Дорожные машины. Машины для земляных работ - часть 3

Наибольшее распространение на автогрейдерах получили рансмиссии по схеме, изображенной на рис. 141, а с различными ;ариантами передачи крутящего момента на одну, две или все ри ведущие колесные оси.
Рамы тяжелых автогрейдеров делают иногда шарнирными ! горизонтальной плоскости (рис. 142, а, б, в). Шарнир позволяет двигать передние колеса относительно задних колес и относи-ельно конца отвала, а также отделять переднюю часть рамы тяговой рамой и отвалом от задней части, а последнюю при еобходимости использовать в качестве двухосного тягача с различным сменным оборудованием. Шарнирная рама дает возможность уменьшить радиус поворота машины и увеличивает устойчивость при боковых нагрузках.
чфэ
ис. 142. Схема тяжелого втогрейдера Д-473 с шарнирной основной рамой:
Отвал автогрейдера может снабжаться дополнительным сменным оборудованием в виде удлинителя и откосника. Все автогрейдеры имеют дополнительное рабочее оборудование — кирков-щик и будьдозер. Для расширения области применения и увеличения времени использования машины в течение года автогрейдеры снабжают сменным оборудованием различного назначения. Некоторые из видов сменного оборудования навешивают на машину без снятия основного рабочего органа (снегоочистители, катки), другие устанавливают на месте основного рабочего органа (грейдер-элеваторы, виброплиты, многоноже-ые смесители). Роторный снегоочиститель, дорожная фреза и рейдер-элеватор требуют привода рабочего органа или отдель-ых его узлов, в связи с чем автогрейдер в этом случае должен меть специальный вал отбора мощности и соответствующие риводные механизмы. — без смещения передних ко-?с; б — со смещением и поводом передних колес; в — со 1ещением передних колес и поворотом всех колес
Для лучшего вписывания в неровности почвы и обеспечения аилучшего сцепления колес с поверхностью задние мосты трех-гных автогрейдеров имеют балансирную подвеску. Для повыше-ия тяговых свойств современных автогрейдеров применяют шины изкого давления с определенным рисунком протектора, а иногда систему регулирования давления воздуха в шинах. Автогрейдеры имеют следующие механизмы управления рабо-ш органом: подъем и опускание правого и левого концов отвала,, 5ворот отвала в горизонтальной плоскости, вынос тяговой рамы сторону, выдвижение отвала в сторону. В особо тяжелых авто-зейдерах угол резания ножа отвала изменяется гидравлическим механизмом. В остальных машинах для этой цели используют ручную установку. Автогрейдеры снабжают рулевым управлением с гидравлическим поворотом колес или редукторным управлением с гидро- или пневмоусилителем. В последнее время наметилась тенденция к повышению мощности автогрейдеров с доведением удельной мощности на тонну веса до 13—14 л. с. Установлен перспективный типаж автогрейдеров (табл. 47), максимально унифицированных с базовыми колесными тягачами соответствующей мощности. В перспективном плане предусмотрено освоение автогрейдеров мощностью 400 кет. на базе мотор-колес. Таблица 47 Основные параметры автогрейдеров перспективного типажа Основной параметр Главный параметр — общий вес машины в Т 10,0—12,0 13,0—15,0 21,0—23,0 Мощность двигателя в кет.......... Колесная схема (основная) ........... Дополнительные колесные схемы специальных модификаций . . . зхзхз Для всех автогрейдеров перспективного типажа рекомендуемся гидропривод рабочих органов и управление поворотом колес с гидроусилителем. Значительное внимание уделяется улучшению условий работы водителя автогрейдера. § 71. ПАРАМЕТРЫ АВТОГРЕЙДЕРА Наряду с главными параметрами авто грейдера: весом машины G и мощностью двигателя N, наибольшее значение имеют такие параметры, как колесная схема, рабочая у и транспортные скорости vT, сила тяги Т и вертикальное давление Р2 на нож, создаваемое в результате передачи на него части веса машины. Между весом автогрейдера G и его сцепным весом GC4 существует зависимость ^сц = ^0 G, гДе £о — коэффициент, определяемый колесной схемой (для автогрейдеров с колесными формулами 1x2x3 и 1x1x2 г|) = 0,7 -н 0,75, для автогрейдеров со всеми ведущими колесами iJj = 1). Сцепной вес машины определяет максимальную силу тяги, торую могут развить (по сцеплению) ведущие колеса автогрей-ра. Наглядное представление о возможном использовании силы тяги машины по мощности двигателя и по сцеплению дает график на рис. 143. Левая часть графика показывает изменение возможной силы тяги на колесах по сцеплению (линия CD) при недостаточном сцеплении, при этом окружная сила на колесах по двигателю больше силы тяги по сцеплению. Правая часть графика указывает невозможность увеличения силы тяги (выше линии СВ), так как мощность двигателя ограничивает величину окружного усилия на колесах. Таким образом, фактически реализуемая сила тяги ограничена линией DCB. с. 143. Использование силы яги на колесах автогрейдера:
— сила тяги на колесах; <р — ко-шциент сцепления; АВ — линия, аничивающая силу тяги по крутя-«у моменту двигателя; CD — ли-I, ограничивающая силу тяги по сцеплению колес с грунтом
По статистическим данным основные параметры автогрейдеров я наиболее распространенной колесной формулы (1x2x3) язаны следующими зависимостями: вес автогрейдера 6 = ^(200 + 90^) кГ, г N — мощность двигателя автогрейдера в л. с.; с1 — коэффициент вариации, величина которого колеблется в пределах от 0,73 до 1,27; грузка на переднюю ось С1! = 28jYc2 кГ , в с2 — коэффициент вариации, равный 0,75—1,25; нагрузка на заднюю ось С2 = с3(500 + 58ЛГ) кГ, з с3 — коэффициент вариации, равный 0,77—1,23; сила, прижимающая отвал, Pi = 50c4N, э с4 — коэффициент вариации, равный 0,70—1,30. Этими зависимостями можно пользоваться только при ориенти-вочном предварительном анализе. Окончательные валичины ах параметров определяются расчетом. Параметры отвала и его форму можно выбирать по рекомендациям, приведенным в гл. IX, § 54. Процессы деформации грунта при копании отвалом автогрейдера аналогичны процессам при копании бульдозерным отвалом. Отдельные виды сопротивления, возникающие при копании автогрейдером, можно рассматривать по рекомендациям, приводимым для бульдозера (см. гл. IX, § 55). Наглядное представление зависимости веса автогрейдера от числа необходимых проходов при выполнении треугольного кювета (рис. 144, а) для дороги шириной 8—10 м при различной глубине кювета показано на рис. 144, б. По предложенной выше зависимости и графику на рис. 144, б можно найти несколько различных решений. Например, при вырезании полного сечения кювета за два прохода при h — 0,7 потребуется G = 50 Т, а при вырезании этого же кювета за шесть проходов потребуется G = 15 Т. Чтобы найти оптимальное значение веса автогрейдера, необходимо проверить несколько вариантов из условий практического выполнения данных работ. 5)
Выбор и расчет основных параметров автогрейдеров зависит от назначения машины и производится на наиболее харак- Рис. 144. График изменения числа прохо терные условия его работы. дов автогрейдера в зависимости от веса В большинстве случаев    (при k ~ 2,2 кГ1смг)\ принимаются условия по n — число пр^омдов^^З —^ес^ автогрейдера; вырезанию стружки оптимального сечения при профилировании грунтовой дороги в нулевых отметках (в грунтах заданной категории). Сцепной вес автогрейдера определяет тяговое усилие на ведущих колесах где ср — коэффициент сцепления ведущих колес с грунтом. Сечение стружки, которое может быть вырезано за один проход автогрейдера, где к = 2,0 -г- 2,4 кПсмг — расчетный коэффициент сопротивления копанию грунта. При заданных условиях оптимальное число проходов авто-шдера ! т = 1,25 ч- 1,35 — коэффициент, учитывающий неравномерность сечения стружки при последовательных проходах и возможное уменьшение сцепного веса из-за реакции грунта. Величина вертикального давления на нож, создаваемого путем зедачи на него части веса машины, является одним из основных эаметров автогрейдера. Этот параметр определяет способность ?огрейдера работать в тяжелых грунтовых условиях. Величина ксимально возможного давления на нож зависит от веса авто->йдера, распределения веса по осям и расположения ножа отно-гельно центра тяжести машины. В среднем давление на нож Р2 для автогрейдера с колесными рмулами 1x1x2 и 1x2x3 может достигать при заглублении —60% полного веса машины, а для автогрейдеров с колесными рмулами 2x2x2—80—90% веса автогрейдера. Реализуемое )ление на нож автогрейдера необходимо определять с учетом тожения ножа относительно осей ходового оборудования. При проектировании и расчете ходового оборудования авто-!Йдера'необходимо знать нагрузки, приходящиеся на ось ма-ны при рабочем и транспортном режимах. Распределение на-^зки по осям в статическом положении характеризуется сле-ощими данными: на переднюю ось приходится 0,30—0,35 всего ;а у машин с колесной формулой 1x2x3 и 0,40—0,45 у машин колесной формулой 2x2x2. Перераспределение нагрузки по осям при транспортном режиме жно определить по рекомендациям, приведенным в гл. V. Распределение нагрузок на ходовое оборудование автогрей-)а при рабочем режиме в первом приближении может быть эеделено путем введения в расчет вертикальной составляющей 1кции грунта на рабочий орган автогрейдера. При давлении на к силы Р2 реакции грунта на колеса R± и i?2 (нагрузки на ieca) соответственно изменяются. Определение влияния вели-гы и направления силы Рг на нагружение осей машины в основ-х типах современных автогрейдеров можно произвести по зави-гостям, данным в табл. 48. Для учета направления силы Р2 перед значением силы, дей-ующей на нож, поставлены знаки плюс и минус. При проверке огрейдеров на величину свободной силы тяги силу Р2 следует шимать направленной вверх. При этом нож, служащий как дополнительной опорой, будет разгружать ведущие оси авто* !Йдера, что должно быть учтено в тяговом расчете. При определении максимальных нагрузок на ходовое оборудо-ше (для выбора шин и расчета осей) перед силой Р2, действующей на нож в направлении заглубления, ставится знак плюс, т. е. силу принимают действующей вниз Таблица 48 Распределение нагрузок по осям автогрейдера Величина силы Р2 для автогрейдеров с колесными формулами 1x2x3, 1x1x2 и 1x3x3 при давлении ножа вниз могут колебаться примерно в следующих пределах (в Г): Для легких автогрейдеров........2,5—4,0 » средних »    ........4,0—6,0 » тяжелых »    ........ 6,0—8,0 Наглядное представление о перераспределении нагрузки по осям автогрейдера в зависимости от величины вертикального давления на нож дает график нагрузочной характеристики автогрейдера. Схема подобного графика при упоре ножа в грунт (в формулах ставится знак плюс) изображена на рис. 145. На графике линия DB показывает изменение нагрузки на переднюю ось с отсчетом от линии АВ, линия DC — изменение нагрузки на заднюю ось с отсчетом от оси абсцисс. Ординаты треугольника BDC дают величину приложенной силы Р2. Изменение сцепной нагрузки автогрейдеров при колесных формулах 1х2хЗи1х1х2 характеризуется линией DC, а при колесных формулах 2x2x2 t 1x3x3 — линией AC. Из графика видно, что у автогрейдеров о всеми ведущими колесами величина давления на нож Р2 в зна-[ительно большей степени отражается на сцепной нагрузке (ли-[ия АС направлена круче, чем линия DC). Размеры базы L0, ширины колеи Вп и связанного с ними ра-(иуса поворота R автогрейдера (рис. 146) выбираются такими, [тобы машина имела наименьшие размеры. Однако назначение [аименьших величин этих параметров обусловливается следующим. Устойчивость движения автогрейдера при вырезании стружки ’ис. 145. График нагрузочной Рис. 146. Схема конструктивных па-характеристики автогрейдера:    раметров автогрейдера ^ — нагрузка на переднюю ось; G2 — нагрузка на заднюю ось ; наибольшей шириной захвата обеспечивается, если колеса авторейдера идут по краям забоя. В этом случае ширина колеи де — ширина вырезания забоя; d — ширина шины колеса. Если Zx > В0, то вырезанный грунт будет попадать под задние солеса. Минимальный размер базы определяется возможностью пол-юго поворота отвала между колесами автогрейдера. Но при этом геобходимо учитывать, что чем ближе отвал размещен к задней оси 1ашины, тем лучше планирующая способность автогрейдера. Минимальный размер базы L0 двухосного автогрейдера при ;реднем положении отвала с учетом необходимого зазора U rain = D -f- L2 — Вц -f- 2 Д, де А — минимальный зазор между отвалом и шиной, Л яг 50 мм; D — диаметр шины. База трехосного автогрейдера Lq = Lq -j- 2 2 Д. § 72. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОГРЕЙДЕРА У автогрейдеров преобладающим режимом работы является тяговый, что обусловливается особенностями его рабочего процесса. В среднем 80—85% общего времени работы автогрейдера приходится на тяговый режим. Транспортный режим не является составной частью рабочего цикла, поскольку автогрейдеры относятся к землеройно-транспортным машинам непрерывного резания грунта. Вследствие этого максимальные расчетные транспортные скорости современных автогрейдеров составляют 32—42 км/ч. Поэтому тяговый расчет автогрейдеров будет заключаться в определении основных параметров, в первую очередь полностью отвечающих требованиям тягового режима работы при выполнении различных технологических операций. Основные параметры автогрейдера: полный и сцепной вес, колесная схема, весовые нагрузки на оси, максимальная мощность двигателя, минимальная расчетная скорость движения на низшей рабочей передаче, максимальная расчетная транспортная скорость, число передач и ряд передаточных чисел трансмиссии, размеры отвала. При выполнении тяговых расчетов автогрейдеров некоторые из основных параметров должны быть заданы и выбраны, а остальные — определены с помощью тягового расчета. У автогрейдеров главным параметром принято считать вес, поскольку он определяет тяговые качества. Сцепной вес автогрейдера GC4 = l0G, где |0 — коэффициент сцепного веса автогрейдера, учитывающий использование веса автогрейдера в качестве сцепного при различных колесных формулах. Для автогрейдеров с колесной формулой 1x2x3 и 1x1x2 £0 = 0,70 н- 75, а с формулой 3x3x3 и 2 х 2 х 2 £0 = 1,0. Номинальная сила тяги Тн, соответствующая примерно значению коэффициента буксования б = 20%, при котором значение тяговой мощности близко к максимальной, может быть определена из выражения 7Н = (0,70 4-0,73) (pfcoG. Передачи автогрейдеров подразделяют на рабочие, транспортные и ползучие. Рабочие и ползучие скорости используются при работе автогрейдера на тяговом режиме, транспортные — при его холостых пробегах. Имея в виду, что у современных автогрейдеров значение первой рабочей расчетной скорости у составляет 3,2—5,0 км/ч, необходимо задаться величиной этой скорости. Для рационального использования мощности двигателя автогрейдера на первой рабочей передаче целесообразно, чтобы при работе автогрейдера на режиме максимальной тяговой мощности, определяемой значением силы тяги Т^т или близкой к ней по величине номинальной силы тяги Тп с учетом отбора мощности двигателя на привод вспомогательных механизмов Ne0, загрузка двигателя составляла keblxN ной мощности двигателя. Тогда вых* ’ е max I где квых — коэффициент выход-
{Тп + Pf) vVi Ne max    Т    I- N. еО
270т)
-N.
л. С.
е 0
270r|
G [(0,70 -г- 0,73) cplo+Zl^j
N «шах —
м^вых
По величине Nemax необходимо подобрать наиболее подходящий двигатель и нанести его регуляторную характеристику во втором квадранте графика тяговой характеристики с учетом снижения мощности из-за неустановившейся нагрузки и отбора мощности на привод вспомогательных механизмов (рис. 147). Тогда Рис. 147. График к определению общего передаточного числа первой рабочей передачи автогрейдера с механической трансмиссией по оси ординат будут отложены значения свободного крутящего момента Месв, т. е. момента, расходуемого на привод колесного движителя, а- по оси абсцисс — значение свободной мощности N св и частоты вращения коленчатого вала двигателя. После этого необходимо построить кривую коэффициента буксования колесного движителя б по формуле (139), в которой R = £„6?, и отложить величину силы сопротивления качению Pf, рассчитав предварительно ее значение по формуле Далее необходимо определить номинальное значение силы гяги Тн и отложить его по оси абсцисс строящегося графика тяговой характеристики. Проведя вертикаль через точку а7 и горизонталь через точку а2, получим точку их пересечения а3, которую необходимо соединить с началом координат окружной силы колесного движителя — точкой 01. Тогда будет построен луч Рк, устанавливающий зависимость между свободным крутящим моментом двигателя и окружной силой колесного движителя. Передаточное число на первой рабочей передаче автогрейдера (TH + Pf)rc 1м1 Менсвг\м ’ где МенСв — номинальный свободный крутящий момент двигателя. Новое уточненное значение расчетной скорости движения на первой рабочей передаче ovl = 0,377^». Остановка автогрейдера при»тяговой перегрузке должна происходить в результате буксования ведущих колес. В связи с этим необходимо определить значение силы тяги колесного движителя, соответствующее части максимального крутящего момента двигателя, используемой для привода ведущих колес Тм. Для этого через точку а4 нужно провести горизонталь до пересечения с лучом Рк, а затем, спроектировав точку а5 на ось абсцисс, установить значение Тм. В соответствии с соображениями, изложенными выше, должно соблюдаться условие здесь ф — максимальное значение коэффициента сцепления пневматических шин колесного движителя при работе автогрейдера на свежесрезанном грунте. Как правило, это условие соблюдается. Однако если окажется, что Тм < Гф, то необходимо определить передаточное число первой рабочей передачи по формуле (T? + Pf) гс 1м1 М    т1 енсв maxijK и подсчитать новое значение vv\. Первая рабочая передача автогрейдеров используется при выполнении наиболее тяжелой операции — резании и перемещении грунта. На более легких работах, как, например, планировка, перемещение и разравнивание грунта, не представляется возможным загрузить автогрейдер на первой передаче до номинальной силы тяги. Чтобы повысить производительность автогрейдера и более рационально использовать мощность двигателя, эти работы целесообразно выполнять на более высоких рабочих передачах. Поэтому наряду с номинальной силой тяги необходимо установить шнимальное значение силы тяги 7mjn, потребной для выполне-1ня автогрейдером легких рабочих операций. Величина 7\nin должна устанавливаться на основании анализа >абочего процесса автогрейдера на легких работах с учетом его •сновного назначения, веса и т. д. В первом приближении зна-юние Гт1п можно определить при работе автогрейдера на переме-цении грунта. Тогда будем иметь Tmln = Wnp + We + доопределение указанных сопротивлений, приведенное в § 55 (ля поворотных бульдозеров, остается справедливым и для авто-'рейдеров. В целях рационального использования мощности двигателя [еобходимо, чтобы высшая рабочая скорость автогрейдера обеспе-ивала загрузку двигателя на мощность, близкую к максимальной. Тогда можно составить следующие зависимости: для первой рабочей передачи автогрейдера (TH + jG) rc = MeHJMlr\M] для высшей рабочей передачи (^min “Ь fG) Гс Менсв1 мтЦм- Совместное решение этих уравнений дает возможность опре-(елить передаточное число на высшей рабочей передаче: _{7’min + /G). Кит— тн -J- JG 1м1' Тогда значение высшей расчетной рабочей скорости движения лтогрейдера v =0,337г-сПен км/ч. Число основных передач автогрейдера обычно составляет 3—4. Подбор передаточных чисел чаще всего производится по закону 'еометрической прогрессии (см. § 23). Передаточное число редуктора автогрейдера lP    ’ де ургаах — максимальная расчетная транспортная скорость автогрейдера. Мощность двигателя, требуемая для движения авто грейдера ia максимальной транспортной скорости, /    h Fv2    ' V дг    ! 4Г' I w ртах . ртах , iVmax=',/G +-- 1_ + ЛГе0 Л. С., де kw — коэффициент обтекаемости (kw = 0,06 н- 0,07); F — площадь лобового сопротивления в м2 (приближенно находится как произведение ширины колеи автогрейдера на его высоту). При выполнении расчетов по этой формуле значение G нужно подставлять в кГ, Ne0 — в л. с., i>pmax— в км/ч. При движении автогрейдера на максимальной транспортной скорости следует принимать / = 0,025 -г- 0,035. Из двух значений мощности Nemax и ./Vemax по наибольшему подбираем двигатель автогрейдера. Для получения высоких тяговых качеств автогрейдера с гидромеханической трансмиссией целесообразно, чтобы рациональный режим работы колесного движителя совпадал с рациональным режимом работы системы двигатель — гидродинамический трансформатор на первой рабочей передаче. Следовательно, для осуществления такого согласования необходимо, чтобы при работе колесного движителя автогрейдера на режиме номинальной силы тяги Тн мощность на валу турбинного колеса Nm и к. п. д. гидродинамического трансформатора г)гпг имели достаточно высокие значения. Поскольку величины Nmmax и т]гттах, как правило, не совпадают, то выбор рациональной степени загрузки по величине крутящего момента на валу турбинного колеса Мт нужно определять, исходя из анализа параметров характеристики совместной работы. При этом необходимо иметь в виду следующее. Если при работе колесного движителя автогрейдера на режиме Тн загрузка гидродинамического трансформатора составит iVmmaxi то тяговые качества автогрейдера окажутся самыми высокими. Если же значение Тн будет соответствовать т]зпгтах, то режим работы автогрейдера окажется рациональным с точки зрения уменьшения потерь мощности в гидродинамическом трансформаторе. Таким образом, когда при 7Vmmax значение г\еп1 близко к максимальному, то целесообразно согласовывать номинальный режим работы колесного движителя с режимом Nrnmax_. В том случае, когда при указанном режиме работы гидродинамического трансформатора г\гш имеет недостаточно высокое значение, следует согласование режимов работы колесного движителя назначать по некоторым промежуточным значениям Nm и т]гт, проведя всесторонний анализ параметров характеристики совместной работы. Тяговый расчет целесообразно проводить, ориентируясь на наиболее тяжелый тяговый режим работы автогрейдера — резание и перемещение грунта — и осуществлять в следующей последовательности: 1.    Назначаем расчетные грунтовые условия. За такие условия необходимо принять работу автогрейдера на свежесрезанном суглинистом грунте с влажностью, близкой к оптимальной. 2.    В первом квадранте (рис. 148) строим кривую буксования колесного движителя автогрейдера б. 3.    Определяем силу сопротивления качению колес автогрейдера Pj и наносим на график тяговой характеристики. 4.    Назначаем теоретическую скорость движения автогрейдера на первой рабочей передаче, соответствующую режиму максималь-юн тяговой мощности vmi, имея в виду, что у существующих юделей автогрейдеров она составляет 3,2—5,0 км/ч. 5. Подсчитываем необходимую максимальную мощность дви-ателя автогрейдера: iTn+Pf)Vml - + 7Ve0 л. с., 270т1иТ|гттах [(0,70 -ь 0,73) ф£0 + Я Gvml [ЛИ
Nе max — щ чгт шах
