость снижения используемой мощности двигателя при его непрерывной и длительной работе (к2 = 0,9 0,95);
к3 — коэффициент использования машины по времени;
ki — коэффициент, учитывающий влияние системы управления на производительность машины.
Задаемся определенной производительностью Пт (например, 3000 м3!ч) и наименее возможным коэффициентом кэ (например,
0,75). Располагая этими исходными данными, пользуясь приведенной выше формулой, находим, что Пэ = 0,75 ■ 3000 = 2250 м3/ч. Это значение откладываем на шкале Пт производительности автогрейдера и через полученную точку проводим прямую, перпендикулярную оси абсцисс. На этой прямой откладываем отрезок а^аг произвольной длины, а затем точку а2 соединяем наклонной прямой с точкой а3. Отрезок а2а3 разбиваем на равномерную шкалу, крайние значения которой будут ka = 1 и кэ = 0,75. После этого соединяем точки шкалы k3 с началом координат прямыми лучами. Наконец, через деление шкалы Пт проводим прямые, параллельные отрезку а2а3.
Построив такой график для любой машины непрерывного резания грунта (автогрейдера, грейдер-элеватора, струга, рыхлителя, канавокопателя и др.), можно весьма просто решить целый ряд задач, связанных с оценкой их эксплуатационно-технических показателей и выбором рациональных режимов работы. Используя построенный график, рассмотрим возможные методы решения наиболее характерных задач.
Предположим, что требуется определить эксплуатационную производительность автогрейдера Д-144 при работе на первой передаче с использованием режима максимальной тяговой мощности, если коэффициент сопротивления грунта резанию к = 5000 кГ!м2, а кэ = 0,75.
Обозначив точкой аъ максимальную тяговую мощность автогрейдера на первой передаче NTь опустим из нее перпендикуляр на ось абсцисс и найдем силу тяги колесного движителя, соответствующую заданному режиму работы (точка as). Определив по графику Т = 5000 кГ, найдем часть силы тяги Г , которая расходуется непосредственно на резание грунта, пользуясь известной зависимостью
Tv = T-(f2R + Wnf + We + Weo), где 2R — суммарная нормальная реакция грунта на все колеса автогрейдера;
Wnv — сопротивление перемещению призмы волочения грунта;
W — сопротивление трения при движении грунта вверх по отвалу;
Wgo — сопротивление трения при движении грунта вдоль по отвалу.
Выполнив необходимые расчеты, определим, что Тр = 5000—2500 = 2500 кГ.
Значение Тр откладываем по оси абсцисс вправо от начала коор-инат (точка й9). По тяге Тр можно определить проекцию площади зчения Sa вырезаемой стружки грунта на плоскость, перпендику-ярную к направлению движения автогрейдера. Для этого че-ез точку а9 проводим вертикаль до пересечения с лучом к — = 5000 кГ/м2. Через полученную точку а10 проводим горизон-*ль с тем, чтобы она пересекла шкалу Sg (точка ап) и'луч va = = 2,5 км/ч (точка а14), так как при заданном режиме работы ав-)грейдера действительная скорость движения составляет при-врно 2,5 км/ч, в чем можно убедиться, если через точку а6 про-зсти горизонталь до пересечения со шкалой vg (точка а7). Положе-зе точки ап на шкале Sa определит сечение стружки грунта.
Проведя вертикаль через точку а14 на шкале Пт (точка а15), шдем теоретическую производительность авто грейдера. Она со-■авит 1250 м3/ч.
Для определения эксплуатационной производительности при [данном значении кэ = 0,75 проводим наклонную линию аи а17
> пересечения с лучом, соответствующим заданному значению = 0,75. Проведя вертикаль через точку а17 до пересечения со калой Пт (точка а18), найдем искомую эксплуатационную произ-|Дительность автогрейдера, равную 925 м3/ч.
Для определения удельного расхода топлива gn предварительно гжно установить часовой расход топлива двигателем. Это можно елать, если через точку провести горизонталь до пересечения кривой Ge регуляторной характеристики (точка а19), из этой точки остановить перпендикуляр к шкале Ge и затем по ней найти часо-й расход топлива, который будет равен 17,5 кг!ч.
Продолжив вертикаль аиа15 до пересечения с кривой Ge = 17,5 кг!ч и проведя через точку пересечения а13 горизонталь до <алы gn (точка а^), найдем удельный расход топлива. Он составит ,0 г на 1 м3 грунта, вырезанного отвалом автогрейдера. Аналогичным способом можно найти Se, Пд, gn для различных жимов работы автогрейдера на разных передачах.
§ 38. ПОСТРОЕНИЕ СКОРОСТНЫХ И ДИНАМИЧЕСКИХ
ХАРАКТЕРИСТИК САМОХОДНЫХ КОЛЕСНЫХ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ
Скоростные качества машин для земляных работ оцениваются: яростными характеристиками, динамическими характеристи-ми, величинами ускорения, временем и путем разгона. Скоростные характеристики представляют собой графическое ражение окружной силы Рк, часового расхода топлива Gv от фетической v,ti или действительной vd скоростей движения ма-:н на разных передачах.
Скоростные характеристики машин могут быть получены экспериментально или теоретическим путем.
На транспортном режиме машин отбор мощности на привод вспомогательных механизмов, как правило, не производится. Исключением является только незначительный отбор мощности на привод насоса, обеспечивающего работу гидравлического рулевого управления.
В связи с этим характерным является случай построения скоростной характеристики машины без отбора мощности двигателя.
Порядок построения скоростных характеристик машин с механической трансмиссией
Для построения скоростной характеристики необходимы те же исходные данные, что и при построении тяговой характеристики, с той только лишь разницей, чтЪ в данном случае регуляторная характеристика двигателя должна быть представлена в функции частоты вращения коленчатого вала двигателя.
1.    Строим основную зависимость скоростной характеристики машины — кривую окружной силы Рк в функции теоретической скорости движения vm, пользуясь уравнениями
р MeiMr\M гс
vm = 0,S77^.
Зависимость между крутящим моментом Ме и частотой вращения коленчатого вала пе устанавливаем по регуляторной характеристике двигателя. Получив таким образом достаточно точек, строим кривую Рк — Рк (рт) (рис. 77).    |
2.    Строим основную зависимость скоростной характеристики машины — кривую часового расхода топлива Gv в функции теоретической скорости движения vm.
Задаемся частотой вращения коленчатого вала двигателя пег и определяем по регуляторной характеристике соответствующий ему расход топлива Gei.
Подсчитываем значение vmi при nei и откладываем его на оси абсцисс (отрезок Oat). Затем восстанавливаем перпендикуляр из точки ах и на ней откладываем значение Gei (отрезок а^). Выполнив такие расчеты и построения при различных значениях пе, можно построить искомую кривую Gv = Gv(vm), которая приведена в первом квадранте.
3.    Строим производную зависимость скоростной характеристики машины — кривую удельного расхода топлива gv в функции теоретической скорости движения vm.
Для этой цели воспользуемся прежней зависимостью £„ = 1000^ г!(л. с. ч.),
ричем на данном режиме работы двигателя (определяемом вели-иной nei) Gv = аха2. Значение Nе определяется по регуляторной арактеристике двигателя при частоте вращения коленчатого ала пе1. Найденное значение gvi обозначено на графике скоростей характеристики отрезком ага9.
С учетом процесса буксования колесного движителя методика остроения скоростной характеристики машины будет иметь еле-уюшие особенности.
Рис. 77. Построение скоростной характеристики землеройнотранспортных машин
Строим основные зависимости скоростной характеристики манны — кривые окружной силы Рг и часового расхода топлива u в функции действительной скорости движения vd.
Для определения действительной скорости движения машины ш земляных работ необходимо во втором квадранте отложить [ачение Pf, а затем построить кривую коэффициента буксования в функции силы тяги Т, пользуясь уравнением (139).
Для установления связи теоретической скорости с коэффициен-iM буксования поступаем следующим образом. Из конца отрезка соответствующего некоторому значению vmi, восстанавливаем фпендикуляр до пересечения с кривой Рк — Рк (vm). Через точ-{ а3 проводим горизонталь до пересечения с кривой б (точка а4).
о величине отрезка Оха5 устанавливаем соответствующий коэф-1циент буксования и подсчитываем действительную скорость жжения машины по уравнению
Отложив найденное значение vgi вправо от начала координат (отрезок Огав), из точки ав восстанавливаем перпендикуляр до пересечения с горизонталью а3а4. Тогда точка их пересечения а7 будет лежать на искомой кривой Рк = PK(va), Получив достаточно точек описанным выше способом, можно построить искомую кривую.
Построение кривой Gv = Gv(vg) производится аналогично изложенному выше методу. Разница будет заключаться только в том, что значение Ge нужно откладывать при соответствующем значении vg. Так, если частота вращения коленчатого вала сос
тавляет nei, то скорость движения машины будет vdi и значение Gei, найденное по регуляторной характеристике двигателя, нужно отложить по прямой й6а7 из точки ае. Кривую Gv — Gv (vg) строим по точкам, полученным таким же образом.
Кривая gv = gv(vd) строится так же, как и в предыдущем случае. Значение gvi обозначено отрезком ава10.
Как видно из графика, в результате буксования колесного движителя кривые Рк, Gv, gv смещаются в область меньших скоростей и, кроме того, значительно изменяется их форма.
На рис. 78 показана теоретическая и действительная скоростная характеристика автогрейдера Д-144 на I, II и III передачах, представленная только кривыми Рк. Последняя построена для различных кривых буксования. Кроме того, принято, что величина Pf при этом остается постоянной. Сопоставление теоретических кривых Р'к, Рк, Рк, с действительными РкРкбз, полученными при различных значениях б, позволяет установить влияние окружной силы и сцепных качеств колесного движителя на потери скорости при работе автогрейдера на разных передачах.
Порядок построения скоростных характеристик машин с гидромеханической трансмиссией
Для построения скоростной характеристики можно применить [егодику, рассмотренную выше. Разница будет заключаться в том, то при построении зависимости Рк — PK(vm) нужно пользоваться юрмулами
ит = 0,377
Зависимость между М тжпт устанавливается по выходной ха-актеристике системы двигатель — гидродинамическая передача.
При построении кривых г]гт = r)sm(vm), г\гт = г\гт(ид) значе-ие г)гт также принимается по выходной характеристике при за-анном значении пт.
Динамические характеристики машин для земляных работ
Перегруппируем члены уравнения тягового баланса для транс->ртного режима работы таким образом, чтобы в левой части на-здились члены, не зависящие от веса машины:
п KwFvd    * ndvd
= fG cos а G sin а -|— G-
к 3,62 ---- ^    1 g dt ■
Разделим почленно обе части этого уравнения на полный вес 1ШИНЫ G, получим
3,62 ,    , . .К dvg
--рг2-= / cos а ± sin а Ч-----тт.
О    '    1 g at
Если пренебречь сопротивлением воздуха движению, то будем сеть
Рк х    , и dvd
-7? = /coscc±smaH— •
G '    ‘ g dt
Отношение характеризует окружную силу, приходящуюся
единицу веса машины, и поэтому является безразмерным по-зателем, который может использоваться для оценки скоростных честв машин. Указанное выше отношение, как известно, назы-ется динамическим фактором D. Расчет динамического фактора •оизводится по формуле
n_М eiMr\M
Таким образом, если значения Рк, откладываемые на оси ординат графика скоростной характеристики машины (см. рис. 78), разделить на G, то получим новый график, по оси ординат которого будет отложен динамический фактор.
Тогда кривая D = D(vm) будет являться теоретической динамической характеристикой, а кривая D — D(va) — действительной динамической характеристикой машины для земляных работ.
Вопрос об использовании динамического фактора для оценки скоростных качеств транспортных машин подробно излагается в курсах по теории автомобиля и поэтому здесь не рассматривается.
Отметим только, что с помощью динамической характеристики обычно определяют следующие основные показатели:
1)    максимальную транспортную скорость при установившемся движении в наиболее типичных условиях для данной машины;
2)    максимальное значение динамического фактора на прямой передаче и соответствующую ему скорость движения машины;
3)    максимальное значение динамического фактора на низшей передаче и соответствующую ему скорость движения машины.
В заключение необходимо указать, что при определении ускорения, времени и пути разгона машин целесообразно пользоваться литературой по теории автомобиля, где эти вопросы рассмотрены с достаточной полнотой и могут применяться для машин для земляных работ.
ГЛАВА VI
СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ МАШИН
§ 39. НАЗНАЧЕНИЕ, КЛАССИФИКАЦИЯ И ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Системы управления машин для земляных работ довольно раз-образны и их схема зависит от сложности машин и назначения стемы. По мере усложнения машин и повышения требования к шолняемым технологическим процессам, системы управления стоянно совершенствуются.
Управление машиной должно обеспечивать изменение положе-я рабочего органа относительно машины, направления движе-я машины и режимов работы ее (скорости движения и др.). Системы управления, применяемые на машинах для земляных бот, по их назначению можно подразделить на следующие груп-: системы управления установкой рабочего органа, системы левого управления, системы управления двигателем, системы равления вспомогательными механизмами (муфтами, тормозами ;р.). Они могут быть с ручным управлением или автоматического
1СТВИЯ.
Каждая из этих групп может иметь свои кинематические и кон-(уктивные особенности.
В отличие от основной кинематической цепи машины «двига-:ь—трансмиссия—рабочий орган», в которой мощность двига-я используется в течение всего рабочего процесса, в системах давления мощность двигателя передается рабочему органу толь-периодически и не через основную трансмиссию машины, а с гощыо специального приводного механизма (гидравлического,, [атно-блочного и др.). В большинстве случаев наиболее энерго-ще операции управления рабочим органом машин (подъем ков-отвала) совпадают по времени с максимальным использова-м мощности двигателя для выполнения основного технологи-кого процесса машин. Поэтому возможность совмещения работы овной кинематической цепи машины и системы управления ра-им органом должна проверяться по балансу мощности.
В системе управления вспомогательными механизмами мощ-гь двигателя используется для включения отдельных устройств ясмиссии (муфт, тормозов) или других механизмов. Опера-, выполняемые этой системой управления, не энергоемки и влияния на общий баланс мощности машины практически не оказывают.
Системы управления рабочими органами машин для земляных работ в основном изменяют положения отвала, ковша и т. п.
В одноковшовых экскаваторах не принято выделять системы управления рабочим органом от основных механизмов, так как операции по установке рабочего органа производятся почти одновременно с процессом копания. У одноковшовых экскаваторов системами управления принято считать системы, обеспечивающие действие муфт, тормозов и других вспомогательных механизмов. Они могут быть гидравлические, редукторные, канатно-блочные или комбинированные.
Наибольшее распространение на машинах для земляных работ имеют гадравлические системы. На отдельных моделях прицепных и навесных машин применяют канатно-блочное управление рабочим органом, а в самоходных — редукторное.
§ 40. ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ
Объемные гидропередачи широко применяют в системах управления рабочим органом, системах управления вспомогательными устройствами (муфтами, тормозами и т. п.), в рул_евом управлении машин для земляных работ.
Планами перспективного развития таких машин предусматривается дальнейшая гидрофикация машин и, в частности, оснащение большинства машин гидросистемами управления. Последнее объясняется их большими преимуществами.
Гидросистемы управления можно классифицировать:
по принципу действия — насосные и безнасосные;
по схеме действия — ручные, автоматические и полуавтоматические.
Наиболее распространены насосные гидросистемы управления для изменения положения рабочего органа (ковша скрепера, отвала) или его частей (заслонки, стенки ковша и т. п.). Эти системы, как правило, имеют привод насоса от вала отбора мощности трактора или тягача, имеют унифицированные с трактором основные узлы гидропередачи (бак, насос, распределитель) и специальные исполнительные узлы в виде цилиндров и реже гидродвигателей. Действие этих систем кратковременное, периодическое. Передаваемая этими системами управления мощность определяется необходимыми затратами на перестановку рабочего органа, зависит от модели машины и размеров рабочего органа и мо)кет составлять от 10 до 50% мощности двигателя.
Гидравлические безнасосные системы управления применяют для передачи усилия оператора на исполнительные звенья муфт, тормозов, рычагов и служат только для преобразования энергии оператора и получения удобных параметров на рукоятках управления. Передаваемая этими системами мощность не превышает 'lft кет. Рекомендуемые усилия на ручном рычаге — не более кГ при ходе до 0,25 м и при повороте рукоятки не менее 35° и а педали — не более 8 кГ при ходе до 0,2 м и угле поворота, е превышающем 60°.
Примеры гидросистем управления даны в § 29. Специфические условия выполнения технологического про-есса машин для земляных работ (подвижность агрегатов, исполь->вание в качестве силовой установки двигателя внутреннего "орания и др.) определяют режим работы гидросистем управле-ия. Основными показателями режима работы систем являются:
коэффициент использования номинального давления кд — ~
> — рабочее давление в системе; рн — номинальное давление в гстеме);
коэффициент продолжительности работы системы kg =— (ta —
>емя действия гидросистемы; tM — время работы машины); коэффициент снижения частоты вращения насоса вследствие
фегрузки двигателя р = — (п — частота вращения насоса при
фегрузке агрегата и включении гидросистемы; пн — номиналь-1я частота вращения насоса); число включений в час z.
Коэффициенты гидросистем кд = 0,5 -г- 1,2, кв = 0,1 -ь 0,30, = 0,5 - 1,0.
Число включений гидросистемы в работу в течение часа в за-симости от характера выполняемого технологического процесса ставляет: для гидросистем бульдозеров — z — 450 -г- 1200; скре-ров — z = 350 -г 850, автогрейдеров — z — 220 ч- 430.
С учетом перечисленных коэффициентов режимы работы гидро-|Иводов машин для земляных работ можно разделить на легкий, едний и тяжелый (табл. 27).
Таблица 27
Примерные показатели режимов работы гидросистем управления
Показатели
Режим работы
легкий
средний
тяжелый
оэффициеяты:
............
К............
исло включений z в час озможное снижение частоты вращения насоса
Менее 0,4 0,1-0,3 Менее 300
0,4-0,7 0,2-0,4 400-600
0,8—1,2 0,3—0,8 Свыше 700
По условиям выполйения технологического процесса гидроси-ма управления для изменения положения рабочего органа машин включается в процессе копания периодически в основном для снятия предельного тягового сопротивления при наполнении рабочего органа грунтом. Подвижный агрегат вследствие перегрузки двигателя или превышения тягово-сцепных возможностей движителя начинает при этом терять скорость и переходит в режим неустановившегося движения. Для таких сложных условий соответствие параметров гидросистемы параметрам машины и задачам выполняемого технологического процесса следует устанавливать при рассмотрении энергобаланса подвижного агрегата.
Наиболее напряженное состояние агрегата по энергозатратам наступает в конце процесса наполнения рабочего органа. Когда двигатель затрачивает максимальный крутящий момент для преодоления тягового сопротивления копанию, возникает необходимость произвести выглубление рабочего органа, для чего следует затратить мощность на привод насоса гидросистемы. На машинах цикличного действия (скреперах, бульдозерах) при этом наступает перегрузка двигателя.*
Гидросистема управления положением рабочего органа машин для земляных работ имеет исполнительный механизм в виде гидроцилиндров поступательного действия. Выходные параметры этого механизма (усилие на штоке и скорость движения поршня vn) определяют потребную мощность Nг насоса с его соответствующими входными параметрами — давлением р и производительностью Q. Таким образом, мощность гидропривода при данном виде исполнительного механизма может быть выражена через входные и выходные параметры следующей зависимостью:
= =    (163)
где Сх и С2 — переводные коэффициенты размерностей.
Перечисленные параметры должны быть дополнены параметром, отражающим полноту использования входных параметров, т. е. общим к. п. д. гидропривода
„    п    i -1Упот    <ла/.\
который характеризуется частными к. п. д. (см. § 29).
Как показывают расчеты, наибольший к. п. д. системы бывает при температуре рабочей жидкости в пределах +5 -т- +15° С, когда объемные утечки вследствие понижения вязкости масла еще не очень велики, а потери мощности Nn0T на преодоление трения в трубопроводах еще сравнительно малы.
Выбор параметров гидросистемы управления с разветвлением мощности на отдельные исполнительные механизмы производится по наиболее нагруженному механизму. При одновременной работе двух или нескольких механизмов необходимо производить суммирование затрат энергии и обеспечить возможность одновременного исполнения данных движений (применение делителей потоков, отдельных распределителей и т. п.). В машинах для земляных абот наиболее нагруженной операцией является подъем рабочего ргана, поэтому ниже все рассуждения ведутся применительно механизму подъема рабочего органа.
Выбор параметров в настоящее время производится из условий становившегося режима работы машины по требуемому усилию а штоке поршня и необходимой скорости относительного дви-{ения рабочего органа (скорости подъема). Этот метод расчета большинстве случаев приводит к некоторому занижению мощ-ости гидросистемы машин для земляных работ цикличного дец-гвия, к увеличению времени выглубления рабочего органа, отно-ительно длительному разгону машины после потери скорости оступательного движения и соответствующей потери производи-ельности машины. Однако для предварительного выбора мощ-ости гидропривода Ns машин цикличного действия можно вос-ользоваться имеющимися статистическими данными по удельным оказателям относительно подобных моделей машин с увеличением казанных показателей на 20—35%.
Для малых моделей машин непрерывного резания (автогрейде-ов, грейдер-элеваторов) можно пользоваться обычным методом ыбора параметров по требуемому усилию на штоке поршня и ребуемой скорости относительного передвижения рабочего органа гм. § 29).
По полученной мощности задают давление рабочей жидкости ли производительность насоса. Обычно в этом случае задаются делением рабочей жидкости в системе, а производительность tacoca определяют.
После предварительного выбора основных параметров можно риступить к расчету гидропривода. Расчет выполняется в два тапа.
Первый этап предусматривает выполнение упрощенного рас-ета, в объем которого входит проверка соответствия предвари-ельно выбранных параметров гидропривода требуемым техноло-ическим показателям (усилие на штоке и скорость его, крутящий момент на приводном валу). При этом возможные неучтенные ютери давления и производительности предусматриваются коэф-шциентами запаса по усилию и по скорости.
Коэффициент запаса по усилию кз и, учитывающий путевые : местные потери давления на трение, на преодоление сил трения [ежду деталями (в гидроцилиндре, в гидродвигателе и т. п.) и на [реодоление инерционных сил можно брать в пределах 1,15—1,25. Коэффициент запаса по скорости кзс, учитывающий утечки подвижных соединениях и уменьшение производительности идронасоса вследствие перегрузки двигателя, следует брать пределах 1,20—1,40, причем наибольшие значения следует рать для машин, у которых в процессе копания возможна большая [ерегрузка двигателя. Возможное уменьшение производитель-юсти насоса может быть определено по внешней характеристике .вигателя.
Таким образом, в первом этапе по заданным параметрам выходного звена гидропривода (усилию Slu на штоке и скорости vn движения) определяется его выходная мощность
Nz = CxSwvn.    (165)
В предварительном расчете определяются расчетные выходные параметры исполнительного механизма:
усилие
^п. р = ^в. у^ш’
скорость
^п. р ^з. с^п’
мощность
N г. р = CxSnt vvniV — Cjk'' ук31 cSmvn.    (166)
Затем по заданному номинальному давлению рн в системе определяется примерная полезная площадь цилиндра
которая позволяет выбрать нормализованные значения диаметра Бц цилиндра и d штока, пользуясь известными соотношениями между ними и учитывая наиболее нагруженную полость цилиндра.
Следует иметь в виду существующие практические соотношения некоторых параметров силовых цилиндров:
Усилие на штоке в Т ... . До 1,0 1,2—3,0 3,0—6,0 6,0—10,0 свыше 10 Давление в гидроцилиндре
в кГ/см2 ... До 50    60—70 80—100 120—150 160—200 Диаметр штока d.....(0,24-0,3)D4 (0,34-0,4)D4 0,ЪВц (0,64-0,7) D4 0,7D4
Второй этап расчета предусматривает определение потерь давления и производительности, а также окончательную проверку пригодности выбранных параметров насоса.
Затем определяют путевые Арп и местные Арм потери давления (см. § 29). Путевые потери давления следует определять в том случае, когда длина трубопровода I ^ 100 d; в противном случае путевые потери давления бывают незначительными и ими можно пренебречь.
После этого при заданных значениях Оц, c?l5 pt и N проверяют производительность насоса и скорость перемещения поршня:
71    <тг
cPj(K~d2)
При соответствии полученной скорости vn заданной (допусти-ое отклонение в пределах 5—10%) можно считать, что выбран-ый насос удовлетворяет установленным требованиям. Как показывают расчеты и проведенные исследования, силы эения Fм манжет поршня и Fc сальника штока о стенки ци-индра составляют 4—10% от усилия 5Ш на штоке. Поэтому можно ринять, что (^Л1 + /’С) + 5Ш = (1,04-4-1,10)^. В связи с возможностью возникновения больших инерционных агрузок (при быстром подъеме больших масс) необходимо про-зрить систему на возможное повышение давления (инерционный апор), что удобно подсчитывать по формуле АД.-у-ТГ + Т'ТР    («7> je L — развернутая длина трубопровода от насоса до цилиндра; Ьх — ход поршня в цилиндре; vm — средняя скорость движения жидкости в трубе; vn — скорость движения поршня в цилиндре. Допуская, что время перекрытия золотника составляет конеч-ую величину t = 0,01 0,03, а скорости vm и vn снижаются по инейной зависимости до нуля, можно определить Дрп прибли-генно. Суммарные потери производительности без учета снижения астоты вращения насоса составляют не более 10% его произво-ительности. Выходные параметры гидросистемы и vn проверяют с уче-ом определенных потерь давления и производительности. Раз-ица с заданными величинами допускается обычно в сторону ревышения, т. е. чтобы £шр ^ Бш и ^л.р > Vn. Гидросистема машины для земляных работ должна быть про-ерена по тепловому расчету на отдачу выделяемого тепла. Объемные гидросистемы машин работают обычно при темпе-атуре 30—60° С. Потерянная в гидроприводе мощность ревращается в тепло Q = Nn0TC3, це С3 — коэффициент эквивалентности: на 1 л. с. Са = 630 ккал/ч', на 1 кет Сэ = 860 ккал!ч. Полученное количество тепла надо отвести в окружающую реду через поверхность F. Количество тепла, отдаваемое твердыми генками гидроузлов в окружающую среду при конвекции, выра-{ается зависимостью Q — a^ —10) F, где (£j — t0) — перепад температуры между стенками и окружающей средой. F — суммарная наружная поверхность рассчитываемого агрегата, омываемая рабочей жидкостью; а — коэффициент теплоотдачи наружных поверхностей в окружающую среду. Коэффициент теплоотдачи где аг — коэффициент теплоотдачи рабочей жидкости; аг — коэффициент теплоотдачи воздуха; 6 — толщина стенки бака (цилиндра, трубопровода и т. д.); Кт — коэффициент теплопроводности стенок бака, цилиндра, трубопроводов и т. д. При установившемся режиме работы гидросистемы температура ^ рабочей жидкости не зависит от времени работы и может быть определена по формуле или Проверку системы на достаточность поверхности охлаждения можно производить по зависимости F_ Ne (1 —П )Сэкв (169)
a (h — tg) где Tj — полный к. п. д. гидропривода; F — наружная поверхность бака (обычно боковая); кд — коэффициент, учитывающий непрерывность работы гидропривода    (W — фактическое время работы гидропривода в смену; tCM — полное время смены). te — температура окружающей среды (воздуха). Для практических расчетов рекомендуется принимать: а = = 10 -н 15 ккал!(м2-ч-град); С\ = 0,45 ккал!(кг-град); С% = = 0,11 ккал/(кг -град). Цилиндры механизма подъема рабочих органов машин для земляных работ должны быть проверены на своевременность их заполнения рабочей жидкостью, чтобы исключить возможность возникновения вакуума в верхней полости цилиндра. Всасывающая магистраль гидросистемы должна быть проверена на условия неразрывности потока по зависимости ■де уж — удельный вес жидкости; h — высота всасывания; \ — коэффициент сопротивления элементов всасывающего трубопровода; ит — скорость течения жидкости. § 41. КАНАТНО-БЛОЧНАЯ СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ Канатно-блочная система управления применяется довольно >едко, преимущественно на скреперах, бульдозерах, рыхлителях, шогоковшовых экскаваторах и некоторых других машинах для земляных работ северного исполнения. Канатно-блочная система состоит из лебедки, редуцирующего звена и канатов с блоками (рис. 79). Общее передаточное число канатно-блочной системы 8 ’ис. 79. Схема канатно-блочной системы управления:
где 1Л — передаточное число привода лебедки; ip — передаточное число редуцирующего звена системы. Редуцирующим звеном канатно-блочной системы управления может быть полиспаст, дифференциальный барабан или зубчатый редуктор. Наибольшее применение имеет система с полиспастом. )та система проста по конструкции и в эксплуатации, но при большом передаточном числе несколько громоздка и имеет мень-цие к. п. д —вал отбора мощности; 2 —редук-ор; 3 — фрикционная муфта; 4 — ормоз; 5 — барабан лебедки; 6 — блоки; 7 — канат; 8 — полиспаст
В зависимости от числа управляемых частей рабочего органа югут быть один, два или три каната, а лебедка должна иметь оответствующее число барабанов. Применяемые в канатно-блочных системах управления лебедки южно классифицировать по следующим признакам: по расположению лебедки на тракторе (переднее или заднее); по числу арабанов; по расположению оси барабанов по отношению к про-ольной оси тягача (продольное или поперечное); по системе ключения лебедки (ручное или пневматическое). В настоящее время подавляющее число лебедок размещено зади трактора. При поперечном расположении лебедки значительно умень-гается число перегибов канатов и направляющих блоков. Для облегчения работы машиниста в лебедках, требующих начительных усилий для включения фрикционов и тормозов, рименяется пневмоуправление. Необходимым элементом каждой лебедки является муфта включения. В лебедках машин для земляных работ используют двухконусные фрикционные и пневмокамерные муфты включения. Преимуществом двухконусных фрикционных муфт является компактность конструкции. Однако пневмокамерные муфты обеспечивают большую плавность включения, меньшую металлоемкость и не требуют частого регулирования. Исходным параметром для подбора и расчета лебедки является тяговое усилие на канате барабана re = f (R + Go6), где гп — кратность полиспаста; R — сумма всех сопротивлений движению рабочего органа, отнесенная к оси действия полиспаста; Go6 — вес подвижной обоймы при вертикальном положении ее или сопротивление пружины, возвращающей подвижную обойму в исходное положение при горизонтальном движении рабочего органа. § 42. РЕДУКТОРНАЯ СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ Редукторные системы управления рабочим органом распространены на автогрейдерах, грейдер-элеваторах и в сочетании с канатно-блочной системой на самоходных скреперах. Такие Рис. 80. Схемы редуктораых систем управления: а — с приводом от вала отбора мощности; б — с приводом от отдельных электродвигателей; 1 — двигатель внутреннего сгорания; 2 — генератор; 3 — электродвигатели системы управления могут иметь привод от основного двигателя машины (автогрейдеры, грейдер-элеваторы), от индивидуальных электродвигателей (самоходные скреперы), от ручного штурвала (прицепной грейдер). Принципиальные схемы редукторных систем управления рабочим органом показаны на рис. 80. Наиболее распространены передачи с червячными редукторами з сочетании с другими видами передач. Это объясняется их ма-шми габаритными размерами и тем, что самотормозящая червячная пара редуктора позволяет обеспечить рабочему органу уста-ювочное положение без дополнительных фиксирующих устройств. Эднако червячныё редукторы имеют более низкий к. п. д. При использовании мощности двигателя внутреннего сгора-шя в редукторной системе должно быть предусмотрено реверсив-joe устройство для изменения направления вращения ведомого }ала, а также предохранительное устройство, ограничивающее 1ередаваемую мощность. Основными параметрами редукторной ;истемы управления являются: мощность, передаваемая системой ^a рабочий орган машины; передаточное число; к. п. д. системы; жорость движения рабочего органа при действии на него системы управления. § 43. СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ МУФТАМИ, ТОРМОЗАМИ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫМИ МЕХАНИЗМАМИ Системы управления вспомогательными механизмами в маши-iax для земляных работ осуществляют: управление тормозами ;амоходных машин; включение отдельных механизмов машины; управление тормозами и муфтами лебедок канатно-блочных систем управления и др. Системы управления муфтами, тормозами и другими механиз-1ами можно классифицировать по следующим признакам: по источнику энергии — работающие от мускульной энергии машиниста; использующие часть мощности основного двигателя; по способу передачи энергии к исполнительному механизму — шчажные, гидравлические, пневматические, электрические, комбинированные; по принципу действия — ручные и автоматические. Для управления тормозами и включения тракторных лебедок [аиболынее распространение получила пневматическая система ^правления с отбором мощности от двигателя для привода ком-ipeccopa. Рычажные системы управления сохранились только на !алых моделях машин и заменяются более совершенными систе-тми. Гидросистемы управления могут быть с насосом и без насоса. 1асосная система управления вспомогательными механизмами по воей схеме и по принципу расчета аналогичная системе управле-[ия рабочим органом и поэтому отдельно не рассматривается. >езнасосная гидросистема постепенно вытесняется пневматиче-кой. Пневматическая система управления дает наибольшую плав-юсть включения, не требует рабочей жидкости, обеспечивает большой запас энергии при неработающем двигателе и наиболее [ростую блокировку механизмов. Давление воздуха, развиваемое компрессором, обычно составляет 8,0—10,0 кТ/см2. Секундный расход воздуха может быть приближенно определен wc~=m2*w м*‘сек'    (170) где z — среднее количество включений одного потребителя в час; п — количество потребителей; W — расход воздуха (при рабочем давлении) на одну опера-цию в м3. Средний секундный расход воздуха при атмосферном давлении W а — W секРтаХ) где ртах — максимальное давление воздуха, развиваемое компрессором. Потребная производительность компрессора <?K = 3600fWa м3/ч, где |5 — коэффициент запаса, учитывающий утечки и неравномерность работы системы; |3 = 1,3 ч- 1,4. Мощность для привода компрессора ДJ--LcQn KfiTY) iV ~■ 3600 • 102г) ’ где Lc — удельная работа на сжатие всасываемого воздуха в к Г ■ м/м3; QK — производительность компрессора в м3/сек; г) — к. п. д., характеризующий механические и другие потери при сжатии воздуха; г] = 0,7 -т- 0,8. Удельная работа может быть определена по выражению адиабатического процесса кГ-м/м3,    (171) Pi) h —1 -Pi
С
где    к — показатель адиабаты; к = 1,41; рх и р2 — начальное и конечное давление воздуха в кГ/см2. Необходимый объем ресивера может быть найден по формуле V =——м3,    (172) ^шах Рт'т где    t — время, потребное для подкачки ресивера, в сек (ориентировочно t = 20-4-30 сек); « — коэффициент запаса, a = 1,1 ~ 1,2; рmax и pmin — максимальное и минимальное давление воздуха в ресивере; допускается (р1МХ — Ршт) =0,35ртах. 7 Алексеева, Артемьев    193 Внутренний диаметр трубопроводов d = 2l/"Es£i л*, у Яр ’ 'де WceK — секундный расход сжатого воздуха в трубопроводе; v — скорость воздуха, для магистральных трубопроводов v = 10 м/сек, а для ответвлений v = 10 -5- 20 м/сек. § 44. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ Современные пневмоколесные самоходные машины (легкие экскаваторы, автогрейдеры, тракторы и др.) для изменения на-гравления поступательного движения имеют рулевые управления
Рис. 81. Схемы рулевых управлений самоходных землеройных машин: а — с червячной передачей; 6 — с шестеренчатой передачей; в — с без-насосной гидропередачей; г — с гидроусилителем; д — с гядронасосной передачей; 1 — штурвал; 2 — управляемые колеса; 3 — распределитель; 4 — цилиндр; 5 — насос; 6 — бак 1томобильного типа с рулевой трапецией, обеспечивающей пра-1льный поворот управляемых колес при воздействии водителя i рулевое колесо. Удобство управления машиной при движении, ее маневренность и легкость управления зависят от системы рулевого управления. В настоящее время на самоходных пневмоколесных машинах применяются следующие виды привода управления: с использованием только мускульной силы водителя; с применением гидравлических или пневматических усилителей в помощь машинисту; с приводом системы рулевого управления от двигателя (гидравлическая насосная система). Рулевое управление (рис. 81) может быть выполнено с червячной, шестеренчатой передачами или с гидропередачей. Рулевое управление без усилителя не снижает затраты энергии водителя и поэтому может применяться только на сравнительно небольших машинах. Рис. 82. Расчетная схема рулевого управления:
Одним из основных преимуществ этого рулевого управления является его хорошая чувствительность, так как водитель непосредственно воспринимает изменение сопротивления повороту машины. Рулевое управление с безнасосной гидропередачей применяется на некоторых экскаваторах, тракторах, автогрейдерах и других машинах. Рулевое управление с применением усилителей (рис. 81, в — д), облегчающих работу водителя, получает в последнее 1 — рулевая тяга; з — рулевая трапеция; 3 — шкворень
время наибольшее распространение на пневмоколесных машинах (тяжелые автогрейдеры, экскаваторы, автобусы и другие машины). При этой системе рулевого управления значительно уменьшается усилие водителя и сохраняется хорошая чувствительность при повороте машины. Усилители могут быть гидравлические или пневматические. Система рулевого управления с усилителем должна удовлетворять следующим требованиям: а)    при отказе в работе усилителя управление машиной должно осуществляться обычным способом; б)    система должна быть следящего действия; в)    запаздывание в срабатывании системы должно быть минимальным. Рулевое управление с отбором мощности непосредственно от двигателя для поворота машины применяется сравнительно редко. В случае же применения такого управления для придания ему обратной связи, т. е. чтобы водитель ощущал сопротивление повороту колеса, вводят систему следящего действия. У большинства машин легкого и среднего веса изменение управления движения осуществляется поворотом управляемых олес с помощью механической системы рулевого управления. Кинематическая схема и передаточное отношение системы улевого управления выбираются таким образом, чтобы при овороте штурвала на 1,5—2,5 оборота внутреннее управляемое олесо повернулось на 40—45°. Передаточное отношение, выби-аемое по отношению углов поворота штурвала и колеса, называют гловым передаточным отношением. Обычно угловое передаточ-ое отношение самоходных машин i = 18 ч- 24. Меньшие зна-ения берутся для легких машин, большие — для тяжелых. При роектировании и расчете рулевого управления необходимо опре-елить и силовое передаточное число гс, т. е. отношение силы эпротивления повороту управляемых колес к силе, приложенной штурвалу механизма управления (рис. 82): Момент сопротивления повороту управляемых колес Мс опре-зляется произведением силы Рп на плечо с, т. е. расстояние от эчки касания колеса с грунтом до точки пересечения направле-ия оси шкворня с дорогой: Мс = Рпс. Момент Мр, создаваемый мускульным усилием машиниста на турвале, равен произведению силы Рр на радиус штурвала Иш: м^рряш. Силовое передаточное отношение можно представить в виде М Q±im МрС Яь
В свою очередь, 1у — г1г2>
;е ij — передаточное число рулевого механизма; t2 — отношение плечей рычагов. Для червячной передачи е ъ — число зубьев на полной окружности сектора; т — число заходов червяка. Для рулевых механизмов по схеме вент — кривошип приближав где I — расстояние от оси вала кривошипа до середины типа; t — шаг винта. При одной и той же силе сопротивления повороту Рп необходимая сила на штурвале будет тем меньше, чем будет больше радиус штурвала рулевого механизма и чем меньше будет расстояние с. Радиус штурвала у автомобилей, колесных тракторов и автогрейдеров составляет приблизительно 20—30 см. Расстояние с определяется конструктивно. Подбором углового и силового передаточных отношений можно обеспечить нормальную работу рулевого механизма проектируемой машины. Исходным параметром для расчета механизма управления является сила сопротивления повороту управляемых колес Рп. Для определения максимального ее значения необходимо рассмотреть наиболее характерные расчетные положения управляемой оси машины. Максимальное значение будет при наибольшем нагружении управляемой оси вертикальной нагрузкой Gj_, определяемой при расчете самоходной машины. Одним из примеров применения следящего действия в системе рулевого управления может служить рулевой механизм одноосного тягача Минского автомобильного завода, используемого для полуприцепных машин для земляных работ. Расчет деталей рулевого механизма на прочность может быть произведен, исходя из следующих расчетных усилий: 1)    максимального усилия, возникающего между дорогой и колесом; 2)    максимального усилия, возникающего при наезде управляемого колеса на препятствие; 3)    максимального усилия, приложенного к рулевому колесу. В связи с тем, что первые два усилия не могут быть точно определены аналитическим путем, расчет рулевого механизма на прочность можно в первом приближении производить исходя из максимально возможного усилия на рулевом колесе — 50 кГ. При наличии в системе рулевого управления усилителя ее расчет необходимо производить с учетом действия силы, приложенной к штоку цилиндра усилителя. Наибольшее применение в настоящее время получили гидроусилители, имеющие в сравнении с пневматическими преимущество в возможности передачи больших усилий с более компактной конструкцией. Размеры цилиндра усилителя определяются исходя из сопротивления повороту с учетом заданного в системе давления. ГЛАВА VII АВТОМАТИЧЕСКОЕ УПРАВЛЕНИЕ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ § 45. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ Автоматическое управление машин для земляных работ яв-яется одним из перспективных направлений использования этих гашин. Производственные процессы, выполняемые машинами, сложны разнообразны. Сопротивления рабочих органов при копании вменяются в широких пределах. Все возрастающие требования качеству земляных работ и улучшению условий труда оператора еизбежно приводят к необходимости введения автоматического 'правления машин. При ручном управлении машины оператор, наблюдая за ходом абочего процесса, вручную переключает рычаги управления, тремясь обеспечить наивыгоднейшие режимы работы, заданные раектории рабочих органов, требуемую последовательность опе-аций. Одновременно он должен учитывать большое количество азнородных и быстро меняющихся факторов (неровности поверх-ости, по которой перемещаются машины, механические и физи-еские свойства грунта и др.). Все это делает режим работы опера-ора чрезвычайно напряженным. На некоторых машинах число ереключений рычагов управления достигает до тысячи в час. Зачастую оператор может оценить изменение внешних условий результаты работы только глазомером или ориентировочно, [оэтому выбираемые им режимы работы далеки от оптималь-ых, а качество работ часто не удовлетворяет техническим ус-овиям. Так, например, погрешности поперечного уклона земляного олотна автомобильных дорог при планировании его автогрей-ером с ручным управлением достигают величины 3—5° при опуске 0,5°. Автоматическое управление машин для земляных работ может ешать следующие задачи: 1. Обеспечение безопасности производства работ и безаварий-ости, ограничение перегрузок, остановка или снятие напряжения опасных для человека агрегатов в случае снятия ограждения, автоматическая сигнализация о приближении рабочего органа к токонесущему кабелю. 2.    Автоматическое регулирование процесса копания с целью стабилизации какого-либо параметра (мощности, тягового усилия) или обеспечения минимума энергоемкости-процесса. 3.    Автоматическое ведение рабочего органа планировочных машин по заданной траектории в пространстве. 4.    Автоматическое ведение рабочего органа по траектории, задаваемой рукой человека (следящее управление, например, для экскаваторов при выполнении отделочных работ). 5.    Дистанционное управление рабочим органом машины при помощи оптического луча. 6.    Автоматический учет объема выполненной работы. 7.    Автоматическое выполнение заданной последовательности операций (пуск энергоагрегата, цикл операций экскаватора и т. п.) 8.    Автоматическое поддержание режима, оптимального по экономической эффективности или себестоимости продукции. 9.    Телеуправление рабочим процессом по проводной или радиорелейной связи. Специфические условия работы машин для земляных работ, разнообразие грунтов, видов и условий выполняемых работ и подвижность в настоящее время еще не позволяют выдвигать вопрос о создании таких систем управления, которые полностью исключали бы участие оператора в управлении этими машинами. Создание полностью автоматической системы управления при современной технологии производства земляных работ было бы связано с решением больших технологических трудностей и вряд ли было бы экономически оправдано. Частичная же автоматизация производственного процесса машин для земляных работ и прежде всего автоматическое регулирование процесса копания и планировочных работ являются вполне назревшими и выполнимыми. Такую машину следует рассматривать как динамическую систему, на которую при движении непрерывно действуют сопротивление среды, глубина резания, отклонение буксования, изменение угловой скорости вращения вала двигателя и т. д. Ниже рассмотрены принципы решения основных из перечисленных выше задач. § 46. АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССА КОПАНИЯ Многообразие вариантов существующих и перспективно намечаемых конструкцией машин для земляных работ по принципиальной схеме автоматического регулирования процесса копания можно свести к двум основным группам: машины, выполняющие процесс копания при передвижении (землеройно-транспортные машины, многоковшовые экскаваторы, рыхлители), и машины, )существляющие процесс копания при выключенном ходовом меха-шзме (буровые установки, одноковшовые экскаваторы). Автоматическое регулирование процесса копания у машин первой группы дожет быть осуществлено в основном двумя направлениями: для лапши с автоматическими трансмиссиями регулированием ско-эости передвижения, а у машин с обычными ступенчатыми меха-гаческими трансмиссиями в основном изменением глубины реза-шя. Системы регулирования процесса копания одноковшовых жскаваторов зависят от вида рабочего оборудования и от задачи регулирования. В отдельных конструкциях машин процесс копания может эегулироваться изменением ширины резания (бульдозер с изме-шющимся по ширине отвалом), а в машинах с активным рабочим >рганом (например, фрезой) — изменением его частоты вращения. За рис. 83 приведены возможные варианты системы автоматического регулирования процессом копания машин для земляных забот цикличного действия. Режим копания машин для земляных работ (скорость резания, 'олщина и ширина стружки) полностью определяет производи-'ельность и экономичность работы. В то же время оптимальный )ежим зависит от большого количества факторов и должен >твечать обоснованно поставленным требованиям к работе ма-нины (качество планирования, максимальная производитель-юсть и т. п.). Наилучшие условия для получения оптимального режима гожет обеспечить автоматическая система. Выбор вида системы ;ависит от требований, предъявляемых к технологическому провесу машины, от сигнальных и регулируемых параметров. Наиболее приемлемым способом регулирования процесса копа-[ия машин без автоматических трансмиссий можно считать регу-[ирование изменением глубины резания с задачей использования [ли полной тяговой мощности агрегата, или эффективной мощ-[ости двигателя. В первом случае распорядительным сигналом (ля изменения глубины резания может служить величина буксо-:ания движителя, во втором — частота вращения выходного вала [вигателя. Правильное сочетание автоматической трансмиссии, |беспечивающей бесступенчатое регулирование скорости передвижения, и автоматического подъема рабочего органа может обес,-[ечить наилучшую автоматизацию агрегата. Превышение энергетических или тягово-сцепных возможностей тшины приводит к необходимости выглублять рабочий орган, тобы получить необходимую частоту вращения выходного вала .вигателя, а также нормальное тяговое усилие движителя. Установлено, что оператор пользуется включением механизма годъема рабочего органа скрепера или бульдозера 10—15 раз а период копания, что составляет 800—1200 включений в час. Операции подъема рабочего органа у большинства современ-ых машин выполняются гидравлическими механизмами подъема. >5    55 4    й ^    S3 5    « £    SL S    § s    я
щ § В рч В Ф
В I ев * О »Н СО о g Н К ф 0=1 & С в
° 2 о, ^ ° § и 5 о Я
1_|    ~ S    ей ф    и В    В л t=c п о а, В
-Q    Сб В    В В    сб 4    fe §    ° S    ё в    г Ф    о S    vo т    л я
Рис. 83. Схема — классификация систем управления процессов копания

Н    05    55 О a    1=5 Н    щ    Ф £ S    й Я к    Я ^    ^    £ аЗ    Я о    О-    S. 5 п    я
Л    _    н « в    2    н в о    s    g g в    я    2 S ч    03    & 2 н    ю    Я S о    2    2 и |H°gH
Регулирование процесса копания

. 1=5 сб ф io“ § Ю д. Я 2 с в м
S    ь    я 4    в*    о И    ь    о й    И I    I    i В    Л    * 5    5:Я я    те    о «    Я    а
03
"I
® 1 o ffl Ф bSs xt ft M ^C2 Dm !>» 4
-
I    ® «    2 ш s    s s я Ф    В ф В 2    ^ и »§ Я    о 2^ £    с? g г?
П
I
i    в    ® И    Л 5    г    н ф    w S В ® Й-. S    s    н    о s Э    о    И £ н g к Е    й    ® м ® 5 о s    12 % * a с    $    £
о св
& s^lts >5 Я, щ й Р.Д * р К $ § g
>. К Ь s ы &й я ^ £.