де гьттах — максимальное значение к. п. д. гидродинамического трансформатора. Рис. 148. К определению общего передаточного числа механической части гидромеханической трансмиссии первой рабочей передачи автогрейдера с гидромеханической трансмиссией По величине Neman подбираем двигатель автогрейдера. 6. Выбираем тип гидродинамического трансформатора, имея виду, что на автогрейдерах наибольшее распространение полу-или непрозрачные гидродинамические трансформаторы. Располагая внешней безразмерной характеристикой гидродина-шческого трансформатора, рассчитываем его основные параметры, о которым затем подбираем гидродинамический трансформатор. 1осле этого необходимо составить структурную схему соединения идродинамического трансформатора с двигателем и рассмотреть их овместную работу (см. § 25, 26, 27). Если возникнет необходимость, ледует ввести промежуточный редуктор и определить его пере-аточное число (см. § 27), а затем построить выходную характе-шстику. 7.    Во втором квадранте размещаем выходную характеристику системы двигатель — гидродинамический трансформатор, построенную в функции крутящего момента вала турбинного колеса. 8.    Назначаем рациональный режим работы гидродинамического трансформатора по величине момента вала турбинного колеса, руководствуясь приведенными выше соображениями. 9.    Определяем значение передаточного числа механической части гидромеханической трансмиссии привода колесного движителя автогрейдера на первой рабочей передаче iM1. Для этого через точку ах проводим вертикаль, а через точку а2 — горизонталь. Соединив точки Ог и а3, получим прямую, с помощью которой устанавливается зависимость между Мт и Рк. Значение iMi подсчитываем по формуле ; _ (Th~\-Pj) гс М п ш тр1\мр Величина теоретической скорости движения автогрейдера на первой рабочей передаче ит1 при работе гидродинамического трансформатора на режиме Мтр будет » = 0,377^? км/ч. Это значение vm\ будет близким к назначенной теоретической скорости движения автогрейдера на первой рабочей передаче. Приближенная величина скорости холостого хода автогрейдера »вя = 0,377^ км/ч, где птх — число оборотов вала турбинного колеса гидродинамического трансформатора при работе автогрейдера на холостом ходу. 10.    Проверяем устойчивость работы автогрейдера, исходя из условия, чтобы при тяговой перегрузке автогрейдера его остановка происходила вследствие полного буксования ведущих колес, а не остановки турбинного колеса, т. е. TM>T9>^l0G. Для этой цели через точку а4 проводим горизонталь, а через полученную точку аъ — вертикаль и находим значение Тм. При расчете iMj по приведенной выше методике это условие, как правило, соблюдается. Если получится, что Тм sg; Гф, то необходимо изменить значение iMi, основываясь на условиях устойчивой работы автогрейдера. Дальнейший ход тягового расчета такой же, как и для автогрейдера с механической трансмиссией. § 73. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА АВТОГРЕЙДЕР Наиболее тяжелым видом работ, выполняемых автогрейдером, является копание грунта. Поэтому как для тягового расчета, так и для расчета на прочность необходимо определить силы и моменты, действующие на отдельные узлы и механизмы автогрейдера в процессе копания. Для примера рассмотрим наиболее распространенный вид автогрейдера с колесной формулой 1x2 X Зпри копании грунта (рис. 149) Рис. 149. Схема сил, действующих на автогрейдер при копании грунта На автогрейдер действуют активные силы: вес автогрейдера G н силы тяги на ведущих колесах Т2' и Та', реактивные силы: нормальные реакции грунта на передние Rx и задние Щ и fig колеса, горизонтальная Рг и вертикальная Р2 составляющие реакции грунта на отвал, боковые реакции в горизонтальной плоскости на передние iSj и задние S2 и S3 колеса. В большинстве случаев реакция грунта на нож автогрейдера направлена вверх, однако возможны случаи, когда она будет направлена вниз. Следует проверить оба случая. При рассмотрении этой системы сил сделаны следующие допущения : 1) деформация шин учтена силовым радиусом шин гс; 2)    силы Pf\ Т2'\ Т3; Sx; «S2; S3 расположены в одной плоскости на уровне опорной линии колес; 3)    реакции грунта Р1 и Р2 приложены на конце ножа в одной точке, перпендикулярно к плоскости ножа; 4)    величинами av а2, а3 ввиду их относительной малости по сравнению с величинами d и I пренебрегаем; 5)    R, +й; = Л2и Гг + Т'ъ = г2; 6)    на режиме максимальной тяговой мощности Тг = 0/?2, где 0 = (0,700,73). Сумма моментов всех сил, действующих на автогрейдер относительно точки О, Pnh + Gc — Rtl — TJi = 0.    (309) Сумма проекций всех сил соответственно на вертикальную и горизонтальную (при а = 90°) оси равна нулю, и поэтому R1-\~P2 — £? + /?2 = 0;    (310) — Рfi — Р\~\~ =    (311) Совместное решение уравнений (309), (310), (311) при Рп= 0 приводит к следующему выражению для определения реакций грунта на колеса и на ноже при резании на горизонтальном участке: р    ^    ^    ,    /СМОЛ 1_“ [й(1+рб)+г+ел] *    > <313> Рх = №ъ    (314) где р = ^- Определение нормальных реакций на колеса автогрейдера, необходимых при использовании в расчетах на прочность, производится для случая выглубления отвала при реализации максимальных тяговых качеств автогрейдера, т. е. при Т 2 = <fR%- В этот момент процесса копания сила Р2 будет направлена вниз, р а величина р= ^ = 0,1. Взяв сумму моментов всех сил относительно точки О и сумму проекций сил на горизонтальное и вертикальное направления и после соответствующих преобразований, получим = S(-£nf(315) 1    d{ 1 — рф) -f-1-\- ф/г ’    ' ; Большое влияние на перераспределение нагрузок но осям одового оборудования при рабочем режиме трехосных автогрей-еров оказывает балансирная подвеска. Балансиры автогрейдера :огут иметь различные конструкции, но чаще всего они представ-яют собой бортовые редукторы, состоящие из набора шестерен рис. 150, а), которые попарно соединяют задние ведущие колеса, беспечивая их блокированный привод. У тяжелых автогрейдеров все шестерни балансира и ось шар-ирного соединения располагаются в одной горизонтальной пло-кости. У средних и легких автогрейдеров, как правило, ось шар-ира подвески балансиров проходит несколько выше на величину ксцентрицитета е. Существуют также балансиры с передачей рутящего момента к колесам посредством карданных валов рис. 150, б). Рис. 150. Схема сил, действующих на балансир автогрейдера: а — с зубчатой передачей; б — с приводом от карданного вала Используя расчетную схему (рис. 150, а, б), нормальные реак-ии грунта на колеса с учетом перераспределения сил и моментов ожно определить из уравнения моментов всех сил относительно ентральных опорных точек контакта под осями ведущих колес: -R,b+^b~~T(e + rc) + MK-Mc = 0; R3b-^b-T(e + rc)+MK-Mf = 0, а;е Mf = Mji 4" M-f2- Из полученных уравнений находим R*=т +1 [- т (e+rc)+M«-Mf)’ Rs = ^- + j[T(e + rc)~MK + Mf}. Анализируя расчетную схему и полученные выражения, можно становить, что крутящий момент Мк, подводимый к ведущей естерне балансира, способствует увеличению реакции i?2, сила" :е тяги Т уменьшает ее. У балансиров, имеющих эксцентри-итет е, как правило, влияние крутящего момента Мк меньше, & чем силы тяги Т, поэтому при работе реакция на передние колеса балансира уменьшается, а на задние колеса возрастает. Крутящий момент на ведущей шестерне балансира __ (Р кг Ркз)гс _ (T + Pf) гс К    ~ 1бПм где i6 — передаточное число передачи балансира. Момент сопротивления качению балансира тележки Mc = fG#c. Выражая реакцию грунта на колеса через относительные коэффициенты, можно получить да=е,{0,5+^[-ф(^+»)+ £'-/]}: *3 = GI{0,5+i[v(4+l)-t±f+/]}. Из формул видно, что перераспределение сил возрастает при увеличении значения е и уменьшается при увеличении расстояния Ъ между колесами. Одностороннее приложение реакции грунта на ноже вызывает некоторое перераспределение нормальных реакций грунта на правые и левые передние и задние колеса. § 74. ПОПЕРЕЧНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ АВТОГРЕЙДЕРА Получение наибольшей силы тяги по сцеплению нельзя рассматривать без учета обеспечения поперечной устойчивости всего автогрейдера, которая в основном зависит от правильного распределения нагрузки по мостам. Колеса переднего и заднего мостов при работе автогрейдера с косо поставленным отвалом нагружаются не только продольными, но и поперечными силами. При проектировании автогрейдера необходимо обеспечить соответствующую устойчивость хода заднему и переднему мостам. При продольном смещении центра тяжести машины к заднему мосту может быть обеспечена большая поперечная устойчивость задних колес, но при этом недостаточно нагруженные передние колеса могут потерять необходимую устойчивость и автогрейдер начнет разворачиваться. Значит, для каких-то определенных условий работы автогрейдера, которые характеризуются направлением и точкой приложения равнодействующей реакции грунта к отвалу, существует наивыгоднейшее распределение нагрузки по мостам, обеспечивающее наибольшую силу тяги по сцеплению и наилучшую поперечную устойчивость машин. Для равновесия системы горизонтальная составляющая Р Должна быть равна по величине и обратна по направлению равнодействующей сцепных сил мостов автогрейдера Q (рис. 154). При полном использовании сцепных возможностей агрегата (от силы тяжести машины и вертикальной составляющей реакции грунта Р2) горизонтальная составляющая ^гор = (£ + -Ра)ф> где ф — коэффициент сцепления. Однако эта зависимость не учитывает использования сцепных качеств заднего и переднего мостов и поперечной устойчивости Рис. 151. Схемы для проверки поперечной устойчивости автогрейдера с колесной формулой: а — 1X2X3; б— 1X3X3 хода. Использование сцепных качеств мостов может быть отражено коэффициентом использования сцепных сил машины к Q с Qi + Q»’ который при косо поставленном ноже всегда меньше единицы, так как геометрическая сумма сил и Q2 меньше их алгебраической суммы. Поперечная устойчивость автогрейдера может характеризоваться коэффициентом устойчивости хода р > lmax где Рг — предельная составляющая реакции грунта на нож, при которой еще не теряется устойчивость хода при данной развеске (данном значении G2); Pimax — предельная составляющая реакции грунта на нож, при которой еще не теряется устойчивость хода при наивыгоднейшей развеске (наивыгоднейшем значении G2). Коэффициент кх зависит от распределения нагрузки по мостам. Действительное значение горизонтальной составляющей реакции грунта на нож, обеспечивающей поперечную устойчивость машины с учетом коэффициентов кс и кх, Р*оу = (р-\-Рг)фскх. Величина Ргор при одинаковых значениях ср зависит от пра* вильного распределения нагрузок по осям, необходимого для обеспечения поперечной устойчивости машины. Оптимальные значения коэффициентов кс и кх зависят от угла установки отвала в горизонтальной плоскости, а также от точки приложения реак-ции грунта к ножу. § 75. МЕХАНИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ АВТОГРЕЙДЕРА И ОСНОВЫ ИХ РАСЧЕТА У современных автогрейдеров может быть от 5 до 15 различных механизмов управления. К ним прежде всего относятся механизмы подъема и опускания правой и левой стороны отвала, подъема и опускания кирковшика, отвала бульдозера, поворота Рис. 152. Схема гидравлического управления автогрейдеров марок: а — Д-446; б — Д-473; 1 — насос; 2 — бак; з — распределитель; 5 — гидравлические цилиндры; 6 — гидромотор отвала в горизонтальной плоскости, выноса отвала в сторону, наклона управляемых колес, изменения угла резания ножа отвала (у тяжелых моделей), рулевого управления, включения муфт, тормозов, переключения передач и др. Автогрейдеры последних выпусков иногда оснащаются аппаратурой для автоматического управления отвалом. Наибольшее распространение получили гидросистемы управления с большим количеством независимо действующих гидро-цилиндров (от 3 до 10) и одного гидромотора для поворота отвала в горизонтальной плоскости. Типовые схемы гидравлического управления автогрейдера изображены на рис. 152, а, б. Наиболее нагруженным механизмом управления автогрейдера является механизм подъема и опускания отвала. Поэтому передаваемая системой управления мощность определяется в основном параметрами операции подъема отвала. Обычно мощность подъемного механизма составляет примерно 10-25 % мощности основного двигателя автогрейдера (табл. 49). Техническая характеристика гидроприводов механизмов управления некоторых автогрейдеров Марка Параметры автогрейдера Параметры гидропривода Коэффициент относительной мощности Двигатель Отвал Марка насоса Мощность и Jl. с. Давление в кГ/см2 Производи тельность в л!мин Марка Мощность в л. с. Высота НП1-46В; СМД-14А У1Д6-250ТК Скорость вертикального перемещения отвала современных автогрейдеров составляет примерно 15—18 см/сек. При введении автоматических устройств, обеспечивающих надлежащий профиль дороги, скорость подъема может быть увеличена. Скорости остальных рабочих операций (поворота отвала, выноса ножа и др.) выбираются из конструктивных соображений, и при их назначении можно пользоваться данными, приведенными ниже. Скорости рабочих операций Операция Управление редуктор- гидравли ческое Опускание отвала в см/сек............ Поворот отвала в горизонтальной плоскости Наклон колес в град/сек............. Подъем кирковщика в см/сек .......... Боковой вынос ножа в см/сек.......... Выдвижение отвала в см/сек........... 8,5—18,0 6,2—8,0 3—10,0 3—5.0 8,0—13 1.8—4,5 9.0—18,0 6.5-—8,5 6.0—10,0 В расчетах отдельных механизмов управления имеются спе-; пифические особенности.    .1 Механизм подъема отвала. Отвал автогрейдера через поворот*: ный круг и тяговую раму подвешен к основной раме в точках; А, В, О (рис. 153), из которых точка О (шарнир тяговой рамы на. передней оси) неподвижная, а точки А и В могут изменять своеч положение относительно точки О в вертикальной и горизонтальной плоскостях. В современных автогрейдерах механизм подъема отвала выполняется в следующих вариантах: с передачей движения вертикальным тягам через кривошип, через рейку и через шток гидравлического цилиндра. В задачу расчета механизма подъема автогрейдера входят: 1)    определение подъемного усилия; 2)    определение потребной мощности для выполнения операции подъема N„; Рис. 153. Схема подвески отвала автогрейдера 3)    кинематический расчет для обеспечения выбранной скорости 4)    расчет деталей механизма подъема на прочность. Для определения величины подъемного усилия Sn принимается следующее расчетное положение: отвал заглублен одной стороной, производится подъем заглубленного конца отвала; на отвал действует максимальная горизонтальная составляющая реакции грунта Рх (рис. 154). При этом имеются следующие допущения: вертикальная составляющая реакции грунта препятствует подъему отвала, вес отвала с ножом, вес поворотного круга и всей тяговой рамы сосредоточены в центре тяжести системы, нагрузка воспринимается одним механизмом подъема. Величина силы Sn без учета инерционных сил с Gpli + Р$12 — Рг1г Соотношение сил Рг и Рг зависит от многих факторов (см. гл. III). Для общего случая расчета можно принять Ра = 0,5 Рг. 353
12 Алексеева, Артемьев Кроме указанных на схеме сил, в момент подъема отвала в системе возникают инерционные силы, величины которых будут зависеть от нарастания скорости подъема отвала. В автогрейдерах при расчете подъемного механизма следует учитывать инерционные силы при скорости подъема отвала свыше Рис. 154. Схема для определения усилия в механизме подъема отвала автогрейдера
0,2 м/сек. Расчет деталей подъемного механизма на прочность необходимо производить при заглублении ножа в грунт до упора. При этом надлежит выявить такое равновесное положение автогрейдера относительно его точек опоры, при котором условная вертикальная реакция на конце ножа в точке D (рис. 155) будет иметь максимальное значение. и балансира; ВС и LC Рис. 155. Схема для определения максимальной нагрузки на механизм подъема отвала:
О — центр тяжести автогрейдера; D — точка приложения реакции грунта; А А — ось балансиров заднего моста; ВС и LC — линии опрокидывания при наличии двух задних мостов линии опрокидывания при наличии одного заднего моста Из рассмотрения условий равновесия автогрейдера в плане рис. 155) могут быть три случая действия реакции грунта на нож: 1. Точка приложения реакции грунта будет находиться в пределах угла НОК, что возможно при горизонтальном положении южа. В этом случае от грунта отрываются колеса передней оси, >втогрейдер опрокидывается вокруг оси А А. При этом сила, действующая на нож Р —а I®. — it h , де G — вес автогрейдера. 2. Точка приложения реакции грунта находится в пределах угла ЕОН или угла FOK. При этом приподнимается переднее колесо и происходит опрокидывание вокруг линий ВС или LC (при одной задней оси) или линий В'С или L'С (при наличии балансира). где Ь — расстояние центра тяжести от оси опрокидывания; foj — расстояние точки упора ножа от линии ВС или В'С. Величина вертикальной реакции в шарнире телескопической тяги может быть с некоторым допущением определена из выражения Положение точки приложения .реакции грунта Ра относительно продольной оси автогрейдера может изменяться, в связи с чем могут изменяться величины плеч сил Р2 и G автогрейдера относительно линий АА, ВС и LC и плечо 12. Для проектируемого автогрейдера необходимо произвести графическую проверку крайних положений при смещении ножа относительно поворотного круга при различных углах захвата и по результатам этой проверки выявить возможные максимальные усилия в деталях механизма подъема. Проверке на прочность подлежат детали телескопических тяг, штоки гидравлических цилиндров, шарниры,- кронштейны отвала и другие детали, нагружаемые при работе подъемного механизма. Механизмы поворота ножа в горизонтальной плоскости выполняются по двум основным схемам: с зубчатым редуктором или с гидроприводом, воздействующим на венец поворотного круга. Гидропривод может быть выполнен в двух вариантах: с гидромотором и с гидроцилиндрами. Центрирование поворотных частей относительно опор тяговой рамы в большинстве конструкций осуществляется регулируемыми башмаками, которыми можно обеспечить концентрическое положение вращающихся и неподвижных частей механизма. Мощность для привода механизма поворота вследствие ее небольшой величины требуется определять только в случаях, когда поворот отвала производится от индивидуальных гидромоторов. При включении механизма поворота вращательное движение совершают отвал с ножом, поворотный круг с кронштейнами и отдельные части механизма поворота, непосредственно связанные с поворотным кругом. Полный момент сопротивления повороту в период разгона равен Мп0в= Мт + Му + Мч, где Мт — момент сопротивления повороту от сил трения в опорах; Му — момент сопротивления повороту от составляющей силы тяжести вращающихся частей; Ми — момент сопротивления повороту от сил инерции. Принимаются следующие расчетные условия при определении потребной мощности двигателя для привода механизма в действие и для расчета отдельных деталей на прочность (рис. 156, а, б). 1)    отвал максимально смещен (переставлен) относительно центра поворотного круга на величину Zmax! 2)    автогрейдер стоит на максимальном поперечном уклоне; 3)    нож отвала выглублен из грунта; 4) поворот отвала происходит с угловой скоростью ®. Момент сопротивления повороту от сил трения в опорах

1 Рис. 156. Расчетное положение для механизма поворота отвала в плоскости: а — вертикальной: б — горизонтальной где F — 2<7(г — сила трения; Hq — вес всех поворачивающихся деталей; ji — коэффициент трения металла о металл; гт — радиус приложения силы трения. Момент сопротивления повороту от наличия составляющей веса (наклонное положение автогрейдера) где г — радиус расположения центра тяжести деталей, вращающихся вокруг оси поворотного круга; а — угол поперечного наклона автогрейдера. Момент сопротивления повороту от сил инерции Ми складывается из момента сопротивления от сил инерции вращающихся частей автогрейдера, двигателя и приводного механизма. Для практических расчетов инерцией вращающихся деталей зубчатого или гидравлического приводного механизма можно пренебречь и тогда момент сопротивления повороту от сил инерции где / — момент инерции поворотного круга, отвала и других деталей в кГ • м • см'1; (о — угловая скорость поворота; о = 0,4 -н 0,6 Исек\ tp — время разгона; tp = 0,4 -т- 0,6 сек. Для преодоления сопротивлений при работе поворотного механизма двигатель должен обеспечить крутящий момент где г0 и г|0 — соответственно передаточное число и к. п. д. передач от двигателя до оси поворотного круга. Для учета сопротивлений при обкатывании ведущего колеса по венцу поворотного круга вводится коэффициент запаса к3 = 1,25. Мощность двигателя, необходимая для привода механизма поворота в период пуска, FrT + ^ qr sin а + J (318)
где пд — число оборотов коленнатого вала двигателя; с — переводной коэффициент размерностей. Расчет на прочность деталей механизма поворота автогрейдеров следует производить исходя из условия, что на нож действует максимально возможное усилие. Принимается следующее расчетное положение: отвал максимально вынесен в сторону, к концу отвала приложена максимально возможная реакция грунта Рх с учетом коэффициента динамичности кд. Усилия в частях механизма поворота, включая фиксирующее устройство (фиксатор, червячную пару), определяются величиной момента, создаваемого этой силой: Рис. 157. Схема действия сил на передние колеса автогрейдера в вертикальной плоскости
Mv- Р1 kgl, плечо приложения силы Рг относительно оси вращения поворотного круга. Механизм наклона колес. Наклонное положение колес в вертикальной плоскости при боковых нагрузках на нож и при работе на поперечных уклонах придает автогрейдеру большую устойчивость, обеспечивает более правильное нагружение опор колес (перпендикулярность к оси), облегчает работу рулевого управления и уменьшает радиус поворота. В последнее время почти все автогрейдеры выпускаются с механизмом наклона передних колес. Механизм дает возможность изменять угол наклона колес к вертикали в пределах от 0 до 30°. Наклон колес должен быть таким, чтобы реакция грунта на гесо, равная и противоположная равнодействующей силе R, ха перпендикулярна оси колеса (рис. 157). Равнодействующая шется геометрической суммой сил G и S. Сила S может быть определена по условиям равновесия авто-!Йдера (см. § 73). Рассматривая равновесие сил, действующих на ось, имеем sin (б — a) sin (90 — а) 1 а — поперечный угол местности; б — угол наклона колеса к нормали. Величина необходимого угла наклона колес , с S 4- G sin а tg6=- ^ Из анализа полученной зависимости видно, что с увеличением геречного уклона а и боковой силы S угол наклона колес воз-угает. Механизмы наклона колес современных автогрейдеров можно сти к двум типовым схемам: с передачей движения через зуб-'ую передачу (рис. 158, а) и через гидравлическую передачу [С. 158, б). В том и в другом случаях максимальное усилие механизме наклона будет возникать при выведении колеса из <лонного положения в вертикальное. Для схемы на рис. 158, а работа силы Ра, приложенной к зуб-юму сегменту, будет равна сумме работ силы тяжести и сопро-шения смещению колеса вдоль оси: PadQ = Gh + Sl, ! d 0 — путь полюса зацепления ведущего зубчатого колеса с зубчатым сегментом; k — путь, проходимый центром тяжести системы; I — смещение колеса. Величины dQ, h, I могут быть определены графически: р Gh + Sl Момент на оси ведущего зубчатого колеса М = Раг, ! г — радиус делительной окружности зубчатого колеса. Для схемы, показанной на рис. 158, б, сила на штоке поршня фоцилиндра р Gh -j- SI — перемещение поршня в гидроцилиндре. Из полученных выражений после выбора скорости можно определить мощность двигателя, требуемую для привода механизма наклона колес: где v — скорость перемещения звена механизма, на котором определена действующая сила, в м/сек (вычисляется исходя из скорости изменения наклона колес, равной 3—5° в 1 сек)-, Рис. 158. Схема для расчета механизма наклона передних колес автогрейдера: а — с зубчатой передачей; б — с гидравлическим цилиндром; С, и С2 — положения центра системы г) — к. п. д. передач от двигателя до конечного звена механизма наклона колес. § 76. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ОБЩЕГО РАСЧЕТА АВТОГРЕЙДЕРА НА ПРОЧНОСТЬ Все элементы конструкции автогрейдера можно подразделить на следующие группы: 1) узлы и детали трансмиссии, передающие крутящий момент от двигателя к ведущим колесам (коробка передач, карданные валы, раздаточные редукторы и т. п.); 2)    узлы и детали металлоконструкций автогрейдера и рабочих >рганов (основная и тяговая рамы, мосты, отвал и т. п.); 3)    узлы и детали привода рабочих органов (гидравлические щлиндры, редукторы, штанги и т. п.). Расчет элементов первой и третьей группы производится по методам, принятым в настоящее время для деталей машин общего тзначения, поэтому более подробно рассмотрим расчет элементов второй группы, так как расчет их имеет некоторые особенности. Расчет основной рамы. На основную раму автогрейдера дейст-iyioT все внешние силы, приложенные к автогрейдеру.