§ «о га >e<i S §
BHBjdo 0J8h -0913d шэчЯоп oiqxood -оно HOHsAdHifKjed э
eiiBjdo ojaboped виэгйоц owxoodoHo ионнвохэоп э
-riiHifA'.wd шгаэ -abiraaBdWuj э
-о.шиЛ-кх! кино -ahHifaBdtfHi э
-ansaoEudgoedn KHHHodxHaire q
-axeaoEBdcjoadii WHHHodiHaire о
wodoiBifAjad шшээыйхнэгге [)
wodoxBirAjgd ишээьийляэие э
-oxBirAjed иинэ
о св
Используя терминологию теории автоматического регулирова-ия, схема автоматического управления машин для земляных абот в этом случае может быть представлена следующим образом, бъект регулирования — машина (бульдозер, скрепер и др.). адача автоматического регулирования — использование макси-альной тяговой мощности агрегата или эффективной мощности зигателя путем поддерживания максимального тягового сопро-*вления на рабочем органе при оптимальной скорости передви-ения. Регулируемая величина — глубина резания. Устройство, 5еспечивающее изменение глубины резания — механизм подъема, истема регулирования процесса копания характеризуется сле-рощими параметрами: 1)    возмущающим воздействием — сопротивлением на рабочем эгане (основное воздействие), скоростью передвижения и поме-1ми (второстепенное воздействие); 2)    регулируемыми величинами — глубиной резания, буксова-яем движителей и частотой вращения двигателя; 3)    показателями качества системы регулирования — быстро-гйствием, устойчивостью, точностью воспроизведения входных 1Гналов и др. Система регулирования может быть выражена дифференциаль-ами уравнениями, описывающими поведение системы в переходам состоянии, или функциональной схемой, отражающей функ-юнальную связь выходного сигнала (координаты) с входным > времени. В технической литературе имеются сведения о попытках >здания систем автоматического регулирования процесса копа-1я машинами для земляных работ с различными вариантами хем: а)    со стабилизацией тягового усилия путем размещения гидрав-гаеской месдозы в сцепном устройстве трактора (для прицепной 1шины); б)    с использованием полной тяговой мощности путем стабили-1ции буксования ведущих колес у колесной самоходной машины двух вариантах — с использованием тахогенераторов и с исполь-1ванием объемных насосов, установленных на колесных осях ■регата (рис. 84); в)    с использованием номинальной мощности двигателя путем абилизации частоты его вращения — с гидравлическим пре1 •разователем и с электронной схемой; г)    с полным использованием тягово-сцепных качеств агрегата гтем стабилизации буксования и корректировки действия системы ) загрузке двигателя. Ни одна из указанных схем практического применения пока ! получила. Принципиальным недостатком первой схемы является невоз->жность обеспечить оптимальный режим, так как при этой стеме не подлежат контролю такие важные параметры, как буксование ведущих колес, частота вращения двигателя, скорость резания и др. Вторая и третья схемы могут быть применены в ограниченных условиях: вторая — для колесных машин при отсутствии пере-
Рис. 84. Схема регулирования процесса копания по сигналу буксования колесных движителей:
а— электронная; б — гидравлическая; П — П2 — потенциометры; Д1 — Д8 — диоды; С, — Сг — конденсаторы; R, — R4 — сопротивления; — Т4 — триоды; 1 — основные насосы (А — насос, установленный на ведомом колесе; В — насос, установленный на ведущем колесе); 2 — цилиндр обратной связи; 3 — распределитель; 4 — силовой цилиндр отвала; 6 и в — предохранительный клапан; 7 — трубопроводы; 8 — баки грузки двигателя, третья — для гусеничных машин при отсутствии буксования движителей. Наиболее универсальной системой является четвертая, при которой можно комплексно оценить тягово-сцепные качества агрегата. При достройке автомобильных дорог большое внимание уде-[ется обеспечению ровности, а также соблюдению задаваемых •казателей поперечного и продольного профиля дороги. Дости* зние требуемых качественных показателей покрытия во многом висит от подготовленного земляного полотна. Выпускаемые в настоящее время планировочные и профильные 1шины в большинстве своем не автоматизированы, однако зало-знные в них принципы работы позволяют сравнительно легко : автоматизировать. В настоящее время имеются следующие основные направления томатизации планировочных машин: с. 85. Принципиальные схемы автоматизации планирующих машин: - для стабилизации поперечного уклона; б — длр планирования продольного профиля а)    автоматическая стабилизация поперечного наклона рабочих ганов; б)    автоматическое управление отвалом автогрейдера с целью учшения его планировочных свойств и сокращения числа про-дов; в)    автоматическое ведение рабочего органа планировщика по данным отметкам. Всесоюзным научно-исследовательским институтом дорожного шиностроения (ВНИИСтройдормашем) разработана система авто-тическйго регулирования поперечного угла наклона отвала именительно к автогрейдерам. В основу системы доложен инцип стабилизации (выдерживания) поперечного угла на-она отвала, соответствующего требуемому поперечному уклону аляного полотна. Это достигается установкой отвала с помощью цроцилиндра / (рис. 85) на заданную отметку по высоте, а гидро-линдром II отвал устанавливается на заданный угол наклона, этой системе объектом регулирования является отвал, а регу-руемой величиной — наклон отвала; устройством для регули-вания — механизм подъема. Блок-схема подобной системы представлена на ряс. 85, а. В этой системе датчик D, регистрирующий действительное положение отвала, подает электрический сигнал, пропорциональный углу поперечного уклона, на элемент сравнения С, в котором производится алгебраическое сложение сигналов от датчика D и задающего элемента 3. Полученная разность сигналов At = ia dr i3 усиливается в усилителе У до величины, способной оказать управляющее воздействие на механизм подъема II. В качестве датчика, фиксирующего угол наклона отвала, могут быть использованы жидкостные уровни, маятники или гировертикали. Применение подобных автоматических систем позволяет обеспечить планировку хорошего качества при одном — двух проходах по одному следу по сравнению с четырьмя — пятью проходами при ручном управлении. Точность соблюдения поперечного уклона достигает 20—30', облегчаются условия труда оператора. Для планировочных машин типа автогрейдера, кроме стабилизации поперечного уклона отвала, используют также принцип искусственного удлинения базы агрегата. Известно, что автогрейдер планирует тем лучше, чем больше длина его базы. Однако чрезмерное удлинение базы делает агрегат громоздким и тяжелым. Эффект искусственного удлинения базы достигается благодаря введению дополнительных измерительных опор впереди или сзади машины. Пример такой системы показан на рис. 85, б. В этой системе рабочий орган максимально приближен к заданной опоре и база удлинена легкой стрелой А, укрепленной шарнирно позади машины. Положение отвала хорошо стабилизируется благодаря тому, что он автоматически выводится на условную прямую линию, соединяющую точки опоры передних колес и колес удлиняющей стрелы, колесо которой идет по профилированной поверхности. Для получения заданного профиля иногда применяются системы автоматической планировки по копиру. В качестве копира могут быть использованы стальной канат, луч и т. п. Смещение от оси копира в этих системах преобразуется жестко связанным с рабочим органом датчиком в электрический сигнал. В простейшем случае — это шарнирно подвешенный рычаг с контактами. Сигнал датчика через усилитель используется для включения привода подъема или опускания рабочего органа. Копирные системы управления способны обеспечить высокое качество профиля, однако их применение связано с трудоемкой операцией установки механического копира или с использованием сложных электронных схем для преобразования сигнала. В связи с этим появились разработки различных систем управления, не требующих копира. По подобной системе управления, разработанной во Всесоюзном научно-исследовательском институте транспортного строительства, могут работать канавокопатели и планировщики (рис. 86). К оси 1 ковшового ротора канавокопателя шарнирно прикреп-ieH рычаг 2, также шарнирно опирающийся на лыжу 3. На про-ольном рычаге установлена планка 4 с датчиком 5—7 уклона. Соотношение сопротивлений плеч датчика определяет появле-ие отрицательного потенциала на одном из выходов фазочувстви-ельной схемы 8. Фазочувствительная^схема (одновременно усили-ающая сигнал) собрана на полупроводниковых триодах и диодах. На выход фазочувствительной схемы включены два канала, беспечивающих срабатывание своего электромагнита 12 или лектромагнита 14 распределителя 13. ис. 86. Схема системы планирующей машины с работой по установленным реперам В каждом канале последовательно расположены: несимметрич-ый триггер 9 с амиттерной связью на полупроводниковых трио-ах; регулируемая йС-цепочка 10\ второй несимметричный триг-ер с эмиттерной связью и составной триод 11, нагрузкой которого вляется обмотка электромагнита. С увеличением разбаланса на входе фазочувствительной схемы нижается потенциал на входе одного из каналов. Когда напряжение на выходе фазочувствительной схемы достигает определен-ого порогового значения, триггер срабатывает. При этом начи-ает снижаться напряжение на выходе следующего триггера и выдержкой времени, определяемой постоянной времени RC-епочки, срабатывает второй триггер. Выдержка времени необходима для предохранения срабаты-ания схемы от случайных толчков и тряски активного рабочего ргана, чтобы обеспечить независимость выдержки времени от мплитуды входного сигнала. При работе подобных схем накапливается ошибка, пропорциональная пройденному пути. Для ее сброса применяют специальные устройства, автоматически поворачивающие датчик на величину, пропорциональную ошибке в сторону ее уменьшения. Базой для определения величины накопленной при работе устройства ошибки служат контрольные реперы, заранее выставленные так, чтобы верхняя плоскость их находилась на одинаковых расстояниях от проектных отметок планируемой поверхности. Сброс ошибки осуществляется путем поворота планки 4 с датчиком 5 уклона на угол а, равный отношению величины накопленной ошибки Дh к расстоянию между реперами L, при помощи следящей системы с обратной связью (рис. 86). В качестве датчика системы сброса ошибки может быть использован специальный щуп, связанный с рабочим органом машины и скользящий по поверхности плоскости репера. При помощи бескопирных систем может быть выполнен и криволинейный профиль при наличии специального программного устройства, поворачивающего датчик в зависимости от пройденного пути. § 48. АВТОМАТИЧЕСКОЕ УПРАВЛЕНИЕ МАШИНАМИ ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ ПРИ ПОМОЩИ ОПТИЧЕСКОГО ЛУЧА Большие возможности в автоматизации управления машинами для земляных работ открываются после создания систем автоматического управления по оптическому лучу. Идея управления машинами при помощи оптического луча, модулированного двумя частотами, была предложена в Ленинградском институте точной механики и оптики проф. С. Т. Цуккерманом. Для управления машинами была разработана конструкция прибора управления лучом — ПУЛ-3. Система автоматического управления с использованием ПУЛ-3 находит применение при прокладке осушительных и обводнительных каналов, рытье траншей под заданным углом, в железнодорожном и дорожном строительстве, на стройках при планировании площадок и т. д. Прибор управления лучом состоит из передающего прожектора, где генерируется оптический луч с углом раствора около 1,5°, модулированный двумя частотами: 900 гц и 1500 гц с явно выраженной разносигнальной зоной, и приемного устройства, представляющего собой фотообъектив с полем зрения 6°, где формируется сигнал рассогласования. Усиленный сигнал рассогласования подается на пульт управления (рис. 87). При управлении машиной для земляных работ в горизонтальной плоскости луч с помощью светофильтров окрашивается в синий и красный цвет. Машинист, наблюдая в зеркало границу раздела цветов, может ориентировать машину в горизонтальной плоскости. Перед началом работы устанавливают прожектор таким обра-м, чтобы разносигнальная зона луча была параллельна дну гдущей траншее, а граница раздела красного и синего цветов 87. Схема системы управления ПУЛом машиной для земляных работ: структурная схема действия системы с ПУЛом; б — схема оптического элемента; в — схема машины с использованием ПУЛа >ходила вдоль оси траншеи. На расстоянии 15—20 м от излу-еля ставится машина и рабочий, орган заглубляется при помощи шого управления до тех пор, пока фотообъектив приемного устройства, жестко закрепленный на рабочем органе, не достигнет разносигнальной зоны (РСЗ) луча. Затем включается автоматическое управление. При установке приемного устройства в разносигнальной зоне фотообъектив в одинаковой степени засвечивается лучом, модулированным частотой 900 гц и 1500 гц, при этом сигнал рассогласования равен нулю. В том случае, если приемное устройство переместится вверх от разносигнальной зоны, то объектив в большей степени будет засвечиваться лучом, модулированным частотой 900 гц, и меньше лучом, модулированным частотой 1500 гц. В фотоприемнике формируется сигнал рассогласования «на опускание», который затем передается на усилитель. Усиленный сигнал подается на реле, управляющее питанием электромагнитов золотника гидравлического привода установки рабочего органа. Золотник перемещается в положение «на опускание», и гидропривод заглубляет рабочий орган. Вместе с рабочим органом опускается и объектив фотоприемника. Когда фотоприемник достигнет разносигнальной зоны, сигнал рассогласования станет равным нулю. Реле, питающее обмотку электромагнита золотника, разомкнется, и золотник вернется в нейтральное положение. Если приемное устройство переместится вниз от разносигнальной зоны, то объектив в большей степени будет засвечиваться лучом, модулированным частотой 1500 гц, и меньше лучом, модулированным частотой 900 гц. В этом случае фотоприемник формирует сигнал рассогласования «на подъем» и гидропривод переставляет рабочий орган. Таким образом, система дистанционного управления автоматически выдерживает заданный угол наклона траншеи, регулируя положение рабочего органа около разносигнальной зоны модулированного оптического луча. Эксплуатация автогрейдера Д-557 с прибором ПУЛ-3 показала: а)    значительное повышение качества планировочных работ — величина ошибки укладывалась в нормы допусков (СНиП Ш-Д, 5-62) и составляла ±20 мм при норме ±25 мм, а при обычной работе этого автогрейдера составляла ±35 -г- 50 мм. б)    повышение производительности агрегата примерно на 30%; в)    снижение трудовых затрат на вспомогательные геодезические разбивочные и контрольные работы примерно на 50%; г)    значительное облегчение труда водителя автогрейдера. Автогрейдер, оборудованный ПУЛ-3, автоматически управляется на расстоянии до 600 м. § 49. АВТОМАТИЧЕСКОЕ ВЕДЕНИЕ РАБОЧЕГО ОРГАНА ПО ЗАДАННОЙ ТРАЕКТОРИИ Несмотря на относительно высокий уровень механизации земляных работ (97%) значительный объем их выполняется вручную. Основная часть ручного труда при производстве земляных бот затрачивается на зачистку дна котлованов и траншей, пла-рование откосов и берм, что вызвано существующим методом их зработки с «недобором», который составляет 10—30 см. Все ) можно объяснить несовершенством машин для земляных работ их систем управления, которые не обеспечивают разработку унта под заданную отметку с достаточной степенью точности. Доработку до проектной отметки обычно производят с приме-аием легких землеройных и планирующих машин, имеющих рошую маневренность в стесненных условиях строительных ощадок. Такими машинами в настоящее время являются навесные и пноповоротные одноковшовые гидравлические экскаваторы с вшом емкостью 0,15—0,5 м3, получившие за последние годы рокое развитие. Однако при выполнении зачистных, планировочных и профиль-х работ даже этими машинами заданная точность планировки обеспечивается и траншеи разрабатываются со значительным добором. Прямолинейность траекторий движения режущего органа жаватора можно обеспечить различными методами, основными которых являются: 1)    ручное управление элементами рабочего оборудования омощью муфт, тормозов или гидрораспределителей; 2)    применение специальной кинематической системы звеньев, [зывающих движение стрелы и рукояти; 3)    применение метода изменения скоростей движения стрелы, <ояти и ковша по определенному, заранее заданному закону; 4)    применение метода, использующего принцип слежения эле-[тов рабочего оборудования за положением соответствующих ментов управления. Наилучшим способом осуществления перемещения рабочего ана по заданным траекториям является применение следящего тода. Следящие системы управления представляют собой копировала i агрегат, в котором траектория, выполняемая рукояткой (авления, копируется в определенном масштабе рабочим орга- I. Этот метод дает наиболее широкие возможности качествен- о выполнения любых заданных траекторий при сравнительно ложном дополнительном оборудовании. В качестве примера автоматического ведения рабочего органа траектории следует отметить разработанную в ВНИИСтрой-маше следящую систему управления рабочим оборудованием оковшовых гидравлических экскаваторов. Система основана на использовании принципа функциональной исимости движения стрелы от положения рукояти с примене-м гидроавтоматики и следящего привода (рис. 88). Дополни-ьный рычаг 9 имитирует рукоять с ковшом и образует вместе с тягой 8, стрелой и рукоятью параллелограмм A BCD. Имеющийся на конце рычага ползун А перемещается в направляющем шаблоне, укрепленном на штоке датчика 10 корректировки движения стрелы. Датчик движения стрелы связан с золотником следящего распределителя. Ползун, перемещаясь в направляющем шаблоне, передвигает его в вертикальном направлении и через датчик в.ключает распределитель, обеспечивающий координирующее движение стрелы. г
Рис. 88. Схема управления обратной лопатой с использованием принципа слежения: 1 и 2 — распределители; з—5 — цилиндры; 6 — рукоять; 7 — стрела; 8 — дополнительный рычаг Корректировка движения позволяет обеспечить движение зуба ковша по траектории, близкой к профилю шаблона. Для движения ковша по радиусу при неподвижной стреле необходимо отключить распределитель стрелы. Результаты исследования позволяют считать, что данная система следящего управления может быть использована для гидравлических одноковшо-лых экскаваторов с дроссельным управлением, имеющих шарнирнорычажную передачу рабочего оборудования. Недостатком данной системы является наличие дроссельного управления при передаче большой мощности. Исследования показали, что траектория копания, осуществляемая ковшом экскаватора, оборудованного следящей системой управления, имеет отклонение от заданной траектории всего в пределах ± 25 мм. Система упрощает процесс управления экскаватором и позволяет оператору задавать и осуществлять движение экскаваторного ковша при копании по определенной траектории. Расчет и конструирование систем автоматического управления шин для земляных работ в связи с большим количеством неконт-лируемых, случайно изменяющихся во времени параметров рабатываемого материала (плотность, влажность, трещинова-1ть, гранулометрический состав и другие свойства грунта) внь сложны. Точный количественный учет всех факторов с целью определе-я оптимального режима потребовал бы применение большого личества разнообразных сложных датчиков, что заранее могло сделать систему управления экономически неэффективной. Рис. 89. Принципиальная схема вычислительного устройства для управления режимом резания машиной для земляных работ Однако современные технические средства вычислительной шики и технической кибернетики позволяют автоматически <ать оптимальный режим и при отсутствии данных о физических раметрах процесса резания. Рассмотрим в качестве примера принципиальную схему вы-;лительного устройства (рис. 89), которое может быть при-аено для управления режимом резания машины для.земляных 5от с активным рабочим органом, по критерию минимума себе-1ИМ0СТИ продукции. Для таких целей себестоимость единицы продукции может гь представлена следующим образом: п Ссм-\~СТ у° П ’ : Сем — сменные расходы I и II групп, за исключением стоимости топлива; Ст — сменные затраты на топливо; П — производительность процесса. Производительность Я процесса, затраты на топливо Ст й мощность дизеля определяются решающими блоками 1, 2 и 3 вычислительного устройства путем перемножения n^Hvn\ CT^Nge; N t^Mn, где Я — глубина забоя; vn — поступательная скорость машины; qe — зависимость удельного расхода топлива от частоты вращения двигателя, хранящаяся в устройстве памяти 4; М — момент на валу двигателя; п — частота вращения двигателя. Экономичность процесса определяется также окружной скоростью рабочего органа v0. Как показано на рис. 89, выходной блок 5 вычислительного устройства формирует электрический сигнал, пропорциональный себестоимости единицы продукции. Экстремальный регулятор осуществляет поиск минимума функции Суд    V0t Vn), например методом градиента. По этому методу каждый из параметров процесса Я, v0, vn, периодически поочередно изменяется на малую величину ±ДЯ (Av0, Avn). При каждом шаге изменения параметра знак его приращения сравнивается со знаком изменения стоимости АС. Если Сув уменьшается, изменение параметра продолжается до тех пор, пока знак АС не изменится. С этого момента изменение параметра автоматически меняет свое направление на противоположное. Таким образом, процесс всегда ведется около оптимального по себестоимости режима. Помимо изображенных на схеме операций, регулятор должен выполнять задачу стабилизации нагрузки на двигатель путем изменения какого-либо из параметров, которые в данный момент не изменяются экстремальным регулятором. Подобная схема работоспособна при условии весьма высокой частоты пробных изменений параметров Н, vn и v0 по сравнению с вероятной частотой случайных колебаний параметров грунта. Возможны и другие более сложные схемы поиска оптимального режима резания без изменения физических параметров грунта на основе автоматического построения в вычислительной машине математической модели непрерывно меняющегося процесса и поиска оптимального режима на этой модели. Весьма перспективным является применение счетно-решающих машин для управления планировочными машинами. Преимущества использования счетно-решающих устройств для управления машинами для земляных работ весьма велики. Однако для их успешного применения необходимо, чтобы эти машины удовлетворяли следующим требованиям: 1) непрерывность рабочего процесса; 2)    наличие встроенных датчиков, позволяющих получить виде напряжений (или токов) частоту вращения, скорости и 1илия на рабочих органах и энергетической установке, геометри-зские параметры стружки или забоя, расход топлива или элек-)оэнергии и т. п.; 3)    наличие бесступенчатых приводов рабочих органов или упенчатых коробок передач с электромагнитным управлением, правляемых слабым электрическим сигналом; 4)    высокая износостойкость, надежность и долговечность призов перемещения рабочих органов, обеспечивающая высокую 1Стоту включения; 5)    высокие динамические качества приводов, отсутствие зазо-эв, достаточный запас мощности. ГЛАВА VIII МАШИНЫ ДЛЯ ПОДГОТОВИТЕЛЬНЫХ РАБОТ § 51. КУСТОРЕЗЫ И КОРЧЕВАТЕЛИ-СОБИРАТЕЛИ Кусторезы предназначены для срезания кустарника и мелколесья на уровне земли при расчистке крупных земельных участков. Максимальный диаметр срезаемых деревьев в см: за один проход 30—40
береза ....... сосна ........ за два — три прохода береза ....... сосна ........ Кусторезы классифицируют: 1)    по типу рабочего органа — ножевые с пилообразными или прямыми ножами и фрезерно-барабанные; 2)    по типу управления рабочим органом — с гидравлическим и канатным управлением. На рабочий орган кустореза в точке касания лезвия ножа действует сила Рг (рис. 90), равная по величине и противоположная по направлению толкающему усилию трактора Тт. Силу Рг можно разложить на две составляющие: Рск = Pt sin а и Рр — Pi cos а (а — половина угла установки ножей в плане). Перемещению ножа относительно дерева под действием силы Рр противодействует сила трения Ртр = Рск |х, где ц — коэффициент трения ножа о древесину, равный 0,25. Суммарный момент сил, стремящихся повернуть кусторез относительно его центра тяжести, будет Мпов = Рскк - (Рр + Ргр) где 1Х и 12 — плечи действия сил. Суммарный момент сил сцепления гусениц с грунтом, удерживающий кусторез от поворота Mvd = ±Gfa кГ, где G — вес кустореза; f — коэффициент сцепления гусениц трактора с грунтом; а — колея гусеничного хода. При М э > Мпов прямолинейность движения трактора не эушается. При срезании симметрично расположенных деревьев прямо-тейность движения трактора обеспечивается полностью, но при этом толкающее усилие Тт расходуется поровну на срезание деревьев обоими ножами и
1 1 — 9 1 а следовательно, нож; 2 — шаровая головка; з — толкаю щая рама; 4 — срезаемое дерево
и
За расчетную толкающую силу при прочностных расчетах принимают максимальную силу тяги по сцеплению Tv с учетом коэффициента . 90. Схемы к расчету кустореза: динамичности кд = 1,5 ч- 2,0: =
Тт cos а
Тт sin а
: Тукд.
Из уравнения моментов действующих сил относительно точки О эеделяют усилие Sn, необходимое для подъема кустореза: о _(Gplp + GJo) —- кГ, ' Gv — вес рамы; Gn
вес отвала с дерном или кустарником; 1р — расстояние центра тяжести рамы от неподвижной опоры; 10 — расстояние центра тяжести отвала от неподвижной опоры; 1п — расстояние от оси подъемного полиспаста до неподвижной опоры: Тяговое усилие ST на барабане лебедки определяют по формуле • i — кратность полиспаста, равная количеству блоков; Ллол — к- п- Д- полиспаста, 1 l-rfg i 1 — Г|g
т]б — к. п. д. одного блока. Производительность кустореза за смену „ •»(*-*) Я‘ =-Wn- м n2fi \
#2 =-~-— м2/ч, где b — ширина захвата; v — рабочая скорость движения кустореза; t — продолжительность рабочей смены; кв — коэффициент использования рабочего времени; пг — число поворотов в конце участка; t: — время, затрачиваемое на один поворот; п — число проходов по одному месту, п = 1-нЗ. Корчеватели-собиратели прийеняют для корчевания и уборки с дорожной полосы камней, пней, корней, кустарника и мелкого леса, срезаемого кусторезами. Корчеватель-собиратель является навесным оборудованием к трактору и представляет собой решетчатый отвал с зубьями. Корчеватель-собиратель может иметь канатное или гидравлическое управление. Сопротивление, возникающее при рыхлении грунта корчевателем, определяется по формуле W^W^Wz + Ws, где Wx — сопротивление рыхлению грунта; W2 — сопротивление движению трактора; W3 — сопротивление волочению кустарников, деревьев, камней и т. п. по грунту. Сопротивление рыхлению грунта W1 = (0,75 -ь 0,80) kbhpp кГ, где к — коэффициент сопротивления рыхлению грунта, для дернового покрова и грунтов без корней к = 4000 -г--т-5000 кГ1м\ для грунтов со значительным содержанием корней кустарника А; = 10000^20000 кГ1м* и более; Ъ — ширина отвала (захвата); h — глубина рыхления зубьями; рр — коэффициент неполноты рыхления, учитывающий, что часть грунта между зубьями остается неразрыхленной, рр = 0,4н-0,6. Сопротивление движению трактора ^3 = {^р + ^)(/ + 0 кГ, где GTр — вес трактора; Gi — вес навесного оборудования, монтируемого на тракторе; f — коэффициент сопротивления движению гусениц (колес) трактора, / = 0,08 -г- 0,15; i — уклон пути. Сопротивление волочению кустарников и т. п. по грунту W3 = G2fTp кГ, ;е G2 — вес кустарника, деревьев или камней, перемещаемых отвалом; fTp — коэффициент сопротивления перемещению кустарника, деревьев или камней по грунту, для камней fTV = 0,5 ~ -s- 0,6, а для кустов и деревьев / = 0,4 -г- 0,5. Потребная мощность двигателя может быть определена по эрмуле ~ ITTOrf Л‘ С‘' ;е v — скорость движения трактора в км/ч; г] — к. п. д. силовой передачи трактора. Работа корчевателя возможна только в том случае, когда со-[юдено неравенство ie Тн — номинальная сила тяги (толкающая сила трактора). Наибольшая сила тяги развивается трактором с навесным юрудованием на плотном грунте при буксовании не выше 7% для гсеничных и 20% для колесных машин. Величина Тн ж TNt 1ходится путем построения тяговой характеристики машины. При расчете навесного оборудования на прочность за исходную эинимается расчетная толкающая сила = Тук,а, ie Гф — максимальная сила тяги по сцеплению: Ту = (GT + + Gj) ф (см. табл. 26); кд — коэффициент динамичности, кд — 1,5 -ь 2,0. При расчете зубьев корчевателя принимают, что сила прило-ена на конце зуба. Корчевать камень можно разными способами: 1)    толкающим усилием трактора (рис. 91, а), когда при под-шнивании под камень на зуб действует реакция Рх = Тр; 2)    подъемным усилием лебедки или гидроцилиндра (рис. 91, б), эи этом на зуб действует сила Pt = G±K0 кГ, <е G — вес камня; а и Ъ — плечи сил Р2 и (размеры плеч а и Ъ определяют по наибольшим возможным размерам камней); К0 — коэффициент сопротивления отрыву камня от грунта, К0 = 1,25 н-1,3, 3) одновременным действием толкающего усилия трактора и подъемного усилия лебедки; при этом зуб находится одновременно под воздействием обеих сил Pt и Р2. Последний случай характеризуется наибольшим нагружением зуба, который подвергается изгибу. Изгибающий момент действующих сил относительно сечения е — / (рис. 91, б) Mn=iy+iy*. По данным И. П. Бородачева, производительность корчевателя-собирателя на тракторе С-100 при корчевке пней и валунов за 1 ч чистой работы составляет примерно: Рис. 91. Схемы к расчету корчевателя-собирателя: а — к определению нагрузки на полиспаст; б — к определению нагрузки на отвал при корчевании камня 1)    80—90 пней диаметром до 35—75 см на тяжелом суглинке (если на 1 га приходится до 700 пней); 2)    18 мъ при корчевке и уборке камней объемом по 0,75—2 mz (если на 1 га приходится до 300 камней). § 52. РЫХЛИТЕЛИ Рыхлители применяются для послойного разрыхления грунтов и горных пород на отдельные куски или глыбы таких размеров, которые удобны для последующей разработки, погрузки и транспортирования. Рыхлители удаляют из грунта крупные камни, пни, взламывают булыжные мостовые и дорожные покрытия при ремонте и реконструкции дорог. Они обычно используются в комплекте с другими машинами: бульдозерами, скреперами, погрузчиками и экскаваторами. Применение рыхлителей на разработке тяжелых грунтов (III—IV категории) увеличивает производительность работающих с ними машин в 3—5 раз. В зависимости от мощности тягача и конструкции, рыхлители )гут работать на различных горных породах. Возможно применив их на разработке мерзлых грунтов. Рыхлители используются в дорожном, железнодорожном и щротехническом строительстве, а также при разработке камен->ix карьеров и в горнорудной промышленности. Классифицируются рыхлители по следующим признакам ис. 92): по назначению — машины общего назначения и специальные; по способу агрегатирования с базовым тягачом — прицепные навесные; по мощности двигателя и по номинальному тяговому усилию 13овых тракторов — сверхмощные (свыше 300 л. с.), тяжелые 50—300 л. с.), средние (76—149 л. с.) и легкие (меньше 75 л. с.); гговое усилие соответственно составляет: свыше 30; 20—30; 5,5—20 и до 3,5 Т\ по типу движителя (ходовой части) базовой машины — гусе-1чные и колесные; по системе изменения глубины резания — гидравлические и шатные. Канатные системы имеются на прицепных рыхлителях.
Главным параметром рыхлителя является номинальная сила 1ги Тн.
Для определения максимальных усилий, действующих при 1боте машины, исходной величиной является максимальная сила 1ги по сцеплению Тф:
= Ссцц>,
*е Gc4 — сцепной вес рыхлителя в рабочем состоянии (по эксплуатационному весу рыхлителя); ф — коэффициент сцепления (см. табл. 26).
Сцепной вес рыхлителя GC4 определяют: при навешивании на базовую машину только рыхлителя
= + =    G6_M;
при навешивании на базовую машину спереди бульдозерного сзади рыхлительного оборудования
GC4^G6.м + Gp.0 + G6.0 = (1,35 - 1,45) 6б;м,
le    G6iM — эксплуатационный вес базовой машины без на
весного оборудования;
Gp.o и G6.0 — соответственно эксплуатационные веса рыхлительного и бульдозерного оборудования.
У специальных рыхлителей GC4 может на 30—40% превышать ?с базовой машины.
Основными параметрами рыхлителя являются: максимальная губина рыхления; эксплуатационный вес рыхлителя; основные абочие скорости; среднее статическое давление и смещение
имнчдЛЧ: ниЛяЕ ЯИжж ко жоп о
U VO в
Я    и «    £ Л СО    «*» р    to ft й О Д В
и    ^ S    * §    д S    § о»    л £    ^ о    а
Навесные рыхлители с задним расположением и с гидроуправлением
Рис. 92. Классификация навесных рыхлителей
1тея1геян(1н10 о иививишв9 о НИИ KOl/HClflHD иинч1гэхи1гхн(1 о
ИККНК’НсЬп.О о ииенеиптед о иии тсоКкЯкнэ WI4H4If9XIIIfXHd о
яэчдЛе НЭИН9ЕШЙН wHHdiiHdem о
почдА'е KoimarrncKhi кипе! mid ш и о
иинчд^е Kw^atf ^Ижэи иожон о
яэчдЛе иэинэкп -эйн Ш1Н1ЭЭЖ э
яэчд^е иаинэкы -эйн пияювж о
иивчдАа ииихАшоеи о
иинчд^е иигшкЭп о
икн*ьдХб awHMBdn о

1тра давления; удельное напорное усилие и удельное вертикаль-з давление на режущей кромке наконечника зуба, определяющие шожность разработки рыхлителем грунтов и пород с различным 1ротивлением рыхлению. Глубина рыхления рыхлителей общего назначения зависит от иинального тягового усилия и выбирается в соответствии с яными табл. 28. Параметры и показатели современных навесных рыхлителей в зависимости от класса тракторов
Таблица 28 Параметры Номинальное и тяговое усилие базового трактора в Т количество зубьев.......... 1000 (700) [аиболыпая глубина рыхления от опорной поверхности в мм .... [аиболыпий угол въезда в град ... тнотение веса рыхлительного оборудования к весу базового трак тора ................. 0,19 (0,18) 0,20(0,18) 0,21 (0,19) Номинальное и тяговое усилие базового трактора в Т Параметры количество зубьев.......... !ылет в мм.............. 1400 (800) 1500 (1050) 1900(1400) 1аиболыная глубина рыхления от опорной поверхности в мм .... 1000 (500) 1200 (700) 1500 (1000) 1аиболыпий угол въезда в град . . (тношение веса рыхлительного оборудования к весу базового трак- 0,21 (0,21) 0,24 (0,21) 0,27 (0.23) Примечание. В скобках приводится среднее значение параметра. Наименьшая глубина рыхления за один проход должна на I—30% превышать толщину стружки, срезаемую скрепером или гльдозером, с которыми должен работать рыхлитель. Скорость рабочего хода рыхлителя при отсутствии автомати-рованного управления оборудованием и трактором выбирается в пределах 2,5—3,0 км/ч. Скорость маневрирования, а также обратного хода (при невозможности разворотов рыхлителя) выбирается с учетом типа подвески ходовой части базового трактора и расположения центра тяжести машины. Вследствие значительных продольных и поперечных колебаний эти скорости при полужесткой и балансирной подвеске гусениц, не могут быть более 6—7 км/ч, а при эластичной и балансирно-звеньевой — более 8—15 км/ч. Для колесных машин они составляют 10—20 км/ч. Среднее статическое удельное давление гусениц трактора на грунт '-IGP    (173) где Gp — вес рыхлителя; Lon — длина опорной поверхности гусениц; Ь — ширина гусеницы. Для рыхлителей общего назначения среднее удельное давление может превышать такой же показатель базовой машины в 1,15 — 1,25 раза. Координата центра давления рыхлителя определяется по формуле (рис. 93, а) ^i^max -^2^2 ^v- т^т где — расстояние от центра тяжести рыхлителя до оси ведущей звездочки; Рг — горизонтальная составляющая результирующей сил сопротивления рыхлению; hmах — наибольшая глубина рыхления; Р2 — вертикальная составляющая результирующей сил сопротивления рыхлению; d2 — расстояние от точки приложения результирующей сил сопротивления рыхлению до оси ведущей звездочки; Тр.т — расчетное толкающее усилие толкача; hr — плечо действия сил Трт. Горизонтальная составляющая результирующей сил сопротивления рыхлению Рх=Тр = ктТн,    (174) где Тн — номинальное тяговое усилие рыхлителя; кт — коэффициент использования тягового усилия рыхлителя, кт = 0,8. Вертикальная составляющая результирующей сил сопротивления Л = Л v> (e v — угол наклона результирующей сил сопротивления рыхлению, его принимают равным при рыхлении: немерзлых грунтов — 0°; мерзлых грунтов — 20° вниз и вверх; скальных пород — 30° вниз и вверх. Расчетное толкающее усилие толкача ],е кт — коэффициент использования тягового усилия толкача; Т — номинальное тяговое усилие толкача. Т
' гп н. т’ р. Т


Рис. 93. Схема сил, действующих на рыхлитель, для определения: г — смещения центра давления; б — вертикального усилия на зубе при выглублении; i — то же при заглублении; г — нагрузок при выглублении с центральным нагружением; J — то же при заглублении; е — нагрузок при выглублении с боковым нагружением; ж — то же при заглублении
Смещение центра давления от середины опорной поверхности гусениц, определяемое в соответствии со значением х, не должно превышать V6 от длины опорной поверхности гусениц. При определении положения центра давления с учетом работы под уклон принимают значения угла наклона, близкие к такому показателю по базовому трактору, но не менее 15°. Для колесных рыхлителей определяют нагрузки на передние
где Ъ — ширина наконечника; п — количество зубьев. и задние колеса, которые сопоставляют с нагрузочными характеристиками шин. Удельное горизонтальное усилие на режущей кромке наконечников зубьев

Удельное вертикальное давление на режущей кромке наконечников зубьев _ 1 a max Pe~ Fn ’ где Р2тах — вертикальная сила на режущих кромках наконечников, направленная вниз, наибольшая по условиям опрокидывания базорой машины относительно задних кромок опорных поверхностей гусениц или задних колес (рис. 93, в), Gp (L0„ <h) 2 max = f -т—f ; Lon — длина опорной поверхности гусениц; F — опорная площадь режущей кромки наконечника. Площадь F и удельное вертикальное давление ре определяют для различной степени износа наконечников. Величины рг и рв определяют для разного количества зубьев и сопоставляют с прочностными характеристиками грунтов и других материалов, подлежащих рыхлению. К основным конструктивным параметрам рыхлителя относятся: количество, шаг и вылет зубьев, высота и скорость их подъема, угол рыхления, угол заострения наконечников, расстояние от зубьев до ходовой части трактора и др. Количество зубьев выбирают по табл. 28. Вылет зубьев определяется в зависимости от наибольшей глубины рыхления (табл. 28) и области применения: h — hmax -f- (250 -г- 600) мм, где fcmax — наибольшая глубина рыхления. Высота подъема зубьев обеспечивает задний угол въезда, который должен быть не менее 20°. Наибольший подъем на легких рыхлителях составляет 300—500 мм, средних 600—900 мм, а тяжелых — свыше 900 мм. Угол рыхления зубьями при максимальном заглублении выбирают в пределах 30—40° для изогнутых зубьев и 40—50° для прямых. При трехточечной подвеске в начале заглубления угол рыхления может составлять 70—80в, а при четырехточечной — 35—50®. 8 Алексеева, Артемьев Угол отгиба наконечника для разработки мерзлых грунтов на >—20° больше угла рыхления. Угол заострения наконечников зубьев выбирают таким образом, гобы при любом заглублении задний угол был бы не меньше —7° при рыхлении грунтов и скальных пород и 8—10° при рых-знии мерзлых грунтов. Толщину зубьев и наконечников выбирают минимальной по словиям прочности. Толщина наконечников должна как можно еныпе превышать толщину зубьев. Расстояние между зубьями и гусеницами или колесами базо-эго трактора (вынос зубьев) у рыхлителей общего назначения элжно превышать максимальную глубину рыхления не меньше зм в 1,3—2 раза, а у специальных рыхлителей в 1,1—1,5 аза. Скорость подъема зубьев выбирают в пределах 0,3—0,5 м/сек. [ри этом скорость опускания зубьев с учетом действия собственного зса рыхлительного оборудования будет в пределах 0,4—1,0 м/сек, без учета (при обычном расположении гидроцилиндров штоками аиз) — несколько меньше, чем скорость подъема. Усилия подъема и заглубления зубьев навесных рыхлителей пределяются из расчета опрокидывания базового трактора вперед назад в статическом положении. Вертикальная сила, действующая на зуб, равна: при выглублении рыхлителя (рис. 93, б) Р*=-(176) ри заглублении рыхлителя (рис. 93, в) Gp (Lon — dj) 2 Lon + d2 • Вес ходовой части современных гусеничных тракторов состав-яет 25—50% общего конструктивного веса тракторов. Учитывая необходимость точного управления рыхлителем при аличии динамических нагрузок, а также при работе с толкачом, силия выглубления и заглубления зубьев должны быть больше олученных статическим расчетом. Наибольшим является усилие Р%, действующее вниз, а поэтому иаметр гидроцилиндров определяется из условия опрокидывания ракторов назад. Коэффициент динамичности при этом прини-ается кд = 1,4-г-1,8. По полученному вертикальному усилию с учетом необходимой корости подъема зубьев, конструктивной схемы рыхлителя и озможного давления в гидросистеме определяют усилия и ско-ость движения поршня, а также диаметр гидроцилиндров. При определенных размерах разрыхляемого участка, возможности разворота на его концах и работе без поперечных проходов эксплуатационная производительность рыхлителя определяется выражением BhL хкке Пэ = ~1-—-М /Ч’ ^Р.х    vp iooot>p, ж + зёбо где В — ширина захвата при рыхлении в ж; h — средняя глубина рыхления, h = (0,6 -н 0,8)h уСт (hycm — возможная в данных условиях глубина рыхления); Lpx — средняя длина рабочего хода в одну сторону; кт — коэффициент, учитывающий, с одной стороны, потери времени на подход толкача, а с другой — увеличение рабочей скорости рыхления, кт = 0,8-г-1,2; кд — коэффициент использования времени (для средних условий кв = 0,85). vp.x ~ средняя скорость рабочего хода в км/ч, vp.x — (0,6 -i- 0,7) vH (vH — номинальная скорость базового трактора с механической трансмиссией на передаче соответствующей скорости движения порядка 2,5—3,0 км/ч); для тракторов с гидравлической и электромеханической трансмиссиями средняя скорость рабочего хода v х = 1,7 2,2 км/ч', t — время одного разворота в конце участка с учетом вы- глубления зубьев, tp = 15 -4- 20 сек. Ширина захвата при рыхлении B = kn [Ьп -\-2htg\i-\-t (п — 1)], где кп — коэффициент перекрытия, кп = 0,75; п — количество зубьев; Ъ — толщина зуба; — угол скола от вертикали, [х = 15 45° — меньшие значения при рыхлении мерзлых грунтов и скальных пород, а большие — обычных грунтов; t — шаг зубьев. ГЛАВА IX БУЛЬДОЗЕРЫ § 53. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ БУЛЬДОЗЕРОВ Бульдозер — землеройная машина, состоящая из базового гача и бульдозерного (навесного) оборудования, предназначен-я для резания и перемещения грунта и планировки разрабаты-емой поверхности. Бульдозеры как навесное оборудование на тракторы, тягачи другие базовые машины широко распространены, что объясня-ся простотой их конструкции, высокой производительностью, зможностью их использования в самых разнообразных грунто-tx и климатических условиях и относительно низкой стоимостью [полненных работ. Применяются они в дорожном, железнодо-жном, горнорудном, мелиоративном и ирригационном строи-льстве. Для большинства современных гусеничных бульдозеров эконо-[чески выгодная дальность перемещений в настоящее время не ювышает 60—80 м, колесных 100—150 м. Бульдозеры классифицируются по назначению, весу и мощ-сти, силе тяги базовой машины и типу движителя; отдельным нструктивным признакам; системе управления рабочим "органом По назначению бульдозеры делятся на бульдозеры общего значения, приспособленные для выполнения разнообразных млеройно-планировочных и строительных работ в различных унтовьгх условиях, и на бульдозеры специального назначения, торые предназначаются для выполнения определенных видов бот (например, для прокладки дорог, чистки снега, сгребания рфа и т. д.). По мощности двигателей базовых машин современные бульдо-ры можно условно разделить на следующие группы (табл. 29). Классификация бульдозеров по номинальному тяговому усилию >едставлена в табл. 29. По типу движителя базовой машины бульдозеры разделяются . гусеничные и колесные. Колесные бульдозеры создаются на зе колесных тракторов, колесных тягачей, автомобилей и сне-[ализированных самоходных машин (автогрейдеров и др.). Таблица 29 Классификация бульдозеров по мощности двигателя и по номинальному тяговому усилию N в кет (л. с.) тн в т Малогабаритные ........ Легкие............. Средние ............. _ Тяжелые............ До 15 (20) 15,5-60 (21—80) 60—108 (81—147) 110—220 (150—300) Больше 220 (больше 300) До 2,5 2,6—7,5 8.0—14,5 15.0—30,0 Больше 30 Сверхтяжелые......... По размещению рабочего органа бульдозерного оборудования на базовой машине различают бульдозеры с передним и задним расположением отвала. По типу механизма управления бульдозеры разделяются на бульдозеры с гидравлическим, канатным и смешанным управлением. В бульдозерах с гидравлическим управлением отвал внедряется в грунт принудительно в результате усилий, развиваемых гидросистемой. Эти усилия могут достичь 40% и более от общего веса трактора. При гидравлическом управлении отвалу могут быть заданы четыре положения: подъем, принудительное опускание, плавающее положение, фиксированное положение. Различают: бульдозер с неповоротным отвалом, т. е. бульдозер, отвал которого имеет неизменное положение в горизонтальной плоскости, перпендикулярное продольной оси машины; бульдозер с поворотным отвалом, т. е. бульдозер, у которого можно изменять положение отвала в горизонтальной плоскости. На универсальной раме бульдозера вместо отвала может устанавливаться оборудование кустореза, корчевателя-собирателя или снегоочистителя. § 54. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ БУЛЬДОЗЕРОВ За главный параметр бульдозеров принимается номинальное тяговое усилие трактора или тягача. За основные параметры бульдозеров приняты: эксплуатационный вес бульдозера; скорости рабочего и обратного хода; среднее удельное давление ходовой части на грунт и смещение центра давления; удельное горизонтальное усилие и вертикальное давление на режущей кромке ножа, определяющее возможность разработки бульдозером грунтов с различным сопротивлением копанию. Удельное горизонтальное усилие на режущей кромке (табл. 30) Р* = 1Г нГ1см’ где В — ширина отвала, /’дельное вертикальное давление на режущей кромке (табл. 30) 1 S max 7-т, о Рв = —р— кГ/см2, Таблица 30 Значения удельного горизонтального усилия рг и удельного вертикального давления рв для различных категорий грунтов Параметры Категория грунта В кГ/см....... в кГ/см2 ...... До 15 До 10 Рг max — наиболее возможное вертикальное усилие на режущей кромке ножа отвала по условиям опрокидывания базовой машины относительно задних кромок опорных поверхностей гусениц или задних колес; т} ^ б. А. а^~нчГ; 1с и / — см, рис. 94). 1лощадь F и удельное вертикальное давление рв определяются двух случаев: .) для неизношенных ножей (рис. 95, сечение 1 — /); 94. Положение бульдозера при они- Рис. 95. Нож отвала бульдо-рании на кромку ножа отвала    зера >) для изношенных ножей (рис. 95, сечение II — II). 1ри определении F в обоих случаях отвал установлен с одина-.ш углом резания б. величина опускания отвала ниже опорной поверхности базовой ины должна быть такой, чтобы угол между опорной поверх-ъю и линией, соединяющей режущую кромку опущенного ла с центром давления, был не менее 20°. Рекомендуется высоту подъема отвала выбирать из расчета угла въезда, но не менее 20—30° для бульдозеров с неповоротным отвалом и 20—25° для бульдозеров с поворотным отвалом. В процессе заглубления отвала при зарезании скорость перемещения его имеет наибольшее значение. Ее следует выбирать Рис. 96. Отвал бульдозера и схемы установки такой, чтобы зарезание производилось только режущей кромкой (коробка жесткости отвала не должна касаться основания забоя): где ve.c — вертикальная составляющая скорости перемещения отвала в процессе заглубления; vp.p.x расчетная скорость движения трактора при рабочем ходе; а — задний угол отвала (см. рис. 95). Если скорость ve.c > Vp.p.x tg а, то грунт будет дополнительно срезаться коробкой жесткости отвала, что приведет к неоправдан^ ному увеличению усилия на зарезание. Основными параметрами отвала бульдозера (рис. 96) являются: ширина отвала В; высота отвала Н\ угол резания 6; угол заострения ножа р и задний у^ол а; угол захвата ф, т. е, угол поворота отвала в плане; угол зарезания v, т. е. угол поперечного перекоса отвала (угол между режущей кромкой ножа отвала и горизонталью). При проектировании отвала необходимо определять также >аметры профиля поверхности отвала (табл. 31): Таблица 31 Основные параметры поиеречпого профиля отвала бульдозера Параметр Отвал неповоротный поворотный гол резания 6 в град ....... гол наклона отвала е в град . . . гол опрокидывания i|) в град . . . гол установки козырька в град 1дний угол а в град........ вдиус цилиндрическои поверхности отвала R .............. (0,8—0,9) Н или по формулам (179) и пина плоскои части отвала а . . . (180) Равна ширине ножей длину прямолинейного участка а в нижней части поверхности ала; радиус криволинейного участка R поверхности отвала; >л опрокидывания отвала г|); высоту козырька Н1 и угол его «лона гр-р угол наклона отвала е. От угла наклона отвала в — угла между линией, соединяющей кущую кромку ножа и верхнюю кромку отвальной поверхности з учета козырька), и горизонталью (рис. 96, а) — в значитель-1 степени зависит форма призмы волочения. При малом угле {лона грунт может пересыпаться через отвал, так как во многих Ачаях призма волочения бывает выше отвала. При большом ie ухудшаются условия движения грунта вверх по отвалу, ;личивается прилипание грунта и повышается энергоемкость. Минимальная ширина отвала В выбирается так, чтобы отвал, зернутый на угол ф (рис. 96, в), перекрывал габарит базовой шины по ширине и выступающие части толкающей рамы не менее 1 на 100 мм с каждой стороны. При соблюдении этого требования шожна работа бульдозера траншейным способом и по одному >ду. Ширина неповоротного отвала выбирается в 2,8—3 раза 1ыпе его высоты. Ширина поворотного отвала больше на 30— %. Для.работы на легких грунтах и особенно на сыпучих длина !ала может увеличиваться за счет применения съемных ушири-[ей, устанавливаемых под углом 15—30° к режущей кромке жа. Высота отвала Н — расстояние по вертикали между режущей омкой ножа и верхним краем отвальной поверхности при основ-м угле резания и горизонтальном положении опорных поверх-;тей базовой машины (рис. 96, а). Высота отвала определяется силой тяги Тн и грунтовыми усло-ями, для которых предназначается проектируемый бульдозер. Высота отвала может быть определена: для бульдозера с неповоротным отвалом Я = 500 У~Т~Н — ЪТ н] для бульдозера с поворотным отвалом Н = ШУТн — ЬТн, где Тп — номинальная сила тяги бульдозера в Т. Сила Тн определяется путем построения тяговой характеристики тягача с навесным оборудованием (см. ниже, § 56). Высота отвала с козырьком Нк — расстояние по вертикали между режущей кромкой ножа и верхним краем козырька в середине при основном угле резания и горизонтальном положении опорных поверхностей базовой машины. Высота козырька (по вертикали) должна составлять 0,1 — 0,25 от высоты отвала Н. При определении высоты отвала и козырька следует учесть необходимость хорошего обзора при подъеме отвала в транспортное положение. Высота прямого участка а отвала обычно равна высоте ножа. Этот участок оказывает значительное влияние на формирование стружки. Угол резания отвала б (угол между плоскостью ножа и горизонталью), угол заострения ножа |3 (угол между плоскостью ножа и скошенной гранью) и задний угол отвала а (угол между линией, соединяющей режущую кромку ножа с наиболее выступающей частью конструкции отвала внизу, с тыльной стороны, и горизонталью) связаны между собой зависимостью (рис. 96, б) б = а + р, что необходимо учитывать при назначении величин этих углов и пределов их изменения. Угол резания оказывает большое влияние на энергоемкость процесса резания, поскольку при уменьшении его значительно снижается сила сопротивления резанию. С учетом этих обстоятельств угол резания, измеренный в исходном положении бульдозера (при стоянке бульдозера на горизонтальной площадке с отвалом, опущенным до касания лезвия ножа с грунтом), рекомендуется принимать для неповоротного отвала б = 55° и для поворотного отвала б = 50 -г- 55°. При угле б < 50° угол заострения |3 получается таким, при котором прочность режущей кромки становится недостаточной.    « Угол заострения |3 в значительной степени определяет характер изменения удельного давления ножа на грунт по мере износа его режущей кромки. Задний угол а (рис. 96, б) по условию работы бульдозера траншейным способом должен быть не меньше углов подъема и спуска, . углов, образуемых поверхностью земляного откоса с гори-гом. Задний угол определяет в значительной мере конструкцию ьной стороны отвала, элементы которой, в частности коробка ткости, не должны входить в пределы этого угла. Рекомендуется принимать задний угол а = 30 -5- 35°. Угол захвата ф выбирается (рис. 96, в) исходя из требования щения грунта поворотным отвалом в сторону. Практически шовлено, что при углах захвата, больших 55—60°, грунт хо сдвигается в сторону. Применение бульдозеров с поворотным 1лом при таких углах захвата целесообразно только на некото-: специфических работах: собружении террас, разработке выв' на косогорах и т. д. При производстве работ, выполняемых ем непрерывного движения бульдозера вдоль фронта работ я засыпке траншей, разравнивании валов и т. д.), когда тре-гся интенсивное перемещение грунта в сторону, угол захвата жен быть не больше 45—50°. Возможность изменения угла зарезания v (рис. 96, г) облегчает изводство работ на косогорах, позволяет улучшить качество нировочных работ, а также обеспечивает разработку более ;елых грунтов, поскольку при увеличении угла зарезания егчается заглубление отвала в грунт. Рекомендуемый диапазон изменения угла зарезания при нали-специального механизма для его регулирования составляет 0    до ±(6—12°), при отсутствии такого механизма до ±5°. К элементам профиля рабочей поверхности отвала относятся на прямолинейного участка а в нижней части отвала, радиус визны R криволинейной части поверхности и угол опрокиды-ия гр. Эти параметры вместе с высотой отвала Н и углом реза- 6 в значительной степени влияют на процесс набора грунта, меры и объем набираемой призмы волочения и энергоемкость цесса копания и перемещения грунта. При известных высоте отвала и угле резания форма профиля очей поверхности отвала полностью определяется параметрами 1    и ij). Между этими параметрами имеется зависимость, вытекаю-I из схемы на рис. 96, а: Н — а sin 8-\-R (cos б + cosiJ>).    (178) Параметры a, R и t|) назначают исходя из следующих сообра- Угол опрокидывания г|з должен выбираться таким образом, эы исключалась возможность пересыпания грунта через отвал, орая может иметь место при завышенном угле i|). В то же время шерное уменьшение угла опрокидывания ведет к увеличению нпания отвала и повышению энергоемкости процесса копания. :одя из этих соображений угол гр назначается в пределах -75° для неповоротных отвалов и 65—75° — для поворотных Радиус кривизны поверхности отвала при заданных значениях остальных параметров находится из уравнения (178): R Н7° sin-6.-.    (179) COS 6 + COS Ij)    ' ' При выбранных параметрах значение R приближенно получается равным R = Н для неповоротных отвалов и R = 0,8 Н для поворотных отвалов. Радиус R кривой части отвальной поверхности, высота отвала Н и углы резания б, опрокидывания гр и наклона е связаны между собой следующей зависимостью: sin (е — й) (180)
1 — sin (+ 6 — у sin е
Параметры установки козырька: высота Нх и угол наклона При работе на плотных грунтах С нарушенной структурой рекомендуемые параметры отвала обеспечивают эффективный набор грунта и без установки козырька. Однако в некоторых случаях, в частности при работе на сухих и сыпучих грунтах, во избежание пересыпания грунта через отвал, отвалы бульдозеров должны снабжаться козырьками. Козырек рекомендуется располагать вертикально или с некоторым наклоном назад, чтобы полностью исключить его влияние на залипание отвала. Высоту козырька принимают равной 100—200 мм для бульдозеров с силой тяги до 25 Т и 400—500 мм для бульдозеров с силой тяги 50 Т и более. Таблица 32 Уравнение регрессии для определения некоторых из основных параметров гусеничных бульдозеров с двигателем мощностью от 25 до 310 л. с. Параметры Уравнение Тяговое усилие (номинальное) в кГ . . . Вес полный в кГ............. Вес рабочего оборудования в кГ .... Высота отвала в мм.......„ . . . Наибольший подъем отвала в мм .... Скорость в км/ч: минимальная ............. максимальная ............. Максимальное опускание отвала в мм . Удельное давление гусениц на грунт Тн = (0,77 4- 1,23) (93,5N) G = (0,77 4-1,23) (IIOjV) Gp. о = (0,70 4-1,30) (18,8iV) Н = (0,81 4- 1,19) (201 УЪ) hn.о = (0,79 4- 1,22) (208 УЙ) ^min = 2-5- 2,75 утах = 6,5 4-11,5 tp = 150 4- 475 Р = 0,35 4- 0,63 ырек выполняется трапецеидальной формы, длина верхнего >вания трапеции принимается на 200—300 мм больше ширины эта базовой машины, но не менее 0,5 ширины отвала. э. А. Кабашев и И. П. Керов, применив статистические методы выборе параметров гусеничных бульдозеров, предлагают сле-щие зависимости (табл. 32). Зовые модели бульдозеров создаются с учетом следующих (енций их развития: [) автоматизации управления и гидрофикации всех переста-ж рабочего органа — отвала; I) создания специальных модификаций для работы на скальных, аых, мерзлых и сыпучих грунтах и породах; )) повышения прочности и долговечности, создания дополни->ного сменного оборудования к отвалам. § 55. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ КОПАНИЮ ГРУНТА БУЛЬДОЗЕРОМ Рассмотрим вопросы тягового расчета применительно к наибо-распространенному способу работы — лобовому толканию тта при бестраншейном способе работ. Эбъем призмы волочения зависит от геометрических размеров 1ла и свойств грунта ^ = <181> L — ширина отвала; Н — высота отвала с учетом козырька; к — коэффициент, зависящий от характера грунта (связ- ности, коэффициента рыхления) и от отношения -j-. Этот коэффициент получен в результате обработки эксперимен-эных данных по производительности бульдозеров. Значения коэффициента кпр в зависимости от отношения -j-вда грунта следующие: >шение ~.................. 0,15 0,3 0,35 0,40 0,45 ные грунты I — II категории....... 0,70 0,80 0,85 0,90 0,95 шзные грунты............... 1,15 1,20 1,20 1,30 1,50 При транспортировании грунта отвалом бульдозера по гори-гальной площадке возникают сопротивления: Wv — сопротивление резанию; Wnp — сопротивление перемещению призмы грунта перед отвалом; Wд — сопротивление перемещению грунта вверх по отвалу; Wш — сопротивление перемещению бульдозера; WTp — сопротивление трению ножа бульдозера о грунт; где к — удельное сопротивление лобовому резанию в кГ/м2; hx — глубина резания во время перемещения призмы грунта. Средние значения к при угле резания б = 45 -г- 60° составляют: Категория грунта: I......................................7 ООО II......................................И ООО III......................................17 ООО При перемещении призмы волочения часть ее теряется в боковые валики, поэтому нож бульдозера должен быть заглублен на некоторую величину hx для срезания стружки, восполняющей потери грунта в боковые валики. Потери грунта в боковые валики на 1 л пути могут быть оценены коэффициентом кп: где Ve — объем грунта в боковых валиках в плотном теле на 1 ж пути; Vnp — фактический объем призмы волочения в плотном теле в м3. Коэффициент кп зависит от свойств грунта: для связных грунтов......... 0,025—0,032 для несвязных грунтов........ 0,06—0,07 Величина заглубления Сопротивление перемещению призмы волочения (рис. 97, а) Wnp=Vnpys\i2 = Gnpn2 кГ,    (183) где Gnp — вес призмы волочения в кГ; уе — объемный вес грунта в плотном теле в кГ/м3\ [ia — коэффициент трения грунта по грунту, для связных грунтов |а2 = 0,5, для несвязных грунтов р,2 = 0,7, максимальное значение fх2 = 1,0. Сопротивление отперемещения грунта вверх по отвалу (рис. 97,6) We = Gnp со$2 6fix,    (184) где б — угол резания; (Хх — коэффициент трения грунта по металлу: Песок и супесь.............. Hi — 0>35 Средний суглинок............ = 0,50 Тяжелый суглинок............ Hi = 0,80 Сопротивление перемещению бульдозера Wm = Gf,    (185) где G — вес трактора и бульдозера в кГ\ / — коэффициент сопротивления перемещению движителей трактора, / = 0,1 ч- 0,12. Сопротивление трению ножа бульдозера о грунт Wrp учиты-ется в том случае, когда вертикальная составляющая сопротив-ния копанию и собственный вес рабочего оборудования Gu редающийся на грунт, не воспринимаются системой управления не передаются на ходовую часть бульдозера: Wrp = Hi (Rz + GJ = (ij (Rx tg v + GO,    (186) з Rx и Rz — горизонтальная и вертикальная составляющие результирующей силы сопротивления копанию (рис. 98, а); v — угол наклона результирующей сил сопротивления на отвале в град; при резании и перемещении плотного грунта v = 17°, а разрыхленного грунта v = 0°. з. 98. Схема к расчету горизонтальной и вертикальной составляющих результирующей сил сопротивления копанию Горизонтальная составляющая результирующей силы сопро-зления копанию кг — коэффициент использования тягового усилия, кт — = 0,6 -5- 0,8; Ти — номинальная сила тяги. Высота точки приложения Rx и Rz определяется: а)    при резании и перемещении плотного грунта (рис. 98, б) hk = 0,17 Н, где Я — высота отвала без козырька; б)    при резании и перемещении взрыхленного грунта или при перемещении разрыхленного грунта в траншее (рис. 98, в) Hr = = 0,27 Я. По суммарному сопротивлению движения W = Wp + Wnp + We + Wm + Wrp    (187) выбирается соответствующая передача так, чтобы окружное усилие на ведущих колесах тягача или ведущих звездочках гусеничного трактора При тяговом расчете бульдозеров с поворотным отвалом необходимо учитывать разложение сил, вызываемое поворотом отвала в плане на угол ср. Для бульдозера с поворотным отвалом суммарное сопротивление движению (рис. 97, в) W =VPj) 4- WПр -f- We Wт WTp.    (188) Здесь W^WpSmcp; W'np = Wnpsiny; W'e = We sin ф -f- Wg, где Wg — сопротивление трению, возникающему при движении грунта вдоль отвала, И7; =    cos ф. При работе бульдозера на подъемах в тяговом расчете необходимо учесть составляющие от веса бульдозера, которые будут изменять величину Wm. В этом случае величина Wrn определяется по уравнению Wm = G(/±i), где i — уклон местности в %. При угле наклона местности а ^ 10° расчет следует производить по более точному уравнению W„ = G (/cos а± sin а). Автором в развитие методики расчета, предложенной В. И. Ба-ловневым, приводится метод определения сопротивления грунта копанию отвалом с затупленной режущей кромкой, характерной для нового ножа, неповоротного и поворотного отвалов. Рассматривается случай окончания набора грунта отвалом льдозера. Расчет базируется на теории предельного равновесия унта. Общее сопротивление при работе бульдозера Wг — горизонтальная составляющая сопротивления копанию; We — вертикальная составляющая сопротивления копанию, которая берется со знаком плюс, если она направлена вниз, и со знаком минус, если она действует вверх; / — сопротивление перемещению бульдозера; G — вес бульдозера; i — уклон местности. Рис. 99. Расчетная схема для определения сопротивления копанию грунта отвалом бульдозера Бульдозер с неповоротным отвалом. Горизонтальная состав-ющая сопротивления копанию Wг равна (рис. 99) W2 — Ег-\-Ег eGо) }ii-^-Wnp, (191)
! Е'з и Е1 — горизонтальные составляющие сопротивления сколу грунта гранями соответственно АВ и ВС; G0 — вес отвала (при канатном управлении); fij — коэффициент трения ножа по грунту; Wnр — сопротивление перемещению призмы волочения. Горизонтальные составляющие сопротивления грунта сколу л, Е'г = Mb ^ o1dz=M1b^K2 (~ h\ -f- + Chx ctg ф2| — Chx ctg ф2J; Е'г=Ь ^ o2 dz = b 2 h\ -f g2h2 + h2C ctg ф2^ — h2C ctg ф2 j, где b — ширина резания (длина отвала) в м; ^/1 = l + tgф1tgP (р = 90° — б); j, cos ф! (cos qpi + j^sin2 ф2 — sin2 фх) Л-л—--:- X i    1 —Sin ф2 — 20 + Ф1 + arcsin ) tg ф2 X exp
Фх — угол трения грунта по 1У1еталлу; ф2 — угол внутреннего трения грунта; С — коэффициент сцепления грунта; &х — толщина срезаемой стружки; gx — вертикальная равномерно распределенная пригрузка на участке ААХ; g2 — вертикальная равномерно распределенная пригрузка на плоскости ВВХ. Равномерно распределенные пригрузки COS2 ф2 tg ф2 (Н - Ах) + kl у>] sin б s    Уг(Н — hx) tg б tg i|> 8l~AAt —    (tgd + tgT)j) Ax “    ’ _ , M2K2ys{h*-h\) ьч si "T (ctg 6 +ctg г|з) ’ где M, = tgP —tgqpi; ^ = Вертикальная составляющая сопротивления копанию равна we=E’ + E;, где Ед и Ед — вертикальные составляющие сопротивления сколу гранями соответственно А В и ВС; Е' = Мф[к2 hl + g-Jii + h-fi ctgфз^ h^C ct.g ф2 E’s=M1b'yK% h\ + g2h2 + h2C ^ф2^ — h2C ctg ф2 Mi = — tg фх-Сопротивление перемещению призмы волочения Wnp^bys С08гф2<^ь^.    (192) При расчете горизонтальной составляющей сопротивления ко-нию учитывается знак при We, а также передается ли вес отвала грунт или на ходовую часть машины. Бульдозер с поворотным отвалом. Сопротивление косому копа-го грунта отвалом складывается из сопротивления лобовому панию и составляющих сил трения грунта по отвалу. Горизонтальная составляющая сопротивления копанию опре-пяется с учетом того, что отвал бульдозера установлен под грым углом ф < 90° к оси машины (углом захвата) и что его ре-гщая кромка составляет острый угол с горизонтальной плоскос-ю (угол зарезания), в результате чего отвалом вырезается струж-треугольного сечения. Горизонтальная составляющая сопротивления копанию, дейст-ющая нормально к лобовой поверхности ножа отвала, равна ние = Ег + Е"г + (We + G0) w + Wnp. (193)
Горизонтальные составляющие сопротивления грунта сколу анями А В и ВС E'3 = ^-M1h1b1[K2 (yA + %i + 3ci <^ф2) —3С ctg ф2]; El = bxh2 Къ h2 -f g2 + С ctg ф2| — С ctg ф2j; i — длина той части отвала, которая погружена в грунт; hx — наибольшая глубина резания. Равномерно распределенная нагрузка 2 4h2 (ctgS + ctgi|>) ' Вертикальная составляющая сопротивления копанию равна We = E'e + E[ Вертикальные составляющие сопротивления сколу грунта 1нями АВ и ВС Е'^-М^Ь^К^ (tA + %i+ 3C ctg Фг) —3С ctg(pa]; El = — tg    ^ /г2 + g2 + С ctg ф2^) — С ctg ф2 . ния сколу гранью АВ,
) Nt — нормальное давление на отвал от лобового сопротивле
(194)

fF)Е*= Жб    + 3gl + ЗС Ctg ^ — 30 ctg ^'
N2 — нормальное давление на отвал от лобового сопротивления сколу гранью ВС, К* ** + & + с ctg Ф2) — С ctg ф2 N2 = E'l = 6х/г2
Полное сопротивление косому копанию отвалом с затупленной режущей кромкой, действующее в направлении движения машины, равно We = Т± cos ф -f- (Еа Ег -)- Wпр) sin ф -J- (Wв -f- G0) (195) Между коэффициентом сцепления грунта С и сопротивлением резанию грунта к новым, не бывшим в употреблении, ножом при б 30° имеется следующая примерная зависимость: С в кГ/см2..... 0,1 к в Т/мI2.......3,0—4,0 0,2    0,3    0,4    0,5 6,0—7,5 9,5-11,0 12,5—14,0 15,0—17,0 § 56. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НОМИНАЛЬНОЙ СИЛЫ ТЯГИ БУЛЬДОЗЕРА Для определения номинальной силы тяги базового тягача, являющейся главным параметром бульдозера, следует построить его тяговую характеристику на первой рабочей передаче на свежесрезанном суглинистом грунте. Рис. 100. Определение номинальной силы тяги базового тягача с бульдозерным навесным оборудованием
При построении тяговой характеристики необходимо увеличить сцепной вес двухосного тягача на 20% за счет веса навесного бульдозерного оборудования. Поэтому, например, для определения Тн колесного движителя ч необходимо по оси ординат тяговой характеристики базового тягача (рис. 100) отложить б = 20 %. Если через точку ах провести горизонталь до пересечения с кривой б, а затем через полученную точку провести вертикаль, то по отрезку Оа2 можно установить искомую номинальную силу тяги Тп тягача с бульдозерным навесным оборудованием. Проектируя точки я7, а6, а5 и а4 на соответствующие шкалы оси ординат, найдем значение тяговой мощности NT, действитель- ой скорости движения vg, часового GT и удельного gr расходов шлива при работе тягача на режиме номинальной силы тяги, [апомним, что найденную действительную скорость движения ягача принято называть также номинальной vdH. При работе на режиме номинальной силы тяги тягач развивает гговую мощность, близкую к максимальной. Имея в виду, что сопротивление грунта копанию преодолевается 1лой тяги базового тягача, можно написать Потребная мощность двигателя базовой машины дг — WKvd ~ 270г| Л' ' ’ je vd — действительная скорость движения бульдозера в км!ч', т] — механический к. п. д. машины. § 57. ОБЩАЯ СХЕМА СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА БУЛЬДОЗЕР Нагрузки, действующие на элементы конструкции бульдозеров других машин для земляных работ, делятся на нормальные, iyчайные и аварийные. Под нормальными понимаются нагрузки, действующие в проэссе работы машины в условиях нормальной ее эксплуатации, ги нагрузки являются основными для расчета элементов конструк-ш машины на долговечность. Случайные нагрузки представляют собой совокупность одновре-энно действующих нагрузок в самом неблагоприятном их соче-1нии, которая может иметь место в условиях нормальной эксплуа-1ции машины, как во время рабочего цикла, так и при некоторых юциальных режимах. Случайные нагрузки являются основой ш расчета элементов конструкции машины на прочность. К аварийным относятся нагрузки, которые возникают при неко-ррых редко встречающихся обстоятельствах, но действие их прибит конструкцию в неработоспособное состояние. Расчет кон-рукции на аварийные нагрузки проводится с целью создания :йственных предохранительных устройств и блокировок. Для расчета на долговечность необходимо иметь нагрузочную [аграмму, т. е. график изменения нагрузок в течение рабочего* 1кла, а также число циклов нагружения. Расчет на долговечность шолняется с использованием методов, применяемых в общем и >дъемно-транспортном машиностроении. Широкому применению расчетов машин для земляных работ на |Лговечность препятствует пока отсутствие необходимого коли-ства экспериментальных данных. В связи с этим, основными в ютоящее время являются расчеты на прочность. Расчет на прочность элементов конструкции машин для земля-IX работ ведется методами, принятыми для расчета деталей ма- шин и металлоконструкций общего назначения. Для этого к рассматриваемому элементу прикладываются силы, соответствующие принятому расчетному положению и определяемые с учетом динамики нагружения машины. Затем определяются опасные сечения и вычисляются максимальные напряжения в точках этих сечений. Полученные напряжения сравниваются с допускаемыми. Допускаемые напряжения определяются исходя из выбранного предельного состояния. В качестве основного предельного состояния обычно принимают потерю несущей способности. Рис. 101. Схемы бульдозеров, типичных по характеру действующих на них нагрузок: 1 — отвал; в — толкающий брус; з — подкос; 4 — рама; 5 — толкатель При определении расчетных действующих сил и проведении расчета на прочность необходимо предварительно выяснить, в каких положениях и при каких условиях работы элементы конструкции машины могут испытывать наибольшие нагрузки, т. е. наметить расчетные положения и расчетные условия. Выбор расчетных положений может быть произведен на основании анализа общей схемы действующих сил и характера их изменений во время работы машины. Различные конструктивные схемы бульдозеров, типичные по характеру действующих сил, представлены на рис. 101 и в табл. 36. Рассмотрим схему действующих сил и проследим характер их изменения в течение рабочего цикла применительно к бульдозеру с поворотным отвалом. Основные схемы бульдозеров Конструкция отвала Система управления Способ заглубления отвала Ходовое оборудова Неповоротная (рис. 101, а) Канатная Свободный (под действием веса) Гусеничное Поворотная (рис. 101, б) Неповоротная (рис, 101, в) Гидравли ческая П ринудительный (под действием гид р оц илиидра) То же (рис. 101, е) Колесное На рабочее оборудование бульдозера во время работы дей-гвуют следующие силы (рис. 102): вес рабочего оборудования G, ала в упряжном шарнире Рс, сила натяжения подъемного поли-таста S и реакция грунта Р. Рис. 103. Схема сил, действующих на бульдозер с канатным управлением в начальный момент заглубления отвала
же. 102. Схема сил, действующих I бульдозер с канатным управлением в процессе копания Рассмотрим каждую из этих сил в отдельности. Вес G рабочего оборудования способствует заглублению отвала грунт. Величина его, в случае канатного управления, должна эоверяться по условию заглубления отвала. При такой проверке качестве расчетного применяется положение, соответствующее 1чальному моменту заглубления отвала (рис. 103). За рассчитан->ie условия принимаются следующие условия работы бульдозера: ^льдозер движется по горизонтальной поверхности; отвал лезвием >жа опирается на поверхность грунта; канаты подъемного поли-[аста не натянуты, 5 = 0; резание грунта не производится. В этом положении на отвал действует вертикальная реакция грунта R2, направленная вверх, и горизонтальная реакция, являющаяся силой трения ножа о грунт: =    (196) Учитывая неровность поверхности грунта и возможность работы передней грани ножа по срезанию неровностей, принимаем коэффициент трения ножа по грунту = \. Реакция i?2 (рис. 104), преодолеваемая при заглублении отвала, может быть определена из уравнения Я2 = к'хЬ,    (197) где к' — коэффициент несущей способности грунта; для средних условий к' = 5 -т- 6 кГ/см2; L — длина ножа в см; х — ширина нижней площадки поверхности ножа, трущейся о грунт, с учетом затупления ножа; х = 1,0 -н 1,5 см (рис. 104). Минимальная сила тяжести рабочего оборудования Gmim необходимая для заглубления отвала в грунт, определится из уравнения моментов сил, действующих на рабочее оборудование, относительно точки С (рис. 103): Рис. 104. Схема к определению реакции Я2 при заглублении отвала