1 2г*\*2 Ri f-K - (, - э- Рис. 159. Схема сил, действующих на автогрейдер (первое расчетное положение) Рассмотрим три расчетных положения: первое соответствует действию основных нагрузок в условиях нормальной эксплуатации, второе — действию случайных нагрузок, третье — аварийному нагружению основной рамы. При первом расчетном положении на автогрейдер действуют максимальные нагрузки в конце процесса зарезания,' когда передний мост вывешен и упирается в край кювета, задние колеса буксуют на месте, отвал режет одним краем, автогрейдер наклонен под некоторым углом к горизонту р = = 12 -г- 16°. Силы и реакции, действующие на автогрейдер, сосредоточены в следующих точках (рис. 159): точка О (условный универсальный шарнир); на конец режущей кромки ножа отвала действуют горизонтальное Rx, боковое R и вертикальное Rz усилия; точки Ох и 02 — проекции середин балансиров на опорную поверхность, действующие реакции и силы (условно):, вертикальные реакции Zl и Z2, силы тяги Хг и Х2, боковые реакции У2 и У1; точка 03 — касания переднего колеса края кювета, соответствующее нижнему концу вертикального диаметра передних колес, действует боковая реакция У3. Рассмотрим величины действующих сил и реакций. Вес G сосредоточен в центре тяжести автогрейдера, определяемом координатами Н и 1г. Высота расположения центра тяжести Я над опорной поверхностью может быть в первом приближении найдена по формуле Н = (гс + 0,5) м, где гс — статический радиус колес. Величина 12 — (0,25 -=- 0,3) L0, где L0 — база автогрейдера. Так как автогрейдер наклонен на угол р к горизонту, то силу тяжести можно разложить на* две составляющие: нормальную к опорной поверхности G cos р и параллельную опорной поверхности G sin р. Силы инерции действуют на машину при торможении, равнодействующая которых Р^ приложена в центре тяжести машины. Анализ динамических нагрузок, проведенный по данным экспериментальных исследований, показывает, что в первом приближении силы инерции Рj — (кд 1) фтах^г* где фтах — максимальный коэффициент использования сцепной силы тяжести; G2 — сила тяжести автогрейдера, приходящаяся на задний мост; кд — коэффициент динамичности, для первого расчетного случая ка — 1,15 -г 1,20. Остальные силы и реакции находятся с помощью уравнений равновесия: = 0; Gycosp — G#sinp — Z2b = 0; £У = 0; y1 + yB + ye-flw-GsmP = 0; £Z = 0; Gcosp — Ъг-Ъг — Д2 = 0; £X = 0; P^X^X^-Rx = 0. (319)
Дополнительно принимаем, что
Решая системы уравнения (319) и (320), находим В2 = т [/2 cos р + (ка — 1) |0ф max н\> (328)
Z1 = G cos р — Z2 — Rz \ Z2 = ycosp — sin p у G\ = = 4 G2 Sil1 P’ Ry = Y1JrY<l-\-Y z — G sin P; Rx=x, -f- X2+p j-, Y з
Lq — I
Найдем усилия в переднем шаровом шарнире (точке 04 на гс. 160). Для этого примем в запас надежности, что тяги подвески говой рамы (штоки гидроцилиндров) лежат в плоскости Q. зресечение этой плоскости с основной рамой можно считать ;ним из расчетных сечений. Из уравнения моментов относительно осей у — у и z' — z', жащих в плоскости Q', проходящей через точку 0\ и перпенди- кулярной к оси 04 — 04, найдем Z4 и У4: с. 160. Схема сил, действующих на передний шаровой шарнир
В действительности величина Х4 несколько меньше Rx, так что полученное соотношение будет повышать надежность. Второе расчетное положение соответствует йствию на автогрейдер случайных нагрузок, возникающих при грече отвала автогрейдера с трудно преодолимыми препятст-ями. На величину усилия основное влияние оказывают массы ма-шы и препятствия, жесткость конструкции автогрейдера и епятствия и скорость в момент столкновения. В первом приближении примем, что жесткость и масса препятствия во много раз больше жесткости и массы автогрейдера. Тогда величина нагрузки на основную раму автогрейдера будет зависеть от его жесткости, массы и скорости столкновения. Для определения динамических нагрузок схематически представим автогрейдер в виде жесткой рамы с массой, расположенной в центре тяжести (рис. 161). Податливость металлоконструкции К Г[мм —V'u" Рис. 161. К расчету жесткости автогрейдера 6 8 10 12 G2,t Сцепной Sec Рис. 162. Зависимость коэффициента жесткости металлоконструкции автогрейдера от сцепного веса: С, — жесткость всей металлоконструкции; С\ — жесткость основной рамы сосредоточим в точке О (место контакта отвала с препятствием) в виде пружины с жесткостью Сг, соответствующей жесткости металлоконструкции автогрейдера. Шины заменим пружинами с жесткостью С2, расположенными на осях. Для определения суммарной жесткости в направлении оси х приложим к центру тяжести силу Р. Под действием этой силы центр тяжести перейдет из положения 1 в положение 2, переместившись на расстояние х. Суммарное перемещение х = хг + х2,. где Х\= jj--перемещение в результате деформации металлоконструкции; #2 = Нф — перемещение за счет деформации шин; Ф — угол поворота рамы; А = --деформация передних шин; — L0 — расстояние от передней оси до центра тяжести (рис. 161). ончательно имеем _ 1,5Я *Р Х*~~ ЦС, • ммарная жесткость 1 1,5Я2 1 ‘ + Ц ' С2 Жесткости металлоконструкции в направлении оси х показаны рис. 162. Динамические жесткости шин Сш приведены в табл. 50. Таблица 50 Динамическая жесткость шин Сш (кГ/мм) бозначение шин Нагрузка в кГ Давление воздуха в шинах в кг/см2 16,00—24 2500—3500 12,00—20 1140 X 700 (арочная) 2500—3500 Суммарная жесткость шин передних колес С2 = 2Сш. Суммарная жесткость шин задних колес С' = 4СШ. Составив уравнения движения рассмотренной системы и решив , можно определить величину дополнительного динамического усилия, возникающего при встрече отвала автогрейдера с трудно преодолимым пре пятствием. 163. Схема сил, действующих на огрейдер (второе расчетное положение)
Дополнительное динамическое усилие p. = vVCm, (332) где v — скорость автогрейдера в момент встречи ножа с препятствием; С — суммарная жесткость; т — масса автогрейдера. Наибольших значений динамические нагрузки достигают при планировочных работах, так как в этом случае автогрейдер работает на по-шенных скоростях при малом буксовании ведущих' колес. На рис. 163 показаны положение автогрейдера при наезде ступающим краем отвала на препятствие и действующие силы. В точке О (точке контакта с препятствием) действуют силы Rx и В . В центре тяжести машины действует сила тяжести G и дополнительное динамическое усилие Pj. При внезапной встрече с жестким препятствием ведущие колеса в результате инерции вращающихся частей трансмиссии полностью пробуксовывают. Силы и реакции находим из следующих соотношений: z1=G1+^|;    (333) Z2 = G,-P^;    (334) 2 MZo =Хъ(а-\-Ь)-\-Х\а-\-Рj ^ в + -^J — — Yih= ^Jf=X1 + X2 + Pj-i?;c = 0; 2У=У1-У, + Д„ = 0; откуда Yl = Z1(pmax\    (335) (Ь+2а) + Р;(а + -|-)-У1г1 Yt=-^-;    (336) Усилия в шаровом шарнире определяются по уравнениям первого расчетного положения. Третье расчетное положение предполагает такое нагружение элементов основной рамы, которое приводит к необратимым явлениям (большим пластическим деформациям, поломке и т. д.). Так как заранее нельзя предусмотреть все возможные случаи аварийного нагружения, то расчет в этом случае не выполняют. Расчет тяговой рамы. Расчет ведем для автогрейдера с колесной формулой 1x3x3 или 2x2x2. Первое расчетное положение. Наиболее неблагоприятное сочетание нагрузок в рассматриваемом случае имеет место, если нож отвала автогрейдера во время резания встречает поверхностный слой плотного грунта или под твердым слоем оказывается более рыхлый слой. Отвал стремится заглуби-ться, вертикальная составляющая на ноже направлена вниз, ведущие колеса находятся на пределе полного буксования. Положение автогрейдера и тяговой рамы, соответствующее этому случаю, изображено на рис. 164, на котором показано: О — конец режущей кромки ножа отвала; Rx — горизонтальное, Ry — боковое, Rz — вертикальное усилие; Ох и 02 — проек-(ии середины балансира на опорную поверхность; Zx и Z2 — верти-;альные реакции; и Х2 — силы тяги; 03 и 04 — контакты [ередних колес с грунтом; Zs, Z4 — вертикальные реакции; f3, Х4 — силы тяги. По осям 0± — 02 и 03 — 04 действуют боковые усилия YluY2. Вес автогрейдера сосредоточен в его центре тяжести. Там ке приложена равнодействующая сил инерции. Из схемы сил на ноже, показанной на рис. 164, б, имеем R'Z=R'Xctg6; F = R'X^-, J RX = R'X + F cos& = R'x(\+\i2)\    (338) R = R’z — Fsin8 = Rx (1 — ji2) tgfi, це 6 — угол резания; — 0,4 -f- 0,8. Остальные силы, показанные на рис. 164, а, в общем случае пределить не удается. Поэтому расчет ведем для двух предельных остояний. Рассмотрим первое предельное состояние. Принимаем, что оковая реакция, действующая по оси 01 — 02, равна нулю, т. е. се сцепление идет только на создание силы тяги. Боковая реакция, ействующая по оси 03 — 04, возникает от эксцентричного при-ожения сил сопротивления на отвале. Составив уравнения равновесия, получим выражения для определения внешних сил: R Rx — (G~\~Rz) фтах + Рji Р j—(fed 1)фтах^,
Второе предельное состояние является основным для автогрейдеров с колесными формулами 1х2хЗи 1x1x2. Принимаем, что передний мост является ведомым и воспринимает только боковую реакцию Ух по пределу сцепления. Боковая реакция на задних мостах возникает в результате упора боковых поверхностей шины в грунт. В этом случае имеем С2фтах + PJ Фтах
RX = (G2 + Rt —g—j фтах + Pj- (341)
Величины вертикальных реакций Zlt Z2, Z3, Z4 подсчитывают по формулам, приведенным на стр. 361. Боковая реакция на переднем мосту где фбтах ^ фтах + / — максимальный коэффициент бокового сдвига, здесь / — коэффициент сопротивления перекатыванию. Боковая составляющая в точке О /?у = Ух + У2. Для окончательного определения всех усилий и моментов, нствующих на тяговую раму, и выполнения расчета на прочность я обоих расчетных случаев следует найти усилия в переднем фовом шарнире. Эти усилия определяют тем же способом, что при расчете основной рамы. После того как определены усилия переднем шаровом шарнире, находят моменты и напряжения расчетных сечениях. Второй и третий расчетные случаи соот-гствуют случаям нагружения основной рамы, которые были рас-отрены ранее. Рис. 166. Схема сил, действующих на колеса автогрей- дера
Рис. 165. Схема сил, действующих на ведущие колеса автогрейдера
Расчет ходового оборудования. Ходовое оборудование автогрей-ра (колеса, балки мостов, элементы подвески) воспринимает с автогрейдера и участвует в создании тяги. Первое расчетное положение. Для заднего юта (две или одна задние оси) условия нагружения соответствуют рвому расчетному положению для тяговой рамы. Схема пока-на на рис. 165. Уравнения для определения реакций: Ь-q I rc    ?niax;
brie c .Xg — Z2 cpj
Ушах
z;=zx[ 0,5- ъ\ = Zx |^0,5 + z;=z2[o,5-
где i6 — передаточное число шестерни балансира; г|б — к. п. д. шестерен балансира. Для ведомого переднего моста действующие на него нагрузки (рис. 166) подсчитываются по формулам для второго предельного состояния. Для ведущего переднего моста, когда на передние колеса действуют как продольные, так и поперечные силы, рассматривают оба положения, соответствующие первому расчетному случаю для тяговой рамы. Второе расчетное положение. Случайные нагрузки на мосты автогрейдера, как правило, возникают при движении машины на транспортных скоростях. Такое движение может сопровождаться отрывом одного или двух колес от грунтовой поверхности. Определим весовые нагрузки, приходящиеся на колеса 1, 2, 3, 4, 5 и 6 автогрейдера, при возможных положениях задних осей. Рама опирается на задний мост в точках бис через балансиры, на передний мост в точке а. Рассмотрим следующие положения. Автогрейдер опирается на все колеса. Точки опоры а, Ь (1, 3), с (2, 4): G2 = G^; Z1 = Z2 = Z3 = Z4 = ^: Gu =Gni = y; G^ — G— G3. Автогрейдер опирается на передний мост / и среднюю ось II. Точки опоры я, 1, 2: Gu=Gzt-r ZX = Z% = {G-Gi)\ Gi =G~Gu- Автогрейдер опирается на передний мост /, колесо 1 средней оси II и на колесо 4 задней оси III: Gl1-Z1 (/x + /2)
Zi    L + l G2 = G— (Z1 + Zt). Автогрейдер опирается на передний мост I и на одну заднюю ось III: Z3 = Z4 = -^Giiь G\=G — Gin. Автогрейдер опирается на передний мост / и колеса 1, 3, 4: Z1 = Za = ±G Z4 — Zi + Z3\ GX = G — (Zx + Z2 + Z3). Z2 = 2Zj; Gt = G — (Zx + Z2Z3). Полученные результаты сводят в таблицу, по которой выбирают учаи наибольших нагрузок на колесо. При всех расчетных положениях нагрузки на колеса 1 оси оста) 5 — — 2 ' Дополнительно к ведущим колесам необходимо приложить лу тяги, равную 0,1—0,15 от вертикальной нагрузки на эти леса. В некоторых случаях рассматривают аварийную нагрузку задние мосты автогрейдера при расположении машины поверхности с поперечным углом, соответствующим углу рокидывания ос , который может соответствовать предельному лу поперечной устойчивости %р — arctg ^. § 77. ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ АВТОГРЕЙДЕРА Производительность автогрейдера зависит от его основных раметров: размеров ножа, мощности двигателя, тягового усилия колесах, а также от условий его работы (характера грунта, ошлогии работ и т. д.). Производительность автогрейдера выражается в объеме вырезного и перемещенного грунта за единицу времени, в километрах рофилированной дороги или в квадратных метрах спланирован-й площади. При возведении земляного полотна дороги высотой до 0,75 м оизводительность автогрейдера может быть определена по фор-ле Я = —7-iOOOLFk^,--(343) f “ + —■ + ~ J + 2t„ (п3 + ип + П0) \ V3 vn v0 j )    L — длина участка в км\ F — площадь сечения насыпи в м2\ к — коэффициент использования рабочего времени (кер = 0,8 + 0,9); п3, пп, п0 — число проходов в одном направлении при заре-зании, перемещении, отделочных работах; va, vn, v0 — скорости, соответствующие этим проходам, в км/ч, определяются с помощью тяговой характеристики автогрейдера; tn — продолжительность одного поворота в конце участка, tn = (0,08 -г 0,1) ч. Число проходов соответственно при перемещении и зарезании Пп = ПзГкпп\ = 1 п    Аг з где кпк — коэффициент перекрытия проходов при копании, равный 1,7; /3 — сечение стружки в плотном теле, f3 = 0,11 -f- 0,14 м2 (большее значение для прицепных грейдеров); Iо — средняя потребная длина перемещения в м; 1п — величина перемещения грунта за один проход (при длине ножа 3,66 м, угле захвата 40°, 1п = 2,2 м); кпп — коэффициент перекрытия проходов при перемещении, равный 1,15. При высоте насыпи более 0,75 м количество проходов для перемещения увеличивается до 20%. При разработке коротких участков (менее 0,5 км) нормы производительности снижаются на соответствующий коэффициент: Длина участка в м Коэффициент . . .