2 Mc = Gmin^c—R-JTb R^l = 0. Подставляя в это уравнение значения Ri и i?2 из уравнений (196) и (197) и решая его относительно Gmm, после преобразования получим ,,,    —    k'xL (l — Цгт) (j-min--7    —    I    • Условие заглубления отвала выразится неравенством G > Gmin. У бульдозеров с гидравлическим управлением заглубление отвала осуществляется принудительно, под действием гидроцилиндров, что позволяет снизить вес отвала, определяемый в этом случае только из условий прочности, и значительно повысить удельное давление ножа на грунт рв (см. табл. 30). Реакция Р грунта на рабочий орган бульдозера, действующая в условиях его нормальной работы, представляет собой силу сопротивления грунта копанию и может быть представлена в виде горизонтальной и вертикальной составляющих, приложенных на высоте hK от режущей кромки ножа (см. рис. 98). Способ определения сил сопротивления копанию для этих условий рассмотрен предыдущем параграфе. Силы сопротивления копанию, найден-[ые таким способом, служат исходными данными при определении ;еобходимой силы тяги и мощности привода машины, а также [ри расчете элементов конструкции на долговечность. В качестве расчетной реакции грунта Р при расчете на проч-юсть принимается ее максимальная величина, соответствующая наиболее тяжелым условиям работы бульдозера. Такими условиями следует считать упор отвала движущегося бульдозера в непреодолимое препятствие в виде жесткого предмета (камня, бревна и т. д.). 'ис. 105. Схема сил, действующих а нож отвала при упоре в препятствие
Со стороны препятствия на нож действует нормальная реакция N и сила трения F — iVp^, направленная вверх, по касательной к ножу (противоположно возможному перемещению твала относительно препятствия). Кроме этого, на отвал дейст-ует реакция грунта на затупленную поверхность ножа, пока-анная на рис. 105, а в виде составляющих Rx и R2. Силы Рг (рис. 105, б) и Рг — горизонтальная и вертикальная оставляющие суммарной реакции грунта на нож, могут быть ыражены уравнениями: Px — N sin (б + фх) + #i;    (198) P2 = N cos (б + ф2)— R2,    (199) це фг — угол трения грунта по металлу. Поскольку наибольшие усилия в механизме подъема в элемен-ах конструкции оборудования будут иметь место при упоре от-ала в препятствие нижней его частью, суммарная реакция пре-ятствия на нож должна быть приложена в точке, расположенной а поверхности ножа в непосредственной близости от режущей ромки. Исходя из этого, в качестве точки приложения силы Р словно принимается режущая кромка ковша. Сила Рг определяется тяговыми возможностями трактора и зйствием динамических сил при упоре отвала в препятствие, [аксимальная сила Pt может рассматриваться как сумма стати-еской силы Р1с1 соответствующей условию буксования движите ей, и динамической силы Рг&, зависящей от инерции движущихся асе и жесткостей препятствия и элементов конструкции: Рimax = -Plc "4" Pid’    (200) Максимальная сила Р1с определяется из уравнения Pic ^ 1 max = Gcli фтах)    (201) где Ссц — сцепной вес бульдозера; при нейтральном положении канатов (гидроцилиндров) механизма подъема сцепной вес равен практически (без учета весьма малой в этом положении вертикальной реакции в шарнире С) весу трактора GT\ при натянутых канатах (запертых гидроцилиндрах) сцепной вес складывается из веса трактора GT, веса рабочего оборудования G и вертикальной реакции грунта на отвал Р%\ фтах — максимальный коэффициент сцепления движителя с грунтом; ф1Пах составляет 0,85—0,95 для гусениц и 0,8—0,9 для пневматических колес. Динамическую силу Р1д можно определить, рассматривая машину и препятствие как упругую систему с одной степенью свободы и принимая за исходные величины массу бульдозера тб, массу препятствия тп, жесткость конструкции навесного оборудования С15 жесткость препятствия С2 и начальную скорость движения машины у0, соответствующую началу буксования движителей. Принимая массу препятствия бесконечно большой, а начальную скорость буксования v0 равной номинальной скорости машины на I передаче и решая дифференциальное уравнение движения машины в процессе ее удара о препятствие, получим следующее выражение для максимальной динамической силы: Pio = voVfn6C0,    (202) где С0 — суммарная жесткость препятствия, С0=^.    (203) Коэффициент жесткости металлоконструкции навесного оборудования бульдозера может быть найден расчетным путем или определен приближенно по формуле, рекомендуемой ВНИИСтрой-дормашем: где а — коэффициент жесткости конструкции навесного оборудования на 1 кГ веса трактора: аж = 0,9 -г- 1,0^—^. Коэффициент жесткости препятствий может быть определен по формуле С 2 = РЖВ, где — коэффициент жесткости препятствия на 1 см длины от- кГ 1см вала в В — длина отвала в см. Величина |3Ж, по данным Н. Ф. Федотова, составляет: ш грунта III категории при 6 = 60°..................................2,8 [я мерзлого грунта II категории при б = 60°........................19 1Я кирпичного столба шириной 65 см при ударе отвалом на высоте 15 см от заделки........................................................279 Действие динамической силы Р1д может быть оценено коэффи- 7    -^"*1    PlC ^ld центом динамичности кд = ^    . При расчете на прочность элементов конструкции бульдозера оэффициент динамичности может быть приближенно принят з = 1,5 ч- 2,5; меньшие значения соответствуют условиям сто-орения отвала в грунте III категории, большие — упору в пре-ятствие в виде кирпичной кладки. Для бульдозеров с гидродина-ической трансмиссией коэффициент динамичности кд имеет мень-ие значения, что обусловлено снижением начальной скорости (гксования v0 по сравнению с номинальной скоростью vH. Вертикальная составляющая реакции препятствия на отвал ожет быть выражена уравнением, полученным путем совместного зшения формул (198) и (199): Рг = (Рг — ^i) Ctg (б + фх)—Rz-    (204) Из этого уравнения видно, что максимальное значение силы Р2, шравленной вниз, будет иметь место при RL = R2 = 0 и мини-альном угле резания б: Р 2 max — Рх ctg (б -|~ срх).    (204а) Необходимо отметить, что действие силы Р2 при натянутых шатах (запертых гидроцилиндрах) подъема приводит к увели-щию нормальной реакции грунта на движители машины, а сле-)вательно, к увеличению максимальной силы тяги по сцеплено, что, в свою очередь, ведет к возрастанию реакции грунта на гвал. Сила Р1с, определяемая по формуле (201), будет в этом слу-ш равна Pic — ^сцфтах — (Gt -f" G -f- Р% max) фтах) гкуда с учетом формулы (204) следует Р    (GT + G) Фтах    • 1с I-Фта* ctS (в + Фх)'    ' При использовании формул (204) и (205) следует иметь в виду, ’о они дают максимальные значения статических сил и Р2 !3 учета вертикальной реакции грунта й2 на затупленную пло-адку ножа, разгружающую отвал в процессе заглубления, оэтому формула (205) может применяться только для условий !зания без заглубления, при запертом гидроцилиндре (застопо-)нном барабане механизма подъема) или при подъеме отвала. Сила jP2, как это следует из уравнения (204), может быть шравлена вверх, что имеет место при условии ^2 > (Pi—Hi) Ctg (б + фх). Это условие соблюдается в начале заглубления ножа в грунт, когда толщина стружки, а следовательно, и сила малы. По мере увеличения толщины стружки и объема призмы грунта перед отвалом реакции Рх возрастает, приближаясь к своему максимальному значению. В то же время максимальная реакция i?2 ограничивается соответствующей величиной несущей способности грунта: /?2 - k'Lx. Сила S на блоке полиспаста подъема (штоке гидроцилиндра) может достигать значительной величины в положении резания при натянутых канатах полиспаста и заторможенном барабане лебедки или в начале подъема отвала из положения резания в транспортное. Силу S, возникающую в процессе резания, можно определить из уравнения моментов сил, действующих на рабочее оборудование бульдозера, относительно точри С (рис. 102): g_GIq Р\Ш -}- Р Подставляя в это выражение значения Рг из уравнения (205) и Р2 из уравнения (204а), найдем максимальную силу S в процессе резания: -Gl(,+ Pl max +1 ctg (6 + ^ (206) Для бульдозеров, смонтированных на тракторах, сила проверяется по условию устойчивости трактора при опрокидывании его вокруг точки А (рис. 106, а) под действием силы S: $та х ■ Sy. Определение максимальной силы подъема S по условию устойчивости выполняется в следующем порядке. Исходя из равновесия сил, действующих на систему трактор — рабочее оборудование при опрокидывании трактора вокруг точки А (рис. 106, «^составляем уравнение моментов сил относительно точки А и определяем силу Р2, необходимую для удержания отвала в неподвижном положении: Р8 = ?Л~|(/о-*1)-,    (207) где G — вес рабочего оборудования; GT — вес трактора. Затем, рассА1атривая равновесие сил, действующих на рабочее оборудование, составляем уравнение моментов сил относительно точки О и, решая ого, находим силу Sy, необходимую для опрокидывания трактора: S" = Pj + Pim + Gi0'    (208) Значения Pt и Р2, входящие в это уравнение, определяются [о формулам (205) и (204а). Силу Sn, действующую при подъеме рабочего оборудования, шределяют для случая выглубления отвала из грунта в процессе >езания, исходя из равновесия сил, действующих на эту систему, [ проверяют по условию устойчивости и по мощности привода. а — при опрокидывании трактора вркруг точки А; б — при подъеме отвала с грунтом; в — при опрокидывании трактора вокруг точки В Рис. 106. Схема к определению силы, развиваемой механизмом подъема:

На рабочее оборудование с поднимаемым грунтом при выгЛубянки отвала действуют следующие силы (рис. 106, б): G — вес рабочего оборудования; Gg — вес поднимаемого грунта; Q — сила сопротивления сдвигу грунта, поднимаемого с отвалом, относительно грунта, остающегося в призме; Рх и Р2 — горизонтальная и вертикальная составляющие ре- акции грунта, действующие на рассматриваемую систему; Хс и Zc — силы в шарнире С, действующие на рабочее обору- дование. Вес поднимаемого грунта определяется из выражения (см. >ис. 106, б) де Fn — площадь поперечного сечения грунта в отвале (на схеме заштрихована); L — длина отвала; уг — объемный вес грунта. Сила Q определяется из уравнения (29), Входящую в это урав-[ение силу Т принимаем равной нулю, считая, что вся сила тяги уравновешивается реакцией (что является наиболее тяжелым случаем при определении силы подъема Sn). Силы Pt и Р2 находятся из уравнений (205) и (204а). Сила Sn определяется из уравнения моментов сил, действующих на рабочее оборудование, относительно точки С: g _ Gig ~Ь Ggla -\-Ql - j- n    r Сила Sn проверяется по устойчивости трактора: и по мощности двигателя. При этом могут быть следующие расчетные случаи. Первый случай. Мощность двигателя достаточна для опрокидывания трактора относительно точки А при одновременном действии полной толкающей силы по сцеплению (т. е. при буксовании трактора). Это условие выражается неравенством Na^N0 + N= +    (210) где Ng — мощность двигателя в л. с.; N0 — мощность, затрачиваемая на работу механизма подъема при опрокидывании трактора относительно точки А, в л. с.; NT — мощность, затрачиваемая на работу ходового механизма при буксовании, в л. с.; Sy — сила натяжения полиспаста подъемного механизма, определенная из условия устойчивости, в кГ; vn — скорость подъема в м/сек; Гшах — полная толкающая сила по сцеплению в кГ, находится по формуле (201), в которой Gc принимается равным GC4 = GT + G + Р2; vT — окружная скорость ведущей звездочки (колеса) в м/сек; т)п — к. п. д. механизма подъема; цт — к. п. д. ходового механизма. Величины Nd, vn и vT принимаются для режима работы, соответствующего максимальному крутящему моменту на валу двигателя. Расчетная сила подъема отвала будет Sp = Sykg,    (211) где кд — коэффициент динамичности, кд = 1,35-4- 1,5. Второй случай. Мощность двигателя недостаточна для опрокидывания трактора относительно точки А при одновременном действии полной силы тяги по сцеплению (т. е. при буксовании): N0<Ne<(N0 + NT). Наиболее тяжелым для подъемного механизма будет при этом такое положение, когда на подъем расходуется мощность, )бходимая для опрокидывания трактора относительно точки А, стальная часть мощности используется на работу ходового меха-зма. Сила подъема S и толкающая сила Т', реализуемая ходовым манизмом в этом случае, связаны зависимостью Svvn Т'ит «^тк + ist-    <212> Силы Т' и S можно определить путем совместного решения авнений (208) и (211), подставляя в уравнение (208) вместо Рг 1чение Т'. За расчетное значение силы Sp принимается Sp = Syka.    (213) Третий случай. Мощности двигателя недостаточно для опроки-вания трактора относительно точки А: Максимальная сила S в этом случае определяется исходя из товия расходования всей мощности двигателя на подъем: За расчетную подъемную силу принимается Если найденная таким образом сила подъема намного превос-а;ит необходимую (что, например, может иметь место для бульдо-)ного оборудования на автогрейдерах), т. е. £>2Sn, за расчетную подъемную силу при проектировании механизма о,ъема и прочностных расчетах может приниматься сила Sn, нденная по уравнению (209), умноженная на коэффициент за-са 2. В этом случае в механизме подъема должны быть преду-этрены предохранительные устройства. Особенностью схемы нагружения бульдозера с гидравлическим равлением является принудительное заглубление отвала под гствием силы S' штоков гидравлических цилиндров. Максимальная сила заглубления Sy определяется из условия гойчивости трактора относительно точки В опрокидывания 1C. 106, в). Вначале определяется реакция Р'г, соответствующая ловию опрокидывания. Для этого используется уравнение ментов сил, действующих на систему трактор — рабочее обо-дование, относительно точки В: GTlT + G (10 + 1г) Затем из уравнения моментов сил, действующих на рабочее оборудование, относительно точки С находится сила Sy\ Величина Рг, входящая в это уравнение, определяется по формуле (201), где сцепной вес G принимается равным * GC4 = GT + G-P2. Сила S должна быть проверена по условию заглубления: где S'n — сила, необходимая для заглубления отвала. Величина Sn находится из выражения (214), в которое вместо Рг и Р'ч, подставляются соответственно значения Rx и R2, найденные по формулам (196) и (197). После преобразований это выражение примет вид £ xL (I fxiт) Glfj    (215) Величины, входящие в это уравнение, те же, что и в формулах (196) и (197). Величина Sy для гидравлических бульдозеров обычно значительно превосходит S„, что обеспечивает большое удельное давление ножа на грунт (см. табл. 30) и интенсивное заглубление отвала. Максимальная сила Sy, определенная из условия устойчивости, должна быть проверена по мощности двигателя. При этом могут иметь место те же расчетные случаи, что и при выглублении отвала. Расчет производится аналогичным способом, с той разницей, что силы Ттах и Ри входящие в уравнения (210), (212) и (214), определяются по формуле (201), где величина GC4 принимается равной GC4 = Gt-\-G — Р’г. Реакция Рс в шарнире С, выраженная в виде составляющих Хс и Zc (см. рис. 102 и 103), определяется из уравнений равновесия сил, действующих на рабочее оборудование: Хс = jPj£ cos 5, ЪС = Б sin 0 — Р2 — G, где 0 — угол наклона канатов (гидроцилиндров) механизма подъема по отношению к горизонтали. Максимальные усилия в шарнирах возникают при внезапном упоре отвала в препятствие. Силы Pi, Р2 и S, входящие в эти уравнения, определяются для этого случая по формулам (201), (204) и (207). При движении бульдозера под уклон сила Хс увеличивается д действием составляющей силы тяжести трактора: Хс = Тр + S c°s 0 -f GT sin a0* e сс0 — угол уклона в град. Однако, учитывая, что в данном положении действие значи-льных динамических нагрузок не должно допускаться, а усло-я перемещения грунта облегчаются, этот случай при расчете 1ЖНО не рассматривать.
Рис. 107. Схема определения реакции Р3 по условию сцепления: а — для гусеничного трактора; б — для колесного трактора
Определение сил, действующих на бульдозер с поворотным 'валом, имеет некоторые особенности, обусловленные установ-)й отвала под углом <р 90°. При такой установке отвала дей- ' вующая на него реакция Р грунта дает, кроме составляющих Рг Р2, боковую горизонтальную составляющую Р3 (см. рис. 101, б). Сила Рх определяется так же, как и для бульдозера с непово->тным отвалом. Силы Р2 и Р3 можно определить, пренебрегая шствием реакции грунта на затупленную поверхность лезвия >жа, по уравнениям Р2 = Дг;    (216) Р8 = ЯУ,    (217) ie Rz и Ry определяются из уравнений (28) и (28а), в которых ринимаем Rx = Pv Максимальное значение составляющей Р3 следует проверить по условиям сцепления ходового оборудования трактора с грунтом (рис. 107); Р»1^Мр, где Мр — суммарный момент горизонтальных реакций грунта на ходовое оборудование. Для гусеничных бульдозеров пл _Н'пGaL luv 4 > где ixn — приведенный коэффициент сопротивления гусениц повороту, р,п = 0,7 -4- 1,0 (при расчете на прочность принимаем максимальное значение fj,n); GB — вес, приходящийся на гусеницы трактора; при натянутых канатах подъемного полиспаста Gs = = G6\ при нейтральном положении механизма подъема Gz ^ GT (G6 — вес всего бульдозера; GT — вес трактора). Остальные обозначения даны на схеме (рис. 107, а). Для бульдозера на пневмоколесном ходу (рис. 107, б) Mp1 = (pGaL0    (218) Mpi — (^GbLq,    (219) где ф — коэффициент сцепления колес с грунтом; Ga и Gb — вес, приходящийся соответственно на передние и задние колеса трактора. Уравнение (218) соответствует повороту трактора под действием силы Р3 вокруг точки Ог, уравнение (219) —повороту вокруг точки 02. В первом случае сила Ръ определяется из уравнения во втором случае
Р2    (220а) Меньшее из полученных значений является максимальным значением силы Р3 по условию сцепления колес с грунтом и соответствует случаю поворота трактора, возможному в данных условиях. § 58. ВЫБОР РАСЧЕТНЫХ ПОЛОЖЕНИЙ И РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ Рассмотрев действие внешних сил, можно сделать выводы в отношении положений и условий работы бульдозера, наиболее опасных с точки зрения его прочности. 257
9 Алексеева, Артемьев Силы Рх и Хс достигают предельных значений при рабочем 1ижении бульдозера с использованием полной толкающей силы •актора и действии сил инерции. Осуществление этих условий (зможно, например, при упоре отвала бульдозера в препятствие. Реакция Р2, а также сила напряжения S канатов полиспаста )дъема могут достигать наибольших величин в том же положе-ш при запертом гидроцилиндре (при натянутых канатах поли-[аста и включенном тормозе механизма подъема) или в случае щъема отвала с грунтом при условии использования полной зщности двигателя. Точкой приложения сил Рх и Р2 может являться любая точка i поверхности отвала, что следует учитывать при расчете отдель-лх частей. Исходя из этого, можно наметить следующие основные расчет-де положения и соответствующие условия работы. Первое расчетное положение. Упор отвала в препятствие сред-зй точкой в процессе резания при запертом положении механизма здъема. Расчетные условия: 1)    бульдозер движется по горизонтальной поверхности, на-шьная скорость движёния равна номинальной скорости на I пе-здаче; 2)    при упоре в препятствие используется максимальная по л;еплению толкающая сила; кд = 2,5; 3)    угол захвата при расчете бульдозера с поворотным отвалом ринимается минимальным. Второе расчетное положение. Упор отвала в препятствие сред-ей точкой в процессе выглубления при работающем ходовом еханизме трактора. Расчетные условия: 1)    поверхность движения горизонтальна; 2)    действует максимальная сила подъема и толкающая сила, дределяемые по условию устойчивости трактора и по мощности вигателя для соответствующих расчетных случаев, рассмотрен-ых выше; кд = 1,5; 3)    угол захвата минимальный. Третье расчетное положение. Упор отвала в препятствие сред-ей точкой в процессе заглубления при работающем ходовом ме-анизме трактора. Расчетные условия:
1)    поверхность движения горизонтальна;
2)    действует максимальная сила заглубления и толкающая яла, определяемые для соответствующих расчетных случаев, ассмотренных выше; кд — 1,5;
3)    угол захвата минимальный.
В первых трех расчетных положениях производится расчет гвала, рамы и узлов механизма подъема.
Четвертое расчетное положение. Упор отвала в препятствие райней точкой в процессе резания при запертом положении ме-анизма подъема. Расчетные условия те же, что и для первого оложения.
Пятое расчетное положение. Упор отвала в препятствие крайней точкой в процессе выглубления при работающем ходовом механизме трактора. Расчетные условия те же, что и для второго положения.
Шестое расчетное положение. Упор отвала в препятствие крайней точкой в процессе заглубления при работающем ходовом механизме трактора. Расчетные условия те же, что и для третьего положения.
В четвертом, пятом и шестом расчетных положениях расчету подлежат: толкающие брусья, подкосы и упряжные шарниры — у бульдозеров с непово^отным отвалом;
отвал, толкатели, рамы, упряжные шарниры — у бульдозеров с поворотным отвалом.
Расчет на прочность. Выбрав расчетные положения и наметив расчетные условия, приступают к определению сил, действующих на машину и ее части. Для этого составляют расчетные схемы машины применительно каждому из намеченных положений.
Расчетные схемы выполняют в виде схематического чертежа машины, на котором проводятся координатные оси, показываются контуры основных частей, способ их соединения и взаимодействия между собой и с разрабатываемым грунтом, наносятся точки приложения внешних и внутренних сил и показываются силы, действующие на машину. Если задача не может быть сведена к определению сил, действующих в одной плоскости, то расчетная схема выполняется в двух проекциях или в аксонометрии.
Построив расчетную схему для рассматриваемого положения, определяют значения активных сил, действующих на машину: сил тяжести и толкающей силы.
Из условий равновесия машины и отдельных ее частей определяют неизвестные внешние силы, а также силы взаимодействия между частями машины, необходимые для расчета на прочность. Затем вычисляют напряжения, действующие в опасных сечениях. Сравнивая вычисленные значения напряжений с допускаемыми, производят проверку на прочность.
В качестве примера рассмотрим расчет бульдозеров двух типов: с неповоротным отвалом и с поворотным отвалом.
Расчет бульдозера с неповоротным отвалом. В первом расчетном положении действию опасных нагрузок подвергается отвал бульдозера.
Расчет отвала производится в следующем порядке. Построив расчетную схему бульдозера (см. рис. 102 и 103), находим действующие на него внешние силы G, Рх, Р2, Sp. Силу тяжести рабочего оборудования и положение центра тяжести определяем исходя из данных эскизного проекта или по подобию с существующими моделями.
Силы Рг и Рг находятся соответственно из уравнений (205) и (204а). Сила Sv определяется по уравнению (211).
На отвал, кроме сил Ру, Р2 и Sp, действует сила тяжести от-1ла G0 и реакции в шарнирах Хлг, Ъа\, Ха2 и и в подкосах PBl РВ2. (рис. 108, а).
Рассматриваем отвал как балку, шарнирно закрепленную точках Аг и А2 (рис. 108, б), пренебрегая при этом моментами горизонтальной плоскости, действующими на отвал со стороны •лкающих брусьев при изгибе системы, что ведет к незначитель-)му увеличению запаса прочности.
Допускаем, что размеры и формы сечения отвала постоянны ) его длине и соответствуют опасному сечению.