400 200 100 0,95 0,90 0,80 ГЛАВА XII ГРЕЙДЕР-ЭЛЕВАТОРЫ § 78. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ Грейдер-элеваторы предназначены для возведения насыпей I счет грунта, вырезаемого из боковых резервов. Они применяются [Кже для разработки выемок с подачей грунта в кавальеры или >анспортные средства. Грейдер-элеваторы могут разрабатывать •унты до III категории включительно при отсутствии крупных шенистых включений, причем они могут разрабатывать грунт 'лько при движении, срезая его послойно. Грейдер-элеваторы носятся к числу землеройно-транспортных машин непрерывного !зания грунта и поэтому отличаются высокой удельной пронзительностью. По типу рабочего органа различают грейдер-элеваторы с диско-iM (сферическим) ножом, с системой плоских ножей, с системой юских и дисковых ножей и с ножом, имеющим полукруглую ткущую кромку. По расположению транспортеров различают грейдер-элеваторы поперечным транспортером, с диагональным транспортером, поворотным транспортером и с двумя транспортерами (продоль-,ш и поворотным). Имеются грейдер-элеваторы, у которых вместо анспортера установлен метатель. По ходовому устройству грейдер-элеваторы разделяют на при-пные, полуприцепные, навесные и самоходные. Прицепные грей-р-элеваторы работают в агрегате с тракторами. Они имеют гевмоколесный ход. Выпуск грейдер-элеваторов этого типа кращается, так как предпочтение отдается полуприцепным самоходным грейдер-элеваторам, обладающим меньшей металло-[костью и более высокой маневренностью. Навесные грейдер-еваторы выполняются в виде сменного рабочего оборудования автогрейдерам. При создании самоходных грейдер-элеваторов ычно используются одноосные колесные тягачи. По типу привода грейдер-элеваторы разделяются на машины механической трансмиссией, с гидроприводом и с многомоторным зель-электрическим приводом. По системе управления рабочими органами различают грейдер-еваторы с механическим, гидравлическим и электрогидравли-ским управлением. /~ 5 Пра У kn vm
(344)
м,
Диаметр дискового ножа (рис. 167) D
теоретическая производительность грейдер-элеватора в ж'!ч; Пп, -
где и0э
коэффициент, учитывающий потери грунта при подаче дисковым ножом на транспортер (кп = 0,85 ч- 0,95); действительная скорость движения грейдер-элеватора на первой рабочей передаче в м/ч. К —
vai
600 ч-
D,
У существующих ч- 1200 мм. Дисковый нож выполняется имеющей радиус R = (0,85 ч-1,00) DH м. Центральный угол дискового ножа w определяется из соотношения . м Dy Sln~2 = 2R- Задний угол дискового ножа в вертикальной плоскости 8 = а--2 , где а — угол между рабочей поверхностью и горизонтальной поверхностью. Задний угол дискового ножа в экваториальной плоскости, проходящей через горизонтальный диаметр, моделей грейдер-элеваторов в виде сферической поверхности, 167. Параметры рабочего органа грейдер-элеватора
рабочей где у — угол между плоскостью дискового лельной направлению
ножа и вертикальной плоскостью, парал-движения грейдер-элеватора. Дисковый нож устанавливается под углом а к горизонтальной плоскости и под углом 7 к направлению движения грейдер-элеватора. Указанные углы устанавливаются в зависимости от физикомеханических свойств грунта и колеблются в весьма значительных пределах: а = 45 ч- 70°, у = 35 ч- 50°. При работе грейдер-элеватора дисковый нож должен заглубляться на половину своего диаметра, а колебание сечения срезаемой стружки грунта должно составлять £г = (0,15 4-0,30) D*H. Установка дискового ножа по отношению к транспортеру определяется значением т = 30 ч- 60 мм иВ0= 2/3Вт, где Вт — ширина ленты транспортера. В этом случае уменьшаются потери грунта при подаче его ножом на ленту транспортера и, кроме того, срезаемая стружка грунта при существующих рабочих скоростях движения, равных 2—3 км/ч, будет поступать на середину ленты транспортера. Если известна составляющая нормальной реакции грунта, возникающая вследствие резания грунта Рх и действующая по направлению движения Грейдер-элеватора при работе последнего на установившемся режиме на горизонтальной поверхности, численно равная силе тяги Т, т. е. 1    1 X’ то можно определить как нормальную реакцию грунта на нож N, так и ее две другие составляющие — вертикальную Р2 и горизонтальную Ру — по формулам N =-Рх :__- =т1 Рх\ sin 7 sin a -f tg 9 у 1 — sin2 7 sin2 a = maP_;
Vi-
Px-
sin sin a -j- tg <f Y\ — sin2 к sin2 a sin 7 sin a
sin 7 sin a Px COS a 1 — tg <p
sin f sin a -f- tg &V 1 — s>n2 Y sin2 <
Px COS J sin a 1 — tg tp
V1 — sin2 f sin2 a
■ sm2 f sin2 a
При резании дисковым ножом суглинистых грунтов, когда величины углов а и у лежат в рекомендуемых пределах, в среднем тг = 0,3 ч- 0,4, а т3 = 0,2 ч- 0,3. § 80. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ГРЕЙДЕР-ЭЛЕВАТОРА Цель тягового расчета самоходного грейдер-элеватора заключается в определении его основных параметров, полностью отвечающих требованиям тягового режима работы в агрегате с заданным колесным тягачом. Основные параметры самоходного грейдер-элеватора: собственный вес грейдер-элеватора, теоретическая производительность, диаметр дискового ножа, производительность транспортера, мощность, расходуемая на привод колесного движителя и транспортера. Последовательность тягового расчета следующая: 1. Определяем полный вес самоходного грейдер-элеватора G, который складывается из веса одноосного тягача Gm, грейдер-элеваторного седельного оборудования (грейдер-элеватора) Gi3 и веса грунта, находящегося на транспортере, Gz. Следовательно, G — Gm + Gza + Gz или G = G0 + Gs, где G0 — собственный вес грейдер-элеватора без транспортируемого грунта, G0 — Gm-\-Gea. Анализируя весовые показатели существующих самоходных грейдер-элеваторов, необходимо задаться ориентировочным значением бггэ и Ga. В первом приближении можно считать, что GS3 + -f Gs — Gm. 2.    Устанавливаем весовую нагрузку на ось одноосного тягача G1 и грейдер-элеватора G2 при работе на тяговом режиме. 3.    Определяем расчетную силу тяги одноосного тягача. Поскольку грейдер-элеватор является землеройно-транспортной машиной непрерывного резания, то для достижения максимальной производительности необходимо, чтобы одноосный тягач работал на режиме максимальной тяговой мощности. Поэтому за расчетную необходимо принимать силу тяги, соответствующую режиму максимальной мощности. Как известно, Глгу = (0,70-5-0,73) Т?, TNт = (0,70-*-0,73) ?Л1( где Tv — максимальная сила тяги, определяемая условиями сцепления пневматической шины колесного движителя с грунтом; Ф — коэффициент сцепления пневматической шины колесного движителя с грунтом; i?x — нормальная реакция грунта на колеса тягача. 4.    Определяем мощность двигателя, расходуемую на привод колесного движителя тягача при работе на режиме максимальной тяговой мощности (T{ + Pf)vpi [(0,704-0,73)TV + Pf]vpi к~ 270гы ~    270г)ж где Pf = / [Si?] — сила сопротивления качению колес грейдер-элеватора в кГ\ f' спеп Vp\ ~ 0,377 — — расчетная скорость движения одноосного тягача на первой рабочей передаче в км/ч; здесь гс — силовой радиус колесного движителя в м; пен — номинальная частота вращения в коленчатого вала двигателя в минуту; iMi —общее передаточное число трансмиссии привода колесного движителя на первой рабочей передаче. 5.    Рассчитываем площадь проекции вырезаемой стружки грунта на плоскость, перпендикулярную к направлению движения самоходного грейдер-элеватора Sa. При работе грейдер-элеватора сопротивление грунта копанию wH=wp+wmp, де Wp — сопротивление грунта резанию; Wmp— сопротивление трению ножа грейдер-элеватора о грунт. Пренебрегая значением Wmp как относительно малым и имея виду, что на установившемся режиме работы на горизонтальной юверхности TNr = W* = Wv = kSt КГ, де & — коэффициент удельного сопротивления грунта резанию в кГ/м2, получим 6. Рассчитываем теоретическую производительность грейдер-•леватора Под, которая определяется объемом срезанной стружки рунта. Тогда м3/ч, (345) де Vq\ — действительная скорость движения грейдер-элеватора на первой рабочей передаче в км/ч; 6jv — коэффициент буксования колесного движителя при работе одноосного тягача на режиме максимальной тяговой мощности (8N — 20%). 7.    Определяем диаметр дискового ножа грейдер-элеватора^ ю формуле (344). Как известно, у существующих грейдер-элеваторов DH = 600 ч-т- 1200 мм. 8.    Рассчитываем производительность транспортера Пт. Как ;ледует из формулы (345), производительность грейдер-элеватора поражается в м31ч грунта в плотном теле, т. е. в объеме забоя, )азрабатываемого грейдер-элеватором за 1 ч. С дискового ножа на 1енту транспортера поступает разрыхленный грунт, который имеет 5олышш объем. Поэтому для обеспечения синхронной работы {искового ножа и транспортера должно соблюдаться условие 11 т — пр 11 оз м3/ч.
1ли, с учетом выражения (345), будем иметь
Поскольку по величине Под рассчитывается мощность привода транспортера и определяются его основные параметры, то, очевид-ю, в формулу при определении производительности транспортера гужно подставлять минимальное расчетное значение к, чтобы полу-шть максимальную производительность.
9.    Рассчитываем мощность, необходимую для привода транспортера N т, по формуле- V 1г    Н I 37® Пт I | к3 ш lv \ . Пт V<1 Jym — 10 000 10 000 ~t~ 10 000 j ^ 5400 где Пт — производительность транспортера в т/ч; Н — разность уровней концевых барабанов транспортера в м; I — длина транспортера в м; v — скорость движения ленты транспортера в м!сек\ со — коэффициент сопротивления движению ленты транспортера по горизонтали (со = 0,06 для подшипников скольжения, со = 0,04 для подшипников качения); Ла — коэффициент сопротивления вращению роликовых опор, равный 135 q0 (q0 — вес ленты транспортера и вращающихся частей роликовых опор в кГ на 1 м длины ленты); к2 — коэффициент, учитывающий сопротивление на барабанах (к2 = 1,2). 10.    Составляем баланс мощности самоходного грейдер-элева-тора. При одном двигателе на грейдер-элеваторе обычно применяется дизель-электрический многомоторный привод транспортера, его очистителя и гидронасоса управления. Необходимая мощность двигателя ' N emax = N п~ + (^т + -^н + ЛГо) ” . где NК — мощность, затрачиваемая на привод колесного движителя; т]э — к. п. д. генератора и электродвигателей (г]э = 0,75 ч-ч- 0,85); Nт — мощность, затрачиваемая на привод транспортера; Nн — мощность, затрачиваемая на привод насосов гидроуправления; N0 — мощность, затрачиваемая на привод очистителя транспортера (N0 = 14-2 л. с.). Значение NH может быть подсчитано по формуле где Пн — производительность гидронасоса в л!мин', р — давление, развиваемое гидронасосом, в кПсм2; г)г — к. п. д. гидронасоса и его привода (т]г = 0,70 ч- 0,85). Если баланс мощности соблюдается, то это значит, что мощности двигателя одноосного тягача достаточно для обеспечения работы всех его механизмов. Если окажется, что мощности двигателя тягача недостаточно, то необходимо уменьшить диаметр дискового ножа и повторить расчеты или же установить дополнительный двигатель для привода транспортера, его очистителя и гидросистемы управления, мощность которого iV2 должна быть ЛГа = (Лт + ЛГк + ЛГ0)1. Расчет основных параметров транспортера. Основные параметры транспортера: ширина ленты В, скорость движения ленты v, число прокладок в ленте. Производительность ленточного транспортера ГТ _h ТТ л± m Н'р лл 031 где Поэ — теоретическая производительность грейдер-элеватора, определяемая объемом вырезаемого грунта в плотном теле; кр — коэффициент разрыхления грунта. Таблица 51 Значения Поверхность ведущего барабана Состояние атмосферы Фз в градусах Чугунная, стальная Деревянная или резиновая обшивка Чугунная Стальная Деревянная обшивка Резиновая обшивка Очень влажная Влажная Сухая Сухая Сухая На участке установившегося движения слоя грунта произ-одительность транспортера Дто = 3600 Ss vc мъ!ч,    (346) де Ss— площадь поперечного сечения слоя грунта на ленте транспортера в м2; V — скорость ленты транспортера в м/сек; с — коэффициент, учитывающий влияние угла подъема транспортера на его производительность. Для транспортера с плоской лентой iS\, = 0,0416 5т м2,    (347) ля желобчатой ленты (с углом наклона боковых роликов 20°) 5, = 0,0833 В1 мг,    (348) je Brn — ширина ленты транспортера. Значение коэффициента с в зависимости от угла подъема транспортера можно принимать, пользуясь следующими данными: а в град Для транспортера с плоской лентой II т = 150 Вт vc ж3ч;    (349) для транспортера с желобчатой лентой Пт = 300 Вт vc м3/ч.    (350) При равномерной загрузке транспортера значение производительности, подсчитанное по этим формулам, можно увеличить на 15-25%. Задавшись скоростью движения ленты транспортера, которая у отечественных грейдер-элеваторов составляет 2,2—3,6 м/сек, воспользовавшись формулами (349) и (350), можно определить значение Вт при заданной производительности Пт. Следует иметь в виду, что ГОСТ 20—62 предусматривает для транспортеров резино-тканевые ленты следующей ширины: 300, 400, 500,650, 800, 1000, 1200, 1400, 1600, 1800, 2000 мм. Полное тяговое усилие, передаваемое лентой транспортера, дт    Д8Й 7’ = 102^- -1*393 — 1 где Nт — мощность, затрачиваемая на привод транспортера; v — скорость движения ленты транспортера; |i3 — коэффициент трения между лентой и ведущим барабаном; ф3 — угол обхвата лентой ведущего барабана. Значения е^Фз приводятся в табл. 51. Необходимое число прокладок в ленте где 2 — коэффициент запаса прочности. Его значения приводятся ниже: i ... . 3—4 5—8 9—12 z .... 10 11 12 краз — предел прочности на разрыв по основе 1 см ширины одной прокладки в кГ/см (kpaij = 61 кГ/см для бельд-тинга марки Б-820; краз = 132 кГ/см для уточно-шнуровой ткани). В зависимости от количества прокладок в ленте рекомендуются следующие минимальные диаметры барабанов: Как исключение допускается уменьшение диаметра ведущего барабана до 80г и натяжного до 60г. Материал Барабан Уточно-шнуропая ткань и ОПБ Ведущий...... Натяжной и хво стовой ...... Вспомогательный
§ 81. РАСЧЕТ ПОПЕРЕЧНОЙ УСТОЙЧИВОСТИ ГРЕЙДЕР-ЭЛЕВАТОРА Устойчивость грейдер-элева-тора оценивается углом опрокидывания, определяемым значением наибольшего поперечного уклона местности (перпендикулярного направлению движения), при котором возможно опрокидывание грейдер-элеватора (рис. 168). Наиболее опасным случаем, принимаемым за расчетный,

Рис. 168. Схема к расчету устойчивости грейдер-элеватора
является такой, когда транспортер грейдер-элеватора обращен в сторону поперечного уклона местности. Для выполнения расчетов на устойчивость в первую очередь необходимо знать положение центра тяжести грейдер-элеваторного оборудования (точку С*).
Различают угол опрокидывания грейдер-элеваторного седельного оборудования и всего агрегата, т. е. грейдер-элеватора и тягача. Шарнир Е допускает поворот в вертикальной плоскости (перпендикулярной к направлению движения) грейдер-элеватор-ного седельного оборудования относительно тягача. Поскольку центр тяжести грейдер-элеваторного седельного оборудования смещен в сторону уклона местности, то естественно, что его опрокидывание наступает раньше, чем одноосного тягача. Поэтому опрокидывание грейдер-элеватора в первую очередь может начаться с опрокидывания седельного оборудования относительно линии опрокидывания ВгЕ. Дальнейшее опрокидывание грейдер-элеваторного оборудования вместе с тягачом будет происходить после блокировки шарнира относительно новой линии опрокидывания ЛгВ,. Центр тяжести грейдер-элеваторного седельного оборудования (точка Cj), расположенный на расстоянии ОгСг от линии опрокидывания ЕВ1, повернется на угол р до блокировки шарнира Е. Примем, что р < ф, где <р — угол опрокидывания грейдер-элеваторного седельного оборудования относительно прямой ВХЕ. Пусть найденное положение центра тяжести всего агрегата при наклонном грейдер-элеваторе на угол |3 будет точка С, отстоящая от новой линии опрокидывания А1В1 на расстоянии С02. Очевидно, что полное опрокидывание грейдер-элеваторного оборудования и одноосного тягача наступит, когда точка'С займет положение на вертикали, проведенной через точку 02. В этом случае угол опрокидывания можно определить из отношения Если блокировки шарнира Е нет, то полное опрокидывание грейдер-элеваторного оборудования и одноосного тягача будет происходить относительно линии ВjE1, а величина нового угла опрокидывания фх определится из отношения tg?1 //ci-V Из анализа приведенных выражений следует, что при блокировке шарнира Е и если Р < ф поперечная устойчивость грейдер-элеватора повышается. § 82. РАСЧЕТ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ГРЕЯДЕР-ЭЛЕВАТОРА Расчет производительности грейдер-элеватора наиболее целесообразно производить, применяя графо-аналитический метод, изложенный в § 37. С помощью этого метода можно не только вычислить производительность грейдер-элеватора, но и произвести анализ режимов работы одноосного тягача, тяговых качеств колесного движителя, сопротивления грунта резанию, кторов, определяющих эффективность использования грейдер-зватора. Кроме того, с помощью рекомендуемого метода можно явить удельный расход топлива на 1 м3 вырезанного грунта сковым ножом грейдер-элеватора. Руководствуясь методами расчета, приведенными в § 37, необ-[щмо построить тяговую характеристику грейдер-элеватора я заданных условий работы, а также номограммы, с помощью горых определить проекции площади вырезаемой стружки ^нта на плоскость, перпендикулярную к направлению движения, >ретическую и эксплуатационную производительность, а также аести кривые часового расхода топлива GT в функции силы ги Т. При построении номограммы для определения Ss необходимо щться рядом значений коэффициента удельного сопротивления унта резанию к в диапазоне возможных колебаний его значений = 10 ООО -г- 25 ООО кГ1м\ При построении тяговой характеристики за расчетные грунто-е условия следует принять суглинистый свежесрезанный грунт гимальной влажности. Режимы работы грейдер-элеватора можно давать в долях от максимальной тяговой мощности или по вели-не силы тяги. Необходимо иметь в виду, что при работе грейдер-зватора на горизонтальной поверхности сила тяги колесного яжителя полностью расходуется на преодоление сопротивления унта резанию, т. е. Т = kSs. Поэтому по величине силы тяги, )тветствующей заданному значению тяговой мощности, можно посредственно определять величину 8г. Весьма целесообразно в четвертом квадранте нанести предельно пустимое значение Se, определяемое размерами дискового ножа, мня, что ^гтах = 0,3 D\. Если грейдер-элеватор работает при движении на уклон, то тичина силы тяги тягача, расходуемая на резание грунта, может ть приближенно определена выражением Т' = Т Gsina, э G — вес грейдер-элеваторного оборудования вместе с тягачом; а — величина уклона поверхности движения, если пренебречь снижением сцепных качеств колесного движителя вследствие уменьшения нормальной реакции грунта на ведущие колеса, что вполне допустимо при малых углах. Дальнейшая последовательность определения основных эксплу-щионно-технических показателей не отличается от изложенной \ 37. Эксплуатационную производительность самоходного грейдер-зватора можно определить следующей формулой: rJ, = l000knS^Ocpke М*1ч,    (351) где    кп — коэффициент, учитывающий потери грунта при подаче его на транспортер (кп — 0,85 для сухих несвязных грунтов; кп = 0,95 для влажных связных грунтов); Sг = кфкрЪ — проекция площади вырезаемой стружки на плоскость, перпендикулярную направлению движения, в ж2; кф — коэффициент, учитывающий геометрическую форму стружки (для дисковых ножей кф = hp — глубина резания грунта в ж; Ъ — ширина стружки в м; Vg ср — действительная средняя скорость движения на длине захватки в км/ч\ ке — коэффициент использования рабочего времени, равный 0,85 — 0,90. Действительная средняя скорость движения грейдер-элеватора Vgcp =- ь —г- км/ч,    (352) vlOOOyg "г 60 j где L — длина захватки в м; vd — действительная скорость движения грейдер-элеватора в км/ч; tn — время на переключение передач в мин (tn = 0,3 мин); tnoe — время на поворот грейдер-элеватора в конце гона в мин (inoe = 0,8 -т-1,0 мин). При движении грейдер-элеватора по горизонтальной поверхности где Т — сила тяги одноосного тягача в кГ\ к — коэффициент удельного сопротивления грунта резанию в кГ/m2. Подставляя значения Ss и ид ср, определяемые приведенными уравнениями, в формулу (351), найдем /7 _ 6000 knkeLTvg 3 к [6L -}- iOOvg (tn -J- tnoe)] _ Имея в виду, что Tva = Nт, где NT — тяговая мощность одноосного тягача, и полагая, что NT = r\umNTm&K, гДе Лит — коэффициент использования тяговой мощности одноосного тягача (цит = 0,8 н- 0,85); NT шах — максимальная тяговая мощность одноосного тягача, получим /7 _ 22,2 кп кв L т1иm NT шах «, U°-k[QL+№va(tn + tnoe)} М/Ч> если Nт Шах подставляется в л. с. При расчете по этой формуле необходимо при определении величины vd, соответствующей T]umiVTmax, воспользоваться тяговой характеристикой грейдер-элеватора. § 83. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ГРЕЙДЕР-ЭЛЕВАТОР С ДИСКОВЫМ НОЖОМ Определение внешних сил. На грейдер-элеватор в общем случае действуют (рис. 169): сила тяжести G; сила тяги Т или окружная сила на ведущих колесах Рк; реакция грунта на нож Р, пред- Рис. 169. Схема внешних сил, действующих на самоходный грейдер-элеватор с дисковым ножом ставленная в виде составляющих Plt Рг и Р3, направленных по осям х, у и z; реакции грунта на передние и задние колеса Да, Fa, Ма и Rb, Fb и Мв\ реакции на опору (лыжу)транспортера Ря и Fa, если нижняя секция транспортера опирается на грунт (на рисунке не показаны). Сила тяжести машины G определяется как сумма сил тяжести отдельных ее частей. Рассмотрим эти силы: G = (Gp-\-Gg-\-G6JrGTS-\-GnM-[-G3),    (353) где Gp — сила тяжести рамы; Gg — сила тяжести двигателя; G6 — сила тяжести плужной балки (или рамы) с кронштейном и ножом; Стг — сила тяжести транспортера с грунтом; при расчете в транспортном положении вместо GTS принимается сила тяжести транспортера без грунта; GnM — сила тяжести переднего моста с колесами; для самоходного грейдер-элеватора вместо GnM принимается сила тяжести тягача GT; Ga — сила тяжести заднего моста с колесами; если оси задних колес крепятся непосредственно к раме, то Gg — сила тяжести задних колес. В зависимости от типа и конструкции машины в формулу (353) могут входить также сила тяжести центрального шкворня самоходного грейдер-элеватора Gm, сила тяжести рамы подвески транспортера Gpn и другие силы. Положение центра тяжести машины определяется обычным путем по известным значениям сил тяжести и координат центров тяжести отдельных частей. Сила тяги Т для прицепного грейдер-элеватора или окружная сила на ведущих колесах Рк для самоходного грейдер-элеватора принимается равной значению соответствующей силы, указанному в паспорте тягача, умноженному на коэффициент динамичности кд. Рабочие скорости грейдер-элеватора невелики, поэтому принимаем значение коэффициента динамичности кд — 1,2 -г- 1,3 для прицепного грейдер-элеватора и кд = 1,3 -ь 1,5 для самоходного. Сила тяги или окружная сила на ведущих колесах тягача может достигать максимального значения в положении резания, при упоре ножа в препятствие или чрезмерном его заглублении, а также в транспортном положении, при преодолении препятствия перед колесами грейдер-элеватора. Реакция Р грунта на дисковый нож является в общем случае равнодействующей распределенной реактивной нагрузки со сторо-роны грунта. При упоре ножа в жесткое препятствие сила Р может рассматриваться как сосредоточенная сила, причем точкой приложения ее может быть любая точка рабочей поверхности ножа. Случай упора ножа в препятствие и принимается в качестве расчетного при прочностном расчете грейдер-элеватора, поскольку в этом случае реакция грунта может достигать максимальной величины и прикладываться к ножу наиболее невыгодным образом. В качестве точек приложения силы Р принимаются точки на рабочей поверхности ножа, в непосредственной близости к лезвию: 385
13 Алексеева, Артемьев точка Ог (рис. 170, а), расположенная на нижнем участке поверхности ножа; точка 02 (рис. 170, б), расположенная в горизонтальной плоскости, проходящей через центр ножа, на участке рабочей поверхности ножа, наиболее удаленном от осевой плоскости машины. В первом случае, при упоре ножа в препятствие точкой Оъ возникает максимальный момент, изгибающий кронштейн ножа в вертикальной плоскости, во втором случае, при упоре точкой 02, возникает максимальный момент, нагружающий плужную систему (нож, кронштейн, плужную балку) в горизонтальной плоскости. Рис. 170. Схема к определению составляющих реакций грунта на нож: о — в первом расчетном положении; 6 — во втором расчетном положении Реакция грунта Р рассматривается как геометрическая сумма составляющих Plt Р2 и Р3, направленных соответственно по осям. Сила Рг, направленная параллельно движению машины, может быть выражена формулой, вытекающей из уравнения тягового баланса: Pl = Tp-Wm,    (354) где Tv — расчетная сила тяги; Wm — сопротивление качению ведомых колес грейдер-элеватора. Из этих выражений следует, что максимальное значение силы Pi соответствует использованию полной силы тяги Т при минимальной величине Wm. Значения сил Р2 и Р3 определяются в зависимости от силы Рг по соотношениям =    (355) Р3 = \ Рг.    (356) Величины \|5 и | находятся по следующим уравнениям: а) при приложении силы Р в точке Ог £ — ctg^arc ctg    + cos2 § tg cp j -|- ср , где б — угол между горизонталью и касательной к передней грани ножа, измеренный в вертикальной плоскости симметрии ножа; [ij — коэффициент трения грунта о сталь; Ф — угол установки ножа в горизонтальной плоскости (угол захвата); to = arc ctg (cos 8 tg ср); ф = arc cos (sin 8 sin cp); б) при приложении силы P в точке Оъ Рл COS 7-UL-a sin 7 COR

где у — угол установки ножа в вертикальной плоскости; 8S — угол между горизонталью и касательной к передней грани ножа, измеренный в горизонтальной диаметральной плоскости ножа. Уравнения (359) и (360) получены аналогично уравнениям (357) и (358) с учетом соответствующих данному расчетному случаю углов, определяющих положение рабочей поверхности ножа по отношению к осям координат. При этом для упрощения расчета угол Yj принимался равным углу у, что практически не отражается на точности результата. Поскольку в уравнении (354) неизвестной, кроме силы Рг, является также сила сопротивления качению Wm, зависящая от вертикальной составляющей реакции грунта на нож Р2, определение составляющих Р2 и Р3 реакции грунта производится путем совместного решения уравнения (354) и уравнений равновесия внешних сил, действующих на грейдер-элеватор. При предварительных расчетах силу Pt можно определять непосредственно из уравнения (354), принимая силу Р2 при вычислении сопротивления качению Wm равной нулю. Силы Ръ и Р3 в этом случае определяются по уравнениям (355) и (356). Реакция грунта на колеса. Вследствие несимметричного приложения внешних нагрузок реакции на правые и левые колеса грейдер-элеватора в общем случае не равны между собой. Обозначим реакции, действующие на левое и правое передние колеса в вертикальной плоскости, соответственно через Ra^ FAi, Ма, и Ra*, FA!s, МАг, а реакции на задние колеса RBi, FBl, MBl и RB%, FBv    Эти реакции связаны зависимостями (362)
Fi=Rif> Mx = RJr.
На колеса действуют также горизонтальные реакции Sa и SB, направленные перепендикулярно направлению движения, которые препятствуют боковому смещению машины под действием внешних сил. Максимальные значения нормальных реакций грунта RAl и RBl или Ra2 и RBt будут иметь место при движении грейдер-элеватора по поверхности с максимальным поперечным уклоном, возможным по условиям устойчивости машины. В этом случае сила тяжести машины передается на колеса, расположенные со стороны возможного опрокидывания. Горизонтальные реакции Fa1 и FАг или FBl и FBl будут иметь максимальные значения при наезде передних или задних колес на препятствие, для преодоления которого реализуется полная сила тяги на крюке тягача или полная величина окружного усилия на ведущих колесах. Наибольшее значение сил Sa и Sb соответствует использованию полной силы тяги тягача во время копания. Величины реакций, воспринимаемых колесами, определяются из уравнений равновесия внешних сил, действующих на грейдер-элеватор в соответствующем расчетном положении. § 84. ВЫБОР РАСЧЕТНЫХ ПОЛОЖЕНИЙ ДЛЯ ПРОЧНОСТНОГО РАСЧЕТА ГРЕЙДЕР-ЭЛЕВАТОРОВ С ДИСКОВЫМ НОЖОМ Для прочностного расчета грейдер-элеватора можно наметить следующие расчетные положения. Первое расчетное положение — упор ножа нижней точкой в препятствие во время резания. Расчетные условия: нож, опущенный на максимальную глубину резания, уперся в препятствие нижней точкой передней грани, используется полная сила тяги (окружное усилие на ведущих колесах), поверхность движения горизонтальная, коэффициент сопротивления качению / имеет минимальную величину, максимальная часть силы тяги передается на нож; транспортер нагружен грунтом, правое заднее колесо в конструкциях с выдвижной задней осью выдвинуто вправо. Второе расчетное положение — упор ножа в препятствие левым краем на уровне поверхности грунта (в горизонтальной диаметральной плоскости). Расчетные условия — те же, что в первом положении, за исключением точки приложения реакции грунта к ножу. В первом и втором расчетных положениях проверке на прочность подлежат части плужной системы (нож, кронштейн и плужная балка или рама), основная рама, рама транспортера и рама подвески транспортера, прицепное устройство или, для самоходного грейдер-элеватора, центральный шкворень тягача. Третье расчетное положение — лреодоление препятствия перед задними колесами грейдер-элеватора в транспортном положении. Расчетные условия: движение происходит по горизонтальной поверхности, используется максимальная сила тяги (окружное усилие на ведущих колесах), плужная балка и правое заднее колесо находятся в транспортном положении, транспортер не нагружен грунтом. В этом расчетном положении производится проверка на прочность основной рамы и частей ходового оборудования. Четвертое расчетное положение — движение грейдер-элеватора по поверхности с максимальным поперечным уклоном. Расчетные условия: нож выглублен из грунта, движение происходит по рыхлому грунту, / = 0,2, угол наклона поверхности равен углу опрокидывания фои, транспортер нагружен грунтом, правое заднее колесо (при выдвижной оси) выдвинуто. Опасным нагрузкам подвергаются передняя и задняя оси, основная рама, рама транспортера и рама подвески транспортера. В качестве примера рассмотрим определение внешних сил и усилий, действующих на отдельные узлы самоходного грейдер-элеватора в первом расчетном положении х. Расчет грейдер-элеватора в первом расчетном положении. Известными силами являются вес грейдер-элеватора с грунтом на транспортере G и сила тяги Т или окружная сила на ведущих колесах Рк (см. рис. 169). Расчетная величина силы Рк — Ркт&хКд находится по формуле (279) и проверяется по условию сцепления (280). Коэффициент динамичности принимается равным 1,5. Определению подлежат: составляющие реакции грунта на нож Рг, Р2 и Р3, реакции на передние колеса RAl, FAt, MAl, RAi, FAl, МАг и SA и реакции на задние колеса RBl, FBt, MBl, RBl, Fb2, МВг и SB. Реакции SA и SB считаем приложенными соответственно к переднему и заднему колесам, расположенным со стороны действия силы. Кроме перечисленных неизвестных сил, на грейдер-элеватор во время работы действуют реакции грунта на лыжу транспортера Рл и сила трения лыжи о грунт FM, которыми при определении внешних сил можно пренебречь. При более точном расчете силы Рл и Fл можно учитывать как известные, предварительно определив их из условий равновесия транспортера. Независимыми неизвестными являются силы Pv RAl, RAi, Rb^ RBl, Sa и Sb- Остальные неизвестные могут быть выражены через независимые при помощи формул (355), (356), (361) и (362). Число независимых неизвестных на единицу больше числа уравнений равновесия внешних сил. Для решения задачи необходимо составить дополнительное уравнение, которое может быть получено из условия равновесия одной из отдельных частей машины. 1 При составлении расчета использовались проектные материалы по грейдер-элеватору Д-505. Главный конструктор проекта Календа Е. А., ведущий конструктор Проценко В. В. (г. Киев;. Решение выполняем в следующей последовательности. Проводим координатные оси х, у яг, принимая за начало координат точку Вг контакта левого заднего колеса с грунтом, и составляем уравнения сил, действующих на грейдер-элеватор с тягачом: Zx=Pk — Pi — (Fat + FAJ- (FBt + FBt) = 0;    (363) S, = G -f Ps - (RAl + Ra.) - (RBl + RbJ = 0;    (364) S My = — GLB —Ргг — P2/2 — (Ra, + #a2) L0 + 4-Ma-Fa (r-h) + PK(r-h)-\-MB-FBr = 0;    (365) £MX = — Gm -)- RaJHi -\-Ra2 (^i + 2fe) (bt ~{-b2)— SAh = 0', EM^PJi + PJb — FAM—FA, (m1 + 2b) — — Fb2 (bi + ba) — SaLo — 0;    (367) 2y = ~ SA+SB + Pt = 0.    (368) Недостающее седьмое уравнение получим, рассмотрев условия равновесия тягача (без центрального шкорня). Составим уравнение моментов сил, действующих на тягач, относительно оси х , проходящей через горизонтальную ось центрального шкворня: 2 МУ’ = RAlb — PAlb + S Ahy — 0.    (369) Подставив в уравнения (363) — (369) значения Pi — tyPi, Ря = 1 < Fа1 = RaJ; FАг =RAJ; FBl = RBJ; Fb, = RbJ\ Ma — (Fa1-{-Fji,) r = (RAl-\-RAi) fr\ MB = (FBi + FBl) r = (RBl -f RB,)fr, решаем систему уравнений. Решая совместно уравнения (363) и (364), имеем -Р.=тт|-    (370) Из уравнения (365) находим ГУ D I О    \    1+Ф/ У \    1 “‘ф/ / /QT^\ Ra = RAi + Ra* —-- (371) Определив величины Р1 и Р2 из уравнения (364), получим RB=RBl + RB2 = G + yP1—RA.    (372) Решая совместно уравнения (367) и (369), находим a PJi + Pilh — Gm] А~ L0 + hf Из уравнения (236) имеем с о n f PKb,—P&(Lt) — ls — hf)—Gmt Решая совместно уравнения (370) и (371), находим R
Ra>
Величины Дд и Sa, входящие в эти уравнения, определяются уравнениями (371) и (373). Величина Rb2 находится из уравнения (371): Gm — RAtm1 — RA2(mi + 2b') + S1h Rb-h+bl-' Величина Rbt определяется из уравнения (369): RBt = G + —Ra —Rb2- Реакции на нож Р2 и Ра и реакции, действующие на колеса, определяются уравнениями (359) — (362). После определения внешних сил рассчитывают отдельные части грейдер-элеватора, составляя и решая уравнения равновесия сил, действующих на каждую из них. ОДНОКОВШОВЫЕ ЭКСКАВАТОРЫ § 85. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ Одноковшовые экскаваторы предназначены для выемки связных и сыпучих грунтов из массива, а также скальных грунтов из забоя, разрыхленного взрывом с погрузкой их в транспортные средства или выгрузкой в отвал. Одноковшовые экскаваторы применяются для разработки грунтов до VI категории включительно. Использование различных видов сменного рабочего оборудования значительно расширяет область применения экскаваторов и делает их универсальными машинами, способными выполнять самые разнообразные виды земляных, погрузочных и других работ. Основной рабочий орган экскаватора — ковш. Наиболее распространены ковши прямоугольной формы с зубьями и ковши с днищем полукруглого сечения со сплошной выступающей вперед режущей кромкой. Ковши с полукруглой сплошной режущей кромкой значительно снижают энергоемкость копания по сравнению с прямоугольными ковшами, оснащенными зубьями, но несколько уступают последним в удобстве планировки подошвы забоя. Энергоемкость копания снижается также при использовании ковшей трапецеидальной в поперечном сечении формы [11]. Разработанные отечественными учеными ковши с «активными» зубьями виброударного и ударного действия позволят использовать одноковшовые экскаваторы для копания мерзлых грунтов, а также для выемки из массива скальных грунтов малой и средней крепости без рыхления их взрывом. Рабочий цикл одноковшового экскаватора включает следующие операции: копание, поворот рабочего оборудования с поворотной платформой на разгрузку, разгрузку, поворот в забой. Одновременно с поворотами рабочего оборудования выполняется установка ковша в положение разгрузки и в исходное положение. Одноковшовые экскаваторы широко применяются для возведения насыпей и рытья выемок в дорожном строительстве, отрывки котлованов и траншей в промышленном и гражданском строительстве, рытья каналов, проходки тоннелей, добычи полезных ископаемых открытым и подземным (камерным) способами, а также для выполнения погрузочных и монтажных работ, забивки свай, корчевания пней и для других работ. Одноковшовые экскаваторы можно классифицировать по следующим основным конструктивным признакам: виду рабочего оборудования, системе привода, виду ходового оборудования. Существенное значение имеют также исполнение опорно-поворотного устройства и конструкция рабочих механизмов экскаватора. Вид рабочего оборудования и особенности конструктивного исполнения экскаватора определяются его назначением и размерами. Различные виды рабочего оборудования одноковшовых экскаваторов предназначаются для выполнения следующих технологических процессов (рис. 171). Для копания грунта выше уровня стояния экскаватора служит оборудование типа прямой лопаты (рис. 171, а). Это оборудование применяется для рытья котлованов и выемок больших сечений, снятия слоя грунта значительной толщины до заданной отметки, возведения насыпей, разработки карьеров, погрузки насыпных грузов и других работ. Для копания ниже уровня стояния используется оборудование типа обратной лопаты и драглайна (рис. 171, б, в). Основной областью их применения является рытье траншей и котлованов. Драглайны применяются, кроме того, для проходки выемок, каналов, а также на вскрышных работах в карьерах. Для планировки и зачистки площадок и откосов используется оборудование типа струга и специальное планировочное оборудование различных видов (рис. 171, г, д). Для погрузки насыпных и кусковатых грузов служат различные виды погрузочного оборудования, а также оборудование грейфера (рис. 171, е, ж). Для подъемно-транспортных и монтажных операций используется крановое оборудование (рис. 171, з, и). Существуют также конструкции рабочего оборудования узкоспециального назначения: корчеватель пней (рис. 171, к), засыпа-тель траншей (рис. 171, л), копер для забивки свай (рис. 171, м) и др. Рабочий орган может крепиться к остальным частям экскаватора жесткими элементами, соединенными с помощью шарниров и направляющих (например, прямая и обратная лопаты, струг, погрузочное оборудование) или гибких связей — канатов и цепей (драглайн, кран, канатный грейфер, корчеватель и др.). Основными видами землеройного оборудования экскаваторов являются прямая лопата, обратная лопата и драглайн. Существуют экскаваторы, специально предназначенные для работы только с одним из этих видов оборудования или же универсальные экскаваторы, приспособленные для работы с различным сменным оборудованием. Универсальные экскаваторы, имеющие, помимо землеройного, крановое оборудование, называют экскаваторами-кранами. Из всех видов рабочего оборудования одноковшовых экскаваторов наиболее широкое применение благодаря универсальности и высоко!! производительности находит прямая лопата. Это оборудование является основным для всех одноковшовых экскаваторов, за исключением гидравлических экскаваторов малой мощности, которые используются большей частью с оборудованием обратной лопаты, а также шагающих драглайнов. Существует большое число конструктивных решений оборудования прямой лопаты, которые могут быть сведены к следующим характерным схемам (рис. 172): 1. Оборудование с рукоятью, шарнирно присоединенной к стреле. Рабочие движения ковша осуществляются путем поворота всего оборудования вокруг шарнира в пяте стрелы, а также поворота рукояти с ковшом относительно стрелы. Поворот рукояти и всего оборудования вверх производится под действием рабочих механизмов, поворот вниз — под действием тех же механизмов или за счет силы тяжести. Этот тип оборудования имеет следующие разновидности: с присоединением рукояти к стреле в средней ее части — «маятникового» типа (рис. 172, а), с присоединением рукояти к верхнему концу стрелы (рис. 172, б, в), с дополнительными зреньями, образующими вместе с рукоятью, ковшом и стрелой шарнирные четырехзвенники (рис. 172, г, д, е). Оборудование последнего вида применяется обычно для погрузки кусковатых и насыпных материалов, а также для разработки взорванных скальных грунтов в карьерах.


Рис. 172. Характерные схемы рабочего оборудования прямой лопаты
2. Оборудование с рукоятью, присоединенной к стреле посредством седлового подшипника (с «прямым» напором). Рабочий процесс осуществляется путем поворота рукояти с ковшом вокруг оси седлового подшипника под действием подъемного механизма и их выдвижения и втягивания под действием механизма напора. Седло-вой подшипник располагается обычно в средней части стрелы, на верхнем конце которой устанавливаются блоки подъемного механизма. Стрела выполняется цельной (рис. 172, ж) или шарнирно сочлененной (рис. 172, з). В последнем случае рабочее оборудование имеет меньший вес в результате снижения нагрузок, изгибающих стрелу. Известна конструкция прямой лопаты (фирмы «Ландсверк», Швеция), в которой седловой подшипник расположен на конце укороченной стрелы, а блоки подъемного механизма установлены на седловом подшипнике, с верхней его стороны (рис. 172, и). Благодаря такой конструкции уменьшаются габаритные размеры экскаватора, что имеет большое значение в условиях подземных работ. 3.    Оборудование с рукоятью, шарнирно присоединенной к балансиру — качающейся стойке, установленной на поворотной платформе экскаватора, и со стрелой, несущей на своем конце блоки подъемного механизма (прямая лопата с коленчато-рычажным напором). Рабочие движения оборудования в вертикальной плоскости выполняются в результате поворота рукояти с ковшом относительно балансира под действием канатов подъемного механизма и одновременного поворота балансира под действием напорной штанги или канатной системы механизма напора(рис. 172, к, л). 4.    Оборудование с телескопической стрелой, с ковшом, присоединенным к выдвижной части стрелы. Оборудование этого типа обычно применяется в качестве планировочного (рис. 172, м) или погрузочного, а также для работ в стесненных условиях (рис. 172, н). Близко к этому типу стоит погрузочное оборудование с рукоятью, шарнирно присоединенной к перемещающейся по стреле каретке (рис. 172, о). Особенностью этого оборудования является большой горизонтальный ход и высокие усилия внедрения на уровне грунта. По типу ходового оборудования различают пневмоколесные, гусеничные и шагающие одноковшовые экскаваторы. Экскаваторы с пневмоколесным ходовым оборудованием имеют специальные шасси или, в отдельных случаях (когда экскаватор шполняется на базе автомобиля), — автомобильное шасси. Отли-таясь высокой маневренностью и скоростью при работе в хороших дорожных условиях, эти экскаваторы мало приспособлены для движения по рыхлой, переувлажненной или неровной поверхности звиду высокого удельного давления пневмоколес на грунт (до 1—3,5 кГ/см2). Вследствие этого пневмоколесный ход применяется з основном на экскаваторах малых размеров, с ковшом емкостью i,o 0,8 ж3. Экскаваторы с гусеничным ходовым оборудованием подразде-1яются на двух- и много гусеничные. Многогусеничный ход одно-совшовых экскаваторов выполняется обычно в виде четырех двухгусеничных тележек. По типу гусениц гусеничный ход экскаваторов может быть многоопорным или малоопорным. Благодаря хорошей приспособленности к тяжелым грунтовым условиям, высокой маневренности и сравнительно небольшому удельному давлению на грунт (0,4—2,0 кГ/см2) гусеничный ход получил на одноковшовых экскаваторах наиболее широкое применение. Экскаваторы с шагающим ходовым оборудованием имеют механизмы шагания, выполненные в виде эксцентриковых и кривошипно-шатунных механических систем различных типов или в виде гидравлической системы рычажно-качающегося хода. Последняя система, разработанная Уральским заводом тяжелого машиностроения, имеет ряд преимуществ перед механическими, обеспечивая возможность регулирования высоты подъема и длины шага башмаков и плавность работы. Благодаря высокой маневренности, низкому удельному давлению (0,3—1,0 кГ/см2) и более простой, по сравнению с многогусеничной, конструкцией, шагающий ход стал основным видом ходового оборудования мощных экскаваторов-драглайнов, работающих, как правило, на грунтовых основаниях. Для прямых лопат, работающих в различных грунтовых условиях, в том числе и на неровной скальной подошве, шагающий ход не находит применения. В зависимости от системы привода различают экскаваторы с механическим, гидравлическим, электрическим и комбинированным приводом, одномоторные и многомоторные. Экскаваторы с механическим приводом имеют в качестве силового оборудования двигатели внутреннего сгорания, обычно дизели. Этот тип привода выполняется одномоторным, с передачей движения от двигателя к исполнительным органам посредством механических трансмиссий. Между двигателем и первым валом трансмиссии часто встраивается гидродинамическая передача: турбомуфта или турботрансформатор. Преимуществом экскаваторов с механическим приводом является возможность их использования в широком диапазоне климатических и грунтовых условий и сравнительная простота эксплуатации. Экскаваторы с гидроприводом в качестве силовой установки имеют, как правило, двигатель внутреннего сгорания, соединенный с одним или несколькими гидронасосами, питающими гидромоторы. Этот тип привода является многомоторным, поскольку рабочие механизмы экскаватора приводятся в движение от индивидуальных гидромоторов. В качестве гидромоторов рабочего оборудования обычно используются силовые гидроцилиндры, поворотного и ходового механизмов — ротационные высокомоментные или низко-моментные гидромоторы. В ряде конструкций неполноповоротных экскаваторов поворот рабочего оборудования в горизонтальной плоскости осуществляется с помощью гидроцилиндров, действующих на оборудование непосредственно или через цепную или зуб-1ато-реечную передачу. Для привода рабочего оборудования могут шть использованы гидромоторы, встроенные в барабаны лебедок при канатно-гидравлической системе привода). Возможны также I другие сочетания гидравлического и механического приводов. Основными преимуществами экскаваторов с гидроприводом IBляются компактность конструкции и малый вес, четкость управ-шния, ограничение максимальных нагрузок, возможность автоматического регулирования режимов работы с помощью сравни-:ельно простых гидравлических устройств. Эти достоинства )бусловливают широкое распространение гидропривода на одно-швшовых экскаваторах, особенно на моделях малой мощности. Экскаваторы с электрическим приводом имеют в качестве сило-юго оборудования один или несколько электродвигателей. Экска-тторы с одномоторным электроприводом являются большей частью модификацией экскаваторов с приводом от двигателя внутреннего сгорания, отличаясь от последних лишь силовой установкой. При шогомоторном электроприводе конструкция и компоновка передач >т двигателей к исполнительным органам намного упрощается, юскольку каждый механизм приводится от индивидуального (лектродвигателя. Обладая рядом преимуществ перед другими экскаваторами: леныним весом, простотой конструкции, дешевизной потребляемой шергии, возможностью совмещения различных операций техно-югического цикла, экскаваторы с электроприводом, вместе с тем, ,югут использоваться только на объектах, снабжаемых электро-7 шергией. Применение таких экскаваторов целесообразно лишь 1ри условии длительной работы их на одном месте. В связи с этим 1 настоящее время большое развитие получает дизель-электри-юский привод, обеспечивающий независимость экскаватора от 1аличия электроэнергии и обладающий преимуществами многомоторного привода. Область предпочтительного использования тех или иных видов 1ривода экскаваторов определяется многими факторами, основ-1ыми из которых являются тип и размеры машины и технологи-геские условия ее применения. По исполнению опорно-поворотных устройств одноковшовые жскаваторы разделяются на полноповоротные и неполноповорот-ше. Из выпускаемых в настоящее время экскаваторов неполно-юворотными являются лишь экскаваторы, выполненные на базе ’ракторов, и автомобилей. Опорно-поворотные устройства полноповоротных экскавато->ов (рис. 173, а — з) могут выполняться без центрирующих цапф рис. 173, а, б, в); с центрирующими цапфами, разгруженными >т отрывающих вертикальных нагрузок, которые возникают при тклоне поворотной платформы (рис. 173, г, д)\ с центрирующими цапфами, воспринимающими эти нагрузки (рис. 173, е, ж). 