Усилия, возникающие в опасном сечении аа (рис. 108, в) под !Йствием внешних нагрузок, находим следующим образом, пределив положение центра тяжести сечения О и направление [авных осей инерции сечения х к z, приводим силы Рх, Р2 и Sp точке О и раскладываем их на составляющие по осям х ъ z. сумме эти составляющие образуют силы Qx и Qz. Силу тяжести вала рассматриваем как равномерно распределенную нагрузку
)торую также разложим на составляющие qx в qz. 0
При предварительных расчетах действием силы тяжести отвала можно пренебречь. Под действием внешних сил в сечении аа возникают следующие усилия: изгибающие моменты М' в плоскости хОу и М" в плоско- „    „    мк сти yuz и крутящии момент . Изгибающие моменты М' и М" определяют по формулам М' = Я.(221) М"^0ф + 9-^.    (222) Крутящий момент определяется как половина суммы моментов сил Plt Р2, S и Ga относительно центра жесткости (центра изгиба) сечения. Координаты центра жесткости приближенно определяют по формулам где    Е% — модуль упругости материалов элементов сечения; Jxi и Jzi — моменты инерции элементарных фигур, составляющих профиль сечения; xt и Zf — координаты центров тяжести элементарных фи-ГУР- В сечении аа действуют нормальные напряжения о от изгибающих моментов М' и М" и касательные напряжения т от крутящего момента Мк. Нормальное напряжение находят по уравнению +    (225) где Jx и Jz — главные моменты инерции, определяемые как суммы моментов инерции элементарных площадок относительно главных осей сечения; х0 и z0 — координаты точки сечения, наиболее удаленной от нейтральной линии. Для определения положения этой точки проведем касательную OjOj к контуру сечения, параллельную нейтральной линии 00. Тангенс угла наклона нейтральной линии к оси х равен tg Ро т м,, . Подставляя значения координат точки касания в уравнение (225), получим значение максимальных нормальных напряжений. Определение касательных напряжении, действующих в опас-а сечении аа отвала, связано со значительными трудностями эду сложной формы сечения. Отвал представляет собой тонко-!нный пустотелый стержень, подвергающийся кручению совме-ю с изгибом. В этом случае возникает стесненное кручение, я упрощения задачи расчет касательных напряжений произво- vi применительно к случаю свободного кручения. Такое допу-ние не приведет к значительной погрешности, поскольку про-ль сечения включает в себя замкнутый контур со значительной утильной жесткостью и напряжения стесненного кручения для ioro профиля имеют второстепенную роль. Считая, что крутящий момент распределяется между частями гения пропорционально их жесткости, определяем крутящий мент, приходящийся на каждую часть: JK — момент инерции кручения для всего сечения; Мк1, Мк2, Мк3, JKl, Jk2, Jkз — соответственно крутящие мо- менты инерции для отдельных частей профилей сечения: abc, bd и defg. Моменты инерции для замкнутых профилей аЪс и defg опре-ияют по уравнению j F0 — площадь, заключенная внутри средней линии контура; 6; — толщина стенки элементов контура; s4 — длина средней линии элементов контура. При постоянной толщине стенки контура S
з s — длина средней линии всего контура. Для незамкнутого профиля bd, имеющего форму части кольца малой толщиной, момент инерции Полный момент инерции при кручении находится как сумма ментов инерции частей сечения: Определив крутящие моменты ММк2 и Мк3, находим на-яжения в каждой части сечения. Максимальной величины т достигает в той части профиля, где S имеет минимальное для данного профиля значение. Для незамкнутого профиля bd Определив нормальные и касательные напряжения в точках сечения, в которых они достигают своей максимальной величины, находим суммарное напряжение в этих точках и произ-    zc, водим проверку прочности сечения по уравнению
<[<т]. w - ~""'р' \1 *сг ♦К ™—-1—/ Рис. 109. Схема к расчету на прочность толкающих брусьев и подкосов бульдозера с неповоротным отвалом (четвертое расчетное положение)
Расчет бульдозера во втором и третьем расчетных положениях отдельно не рассматриваем, так как он аналогичен расчету в первом положении. В четвертом расчетном положении производится расчет толкающих брусьев, подкосов и упряжных шарниров. Расчетная схема показана на рис. 109. Определив внешние си лы Рг, Р2 и S так же, как и в первом расчетном положении, из условий равновесия рабочего оборудования находим силы в шарнире Сг: , S cos 0 _ G . iSsinf ZCl = — Pi
У "I 2 Сила Pbi в подкосе (рис. 110) и реакции Ха^ %а1 в шарнире Ах определяются из условий равновесия толкающего бруса: Ха, = Хс, + (Рв, + Рвг) cos б2; = 2с, — (Рв, + Рвг) sin Й2. Найденное значение силы в подкосе соответствует случаю знакового нагружения правого и левого подкоса: Рц, = РВг. итывая возможность неравномерного распределения нагрузок жду подкосами, допускаем, что работает лишь один из них, и за счетное значение силы в подкосе принимаем удвоенное значе-е силы PBl: PB = 2PBi. Проектируя силы Хс, и Zct на оси х' и z (рис. 110) и склады-я проекции, получим Хс, — Хс, cos 0Х Zct sin 0; ZCl — — XCl sin Ox -f Zc, cos 0!. В опасном сечении бруса аа действуют следующие усилия: гибающий момент в плоскости x'Oz' М" = Z'Cll2; гибающий момент в плоскости х’Оу (рис. 109 и 110) M' = XCll; симающая сила N = Xq, Рв, cos (0i ~Ь ^г)- Проверка прочности бруса в сечении производится по урав-нию М” , М' , N . , 0 W ~b W. “Ь фо
е F6 — площадь поперечного сечения бруса; ф0 — коэффициент уменьшения допускаемых напряжений для сжатых стержней. Подобным образом выполняется расчет в пятом и шестом рас» тных положениях. Расчет бульдозера с поворотным отвалом. Рассмотрим расчет на прочность частей бульдозера с поворотным отвалом в пятом расчетном положении, так как этот случай расчета является наиболее сложным. Составляем расчетную схему (рис. 111) для определения внешних сил, действующих на рабочее оборудование бульдозера. Проводим координатные оси х и у в плоскости рамы, а ось z — по нормали к ней и принимаем за начало координат точку С2. При определении внешних сил, действующих на рабочее оборудование, принимаем допущение, что боковая составляющая Ps Рис. 111. Схема сил, действующих на бульдозер с поворотным отвалом (пятое расчетное положение) реакции грунта на отвал целиком воспринимается опорой С2 и в этой опоре под действием силы Р3 возникает реакция Yq- Это допущение не вносит погрешности при определении внешних сил. Для определения неизвестных реакций в шарнире С составим уравнения равновесия сил, действующих на рабочее оборудование: = 0; SX = 0; 2У = 0; 2ЛГЖ = 0 EZ = 0. Решая эти уравнения, получим РзЬ — Sb cos 6 ~j-Gb sin 0 ci=    2Ъ    ’ Хс2 — Хс! + S cos 8 — G sin 0а -f- Pt cos 6х — Pa sin 0X; г> rr —P3OT1 + i'6siH0 — Gb cos 0j ГС = Р3; LCl —-jb-’ Zc2 = Zc, — S sin 0 -\-G cos 61 + ^1 sin 0X + P2 cos 0X. Определяем силы, действующие на отдельные части бульдозера. Для упрощения расчета условно рассматриваем каждый из толкателей как два стержня, шарнирно присоединенных передними концами к отвалу, а задними — общим шарниром к раме. ин из стержней считаем расположенным в плоскости х, С2, у, уггой — наклонно к ней под углом 02 (рис. 111). Силы, действующие на раму (рис. 112): на раму гствуют силы Хс,, Zc„ ХСг, ZG2 и Yс\ силы XA,YA и ZA в шаро-1 шарнире А, силы в стержнях Рв,, Рв2, Ре, и Ре2, сила в поли-юте S и сила тяжести Gp. Неизвестными силами являются силы в шаровом шарнире Ха, и Za и силы в стержнях Рв,, Рв2, Ре, и Ре2- Таким образом, ;ло неизвестных больше, чем уравнений статики. Необходимая I решения задачи дополнительная зависимость может быть по-тена, исходя из условия совместности деформации горизонталь-х стержней толкателей под действием внешних сил. Рис. 112. Схема к определению сил, действующих на раму: а — схема сил; б — схема деформации толкателей Принимая раму и отвал за абсолютно жесткие системы, можно ];еть (рис. 112, б), что при изменении угла установки отвала ф j действием внешних сил на величину Дф точки Аг и А% получат вные перемещения А/б, а стержни АХЕГ и АгЕг — деформации, зные в первом приближении по величине и противоположные знаку. Поскольку рассматриваемые стержни имеют равные з;ули упругости, площади поперечного сечения и длины, то шаковые деформации они могут получить только под действием зных сил, следовательно, Ре, — Ре2■    (226) Это равенство и является искомой дополнительной зависимо-да, необходимой для решения задачи. Для определения неизвестных составим уравнения равнове-I сил, действующих на раму:    — 0; 2МХ = 0; 2Z = 0; 1г< - 0; IX = 0; 2Y = 0. Решая эти уравнения совместно с уравнением (226), после преобразований получим ^ Ss sin 8 Gpp cos 6lJrZcc' — Zc^c" _ zA + epcosei-5sine + 2zCi    /998N Pb< =-2ihT^    ; n — zA~Gp cos е1 + 5 Sin0 + 2ZCz_    (,99Qli -2~sTn”0^    > X. p X p — Yr —--(Z p Z p J ctg 0„ P*t = P*.= 11 b2 ■ .........—.....(230) XA = Gv sin 6X — S cos 0 — (Xct ■— X c2) ~Ь {Pв, — Pвг) cos 02‘, (231) УА = УС.    (232) В рассмотренных уравнениях реакция Ус, найденная из условий равновесия сил, действующих на рабочее оборудование в целом, фигурирует как сумма реакций в шарнирах С1 и С2: Ус = Ус, + Ус2. Для расчета рамы на прочность необходимо вычислить силй Ус, и Ус2 (каждую по отдельности). Определяющее значение при решении этой задачи имеют условия заделки концов рамы — точек С± и С2, которые зависят от принятой конструкции узлов крепления рамы к элементам трактора. Если в конструкции узлов крепления предусмотрена выборка основных зазоров в шарнирах Сг и С2, за счет установки прокладок или другим способом, раму следует рассматривать как шарнирно закрепленную в точках Сх и С2. В этом случае рама рассчитывается как статически неопределимая система с одной избыточной связью, ограничивающей перемещение в плоскости рамы. Если выборка осевых зазоров в шарнирах Сг и С2 не предусматривается, распределение осевой нагрузки между шарнирами зависит от величины осевых зазоров и деформаций рамы. В этом случае одну из опор рамы следует считать шарнирной, а другую — имеющей свободу осевого перемещения. Такая рама является статически определимой. Действующие на нее силы могут быть определены из уравнений (227) - (232). Расчетная схема рамы для рассматриваемого случая представлена на рис. 113. В плоскости рамы действуют силы XD, Yd и момент Md, полученные путем приведения сил Ха, Yak составляющих сил S и Gp к точке D (рис. 112 и ИЗ): Xb = Xa + ^cos0 — Gpsin 0Х; YD=YA\ MD = YAd, а также силы XCl, XCd, Yc и составляющие реакций в шарнирах Ех и Е2\ Хе1 = Ре, + Рв, cos 02; Xе2~ Ре2^- Рв2 cos 02. В плоскости, нормальной к раме, действуют силы (рис 112 ИЗ) ',А\ ZCl; Zc2; Z£l = PBl sin б2; ZE = PBt sin0; Sz = SsiaB, ■акже распределенная нагрузка от силы тяжести, которую при-иженно можно принять равной 3 SQ — общая длина оси стержней рамы. Под действием внешних сил в сечениях рамы возникают сле-ющие усилия: момент М' в плоскости хС2у; момент М" в пло- I
эсти xC^z; продольные силы N, направленные по касательным эси стержня; поперечные силы Q; крутящий момент Мк. Уравнения для вычисления усилий в сечениях рамы сведены габл. 34. Уравнения составлены без учета нагрузки q. Действие поперечных сил в сечениях рамы не учитывается, [асными сечениями рамы являются сечения аа, 66 и вв. Определение усилий, действующих в сечениях рамы Участок на рис. 113 Действующие усилия ХС,ГС, + YClC- XCi cos ax — — Yc sin ax хс/с1 + YCX yJc + XEtr Е, ZC,mCi ~ — ZKmEt (xct-x£l)X Xcos ax + Y cx Xsin ax X р т г1 — X тр г т? Л<2 ■Cj 2 ~~ZC2n,rC2 + + ZE2mE, (Xe2 ~~ XcJx ^2 *^2 — Z E ^ E —Z С С —Xc ^ cos ax Zr /> 1ъ Примечание. В этих уравнениях г, 1 и т с индексами — плечи сил относительно соответствующих главных осей инерции рассматриваемого сечения; п с индексами — плечи сил относительно касательной к оси бруса в данном сечении; а — угол между осью ж и касательной к оси бруса в данном сечении. § 59. ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ БУЛЬДОЗЕРА Производительность бульдозера при резании и перемещении грунта определяется ЗбООР фквкукл    /oqq\ П =-~-м3/ч,    (233) где к — коэффициент использования бульдозера по времени, кв = 0,80 -S- 0,85; куКД — коэффициент, учитывающий влияние уклона местности на производительность бульдозера, определяют по табл. 35; Таблица 35 Значения коэффициента Угол подъема в град Угол уклона в град 1,00—0.67 1,00—1,33 0,67—0.50 1.33—1,94 0,50—0.40 1.94—2,25 2,25—2,68 Т — длительность цикла в сек; — объем грунта (в плотном теле) перед отвалом; (k — коэффициент разрыхления грунта). Длительность цикла определяется выражением т =!i + 'i+f£±!:+2( „+<„+!«, ц V\ U2    V3 '    О 1 С * ! ln — длина пути перемещения грунта в м; 1р — длина пути резания в м, 1р = 6 ч- 10 м; v± — скорость движения бульдозера при копании грунта в м/сек; vx = 0,4 ч- 0,5 м/сек; v2 — скорость движения бульдозера при перемещении грунта в м/сек, v% = 0,9 ч-1,0 м/сек; v3 — скорость обратного холостого движения трактора в м/сек, v3 = 1,1 -i- 2,2 м/сек; tQ — время на опускание отвала, (0 = 1 -г 2 сек; tc — время на переключение передач, tc = 4 н- 5 сек; tn — время, необходимое на разворот, в сек, tn = 10 сек. Производительность бульдозера при планировочных работах ределяется по формуле Я^360Ш (Д sin Ф-0,5) ft, муЦ' _    (235) } п — число проходов по одному месту, п — 1 -f- 2; tn — время на разворот трактора в сек, tn = 10 сек; v — рабочая скорость движения трактора в м/сек, v = 0,8 ч-ч- 1 м/сек; I — длина планируемого участка в м; 0,5 — величина перекрытия проходов в м; ср — угол захвата отвала. ГЛАВА X СКРЕПЕРЫ § 60. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ Скрепер является землеройно-транспортной машиной, выполняющей послойное копание, транспортирование, выгрузку, разравнивание (кроме моделей с разгрузкой назад) и частичное уплотнение грунта. Скреперы используются в дорожном, промышленном, гидротехническом и ирригационном строительствах, на вскрышных работах в карьерах при послойной разработке грунта, успешно конкурируя с экскаваторами по стоимости разработки грунта. Скреперы применяются при разработке грунтов до IV категории включительно. Чтобы облегчить копание скрепером, тяжелые грунты предварительно разрыхляют рыхлителями, бульдозерами с зубьями на отвале пли плугами. Для повышения коэффициента наполнения ковша скрепера применяются толкачи. Скреперы не рекомендуется использовать на очень вязких и липких грунтах. Рабочий процесс скрепера состоит из следующих операций: набор грунта, транспортирование груженого скрепера, разгрузка, транспортирование порожнего скрепера к забою. Транспортирование грунта прицепными скреперами целесообразно на расстояние до 300 м и самоходными до 7500 м. В зависимости от размеров скрепера наибольшая толщина срезаемого слоя составляет 0,12—0,53 м, а толщина отсыпаемого слоя в рыхлом состоянии 0,15—0,60 м. Скрепер состоит из рабочего оборудования (ковша), ходового одноосного или двухосного оборудования, механизмов управления ковшом и заслонкой. У прицепных и полуприцепных скреперов прибавляется сцепное устройство, а у самоходных, кроме того, и силовое оборудование. Современные скреперы можно классифицировать по емкости ковша, способу передвижения, схеме подвески ковша, способу загрузки и разгрузки, по виду передней заслонки, по системе управления и др. По емкости ковша (в м5) скреперы можно условно подразде-1ть следующим образом: Скреперы малой емкости, с ковшом емкостью » средне! »    »    » До 4 5—12 15-18 и более
» большой »    »    » По способу передвижения скреперы подразделяют на при-шные, полуприцепные и самоходные. Прицепные скреперы, обычно двухосные, буксируемые гусе-ичным или двухосным колесным тягачом. Прицепным скрепером (рис. 114, а, б и в) называется скрепер, ;я весовая нагрузка которого (собственный вес и вес грунта в эвше) передается на опорную поверхность через ведомые колеса, рицепные скреперы с ковшом геометрической емкостью 0,75— 114. Общие схемы скреперов:
а — двухосный прицепной; б — одноосный прицепной к гусеничным тягачам; в — двухосный прицепной к колесному гачу; г — полуприцепной к двухосному колесному тягачу: д — полуприцепной к ноосному колесному тягачу; е — самоходный на базе одноосного тягача; ж — само-•дный на базе полуприцепного скрепера; з — самоходный универсальный скрепер-льдозер на гусеничном ходу. Цифры указывают примерное распределение силы тяжести скрепера с груженым ковшом по осям стью 4,5—45 м3 в хороших условиях рельефа и дорог полуприцепные скреперы применяются с колесными тягачами. Реже они используются с двухосными тягачами мощностью 120—450 л. с. (90—330 кет), иногда до 700 л. с. (500 кет), чаще с одноосными тягачами той же мощности. Максимальные подъемы, преодолеваемые груженым полупри-цепным скрепером на первой передаче колесного тягача, составляют 30—35%. Полуприцепные скреперы с одноосными тягачами являются в настоящее время наиболее маневренными и быстроходными машинами. Еще меньше используется тяговое усилие у двухосных колесных тягачей, у которых на ведущую ось передается 37—38% веса груженой машины. Самоходным скрепером называется скрепер со встроенным двигателем (обычно расположенным сзади), у которого конструктивный вес всей машины и ве(Г грунта в ковше полностью передаются на опорную поверхность через колеса или гусеницы скрепера (рис. 114, е, ж и з). Эти скреперы при одинаковом общем весе имеют больший сцепной вес, чем прицепные и полуприцепные скреперы. Иногда вместо передней оси самоходного скрепера применяется одноосный тягач либо устанавливают один двигатель с дизель-электрической передачей на обе оси скрепера. В этих случаях сцепной вес равен всей силе тяжести машины. Дальнейшим развитием этой идеи является создание дизель-электрического скрепера с индивидуальным приводом на все колеса (так называемое «мотор-колесо»). Особняком стоит конструкция универсального скрепера-бульдозера (рис. 114, з), снабженного также оборудованием рыхлителя. Ковш скрепера расположен между гусеницами. Перед заслонкой установлен отвал бульдозера. Привод механизмов ковша и заслонки — гидравлический. Относительно большой вес и нецелесообразность применения такой конструкции в качестве скрепера для транспортирования грунта на расстояние свыше 700 м сужает область ее применения. В среднем наибольшие скорости гусеничных тракторов составляют 8—11 км/ч, двухосных колесных тягачей — 35—45 км/ч, двухосных седельных тягачей — 70—80 км/ч, одноосных тягачей — 45—60 км/ч. По схеме подвески ковша скреперы подразделяются на скреперы рамной конструкции, у которых ковш шарнирно подвешен к основной раме, и скреперы безрамной конструкции, у которых вес ковша передается непосредственно на ось. По способу загрузки скреперы можно подразделять на скреперы, у которых наполнение ковша происходит под давлением срезаемой стружки (этот способ связан с преодолением значительных сопротивлений наполнению), и на скреперы с элеваторной рузкои, когда подъем грунта в ковш производится элеватором, 1Годаря чему сопротивление наполнению ковша снижается. По способу разгрузки (рис. 115) скреперы можно разделить скреперы со свободной разгрузкой вперед или назад, с прину-ельной или полупринудительной разгрузкой и со щелевой раз-гзкой — с разгрузкой вниз. На скреперах с элеваторной загруз- i применяется донная разгрузка. Свободная разгрузка применяется в машинах малой емкости; (остатком свободной разгрузки является неполная разгрузка iraa при работе в вязких и влажных грунтах. Принудительная, полупринудительная и щелевая разгрузки шеняются главным образом в машинах средней и большой ем* Рис. 115. Схемы разгрузки прицепного скрепера:
а — свободная разгрузка вперед; б — свободная разгрузка назад; в — принудительная разгрузка; г — полупринудительная разгрузка; д — щелевая разгрузка; заслонка; г — ковш; з—нож; 4 — задняя заслонка; 5 — задняя стенка; в — днище ;ти. При принудительной разгрузке обеспечивается наилучшая [стка ковша. Недостатком полупринудительной разгрузки является неудов-ворительная очистка ковша при работе на липких и переувлаж-ных грунтах. При щелевой разгрузке днище, поворачиваясь, выводится под грунта и в конечном положении наклоняется к горизонту [ углом 72—75°, вследствие чего происходит лучшая очистка ша. Этот способ наименее энергоемок, так как исключает подъем нта, имеющий место при полупринудительной разгрузке. По виду заслонки различают скреперы двух типов: с плаваю- I и управляемой заслонками (рис, 116). У плавающей заслонки с. 116, а) шарниры подвески отнесены назад по ходу и распо-яены ниже, чем у управляемой заслонки. Благодаря этому, акже форме заслонки направление действия равнодействующей Р сил реакции со стороны призмы волочения на заслонку пройдет выше шарнира. Сила Р будет стремиться поднять за- Рис. 116. Схема заслонок:
а — плавающая заслонка; 6 — управляемая заслонка; 1 — заслонка; 2— нож ковша; 3 — днище ковша слонку. Условие, при котором заслонка' будет подниматься под действием грунта в призме воЛочения, выразится равенством У управляемой заслонки (рис. 116, б) сила Р, складываясь с силой тяжести, стремится закрыть заслонку. Подъем заслонки и удержание ее в открытом положении производится при помощи специального механизма, блокирующего управление заслонкой и ковшом. а) Рис. 117. Формы ножей:
Режущие ножи (рис. 117) бывают прямой, ступенчатой, полукруглой формы. По сравнению с прямоугольными ножами применение ступенчатых ножей сокращает время и путь загрузки скрепера на 10— 15%, повышает коэффициент наполнения на 18—20%, но ухудшает планирующую способность скрепера. Еще более эффективным в отношении пути загрузки и коэффициента наполнения, в особенности при работе на тяжелых грунтах, является применение криволинейных ножей, хотя планирующая способность скрепера ухудшается даже по сравнению со ступенчатыми ножами. а — прямая; б — ступенчатая; в —полукруглая
Прямоугольные ножи скреперов стандартизированы. Количество средних и боковых ножей на скреперах должно быть 3—4 штуки. Причем длина средних ножей должна быть приблизительно равной сумме длин двух боковых ножей. В табл. 36 приведены данные о величине выступа среднего жа для некоторых скреперов. Таблица 36 Характеристика ножей скреперов Скреперы Параметры прицепные полупри цепные ёмкость ковша в м3......... ггол резания в град ........ 1ылет среднего ножа относительно крайних в м ............ [риращение глубины резания среднего ножа в м........... По системе управления рабочими органами различают скре-ры с гидравлическим и канатно-блочным управлением. Основным достоинством гидравлического механизма управле-я следует считать возможность принудительного заглубления жа. У канатно-блочной системы управления подъем рабочего гана производится принудительно, а спуск ковша и заглубление жа в грунт осуществляются за счет собственного веса, что удшает условия работы скрепера во время заглубления на твер-х грунтах и удлиняет путв загрузки, а также приводит к непол-му закрытию заслонки по окончании загрузки и потерям грунта и его транспортировании. Недостатком канатных систем является передача части силы ги от трактора к скреперу через канат подъема ковша. При )м канат подвергается перегрузкам. Этот недостаток устраняют здением специальных механизмов, разгружающих канат подъ-а ковша при транспортировании. Применение электролебедок упрощает канатные системы скре* ров по сравнению с обычными, приводимыми от тракторных ле-цж: уменьшается рабочая длина канатов и количество блоков, вращается число перегибов канатов и увеличивается срок их ужбы. В развитии конструкций скреперов характерно: внедрение походных скреперов; увеличение мощности двигателя и скоро-)й движения; увеличение емкости ковша; применение гидро-1нсформаторов и гидромуфт в трансмиссии и гидрообъемных ;тем управления; совершенствование формы ковша и ножа; реход вновь к принудительной разгрузке грунта из ковша репера; внедрение пневматических шин низкого давления и бес-мерных шин; применение привода для всех колес или вспомога-гьного привода задних колес полуприцепных и самоходных скреперов; применение скреперов с элеваторной загрузкой и т. д. Перспективным типажом предусмотрено изготовление ряда прицепных и самоходных скреперов, в том числе самоходного скрепера на базе мотор-колес с двигателем мощностью 540—650 тт. В перспективе подлежат освоению скреперы и скреперные поезда на базе мотор-колес с двигателем 900—1100 кет, § 61. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ СКРЕПЕРОВ В качестве главного параметра скрепера принята геометрическая емкость ковша. Основными параметрами являются мощность двигателя, вес машины, ее габаритные размеры, ширина и максимальная толщина срезаемого слоя грунта, колесная база скрепера, рабочая и транспортные скорости, распределение веса по осям скрепера и др. На заполнение ковша грунтом оказывают влияние свойства и состояние грунта, толщина стружки, форма и установка ножа и геометрические параметры ковша, а именно: ширина ковша, соотношение между шириной резания и шириной ковша, длина и продольный профиль ковша. Эффективным мероприятием, ведущим к снижению удельной силы тягача в конце наполнения ковша, является применений ножей ступенчатой или криволинейной формы (см. рис. 117). Средние ножи должны выступать по отношению к крайним на величину (Ах — Л2), обеспечивающую полное исключение резания боковыми участками ножа в конце наполнения ковша. Геометрическая форма ковша должна быть такой, чтобы на заключительной стадии его наполнения требовалась возможно меньшая удельная сила тяги (сила тяги, отнесенная к 1 ж3 грунта, набранного в ковш). При выборе формы ковша необходимо также гитывать требования снижения металлоемкости и обеспечения )рошей маневренности скрепера. Ниже приводится методика определения основных параметров )вша, предложенная К. А. Артемьевым. Основой данного пред-)жения является придание ковшу такого продольного профиля, >торый соответствовал бы контуру грунта, заполняющего ковш условиях, когда задняя стенка не стесняет поступления грунта ковш. Это достигается при условии, что высота задней стенки ютавляет 45% от высоты наполнения. Указанное требование вызывает необходимость соблюдения феделенных соотношений между основными размерами ковша — его высотой, шириной и длиной. ■1C. 119. Удельное сопротивление в 7/ж3 в функции от т. — — (цифра кривых означает емкость ковша в м3)
Максимальный объем ковша (рис. 118), который может быть заполнен при данной силе тяги, определяется возможной высотой наполнения Я, положением точек контура В и С, углами 60, v и ф, под которыми откладывается грунт в ковше, расстоянием между боковыми стенками ковша. Способ определения размеров ковша заданной емкости при Н3 = 0,45# приводится ниже. За основной параметр, в зависимости от которого по-’авлены все элементы продольного профиля, принята высота на-)лнения ковша. Под высотой наполнения ковша Н принимается юстояние от линии стыка ножа с днищем до наиболее высокой точ- I грунта в ковше, измеренное по вертикали. Для определения вы->ты ковша при заданной его емкости необходимо предварительно шетить соотношение между шириной В (расстоянием между боко- лми стенками ковша) и высотой наполнения ковша, т. е. т = ^. го соотношение оказывает большое влияние на удельное сопро-1вление в конце наполнения ковша. Падение удельных сопротивлений особенно интенсивно дроис-вдит по мере увеличения т в пределах 1—3. При дальнейшем зеличении этого отношения снижение удельного сопротивления :ановится менее интенсивным (рис. 119). Падение удельного (противления по мере возрастания т тем больше, чем больше лкость ковша. В существующих скреперах соотношение т между шириной эвша В и высотой ковша Нк составляет 1,40—1,78. С точки зрения снижения удельных сопротивлений рекомендуется принимать следующие соотношения та между шириной и высотой наполнения в зависимости от емкости ковша q: Емкость ковша q в м3.....3 6 10 15 Соотношение т ..... 1,7 1,9 2,2 2,5 Ширина ковша в конечном счете ограничивается допустимыми габаритами грузов для железнодорожного состава (ГОСТ 9238—59). Скреперы большой емкости перевозятся по железной дороге в разобранном виде. Габаритная ширина скреперов Вг, проектируемых на экспорт, должна вписываться в габарит подвижного железнодорожного состава. Габаритная ширина Вг и внутренняя ширина ковша В связаны следующей зависимостью: Вг = В + 2АВ, где А В — сумма толщины боковой стенки и ее накладок жесткости, толщины несущей боковой тяги передка и зазоров, необходимых для взаимных перемещений узлов в работе А2? = 175 -5- 265 мм. Целесообразно назначать колею задних колес скрепера равной колее гусениц или колес тягача. Тогда ширина ковша между боковыми стенками определится по формуле В = Кт + Вш + 2АЪ,    (236) где Кт — колея колес тягача; Вш — ширина пневматической шины колес; Аь — необходимый зазор между наружным краем шины и внутренней поверхностью боковой стенки ковша, Ab = = 30 60 мм. Между емкостью ковша qx, приходящейся на 1 ж его ширины, и высотой наполнения ковша Я при #3 = 0,45Я при работе на супесях и суглинках, существует следующая зависимость, полученная экспериментальным путем: 9^ = 0,54 + 0,48Я + Я2 ж3 на 1 м ширины ковша. При ширине ковша В — mil Я = Ч\В = т (0,54Я + 0,48Я2 + Н3) м3.    (237) Деля левую и правую части уравнения на принятое отношение т, и перенеся все члены в левую часть уравнения, получим #3 + 0,48Я2 + 0,54Я— £=0.    (238) Для решения полного кубического уравнения пользуемся блицами Б. М. Шумягского. После ряда преобразований опре-ляем высоту наполнения ковша Я = 2,11i+fC Zl-°,16 ж,    (239) Величину zt ~ f (А) берем из табл. 37, определив предвари-льно величину А: Л== (2,11 + 27С)2 • Найдя высоту наполнения ковша Я, определяем в зависимости ’ нее все основные размеры ковша: В = тН, элементы продольно профиля и длину L. Таблица 37 Данные функциональной зависимости z1=f(A) (по Б. М. Шумягскому) - 0.002525 Элементы продольного профиля ковша скрепера определяются или с помощью эмпирических формул 1 или непосредственно из рис. 120, на котором нанесены очертания супесчаного грунта в Рис. 120. Очертание супесчаного грунта в ковше при различной высоте наполнения При Яд = 0,45Я соотношение между длиной ковша L (от режущей кромки ножа до задней стенки) и высотой наполнения Я ориентировочно может быть принято равным f......1 1,5 2,0 Н...... 1,85 1,5 1,4 Улучшение формы ковшей и режущей кромки скрепера является предметом дальнейших исследований и конструктивных изысканий. С этой точки зрения представляют существенный интерес исследования, проведенные Д. И. Федоровым с ковшом полукруглой формы и выступающей сплошной режущей кромкой (см. рис. 117, в). Опробование на скрепере ковша с закругленной режущей кромкой показало лучшее врезание режущей кромки в плотные грунты и сокращение пути и продолжительности наполнения ковша. Если скрепер снабжен ножом ступенчатой формы (рис. 117, б) с большим вылетом средней части ножа или ножом криволинейной формы (рис. 117, в), когда поперечный профиль грунта в ковше имеет вид трапеции, верхнее основание которой равно ширине !зания Ь1? а нижнее — ширине ковша В и боковые грани наклоны под углом естественного откоса <р0, то в этом случае за рас-!тный объем грунта в формуле (237) необходимо принимать !ъем qa: go = g + 4-L(B — £>i)2tg<Po.    (241) \е L — длина ковша на уровне верхней кромки боковых стенок ковша. Высота боковых стенок ковша Нк в этом случае может быть [ижена и определяться уравнением На выбор соотношения между высотой наполнения и высотой дней стенки, а следовательно, и на длину ковша оказывает гияние не только стремление получить минимальное удельное шротивление при наборе грунта в ковш, но и ряд других сообра-ений. Таблица 38 'асчетные уравнения для определения высоты наполнения Н по заданной емкости ковша q для супеси и легкого суглинка при различном соотношении между высотой задней стенки Н3 и высотой наполнения Н гх — 0,16 - *1 + 0,47
(2,11+27 С)й 1600 (19,68 — 27С)'2 1492 (4,06 —27С)2 1840 (22,94 — 27С)2 812 zi + 0,12 2! + 0,52
(0,75 — 27С)3 2350 (13,78 — 27С)2 н 2,11 + 21С 12,5 27С — 19,6? 35,1 27С —4.06 27 С — 22,94 36,80 27С— 0,75 27С- 13,78 _ , по/ здд г1 + °’34 [3 (36 — <г2)]3
(2а3 — 9ab - 27С)2 □ 2 я3 — 9 ab — 27С
[3 (36 - а2)]3 (2а3 — 9 ab —27С)2
■ у.
+ a j.
я =
3 (36 — а2)
разных соотношений между высотой задней стенки #3 и высотой наполнения Н. Пользуясь этими уравнениями по изложенной методике, расчетная высота наполнения может быть определена при любом заранее принятом отношении Для этого, пользуясь уравнениями табл. 38, нужно вычислить величину А, найти по табл. 37 величину =/ (А), а затем определить расчетную высоту наполнения Н по формуле (239). Рис. 122. Продольный профиль ковша скрепера Д-374
1 — передняя заслонка; 2 — корпус; 3 — нож В табл. 39 приведены основные параметры ковшей скреперов отечественного производства (рис. 121, а и б и 122). Таблица 39 Параметры ковшей некоторых отечественных скреперов скрепера Внутренние размеры ковша в мм
Параметры
Емкость ковша с «шапкой» в м3.......
Мощность тягача в л. с. Тяговое усилие в кГ . .
Тяговое усилие японских
тягачей в кГ.....
Вес скрепера в кГ . . . Габаритные размеры и мм: длина ........
ширина .......
высота........
База в мм........
Радиус поворота в мм
Колея в мм:
передних колес . . .
задних колес . . . .
Габаритные размеры ковша в мм:
длина ........
Прицепные скреперы (при д = 2 4- 16 ж3)
= (0,88 +1,12) (1,35(7)
Полуприцепные скреперы к одноосным тягачам (при д = 1 + 30 м3)
N' = (0,79 + 1,21) (10 +15,5?) ;Г = (0,8 + 1,2) (1125д) — для любых тягачей, кроме японских У' = (0,98+ 1,02) (3600 + 1525?) G = (0,78+ 1,22) (1000?) Ls =(0,92 -j- 1,08) (1150 + 2750 / ?) — для скрепера без тягача Вг = (0,86 + 1,14) (1500 / ?) Нг = (0,8 ч- 1,2) (1400 / q) —для скрепера без тягача Ь0 = (0,87 + 1,13) (1200 + 2000 /q — 2) Д= (0,92+ 1,08) (1900 + 3300 У ?- 2} Sn = (0,8 ч- 1,2) (-100 + 900 / ?) Sa = (0,86 4-1,15) (-600+1300/(7 — 1) LK = (0,84 4-1,16) (660/ q) ?' = (0,9+ 1,1) (1,32?) ^ = (0,87 4-1,13) (24,0?) G1 = (0,81 4-1,19) (1920?) Le = (0,88 4-1,22) (400 + 600 / ?-0,08) Вг = (0,89+ 1,11) (—200+1500/q — l) Нг = (0,84 4- 1,16) (900 + 1025 / ?) Lo = (0,93 4- 1,07) (1100 + 2615 / ?) Sn = (0,9 4-1,1) (1000 + 456 /? +1,5) Ss = (0,9 4-1,1) (450 + 780/?) LK= (0,87 4-1ДЗ) (1050 + 765/^+^5 Продолжение табл. 40 Параметры Прицепные скреперы (при g — 2 16 ж3) Полуприцепные скреперы к одноосным тягачам (при q = 1 -7- 30 мв) ширина ....... £„ = (0,85 + 1,15) (1380 У q) Вп = (0,87 + 1,13) (400+1060 Y~q) высота боковой стенки ......... #б = (0,83 + 1,17) (710 У ? — 0,5) Но = (0,9 4- 1,1) (250 + 520 / ?) ширина резания . . . Ь = (0,87 4-1,13) (400 + 1200 У q — 1) 6'= (0,9 — 1,1) (—500+1620}/ q — 4,7) высота подъема передней заслонки А3 = (0,8 +1,2) (716/?) Дорожный просвет под ножом ковша в мм . . К = (0,75 + 1,25) (340 У ? -1) Толщина отсыпаемого слоя грунта в мм: скреперы европейских стран .... 8с=(0,9 + 1,1) (50 + 400/?+ 2,5) 6с = 425 4- 675 скреперы СССР и США........ 6С = (0.75 + 1,25) (225 |/ q -1) 6с = 425 + 675 Диаметр колес в мм передних ...... Dn = (0,83 + 1,17) (225 + 790/?) задних ........ Z)e = (0,87+ 1,13) (220 + 820/ ?) Грузоподъемность в т Максимальная скорость <? = (0,89+ 1,11) (1,87?) передвижения в км/ч у = (0,85 + 1,15) (12+15,3}/?+ 0,4) Удельная мощность в л. с./м3......... iVyS-(0,85 ; 1,15)^12,5+ (?“9)2] Nyd = (0,79 + 1,21) (25,8 -1,2 / ?) Анализ конструкций скреперов, проведенный автором в 1959 г. 1ЗВ0ЛИЛ установить определенную зависимость их основных .раметров от геометрической емкости ковша скрепера и выра-;ть эту зависимость аналитически. В дальнейшем эта работа ша продолжена ВНИИСтройдормашем. Затем подобная работа, I на более высоком теоретическом уровне была проведена инже-|ром Р. А. Кабашевым и канд. техн. наук И. П. Керовым. Результаты их работы приводятся в табл. 40. Поскольку уста-шленные зависимости носят статистический характер, то в них ипло свое отражение не только то положительное, что имеется современном скреперостроении, но и недостатки существующих греперов. Они отражают состояние и в какой-то степени позво-1ют проследить тенденции в развитии скреперов. Соблюдение ■их зависимостей не обязательно дает наилучшие решения, днако при отсутствии специальных теоретических или экспери-знтальных исследований, пользование ими гарантирует получе-ае работоспособных конструкций. § 62. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЯГОВЫХ УСИЛИЙ ПРИ НАПОЛНЕНИИ КОВША СКРЕПЕРА Тяговый расчет скрепера следует производить для транспорт-эго и рабочего режимов. Для рабочего режима расчет может быть ыполнен при решении одной из двух задач: 1)    по заданной емкости ковша определяют потребную силу тяги по ней подбирают тягач; 2)    по заданному типу тягача определяют емкость ковша скре-ера. В том и другом случае рассматривается заключительная стадия аполнения ковша скрепера. Общий порядок тягового расчета по первому варианту состоит следующем. Исходя из заданной емкости ковша, определяют асчетную высоту наполнения ковша. После этого определяют инимальную толщину стружки h, обеспечивающую возможность аполнения ковша скрепера при работе на заданных грунтах. Затем определяют потребную силу тяги в конечный момент аполнения ковша при резании стружки толщиной h и шириной, авной ширине резания. По полученному значению силы тяги производят выбор тягача. При расчете по второму варианту, когда тип тягача известен, . е. задана сила тяги, и требуется подобрать скрепер с ковшом оответствующей емкости, вначале ориентировочно определяют ; учетом коэффициента наполнения) емкость ковша скрепера, оответствующую возможностям данного тягача. Для прицепного крепера это можно сделать, пользуясь графиками, приведенными а рис. 123, б — г\ для самоходного скрепера емкость ковша скре-ера с «шапкой» определяется из тягового расчета для транспортов режима. По найденной емкости ковша определяют, как это было указано выше, основные параметры ковша и скрепера в целом и производят поверочный тяговый расчет в том же порядке, как и для первого варианта, а затем вводят соответствующие коррективы. Разработкой тягового расчета для рабочего режима скреперов занимались А. И. Анохин, К. А. Артемьев, В. И. Баловнев, В)    г) Рис. 123. Схема и графики для определения тяговых усилий при наполнении ковша скрепера: а — схема действия сил при принудительном движении грунта в ковше во время его заполнения; б — тяговые усилия при наполнении ковша скрепера емкостью 6,5 м3 (по данным Ю. Б. Дейнего); в — тяговые усилия при наполнении ковша скрепера емкостью 10 м3 (по данным Ю. Б. Дейнего); г — тяговые усилия при наполнении ковша скрепера емкостью 15 м3 (по данным Ю. В. Дейнего); 1 — сухой плотный песок; 2 — пылеватый сухой плотный Суглинок; 3 — легкая супесь; 4 — пылеватый влажный суглинок; 5 — пылеватый сухой рыхлый суглинок; 6 — пылеватый сухой плотный суглинок (при прямом ноте скрепера) Н. Г. Домбровский, А. Н. Зеленин, Ю. В. Дейнего, Е. Р. Петерс, И. Я. Русинов, О. Е. Рынсков, И. Е. Фрейнкман, В. Г. Явинецкий и др. Основное различие в методах расчета заключается в способе определения сопротивлений наполнению ковша и перемещению призмы волочения. Широкое распространение получил метод тягового расчета скрепера, предложенный Е. Р. Петерсом, по которому общее противление, возникающее в конце наполнения, равняется сумме гырех сопротивлений: W = Wm + Wp + WH + Wn,    (243) в Wm — сопротивление перемещению груженого скрепера; W — сопротивление резанию; W„ — сопротивление наполнению; сопротивление перемещению призмы волочения. Таблица 41 ачения коэффициента наполнения вша скрепера кн для различных грунтов Грунт Без толкача С толкачом ухой рыхлый пе сок ........ упесь и средни и суглинок , . . . ’яжелый суглинок и глина ..... Вес грунта в ковше скрепера Сопротивление перемещению груженого скрепера определяется по формуле Wm = (Gc + Ge)(f±i) кГ, (244) где Gc — вес скрепера в кГ; Сг — вес грунта в ковше в кГ; / — коэффициент сопротивления передвижению; i — уклон поверхности движения. kr
i,e q — геометрическая емкость ковша в лг; уг — объемный вес грунта в естественном залегании в кГ/м3; кн — коэффициент наполнения ковша грунтом (табл. 41); Таблица 42 Значения коэффициента разрыхления грунта в ковше скрепера кр для различных грунтов Грунт Влажность Объемный вес гр унта в естественном залегании в Т/м? Сухой песок .............. Влажный песок ............ Супеси и суглинки .......... Средний суглинок ........... Сухой пылеватый суглинок ..... Тяжелый суглинок .......... Сухая глина .............. к — коэффициент разрыхления грунта в ковше скрепера (табл. 42). Сопротивление грунта резанию определяется по формуле где к — удельное сопротивление резанию в кГ/мг, имеет следующие значения: пески и слабые песчаные грунты........5 ООО—7 ООО супеси и суглинки................ 8 000—10 ООО тяжелые суглинки и глины........... До 12 ООО Принимать значения к свыше 10 000—12 000 кГ/м2 не рекомендуется, так как более плотные грунты необходимо предварительно разрыхлять. При выборе величины h можно руководствоваться следующими данными: q в м3............ 6 10 15 h в см: для суглинка......4—6 8—10 12—14 для супеси.......6—8 10—12 14—16 Полное сопротивление наполнению WH складывается из сопротивления силы тяжести грунту WH, поступающего в ковш, и сопротивления трению грунта в ковше W"n- Сопротивление силы тяжести поднимаемого столба грунта определяется по формуле W'H=bhHy;s кГ, (246)
Ъ — ширина резания в м; h — толщина стружки в ж; уг — объемный вес грунта в кГ/м3; где
Н — высота наполнения ковша в м. Ориентировочные значения Н следующие: Емкость скрепера в м3........ «С 3 Высота наполнения ковша Н в м . . . 1,00—1,13 6    10 15 1,25-1,5 1,8-2,0 2,3 располагающихся по обе стороны столба грунта, при его перемещении в вертикальном направлении внутри ковша: Сопротивление трению W,", грунта по грунту в ковше (рис. 123, а) возникает в результате давления боковых призм,
№" = 2Рц2 = хЬН2уг кГ, (247) tg <Ра
sin <р2 1 + tg2 <р2
ф2 — угол внутреннего трения грунта. Значения х и угла внутреннего трения для различных грунтов приведены в табл. 43. Сопротивление перемещению призмы волочения равно W^ybH*yefi2 кГ,    (248)
Таблица 43 Значения х и угла внутреннего трения для различных грунтов Грунт Угол внутреннего трения срг в град Глина .... Суглинок . . Песок .... —    коэффициент объема призмы волочения перед заслонкой и ножами ковша, у = 0,5 0,7, наибольшее значение относится к сыпучим грунтам; —    высота наполнения; ^2
—    ширина резания; —    объемный вес грунта в кГ/м3; = 0,3 ч- 0,5 — коэффициент трения грунта по грунту (суглинки, пески). Рис. 124. Зависимость между сопротивлением наполнения грунтом ковша и высотой наполнения Н при различной толщине h стружки: т/м
а — для тяжелого суглинка; б — для супеси; 1, з, 6 и ю — при Л=6 см\ 4, 7 и 11 — при h = 10 см; В и 2 — при h — 40 сж; 8 и 12 — при ft = 14 cjm; 9 и 13 — при h = 20 см Факти Расчеп веское woe со по Пе сопрот npomut терсу) иблени ^ление
6,0
1,0
0.6 0,8 1,0 1,2 1Л 1,6Нм 0,6 0,8 1,0 1.2 1,Ц 16 Н,м а)    В)
Факти Расиет ческое мое сол сопрот рогпивл ивлеми VV„, Т/м Значительный интерес представляют фактические данные тяго-[х усилий, полученные Ю. Б. Дейнего при испытании скреперов ис. 123, б — г). На основании экспериментальных исследований, проведенных , А. Артемьевым, установлено, что величины сопротивления лолнению, вычисленные по методу Е. Р. Петерса, совпадают фактическими сопротивлениями для легких грунтов (при тол-гае стружки h = 0,10 м). На рис. 124 даны графики фактических расчетных (по методу Е. Р. Петерса) сопротивлений наполнению я супеси и тяжелых грунтов. К. А. Артемьев отмечает, что между толщиной стружки и со-ютивлением наполнению для супеси и легкого суглинка имеется 1ЯМО пропорциональная зависимость, выражаемая для тяжелого суглинка WH = a + №, где WH — сопротивление наполнению при данной высоте грунта в ковше; а — начальное значение функции; |3 — коэффициент. Связные грунты оказывают значительно большее сопротивление наполнению, чем грунты малосвязные. Зависимость между сопротивлением наполнению и высотой наполнения ковша может быть выражена формулой ^„ = £0 + #!#+ е2Я2 кГ1м,    (249) где В0, Blt В2 — коэффициенты (табл. 44), определяемые опытным путем; Я — высота наполнения ковша. Таблица 44 Значения коэффициентов В„, В1, В2 для различных грунтов Толщина стружки 0 см Супесчаный грунт Суглинистый грунт Тяжелый суглинистый грунт Эти уравнения справедливы для скреперов с таким соотношением размеров ковша, когда ковш имеет достаточную длину и задняя стенка не затрудняет поступление грунта в ковш. Полное сопротивление наполнению ковша при ширине резания b будет W'H = WHb кГ. Зависимость между высотой наполнения Н и удельным сопротивлением наполнению WH: q при ковше, в котором высота задней стенки Н3 = 0,45Н, показана на рис. 125. Эта зависимость носит линейный характер и выражается уравнением ^ = Ь0 + тН, где Ь0 — начальное значение функции; s    т — коэффициент; 5    q — емкость ковша в м\ В табл. 45 приведены значения коэффициентов Ъ0 и т для Таблица 45 Значения коэффициентов Ь0 а т Грунт Толщина Пупесь: Ь0.......... т.......... Тяжелый суглинок: ь0.......... т.......... гределения удельного сопротивления наполнению для супеси суглинка. При проектировании скрепера его вес предварительно можно эинять равным: для прицепного скрепера ;е q — геометрическая емкость ковша в ж3; Gyg — вес, приходящийся на 1 м3 емкости ковша, GyS = lW;    (250) для самоходного скрепера 6 = 2,1+1,99.    (251) Удельное сопротивление наполнению возрастает по мере (еличения отношения высоты наполнения Н к длине ковша (от шущей кромки ножа до задней стенки) L Так, при высоте наполнения Н = 1,6 м и X = 1,32 оно на )% больше, чем при X = 0,68. Ниже приведены данные об удельном сопротивлении напол-W «ню (в % от при X = 0,68) в зависимости от X: X........... 0,68 0,84 0,94 1,07 1,32 WH : q в % ..... 100 110 118 125 140 Для грунтов болэе тяжелых возрастание удельного сопротивле-гя наполнению по мере увеличения значения X становится более гтенсивным. Для самоходного скрепера при работе без толкача необходимо, чтобы максимальная окружная сила. Рп на шинах ведущих колес была равна или несколько превышала суммарное сопротивление, т. е. Для прицепных скреперов должно быть соблюдено условие где Т — максимальная сила тяги на крюке тягача. При применении толкачей на загрузке должно быть соблюдено условие (PK + Tm)k0^W; (252) (T + TJka^W, (253) где Tm — толкающее усилие* толкача; к0 — коэффициент одновременности работы толкача и тягача, к0 = 0,85 - 0,90. При работе по гребенчатой схеме зарезания следует учитывать коэффициент динамичности kdT>W, где кд — коэффициент динамичности, ка — 1,5 -г- 2,2. Коэффициент динамичности у скреперов с канатным управлением выше, чем у скреперов с гидравлическим управлением. При транспортировании должно быть T^Wf, Рис. 125. Зависимость между удельным сопротивлением наполнению и высотой наполнения Н при разной толщине стружки, ширине ковша В = 1 м и днище нормальной длины: 1 — при h = 20 см; 2 и 7— при h= 18 см; 3 — при h — 16 см; 4 и 9 —- при h — =14 см; S и 10 — при h = 10 см; 6 —- при h = 22 см; 8 и 11 — при h = 6 см где Wf — сопротивление перемещению скрепера с грунтом (как повозки). При работе скреперов максимальное преодолеваемое сопротивление обычно ограничивается силой сцепления ведущих колес самоходного скрепера, гусениц или ведущих колес тягача с грунтом; поэтому необходимо произвести проверку силы сцепления по уравнениям GC4<p2sT = W;    (254) je GC4 — сцепной вес, т. е. вес, приходящийся на ведущие колеса или гусеничный ход машины; Ф — коэффициент сцепления (см. гл. V).
<<< 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