3 последнем случае, кроме осевых нагрузок, цапфа воспринимает вгибающие нагрузки, действующие в плоскости наклона платформы (в плоскости рабочего оборудования). Для устранения этих нагрузок применяются различные конструкции, обеспечивающие возможность наклона платформы без изгиба цапфы, например конструкция со сферической шайбой, схематично изображенная на рис. 173, з. Различаются малокатковые и многокатковые опорно-поворот-ные устройства. В малокатковых устройствах рабочие нагрузки передаются на опорный круг через кронштейны, оси катков и катки (рис. 173, г, е), в многокатковых — непосредственно через катки Рис. 173. Схемы опорно-поворотных устройств (рис. 173, а, б, в, д, ж, з). Преимуществом малокатковых устройств является возможность использовать опорные катки одновременно и в качестве захватных и сократить таким образом число катков. К преимуществам многоопорных устройств следует отнести меньшие нагрузки на катки, малый износ катков и меньшие потери трения. Опорный круг может выполняться в виде отдельной литой детали, устанавливаемой на нижней раме, или составлять часть конструкции рамы. В экскаваторах больших размеров применяются опорные устройства в виде пути из двух рельсов разной высоты, с конусными катками, снабженными одной средней или двумя наружными ребордами. Опорно-поворотные устройства неполноповоротных экскаваторов (рис. 173, и, к) выполняются большей частью с поворотными колонками. Исполнение рабочих механизмов экскаватора определяется его назначением, размерами, системой привода, типом рабочего и ходового оборудования и конструкцией опорно-поворотного устройства. Механизмы рабочего оборудования — подъемный и напорный (для драглайна или обратной лопаты — тяговый ) — осуществляют рабочее движения ковша в процессе копания и холостые перемещения пустого и наполненного ковша. Подъемный и напорный механизмы должны обеспечивать хорошее наполнение ковша при возможно меньших затратах времени и энергии, придание забою необходимой формы, без навесов в верхней его части, удобство планировки рабочей площадки, легкость и четкость управления. Для экскаватора — прямой лопаты выполнение этих требований достигается при определенных значениях и характере изменения усилий и скоростей, развиваемых подъемным и напорным механизмами в процессе копания. Усилия напора и подъема должны быть достаточными для срезания стружки грунта, необходимой для наполнения ковша. При этом скорости напора и подъема должны соответствовать более полному использованию мощности привода, что является условием снижения времени копания. Максимальные величины скоростей ограничиваются требованиями четкого управления движениями рукояти с ковшом и снижения динамических нагрузок. Скорость подъема блока ковша обычно составляет 0,35—0,6 м/сек при емкости ковша прямой лопаты до 2,5 м3, 0,6—1,1 м/сек при емкости ковша 2,5—30 м3 и до 2,2 м/сек для самых больших моделей экскаваторов. Отношение скоростей напора и подъема определяет направление движения ковша в каждый момент копания, а следовательно, а траекторию движения ковша в забое — траекторию копания. Оптимальной по энергоемкости является такая траектория копа-аия, по которой ковш движется с минимальным углом резания, причем задний угол составляет не менее 5—7°. Отношение скоростей напора и подъема, соответствующее этому условию, является переменной величиной и составляет от 0,55—0,6 в верхней части забоя при малых и средних вылетах рукоятки до 2—3 и более з нижней части забоя. Практически приемлемые углы резания збеспечиваются при отношении скоростей напора и подъема, равном 0,6—0,8. Получающееся при этом уменьшение скорости папора и увеличение угла резания в нижней части забоя соответствует требованиям планировки подошвы забоя. Соотношения скоростей и усилий напора и подъема и характер их изменения в процессе копания зависят от системы подъем-юго и напорного механизмов. В экскаваторах с одномоторным гриводом применяются механизмы с независимым, зависимым и комбинированным напором. При многомоторном приводе принесется, как правило, независимый напор. В случае независимого напора при одномоторном гриводе напорный механизм получает движение от вала главной тебедки. Крутящий момент от вала главной лебедки передается посредством реверсируемой цепной передачи на вал или барабан, расположенный в пяте стрелы и соединенный с рукоятью цепной и шестеренно-реечной передачей (рис. 174, а), канатно-блочной или цепной системами (рис. 174, б, в). Известны также механизмы напора, в которых цепная передача или канатная система непосредственно связывают цепную звездочку или канатный барабан на валу главной лебедки с напорным валом седлового подшипника или с рукоятью. В этом случае вместо вала или барабана в пяте стрелы устанавливаются оси с цепными звездочками или канатными блоками. Подъемный барабан главной лебедки и ведущая цепная звездочка напора располагаются на одном валу или, при двухвальной главной лебедке, на двух различных валах и включаются с помощью фрикционных муфт. При включенных муфтах между подъемным и напорным механизмами образуется кинематическая связь, вследствие чего отношение между скоростями напора и подъема имеет определенную величину, постоянную в случае цилиндрического барабана подъема и переменную при барабане конической формы. Скорость выдвижения рукояти при независимом напоре превышает значения, необходимые для копания по оптимальным траекториям, что обусловливается стремлением снизить продолжительность холостых перемещений рукояти и обеспечить возможность регулирования толщины срезаемой стружки грунта. Усилия подъема и напора и отношение между ними изменяются в зависимости от условий копания: формы поверхности забоя, положения ковша в забое, размеров сечения стружки, физико-механических свойств грунта и др. Регулирование толщины стружки осуществляется путем включения и стопорения механизма напора. Копание происходит по ступенчатым траекториям, получающимся в результате чередования движений ковша с включенным и застопоренным механизмом напора. При этом угол резания и задний угол изменяются в больших пределах, значительно отклоняясь от оптимальных значений. Копание с большими углами резания и с отрицательными задними углами, а также трение при переключениях и пробуксовке муфт и тормозов приводит к большим непроизводительным затратам энергии, достигающим 30% и более от всей мощности привода, что является серьезным недостатком независимого напора. Однако благодаря точности и четкости управления ковшом и возможности реализации больших напорных усилий независимый напор находит широкое применение, особенно на экскаваторах, предназначенных для разработки разрыхленных взрывом скальных грунтов. При зависимом напоре конец подъемного каната соединяется посредством блоков с задним концом рукояти (рис. 174, е), либо закрепляется на барабане, связанном с рукоятью канатной системой или зубчато-реечной передачей (рис. 174, д, г). Выдвижение рукояти осуществляется в этом случае за счет

усилия в подъемном канате, втягивание — под действием возвратного каната, закрепленного на возвратном барабане и соединенного с передним концом рукояти. Вследствие силовой' связи между механизмами отношение усилий напора и подъема имеет при цилиндрической форме барабанов напора постоянную величину. Эта величина определяется передаточным числом и к. п. д. передач, соединяющих подъемный и напорный механизмы, и кратностью полиспастов (для канатной системы). Величины скоростей напора и подъема и их отношение, а следовательно, и траектории движения ковша в забое зависят от внешних нагрузок, определяемых условиями копания. Отношение усилий напора и подъема в рассматриваемом случае должно выбираться исходя из максимального значения усилия напора, соответствующего выдвижению рукояти с наполненным ковшом в крайнее верхнее положение. Поэтому усилие, развиваемое зависимым напорным механизмом, превышает величину, необходимую для копания с рациональными углами резания и задними углами. Избыточное усилие напора уравновешивается в результате тЪрможения барабана возврата или упора передней стенки ковша в забой, что резко увеличивает энергоемкость процесса. Потери мощности могут достигать при этом 25% и более от общей мощности привода. Кроме того, недостаточная чувствительность и четкость управления при зависимом напоре значительно увеличивают продолжительность копания, особенно при работе в тяжелых грунтах. В этом случае продолжительность копания возрастает по сравнению с независимым напором на 40— 50%. Вследствие этого зависимый напор, несмотря на некоторые его преимущества: простоту конструкции, возможность плавного изменения скорости напора в процессе копания, в настоящее время применяется редко. При комбинированном напоре (рис. 174 ,ж,з) мощность к напорному механизму передается как от вала главной лебедки, так и от каната подъема. При выключенной муфте звездочки напора на главной лебедке механизма работают по схеме зависимого напора. При включенной муфте одновременно действует как зависимый, так и независимый напор. Сочетание зависимого и независимого напора позволяет подобрать отношения скоростей и усилий напора и подъема так, чтобы при работе зависимого напора усилия не превышали значений, необходимых для копания грунта в средней части забоя, а при работе независимого напора обеспечивалось копание выше уровня напорного вала и выдвижение наполненного ковша в крайнее верхнее положение. Благодаря этому копание, выполняемое в основном по схеме зависимого напора, происходит с меньшими избыточными усилиями напора и сопутствующими им потерями мощности, а холостые движения осуществляются с помощью независимого напора, что обеспечивает их быстроту и четкость действия. Возможность использования независимого напора позволяет успешно применять кскаваторы с комбинированным напором для разработки взор-анных скальных грунтов. Основными направлениями дальнейшего усовершенствования одъемных и напорных механизмов являются повышение надеж-ости конструкций и оптимизация режимов работы. Первая задача решается путем применения высококачествен-ых материалов, улучшения технологии изготовления, введения мортизирующих и предохранительных элементов для снижения инамических нагрузок и т. д. Решение второй задачи состоит в максимальном снижении яергоемкости процесса копания при возможно более полном спользовании мощности двигателя, что достигается применением втоматических систем управления и счетно-решающих устройств ;м. гл. VII), созданием устройств блокировки управления муф-ши и тормозами при механическом приводе, усовершенствова-ием кинематики подъемного и напорного механизмов. Одним из путей усовершенствования кинематики механизмов ри комбинированном напоре является придание конусной формы грабану, на котором закрепляется свободный конец подъемного аната, с целью изменения усилия напора в зависимости от вылета укояти и уменьшения избыточного усилия. В этом случае по мере лдвижения рукояти радиус барабана в месте схода каната воз-астает, вследствие чего увеличивается приложенный к барабану рутящий момент и развиваемое под действием этого момента зилие напора. Увеличение усилия напора при больших выле- ; IX позволяет реже прибегать к включениям независимого напора, результате снижения усилия напора при малых вылетах обеспе-1вается более полное уравновешивание рукояти. Другим примером усовершенствования кинематики механизме подъема и напора может служить схема зависимого напора, жазанная на рис. 174,и. Механизм, выполненный по этой схеме, дает движение ковша по траекториям, близким к оптимальным, >еспечивая при этом возможность их корректировки в процессе шания [13]. Барабан возврата этого механизма связан с валом 5верса главной лебедки дополнительной цепной передачей, )торая ограничивает скорость вращения барабана при сматы-1нии с него каната возврата в процессе копания. Тем самым огранивается скорость выдвижения рукояти под действием меха-1зма зависимого напора. Скорость сматывания каната возврата, следовательно, и скорость выдвижения рукояти, задается ?тем соответствующего выбора передаточного числа дополнитель->й цепной передачи, диаметра возвратного барабана и кратности •лиспата возврата. При включенных муфтах барабана подъема и вала реверса авной лебедки отношение скоростей напора и подъема в процессе 1пания (при цилиндрической форме барабанов) остается постоян-1м и ковш движется по определенным траекториям. Регулиро-ние толщины стружки осуществляется увеличением скорости напора при выключении фрикциона вала реверса главной лебедки, или уменьшением скорости напора при включении тормоза возвратного барабана. Рукоять втягивается как и при обычном зависимом напоре, если включена муфта, соединяющая возвратный барабан с валом главной лебедки. Предупреждение разматывания каната на возвратном барабане при упоре рукояти в препятствие или выдвижении ее на полный вылет достигается при использовании противообгонной муфты, встроенной в дополнительную цепную передачу, или введении средств блокировки управления тормозами и муфтами. Описанный механизм при соответствующем выборе его параметров (отношения скоростей напора и подъема, передаточных чисел, размеров и формы барабанов) обеспечивает разработку основной части забоя с малыми углами резания и положительными задними углами, что уменьшает энергоемкость процесса копания и исключает трение передней стенки ковша о забой и связанные с этим потери мощности. Избыточное усилие напора воспринимается в этом случае канатом возврата и передается на главную лебедку, являясь внутренней силой для рассматриваемой системы. В связи с этим отпадает необходимость уравновешивания избыточных усилий напора за счет торможения возвратного барабана, а следовательно, снижаются потери мощности на трение в тормозах и муфтах и уменьшается износ фрикционных элементов. По назначению одноковшовые экскаваторы делятся на строительные и строительно-карьерные, карьерные, вскрышные, шагающие драглайны, экскаваторы специального назначения. Строительные и строительно-карьер” ные экскаваторы имеют емкость ковша от 0,06 до 6 м* и вес от 1,5 до 250 Т. Они являются универсальными экскаваторами и обеспечивают механизацию широкого круга строительных работ. Основное назначение экскаваторов этой группы — земляные общестроительные работы в грунтах III—IV категорий. При работе в более легких грунтах должны применяться сменные ковши увеличенной емкости. Экскаваторы со стандартным ковшом емкостью до 1,75 м3 и весом до 70 Т относятся к строительным экскаваторам малой мощности, большие модели относятся к строительно-карьерным экскаваторам средней и большой мощности. Строительные экскаваторы малой мощности имеют множество различных исполнений. Экскаваторы с ковшом емкостью до 0,5 м3 большей частью выполняются с гидроприводом, имеют пневмо-кол есный ход и снабжаются большим числом различных видов сменного рабочего оборудования, достигающим 30 и более наименований. Экскаваторы с ковшом емкостью до 0,25 м3 часто выполняются на базе колесных тракторов и по типу поворотного устройства относятся к неполноповоротным экскаваторам. Вместе с тем, некоторое количество машин этого класса выпускается на гусеничном.ходу и оборудуется механическим приводом. Оборудо-ние прямой лопаты в этих экскаваторах выполняется, как пра-!ло, с рукоятью, шарнирно присоединенной к стреле. Экскаваторы с ковшом емкостью от 0,65 до 2 м3 выполняются (еимущественно с одномоторным механическим или многомотор-■ш дизель-электрическим приводом и гусеничным ходовым обо-'дованием и имеют 4—5 и более видов сменного рабочего обору-вания. Оборудование прямой лопаты выполняется с рукоятью, одящей в седловой подшипник, с комбинированным или неза-юимым напорным механизмом. Наряду с цельными стрелами шучают распространение стрелы шарнирно сочлененные. Помимо панического и дизель-эл ектрического привода, на экскаваторах ого класса все шире применяется и гидропривод. Малые модели геют в ряде случаев пневмоколесное ходовое оборудование. Строительно-карьерные экскаваторы с ковшом емкостью 2—6 м3 шолняются, как правило, с электрическим многомоторным призом и гусеничным ходовым оборудованием. Они являются !ычно полууниверсальными экскаваторами, имеющими, помимо 1ямой лопаты, оборудование крана или драглайна. Карьерные экскаваторы имеют ковши емкостью ' 2 до 20 м3 и вес от 76 до 1000 Т. Выпускаются эти машины ще всего с электрическим многомоторным приводом постоянно тока. Они являются специальными и оборудуются прямой )патой, но могут выполняться полууниверсальными с дополни-льным оборудованием драглайна или крана. Основное назна-®ие карьерных экскаваторов — разработка тяжелых грунтов V—VI категорий) в карьерах и на гидротехническом строитель-ве, с погрузкой в транспортные средства. При работе в легких >унтах используются сменные ковши увеличенной емкости, роме стандартного оборудования прямой лопаты, часто приме-1ется удлиненное оборудование. Широко применяются как цель-ле, так и шарнирно сочлененные стрелы. Ходовое оборудование — гсеничное, преимущественно малоопорное. Вскрышные экскаваторы имеют емкость ковша —160 м3, вес 550—13 000 Т. Оборудуются прямой лопатой с уцененной стрелой и применяются на открытых горных работах ш выемки вскрышных породе разгрузкой их в отвал. Экскаваторы ковшами малой емкости могут работать и с разгрузкой транспортные средства. Вскрышные экскаваторы в отдельных гучаях могут снабжаться дополнительным рабочим оборудова-аем драглайна. Шагающие драглайны имеют ковши емкостью г 4 до 100 м3, стрелы длиной от 40 до 100 м и вес от 170 до 8500 Т. ни являются специальными экскаваторами, предназначенными 1я разработки легких и средних грунтов с перемещением грунта 1 значительные (до 100 м и более) расстояния без применения эанспортных средств, с выгрузкой в отвал. Шагающие драглайны рименяются главным образом на крупном гидротехническом сгро-гельстве и на вскрышных работах. К основным параметрам экскаваторов относятся емкость ковша q, продолжительность цикла t при повороте экскаватора на 90° и выгрузке в транспорт, вес машины G, вид силового оборудования и мощность привода N, вид ходового оборудования, скорость передвижения экскаватора и, удельное давление на грунт р, усилие на режущей кромке ковша Р1 при среднем вылете рукояти и груженом ковше, усилие подъема (усилие на блоке ковша) Sn при передаче всей мощности двигателя на подъем; рабочие размеры: наибольшая высота копания ZT, наибольший радиус копания RK, наибольшая высота выгрузки Нв, радиус выгрузки Re при максимальной высоте выгрузки. Задание на проектирование экскаватора содержит обычно данные о его назначении, условиях работы и емкости ковша. По этим данным, используя зависимости между параметрами экскаваторов, установленные ца основании аналитических и экспериментальных исследований, статистических материалов и законов подобия, определяют остальные параметры экскаватора. На основании законов подобия и обобщения отечественного и зарубежного опыта экскаваторостроения, д-р техн. наук проф. Н. Г. Домбровский разработал эмпирические формулы, выражающие в приближенном виде зависимости между параметрами одноковшовых экскаваторов различных размеров. Для строительных экскаваторов приводятся, в частности, следующие зависимости. Применительно к линейным, весовым, мощностным, объемным, силовым показателям и показателям продолжительности рабочих движений можно пользоваться соотношениями: Ci    t\ _ gi А\ (?2 -^2    Щ Чг Для экскаваторов малой мощности с ковшом емкостью от 0,1 до 1,75 м3 рабочий вес G в Т, усилие на режущей кромке ковша Р1 в Т и усилие подъема Snb Т связаны с емкостью ковша q уравнениями С = (15-ь31)$; Р1 = (6,7-- 6,5) q; S„ = (20-b 1%. Рабочие размеры в м выражаются через вес экскаватора формулами Нк = (2,15-=-2,05) G\ RK = (2,65 -4- 2,52) G; Яв = (1,6-ь1,5)<7; Re = (2,35 -ь- 2,25) G. Для строительных экскаваторов большой мощности с ковшом емкостью от 2 до 5 м3 G — A(20-ь 36) q; Р1 = (6,5-5-6,0) f/g5; £„ = (18 — 15)?; Нк = (2,05 1,95) G; RK = (2,05 -5-1,95) G; Я, = (1,5 ч-1,35) С; Re = (2,25 -ь 2,2) G. В этих формулах пределы значений параметров соответствуют эедельным емкостям ковшей экскаваторов данной группы. Давление на грунт р составляет для гусеничных строительных ескаваторов малой мощности 0,4—1,25 кГ/см2, большой мощ-)сти 0,4—1,25—1,5 кГ/см2, скорость передвижения соответствен-) 0,6—1,6 и 1,6—1,3 км/ч. Линейные размеры и вес экскаватора и его рабочего оборудо-1ния, а также величины усилий, скоростей рабочих движений, эщности привода и продолжительности цикла могут быть ориен-фовочно определены исходя из подобия проектируемой машины существующих экскаваторов аналогичной конструкции по сле-(Пощим формулам [17, 19]:


G
(е G, q, Аи S, v и N — соответственно вес экскаватора в Т, -шость ковша в ж3, линейные размеры элементов конструкции гаксимальный радиус копания, длина стрелы и др.) в м, уси-яя в Т, скорости рабочих движений в м/сек и мощность привода л. с. для проектируемой машины; те же обозначения с индек->м с — для существующей машины аналогичной конструкции. Приведенные выше зависимости допустимо использовать только ри предварительных расчетах и лишь для геометрически подоб-ых и аналогичных по конструкции машин. Точность формул, сражающих эти зависимости, снижается по мере увеличения азницы в размерах проектируемой и существующей машин. Помимо формул, выведенных на основании закона подобия, ри предварительном определении ряда параметров экскаватора ожно пользоваться зависимостями, полученными в результате зработки статистических данных [17, 19]. Наиболее употребитель-ые из этих зависимостей приводятся ниже. Вес ковша прямой лопаты GK = Cq. Для ковшей, работающих легких грунтах, коэффициент С равен 0,7—1,2, в средних грун-ах — 0,9—1,7, в тяжелых грунтах — 1,1—2,1. Вес стрел драглайнов в зависимости от их длины 1С и от ем-ости ковша q при обычной для экскаваторов строительной группы ешетчатой форме стрел могут быть определены по соотношению Важным параметром экскаватора является время цикла t4, величина которого связана с весом экскаватора Gm вГи радиусом копания RK в м зависимостями 1ц = Ь G А ty = aV(RK — Bf, где Ъ, А, а, В — коэффициенты; для строительной группы экскаваторов Ъ ж 1,58, а = 1, А т 10, В « 6,8. Для экскаваторов с ковшами емкостью 0,4 м3 и менее время цикла составляет 14—15 сек. Дальнейшее снижение времени цикла ограничивается физическими возможностями оператора. Выбранные путем предварительного расчета параметры экскаватора уточняются в ходе проектирования. Одним из исходных условий, обеспечиваемых соответствующим выбором параметров, является возможность наполнения ковша заданной емкости при расчетной высоте копания Н0. Расчетная высота копания принимается равной высоте напорного вала Нп. Для строительных экскаваторов ЯИ = Я0 = (1 4-1,15) Кб. При высоте копания, равной расчетной, коэффициент наполнения — отношение объема грунта в ковше к геометрической емкости ковша — должен составлять kH = 1. При большой высоте копания коэффициент наполнения пропорционально увеличивается до значений 1,3—1,4, ограничиваемых ссыпанием грунта из призмы, расположенной над верхней кромкой ковша. Из условия наполнения ковша может быть найдена максимальная толщина срезаемой стружки грунта где Ъ — ширина стружки; кр — коэффициент разрыхления, равный 1,25—1,35. При Н = Нн, кн = 1 и Ъ = В, где В — ширина ковша, эта формула принимает вид "max ВНкр' Исходя из найденных размеров срезаемой стружки и заданных грунтовых условий можно определить расчетную величину касательной составляющей реакции грунта на ковш (силу сопротивления копанию) __Pi = kibhmstx, * Эта формула выведена д-ром техн. наук проф. Н. Г. Домбровским исходя из допущения, что ковш при копании движется по одинаковым траекториям, отстоящим друг от друга на расстоянии /»шах но горизонтали. це kx — удельное сопротивление копанию; величина принимается равной 1,6—1,8 кГ 1см2 для экскаваторов, предназначенных для работы в легких грунтах, 2,5—2,6 кГ/см2 — в средних грунтах и 3,2—3,5 кГ!см2 — в тяжелых каменистых грунтах. Расчетная величина силы Рх, найденная по этой формуле, )ответствует копанию на уровне напорного вала при среднем ьшете рукояти, когда канат подъема занимает вертикальное оложение. Нормальная составляющая реакции грунта на ковш этом положении /)2^0,1/)1. Полная реакция грунта на ковш Р является геометрической >гммой составляющих Рх и Р2. Реакция грунта на ковш Р или ; составляющие Рг и Р2 вместе с силами тяжести частей экска-1тора и реакциями грунта на ходовое оборудование являются яешними силами, действующими на экскаватор, и служат исход-ыми данными при определении нагрузок в рабочих механизмах ^скаватора и потребной мощности привода, а также при проверке гементов конструкции на прочность и расчете устойчивости кскаватора. При выборе и расчете основных параметров строительных экска-аторов следует руководствоваться требованиями, которым должен довлетворять проектируемый экскаватор: обеспечить работу тремя основными видами сменного рабочего оборудования: пря-ой, обратной лопатами и драглайном, возможность изготовления приводом от двигателя внутреннего сгорания или от электро-вигателя (при одномоторном приводе) и питание от внешнего сточника энергии при многомоторном приводе. Конструкция ривода и системы управления должны обеспечить плавный (без ывков) пуск и остановку механизмов, возможность совмещения е менее трех рабочих операций. Пусковые системы силового обо-удования должны обеспечить механизированный пуск двигате-ей внутреннего сгорания в интервале температур от -|-50 до —40°С. § 87. РАСЧЕТ ПОДЪЕМНОГО И НАПОРНОГО МЕХАНИЗМОВ ПРЯМОЙ ЛОПАТЫ Расчет сводится к определению: 1)    усилий и скоростей подъема и напора, а также мощности вигателей. При одномоторном приводе общая мощность привода кскаватора находится как сумма мощностей подъема и напора; 2)    кинематических параметров механизмов подъема и напора щаметров и скоростей вращения барабанов, передаточных чи-зл цепных передач, кратностей полиспастов и др.); 3)    максимальных значений усилий подъема и напора; произ-эдится расчет механизмов на прочность. Значения максимальных силий, действующих на рукоять с ковшом в различных расчет-ых положениях, являются исходными для расчета на прочность элементов рабочего оборудования (ковша, рукояти и стрелы), а также узлов главной лебедки и механизмов передач экскаватора. Силы, действующие на рукоять с ковшом в процессе копания, определяются из условий равновесия (рис. 175). К рукояти с ковшом приложены активные силы: силы тяжести ковша G„, рукояти Gv, грунта в ковше G г, усилия подъема Sn и напора SH, а также силы реакции: составляющие реакции грунта на ковш (касательная и нормальная к траек-    р тории копания) и Р2 и р нормальная реакция сед-лового подшипника на рукоять N. Если расчет производится для случая, когда механизм напора застопорен (работа происходит при включенном тормозе напора), то усилие напора Sn рассматривается как сила реакции. Рис. 175. Общая схема сил, действующих на рабочее оборудование
Условия равновесия сил, действующих на рукоять с ковшом, могут быть выражены в общем случае уравнением моментов сил относительно точки В — полюса зацепления шестеренно-реечной пары (или, при канатном напоре, точки схода каната напора с блока) и уравнением проекций сил на ось х, параллельную рукояти: 2 м В = Gprp + GKrK + Gzrs + P-j t — P2r2 — Snrn = 0; 2 x = (Gp + GK -f- Gg) cos ф — P-у cos a — P2 sin a — Sn cos p -f SH = 0, где r — плечо соответствующей силы относительно точки В; Ф — угол поворота рукояти от вертикального положения; а — угол между касательной к траектории движения ковша и осью х; |J — угол между подъемным канатом и осью х. Из уравнений равновесия по найденным расчетным значениям сил Pj и Р2 могут быть определены для соответствующих расчетных положений силы подъема Sn и напора Sn или при известных значениях сил Sn и SH найдена реакция грунта на ковш Р. В последнем случае силу Р удобно разложить на составляющие Рх и Р , направленные соответственно по оси х и по нормали к ней. Неизвестные силы можно определить также графическим способом, построив силовые многоугольники (рис. 175). Расчетное усилие подъема Sn, необходимое для наполнения ковша заданной емкости, определяется для положения ковша, соответствующего концу копания забоя нормальной высоты, при среднем вылете рукояти (рис. 176, а), когда режущая кромка эвша располагается на горизонтали, проведенной через точку В, шат подъема вертикален, ковш наполнен грунтом, срезается :ружка грунта расчетной толщины, значения сил Рг и Р2 авны расчетным (см. § 86); в этом положении сила Рг вертикаль-а, сила Р2 направлена по горизонтали, проходящей через точ-У в- При одномоторном приводе, если вся мощность привода исполь->гется на подъем, максимальное значение усилия подъема £„Шах может превышать расчетное усилие Sn, найденное рассмотренным выше способом: ас. 176. Схема к определению усилий подъема и напора
с    Sn °п max — 0j65. При многомоторном приводе постоянного тока стопорное усилие, по которому выбирается силовое оборудование, а _ Sn ш Sn °nmax~ 0,8 • 0,7’ Для определения необходимого активного усилия напора рассматриваются три расчетных положения: I. Начало копания, когда режущая кромка ковша располагается на одной вертикали с точкой By (рис. 176, б), касаясь грунта; значение силы Sn равно расчетному; отношение PJPy составляет 0,1; Gs = 0. Угол наклона грелы к горизонту для этого расчетного положения принимает-I равным 50—60°. II.    Конец копания, когда режущая кромка ковша располага-:ся на горизонтали, проходящей через точку В (рис. 176, б); укоять максимально выдвинута; усилие подъема Sn равно асчетному; отношение PJPy составляет 0,1; ковш наполнен эунтом. Угол наклона стрелы принимается равным 45°. III.    Выдвижение рукояти с наполненным ковшом на полный ллет в крайнее верхнее положение. Угол наклона стрелы для того положения принимается равным 55—60°; реакция грунта а ковш отсутствует. Из условия копания стружки, соответствующей расчетному гилию подъема Sn при отношении PjPy — 0,2, в последнем расчетном положении определяется также максимальное усилие напора при включенном тормозе (пассивное усилие напора). За расчетное усилие напора при расчете независимого и зависимого напорных механизмов принимается наибольшее из значений активного усилия SH, найденных для I, II и III положений, при расчете зависимой части комбинированного напорного механизма — для I и II положений. При независимом напоре расчетное усилие SH обеспечивается при заданной скорости выдвижения рукояти vn соответствующей мощностью двигателя. Для зависимого напора или зависимой части комбинированного напора необходимое усилие SH достигается при соответствующем соотношении диаметров барабана (или кремальерной шестерни) напора DH и дополнительного барабана Dd и кратностей полиспастов напора Кн и подъема Кп (рис. 174, г—и). Из условия равновесия барабана напора следует КпЩлЧб ■ 2 Кп We • 2 ’ где цбл, х\б и rin — соответственно к. п. д. блока, барабана и подъемного полиспаста. При Кн — 1, Нп = 2 и т]п = , ^бл (в соответствии со схе- *■ г'Цбл мой на рис. 174, д) из этого уравнения получим следующее выражение для определения отношения диаметров барабанов: °д _ ^ _ 1+Т16-» Dn $п т1бг1бл Величина этого отношения составляет обычно 2,15—2,2 для зависимого напора и 1,4 для комбинированного напора. Скорости подъема vn и напора vH выбираются на основании приведенных выше рекомендаций (§ 86). При независимом напоре скорость выдвижения рукояти принимается равной vH = 0,8^п. Поскольку такая скорость напора превышает значения, необходимые при копании, движение ковша в забое производится поочередно при включенном и заторможенном механизме напора. При комбинированном напоре, когда независимая часть напорного механизма используется в основном для холостых движений рукояти с ковшом, скорость независимого напора назначается несколько большей: vH — (0,8 н- 0,9)и„. При работе зависимого напора или зависимой части комбинированного напора отношение скоростей vjvn не задается кинематикой механизмов и определяется начальной формой забоя и взаимодействием сил, приложенных к рукояти с ковшом. Поскольку рукоять в этом случае выдвигается под действием каната подъема, длина каната, наматываемого на подъемный барабан главной лебедки за время копания, возрастает по сравнению с независимым напором на величину, необходимую для выдвижения рукояти. Чтобы при этом не увеличивалась про-;олжительность копания, окружная скорость барабана подъема (олжна быть выше, чем при независимом напоре на величину >н ~ Кн, где vH ~    Практически окружная скорость подъем- юго барабана не может быть увеличена более чем на 25—45% ю условиям ограничения скорости подъема и величины динамиче-;ких нагрузок при работе без напора. Направление движения ковша в забое определяется при заданных геометрических размерах рабочего оборудования отношением скоростей напора и подъема vjvn. Значения отношения vjvn, необходимые для движения по заданной траектории (в частности, по оптимальной траектории копания), определяются путем следующих графических построений (рис. 177, а). На схеме из точки А, рассматриваемого положения зуба ковша на траектории копания,
Рис. 177. Схема к определению скоростей подъема и напора и скорости резания
проводится прямая, перпендикулярная к направлению скорости зуба va• Пересечение этой прямой с нормалью к рукояти, проведенной через точку В, дает мгновенный центр вращения рукояти с ковшом С. Отношение скоростей vH, vn и va будет равно отношению отрезков СВ, CD и СА, перпендикулярных к этим скоростям: vH:vn:vA = CB:CD:CA. Таким путем могут быть определены необходимые величины отношения скоростей vHlvn для различных положений ковша при движении его по заданной оптимальной траектории. Оптимальная траектория задается приближенно в виде логарифмической спирали, описываемой зависимостью р = риесР где р и р0 — соответственно текущее и начальное значения радиуса-вектора точки А, с полюсом в точке О — на оси напорного вала (рис. 177,в); Ф — угол поворота радиуса-вектора от начального положения; ■ф — угол между радиусом-вектором и касательной к траектории движения ковша. При движении по этой траектории значение угла между передней стенкой ковша и радиусом-вектором, а следовательно, и угла резания близко к постоянному, изменяясь по мере изменения вылета в пределах от 3 до 5°. Кривая, полностью отвечающая условию постоянства угла резания, описывается уравнениями (рис. 177, в): x = rB cos (а + фх) + /0g4)lCtga s*n <Pi! у = r0 sin (a + фх) — l0ev >ctg“ cos фх, или уравнением L = L0(2e<Pic%sa — 1), где фг — угол поворота рукояти от начального положения; Ь0 и L — начальное и текущее значения вылета рукояти. Скорость движения зуба ковша при известном отношении скоростей vjvn для заданного расчетного положения ковша в забое можно определить так: из точки В (рис. 177, б) провести векторы, параллельные дн и vn, которые относятся между собой как vjvn, и концы их соединить прямой. Из точки В провести нормаль к этой прямой до пересечения с линией действия вектора Ъп и из точки пересечения D восстановить перпендикуляр к направлению vn. Пересечение этого перпендикуляра с нормалью к рукояти, проведенной через точку В, даст мгновенный центр вращения рукояти с ковшом. Скорость точки А будет направлена по нормали к прямой, проведенной через точки С и А. Мощность механизмов подъема и напора лт _$пип . п 75т]„ ' \Г _ SHVн 75т)„ ’ где и % — к. п. д. механизмов подъема и напора. Общая мощность привода экскаватора при одномоторном приводе Продолжительность поворота рабочего оборудования экска-атора занимает 65—75% времени цикла. Поэтому правильный ыбор параметров поворота во многом определяет полное время ,икла t4, а следовательно, влияет на производительность экска-атора. Основными параметрами поворота являются продолжительность поворота tnoe, момент инерции поворачивающейся части экска-;атора с груженым ковшом Jг и с ковшом без грунта /п, макси-гальная угловая скорость поворота о)тах, максимальное угловое гскорение гтах, угол поворота <р, время разгона tp и торможения т, потребная мощность двигателя Nnoe и наибольший момент ^игателя Мтах. Для экскаваторов с одномоторным приводом по ранее выбран-юй мощности привода Nmах и наибольшему крутящему моменту (вигателя Мтах для заданного угла поворота ср и данных значениях моментов инерции Je и Jп определяются оптимальные величины Umax, Вшах, t , tm и других параметров. Потребный крутящий момент двигателя для обеспечения поворота слагается из крутящего момента, затрачиваемого на преодоления динамических сопротивлений Мд, и статического крутящего момента Мс: мпов=мд+мс. На основании опытных данных можно принять, что при одномоторном приводе Мс= (0,08 — 0,1 )Мпов шах, при многомоторном М= (0,15- 0,35) Мповтах. По известной зависимости Мд = /пре, где J пр — приведенный к валу двигателя момент инерции вращающихся частей, можно определить с некоторым допущением среднее значение углового ускорения пов max 1,17Jпр • Установлено, что угловая скорость © в процессе поворота не остается постоянной, свое максимальное значение <атах Рна имеет только в течение 20% времени поворота, остальное время поворота уходит на разгон и торможение. В связи с этим время поворота tn состоит как бы из двух слагаемых, из которых первое численно равно времени, которое потребовалось бы, если бы весь поворот совершался при постоянной скорости поворота <втах, вт°Рое — характеризует дополнительную затрату времени в связи с неустановившимся режимом кругового вращения tn и зависит от квадрата угловой скорости со, инерцит онного момента /г и iVmax-' 175./Vmax r)„ max
r\n — к. п. д. механизма поворота. Оптимальное значение скорости поворота может быть получено после взятия первой производной и приравнивания ее к нулю; wmax — ®шах — 87,5 -/Vmax ф 3 (1,37+т£) Продолжительность поворота tn может быть получена при подстановке оптимального значения (ошах: при повороте на выгрузку вместо J в формулу следует подставить /г, при повороте в забой — /п. Максимально допустимое значение етах определяется для периода торможения прочностью рабочего оборудования экскаватора и возможностью поворота всего экскаватора на опорах ходового оборудования. Как показывают исследования, большое значение для сокращения времени поворота имеет внешняя характеристика двигателя Мс = f(n). Теоретически применение привода с мягкой характеристикой позволяет уменьшить время поворота при равной мощности двигателя, при резком увеличении наибольшего ускорения етзх или значительно уменьшить мощность двигателя при равной продолжительности поворота и значительном увеличении етах. Однако эти выводы в действительности не представляется возможным использовать. Поэтому при одномоторном приводе принимают, что передаваемая на поворот мощность может быть равна мощности приводного двигателя. Оптимальное для данных условий передаточное число поворотного механизма при заданном числе оборотов двигателя может быть определено зависимостью "•О « ~ 9,56о>, Время разгона tp и время торможения при подстановке соответствующих значений / может быть получено из следующих выражений: 1Д7ш^ах/г Р    ^max т1« “max 'Чп т 1,17 • 75 N i,ii I^ ”шах Полученное значение времени поворота следует сверить с величинами, вычисленными при расчете механизмов подъема и устройства для выгрузки и заданного времени полного поворота, так как ^пов ~ ^ц    ^в' Особенности расчета механизма поворота гидравлических экскаваторов приведены в § 101. § 89. СТАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЭКСКАВАТОРОВ В статический расчет входит проверка общей устойчивости экскаватора и уравновешивание поворотной платформы, определение реакций грунта на опорные катки (или колеса) экскаватора и удельного давления гусениц (колес) на грунт. Устойчивость экскаватора, как и всякой другой машины (крана, тягача), характеризуется коэффициентом устойчивости где Му — момент всех сил, удерживающих экскаватор от опрокидывания ; М0 — момент всех сил, способствующих опрокидыванию экскаватора. Для различных видов сменного рабочего оборудования и разных режимов работы рекомендуются свои пределы коэффициента устойчивости. Для нормальных условий Ку = 1,1 -г- 1,2. При назначении допустимых пределов коэффициента устойчивости руководствуются соображениями, вытекающими из последствий потери устойчивости. Например, экскаватор, оборудованный прямой лопатой, при потере устойчивости в забое упрется ковшом в стенку забоя, нарушение устойчивости экскаватора-драглайна приводит к аварии и т. п. Устойчивость экскаватора проверяется не только на условия, при которых выполняется рабочий процесс, но и на условия транспортирования агрегата, при смене рабочего оборудования и т. д. Для прямой лопаты проверяются два рабочих положения: 1) конец копания. На ковш действует сила резания, рукоять горизонтальна и выдвинута на полный вылет, стрела расположена под углом у = 35 -г- 40°, рабочее оборудование расположено поперек гусеничного хода; опрокидывание проверяется относительно края гусеницы; 2) начало копания. Ковш находится у ходового оборудования, стрела расположена под углом у = 60°. При оборудовании обратной лопатой проверку производят также для двух рабочих положений: 1)    происходит отрыв ковша у бровки забоя с полной передачей мощности на механизм подъема; 2)    происходит разгрузка липкого грунта на максимальном вылете ковша. Внешняя устойчивость драглайна проверяется при повороте с груженым ковшом, находящимся на оголовке стрелы под минимальным углом Ymin = 30°, экскаватор стоит на уклоне с углом а = 10 -г- 12°. Опрокидывающий момент определяется с учетом центробежных сил, вызванных'поворотом. Одностороннее расположение рабочего оборудования относительно центральной оси поворотного круга экскаватора и его поворот во время рабочего цикла вызывают необходимость определения условий, при которых может быть обеспечена уравновешенность поворотной платформы. Для уравновешивания поворотной платформы служит противовес, расположение и вес которого выбираются из условий, при которых равнодействующая всех сил, действующих на поворотную платформу, не должна выходить за пределы опорно-поворотных устройств круга при вращении поворотной платформы. При выполнении рабочей операции (копания грунта, подъема груза и т. п.) к одностороннему нагружению поворотной платформы весом рабочего оборудования прибавляется дополнительное воздействие от нагрузки, возникающей при выполнении рабочей операции (силы резания, веса поднимаемого груза и т. п.). В этом случае равнодействующая всех сил, действующих на поворотную платформу, может выходить за пределы опорно-поворотного круга, но необходимо, чтобы опорные устройства по своей прочности могли бы выдержать дополнительное нагружение. Противовес рассчитывается для наиболее распространенного рабочего оборудования — прямой лопаты —и проверяется для других видов сменного оборудования. При этом стремятся сделать так, чтобы выбранный противовес удовлетворял бы наибольшему числу сменного оборудования. При необходиости по условиям уравновешенности подбирают для отдельных видов оборудования дополнительные добавки к выбранному противовесу. Выбранный противовес не должен быть меньше того значения, которое приводило бы к опрокидыванию платформы вперед (в сторону рабочего оборудования), и вместе с тем его вес не должен превышать величины, при которой может произойти опрокидывание платформы назад. Опрокидывание поворотной платформы экскаватора с обру-дованием прямой лопаты вперед проверяется для условия, когда стрела наклонена под углом Ymin = 35 ч- 40°, рукоять горизонтальна и выдвинута на 2/3 своего хода, ковш груженый. Нагружение ковша силой резания не учитывается (рис. 178). Опрокидывание поворотной платформы назад проверяется для условий, когда стрела наклонена под углом Ymax = 60°,. ковш разгружен и находится у пяты стрелы (рис. 179). Для определения веса противо- R Рис. 178. Схема к определению максимального веса противовеса веса по условиям уравновешенности поворотной платформы удобно пользоваться графическим методом веревочного многоугольника (рис. 178). Проверку веса противовеса для других видов рабочего оборудования следует производить исходя из условий: 1)    для обратной лопаты при опрокидывании вперед: груженый ковш вышел из забоя, берется момент относительно переднего катка; при опрокидывании назад: порожний ковш находится на максимальном вылете перед началом копания; 2)    для рабочего оборудования драглайна при опрокидывании вперед: производится подъем груженого ковша при угле наклона стрелы к горизонту ушт = 30°; при опрокидывании назад: ковш опущен на грунт, стрела наклонена под углом у = = 45 + 50°. Для определения усилий, действующих на опорно-поворотные устройства, с целью проверки их прочности можно применить расчетную схему применительно к задаваемым расчетным условиям для различных видов рабочего оборудования. Для оборудования прямой лопаты принимают, например: конец копания с передачей полной мощности двигателя на механизм подъема, стрела наклонена под минимальным углом Ymin 30 . В зависимости от конструкции опорно-поворотных устройств (многоопорная, Рис. 179. Схема к определению минимального веса противовеса
3-катковая, 4-катковая и т. п.) определяются реакции с учетом перераспределения усилий по количеству опор. Проверку прочности многоопорного поворотного круга со свободными роликами или катками (см. рис. 173) в первом приближении можно производить по методике расчета напряжений в стойках кольцевого сечения, подверженных действию эксцентрично приложенной нагрузки: р_Yfi v £ Ge F W ' где 2G — равнодействующая всех вертикальных нагрузок на опорно-поворотное устройство; F — площадь опорного кольца поворотного круга; ЕGe — суммарный опрокидывающий момент от вертикальных нагрузок относительно линии, проходящей через центр вращения платформы (е — эксцентрицитет приложения силы); W — момент сопротивления опорного кольца поворотного круга. При пользовании такой методикой допускают, что металлоконструкции платформы и рамы экскаватора абсолютно жесткие, деформации сжатия тел вращения пропорциональны величине действующих нагрузок. При выполнении статического расчета экскаватора необходимо проверить удельные давления на грунт при эксцентрично-приложенной нагрузке под опорами ходового оборудования (рис. 179). Допуская, что давления на грунт по длине опорной оверхности гусеницы распределяются по прямолинейному за- ону, максимальную и минимальную величины давления на грунт :ожно определить по зависимости р — (\ ^-6rcosa
max ЪЬ\    L де b, L — соответственно ширина, длина гусеницы; г, а — соответственно радиус и угол расположения точки приложения сил 2G. Величина Ртах не должна превышать допустимых пределов ля данного грунта. § 90. ХОДОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ Ходовое оборудование одноковшовых экскаваторов имеет спомогательное назначение, продолжительность работы его не ревышает 12% рабочего времени экскаватора. Ходовое оборудование одноковшовых экскаваторов отличается собенностями, вызванными его назначением и условиями работы. )ти особенности в основном объясняются наличием значительных [агрузок от эксцентричного расположения веса рабочего обору-;ования и вертикальной составляющей усилия резания; необхо-;имостыо равномерного распределения этих нагрузок на грунт, юнее высокими требованиями к сцепным свойствам в связи с от-утствием внешних тяговых усилий от прицепного оборудования, [ебольшими скоростями поступательного передвижения и др. Для одноковшовых экскаваторов применяется гусеничное юдовое оборудование и пневмоколесный ход. Ниже приводятся ;раткие сведения по гусеничному ходовому оборудованию (мате->иал по пневмоколесному оборудованию изложен в гл. V). Основными параметрами гусеничного ходового оборудования являются го геометрические размеры: длина L, ширина гусеничной ленты b [ ширина хода В, а также его полезная площадь, определяющая ;еличину среднего удельного давления, передаваемого от веса кскаватора на грунт, Pcp = 2Fl кГ1сМ2’ де G — равнодействующая всех вертикальных сил, передаваемых на грунт. В связи с большой неравномерностью нагружения гусениц, ;ызванной различным расположением рабочего оборудования 1тн0сительн0 гусениц, величины удельного давления на грунт югут значительно отличаться. В зависимости от веса и назначения кскаватора среднее удельное давление на грунт обычно состав-шет 0,6—2,5 кПсм2\ для машин, работающих в слабых грунтах, эср может достигать 0,35 кГ/см2. Различают систему гусеничного оборудования (количество усениц) и тип гусеницы. Тип гусеницы может различаться по способу передачи давления на грунт (малоопорные и многоопорные), по приспосабливаемое™ гусеничной цепи к поверхности грунта — жесткие, мягкие и полужесткие. Для строительных экскаваторов малой и средней мощности наибольшее распространение получила двухгусеничная система ходового оборудования с многоопорными гусеницами на жесткой раме. Этот тип ходового оборудования обеспечивает более равномерную передачу давления на грунт. Гусеничное ходовое оборудование должно быть проверено по обеспечению передачи тягового усилия (тяговый расчет) и по обеспечению распределения нормального давления на грунт при эксцентричном приложении нормальной нагрузки. В процессе тягового расчета определяются потребные тяговые усилия для наиболее тяжелых условий работы экскаватора. Потребное максимальное тяговое усилие STmax определяется суммой различных сопротивлений. В общем виде уравнение тягового баланса гусеничного экскаватора может быть представлено формулой STman = Wnep + Wn0d + + We -f Wвн -f Wnoe, где Wnep — сопротивление перекатыванию; Wnod — сопротивление подъему; WUH — сопротивление при трогании с места (преодоление инерции); Wg — сопротивление ветру; Weu — сопротивление трению внутри гусеницы; Wnoe — сопротивление повороту. При определении STmsix не следует принимать в расчет все виды сопротивлений. Так, сопротивление ветру следует учитывать в исключительных случаях, при ограничении других видов сопротивлений. При гусеничном ходовом оборудовании внутреннее сопротивление зависит от многих факторов (сопротивления в опорах, изгиба гусеничных цепей и т. п.). Экспериментально установлено, что полное внутреннее сопротивление гусеничного хода составляет для малоопорных гусениц 4,8—9%, для многоопорных — 5,2— 9,5% полного веса экскаватора. Сопротивление инерций при трогании с места для экскаваторов с одномоторным приводом можно приближенно определить по формуле W = — ин gtp’ где v — поступательная скорость движения экскаватора; g — ускорение свободного падения; tp — время разгона. При средней скорости движения экскаватора и = 1 км/ч и tp — 3 сек величина WUH = (0,01 -i- 0,02)G. Сопротивление перекатыванию зависит от многих факторов: г конструкции гусеничного оборудования, удельного давления а грунт, от вида и состояния грунта. Для предварительных рас-етов можно принять Wnep = fG', для гусеничного оборудования ожно принять / = 0,1 -т- 0,15. Сопротивление подъему определяется аналогичным приемом, риведенным в гл. IV. Для проверки экскаватора на устойчивость при движении а подъем определяется максимальный угол подъема imax (tg а), оторый может преодолеть экскаватор: 1тах — q г де Тг — тяговое усилие на гусеницах. § 91. ЭКСКАВАТОРЫ С ГИДРОПРИВОДОМ И ОСОБЕННОСТИ ИХ РАСЧЕТА В последнее время в экскаваторах широко применяется объем-[ый гидропривод для исполнительного действия рабочего обору-(ования, ходового и поворотного механизмов. Отечественная про-шшленность серийно выпускает навесные с емкостью ковша ),15—0,25 м3 и самоходные гидравлические экскаваторы с ков-аом емкостью 0,25—1,5 м3. Более 80 зарубежных фирм и филиалов !ыпускают около 300 моделей гидравлических экскаваторов. Рост фоизводства гидравлических экскаваторов объясняется их мо-шльностью, универсальностью и довольно высокими удельными юказателями. Замена механического привода гидравлическим шачительно снижает вес экскаватора (до 32%), уменьшает потреб-гость в запасных частях, повышает надежность. Гидравлические экскаваторы можно классифицировать: по конструктивной схеме — навесные на трактор, автомобиль, гягач; прицепные; самоходные (полноповоротные); по емкости ковша — малой емкости (0,10—0,4 м3); средней емкости (0,45—1,5 м3); по схеме гидропривода — однонасосные, многонасосные. Экскаваторы малых моделей обычно бывают неполноповорог-яые. В качестве базовых машин для экскаваторов малой емкости ковша (до 0,25 м3) обычно используются колесные тракторы мощностью 20—70 л. с. Более мощные экскаваторы выполняются чаще всего полноповоротными (Э-5015, ЭО'3322, Демаг 504 и др.). Для расширения области применения многие экскаваторы снабжены различным сменным рабочим оборудованием (свыше 30), основным из которого служит обычно обратная лопата. Почти каждый экскаватор может быть использован как кран, навесные имеют бульдозерное оборудование, а полноповоротные часто снабжаются оборудованием погрузчика. Кинематические схемы основного рабочего оборудования гидравлических экскаваторов весьма разнообразны. Различные сочетания рычажных и гидравлических звеньев позволяют получить только для рабочего оборудования обратной лопаты более 30 схем. Некоторые из них показаны на рис. 180. Наиболее распространены схемы рабочего оборудования обратной лопаты с четырехзвенными механизмами, когда цилиндры стрелы и рукояти располагаются над продольной осью стрелы. Рис. 180. Характерные кинематические схемы рабочего оборудования обратной лопаты гидравлических экскаваторов: а, б, в — с двуплечей рукоятью и верхним расположением цилиндра стрелы; г — с двуплечей рукоятью и нижним расположением цилиндра стрелы; д — с одноплечей рукоятью и верхним расположением цилиндра стрелы; е — с одноплечей рукоятью и нижним расположением цилиндра стрелы; 1 — стрела; 2 — рукоять; з — ковш; 4, л, в — цилиндры; 7 — колонка поворота Механизмы привода рукояти различаются расположением точек крепления цилиндров привода рукояти (цилиндр крепится на стреле, рис. 180, а, б, г, е, или на платформе, рис. 180, в, д) и конструкцией самой рукояти (одноплечая или двуплечая, рис. 180 а, б, в, г). Применение четырехзвенных' механизмов с верхним расположением цилиндров (рис. 180* а, б, в, д) исключает возможность ударов цилиндров о грунт при максимальной глубине копания и выгрузке в транспорт, а также уменьшает загрязнение цилиндров. Однако усилия при подъеме стрелы не достигают своего максимального значения, так как в этом случае при подъеме работает штоковая полость. При расположении цилиндра под стрелой (рис. 180, г, е) более рационально используется безштоковая полость стрелового цилиндра при подъеме рабочего оборудования. Из механизмов привода ковшей наибольшее распространение олучила схема с шестизвенным механизмом поворота ковша, что беспечивает угол его поворота до 180°. Механизмы поворота рабочего оборудования относительно вер-икальной оси гидравлических экскаваторов довольно разнооб-азны по конструкции. На полноповоротных экскаваторах при-од осуществляется от высокомоментных или низкомоментных вигателей. На неполноповоротных применяются схемы: рычаж-ые с одним или двумя цилиндрами; с гибкой связью (канатные, ж

в)
ис. 181. Варианты Схем поворотных механизмов гидравлических экскаваторов: — рычажный с одним цилиндром; б — рычажный с двумя цилиндрами; в — с гибкой 1язью; г, в — с реечно-зубчатой передачей; е — с высокомоментным гидродвигателем; 1 — ось колонки; 2 — силовые цилиндры
епные или канатно-цепные); с реечно-зубчатой передачей (с рей-ой на цилиндре или рейкой на штоке); с высокомоментным гидро-отором. На рис. 181 показаны схемы некоторых из них. Наиболее прогрессивным конструктивным решением является ешение механизма поворота с высокомоментным гидромотором, оторый может обеспечить любой угол поворота рабочего обо-удования, регулирование крутящего момента и скорости по-эрота, а также компактность конструкции и надежность дей-гвия. Большое влияние на реяшм поворота оказывают различные стройства для торможения. Почти все гидравлические навесные ^скаваторы снабжаются выносными опорами, которые повышают гтойчивость при поперечных уклонах и расширяют эксплуата-нонные возможности машины. Системы гидроприводов экскаваторов отличаются большим разнообразием. В гидроприводах экскаваторов применяются насосы постоянной производительности шестеренного и лопастного типов (с давлением 120—160 кГ/см2) и поршневые с давлением до 300кГ/см?,& также насосы переменной производительности преимущественно аксиально-поршневые. Гидроприводы с насосами постоянной производительности просты по устройству и имеют небольшую стоимость, но не обеспечивают полного использования мощности двигателя на всех режимах. Более рациональный режим могут обеспечить насосы переменной производительности. Гидропередачи экскаваторов отличаются также количеством установленных насосов. Применение нескольких насосов обеспечивает совмещение рабочих операций и может способствовать сокращению времени цикла. Современное выполнение гидропривода экскаватора с обеспечением всех рабочих движений стрелы, рукояти, ковша и стрелы цилиндрами двойного действия, а привода поворота платформы и обеих ходовых двигателей лопастными или поршневыми гидродвигателями имеют, для примера, экскаваторы Э-5015, фирмы Бенати и др. Схема экскаватора Э-5015 показана на рис. 182. Основными параметрами гидравлических одноковшовых экскаваторов являются емкость ковша q, вес экскаватора G, мощность двигателя N, рабочие размеры экскаватора, а также давление и производительность насосов. Оптимальная связь параметров рабочего оборудования и процесса копания (емкость ковша, ширина и глубина резания, скорость резания) и параметров гидропривода должна обеспечить использование полной' мощности двигателя с целью получения максимальной производительности и минимальной себестоимости работ. Эта связь устанавливается приемами, изложенными в § 86 данной главы и § 29 гл. IV. Расчет рабочего оборудования и отдельных узлов экскаватора на прочность должен производиться с учетом работы в наиболее тяжелых условиях (копание грунта III—IV категорий). Усилия на зубьях ковша и усилия, действующие в элементах рабочего оборудования обычно принято определять графо-аналитическим способом по схемам, изображенным на рис. 183. В качестве расчетного принимают положения, когда цилиндры рукояти при копании развивают полное рабочее усилие, соответствующее давлению рабочей жидкости в гидросистеме при условии, что во всех других цилиндрах жидкость перекрыта. Пренебрегая нормальной составляющей Р2 усилия копания, касательную составляющую Р1 определяют по зависимости Рцр Ai ± gni ai Рис. 182. Гидравлическая схема экскаватора Э-5015: насосы; 5, 6, 7 — распределители; 8, 9, 12 — цилиндры; 10, 11, 14 — двигатели где Рцр — расчетное усилие, развиваемое цилиндрами рукояти; A j — переменное плечо силы Рцр относительно шарнира, соединяющего рукоять со стрелой; gni — сила тяжести подвижных элементов рабочего оборудования и грунта (рукояти — gp, половины цилиндров рукояти — 0,5g4p; ковша с грунтом — gK+s; цилиндра ковша — g4K); аг — переменное плечо силы тяжести относительно шарнира О; R — радиус поворота зуба ковша относительно шарнира поворота рукояти О. Рис. 183. Схемы к определению усилия на зубьях ковша при копании: а — для обратной лопаты; б — для прямой лопаты
Pi г — 2 Sni^ni (е В{ — переменное расстояние от направления вектора Р1{ до шарнирного сочленения стрелы с поворотной колонкой 02; gni — сила тяжести элементов рабочего оборудования, стрелы. gc, цилиндра стрелы g4C и цилиндров рукояти g4p; bni-— расстояние от центров тяжести элементов рабочего оборудования до шарнира стрелы 02; В0 — расстояние от оси цилиндра стрелы до шарнира стрелы Для четырехзвенного механизма поворота ковша усилие запертом цилиндре при работе обратной лопатой р __ Pli с — 8к+гсг Ч Ki    с0    ’ с — постоянное расстояние от направления вектора Р1{ до шарнира ковша; q — переменное расстояние от центра тяжести ковша с грунтом до шарнира ковша; с0 — расстояние от оси цилиндра ковша до шарнира ковша <93. По найденным нагрузкам рассчитывают сечения и шарнирные ^членения стрел, рукоятей, ковшей, цилиндров и поворотных олонок (рис. 184). При выборе схемы рабочего оборудования необходимо стре-иться, чтобы пассивные давления в запертых полостях цилиндров е превышали расчетных (активных) в цилиндрах рукояти. Если авления в запертых полостях превышают расчетные в 1,5—1,6 pa- 1, то устанавливают разгрузочные клапаны. Величина усилий опания цилиндром ковша и соответствующих этим усилиям авлений в запертых полостях цилиндров стрелы и рукояти при аботе обратной лопатой определяются аналогичным способом. Для прямой лопаты в качестве расчетного положения принима-гся копание цилиндрами рукояти от уровня стоянки при опущен-ых выносных опорах. Расчет производится аналогично расчету оратной лопаты. Как показали эксперименты, при копании пря-ой лопатой наиболее нагруженной является стрела, испытываю-(ая сложные напряжения от изгиба в вертикальной плоскости от скручивания вследствие эксцентричности приложения внеш-их нагрузок, причем крутящий момент от эксцентрично приложен-ой внешней нагрузки передается на головную часть стрелы, вызы-ая дополнительный изгиб ее балок. Усилия в шарнирах ковша, шарнире рукояти и в шарнире стрелы по величине и направлению огут быть определены графическим или аналитическим способами. Особенности расчета механизма поворота. При расчете меха-измов поворота исходными величинами являются угол поворота in, момент инерции рабочего оборудования относительно оси оворота /„ и допускаемое ускорение разгона е. Путь разгона 6 t'1 J со2 Ф Р=^ = т-П’    (374) це    е — угловое ускорение; tp — время разгона; J — момент инерции рабочего оборудования; © = stp — угловая скорость поворота рабочего оборудования. Движущий момент поворота платформы = <375> По величине движущего момента выбирают размеры гидро-вигателя и определяют необходимое давление р. Если в качестве идродвигателей поворота использовать гидроцилиндры, то дав-ение составит Mn = Pfnr0, це fn — полезная площадь рабочей полости цилиндра; г0 — радиус окружности, на которой находится точка приложения силы (до шестерни, звездочки, рычага). Варьируя величиной давления и размерами цилиндра, полу-ают оптимальное значение момента. Максимальная скорость поворота о) и соответственно произво-ительность насоса определяются из условия, что угол разгона > и угол торможения фт равны между собой и в сумме составляют гол поворота ф„: Фр'+Фг = Фп Фп = 2Фр-    (376) Из зависимостей (375) и (376) находят ф«=тег    (Ш) «< Y    (з78) Поскольку скорость вращения поворотной колонки прямо ропорциональна расходу жидкости Q, поступающей в цилиндр еханизма поворота, а момент — давлению в гидросистеме Р, ринимают со = KjQ\    (379) Мп = К2Р,    (380) де К1 и К2 — коэффициенты пропорциональности. Подставив выражения (379) и (380) в формулы (377) и (388), получают следующие зависимости для определения максимальной производительности насоса: V
Ф « =
К,Р
К ^ Р\ Ц>п K\J '
Заменив j/'— К получают фтах ^ К j/~. По заданному давлению Р и полученной величине (?Шах выбирают насос. После того, как выбран насос с определенной производительностью, уточняют максимальную скорость поворота и определяют время разгона, время торможения и полное время поворота. Полное время поворота в одну сторону без учета момента статический сопротивлений Рис. 185. Расчетная схема поворотной колонки гидравлического экскаватора: Sc — усилие от пяты стрелы; Р„
J <в , Ф
~М„ со с учетом статических сопротивлений J ш Мп Ml-Ml ^ со ’
где Мс — момент статических сопротивлений. цС — усилие от цилиндра стрелы; Rах и ^Вх — реакции в опорах корпуса колонки
Расчет элементов механизма поворота на прочность ведут по нагрузкам, возникающим при торможении, поскольку они примерно вдвое превышают нагрузки при разгоне. Поворотную колонку рассчитывают по предельным напряжениям. Расчетную схему составляют в соответствии с кинематикой рабочего оборудования по максимальным усилиям, реализуемым при копании. На поворотную колонку воздействует усилие от пяты стрелы Sc и от цилиндра стрелы Рцс. С учетом динамических усилий их значения увеличивают в 1,5 раза. Примерная расчетная схема с построением эпюры изгибающих моментов для поворотной, колонки с механизмом, у которого рейка нарезана на штоке, показана на рис. 185. § 92. ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ ЭКСКАВАТОРА Различают теоретическую, техническую и эксплуатационную производительность. Теоретическая производительность одноковшовых экскаваторов де q — геометрическая емкость ковша в ж3; п =---конструктивно-расчетное число рабочих циклов 4 в 1 мин, определяемое при высоте забоя, равной высоте напорного вала Нн, средней расчетной скорости подъемного каната, угле поворота 90°, выгрузке в отвал. Теоретическая продолжительность цикла t4 = tKJrtnJrteJrtn Се1{’ де tK — продолжительность копания; tn — продолжительность поворота на выгрузку; te — продолжительность выгрузки; — продолжительность поворота в забой. Техническая производительность, т. е. максимально возможен производительность при непрерывной работе в данных усло-;иях, определяется формулой ПТ = —гг— м,% •де ки — коэффициент наполнения ковша, представляющий собой отношение объема разрыхленного грунта, набранного в ковш, к емкости ковша. Конструкция ковша и усилие копания должны обеспечивать шполнение ковша на 135% (кн = 1,35) его номинальной емкости. Коэффициент влияния продолжительности цикла ч пт ’ -де пт — ---техническое число циклов в 1 минуту; t4 m — техническая продолжительность цикла в сек. Эксплуатационная производительность часовая, сменная, ме-;ячная или годовая отличается от технической наличием коэффициента использования экскаватора по времени кв и коэффициента (лияния управления и квалификации механика ку: Пэ = 60q п кн кц ке ку м3/ч. Для ручного управления при нормальной квалификации меха-(ика коэффициент ку «0,81; для управления сервомеханизмами ; = 0,86 -н 0,98 (больше — для более мощных машин). Коэффициент кв представляет собой отношение чистого рабо-tero времени ^ в ч, затрачиваемого на экскавацию грунта, к пол-юму времени t в ч за рассматриваемый период работы, т. е. ка-гендарному времени: к — К ~ Т- ЭКСКАВАТОРЫ НЕПРЕРЫВНОГО ДЕЙСТВИЯ § 93. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ Экскаваторы непрерывного действия классифицируются по типу рабочего оборудования, т>яаправлению движения рабочего органа и по емкости ковшей. По типу рабочего оборудования экскаваторы разделяются на цепные, роторные и экскаваторы с рабочими органами специального назначения (например, фрезерные). В зависимости от направления движения рабочего органа различают экскаваторы продольного и поперечного копания. У экскаваторов продольного копания направление движения рабочего органа (ковшовой цепи или ротора) совпадает с направлением движения экскаватора. У экскаваторов поперечного копания рабочие органы движутся перпендикулярно к направлению движения экскаватора. Кроме перечисленных групп экскаваторов, существуют поворотные экскаваторы, у которых рабочий орган (ковшовая цепь или ротор) может поворачиваться относительно экскаватора. Цепные экскаваторы продольного копания (рис. 186), называемые еще траншейными, могут иметь гусеничный или пневмо-колесный ход. Эти экскаваторы применяются главным образом для рытья траншей шириной 0,15—2,0 м и глубиной 1,2—8,0 м. Рабочее оборудование цепных экскаваторов представляет собой замкнутую цепь, на которой закрепляются ковши или ножи со скребками. Рабочее оборудование цепных экскаваторов может быть навесным или полуприцепным. Цепные экскаваторы поперечного копания (рис. 186, а) выполняются на железнодорожном или гусеничном ходу. Они применяются для разработки полезных ископаемых, а также для рытья и очистки крупных каналов. Рассматриваемые экскаваторы могут разрабатывать грунт выше и ниже уровня стоянки. Рабочее оборудование экскаваторов поперечного копания может быть поворотным и неповоротным в горизонтальной плоскости. Роторные траншейные экскаваторы используются для рытья траншей. Рабочим органом роторных траншейных экскаваторов (рис. 186, г) является ротор, к наружным граням которого крепятся ковши с зубьями. Эти экскаваторы по сравнению с цепными тран-иейными имеют более высокий к. п. д. и большую производитель-аость, но, как правило, они применяются для разработки более нения наклона стрелы они могут разрабатывать грунт или горные породы выше и ниже уровня стоянки машины. Рис. 186. Схемы экскаваторов непрерывного действия: I, б — цепного поперечного копания; в — цепного продольного копания; г —роторного траншейного; д — роторного карьерного
д)
мелких траншей. Рабочее оборудование может быть навесным I полуприцепным. Роторные карьерные экскаваторы (рис. 186, д) применяются щя разработки карьеров. Рабочим органом Служит ротор, уста-твливаемый на стреле. Диаметр ротора у современных экскаваторов составляет 1,8—18 ж. По окружности ротора укреплены ковши, которые при его вращении разрабатывают грунт. Рассмат-эиваемые экскаваторы выполняются поворотными. Путем изме-
Применение роторных карьерных экскаваторов особенно эффективно на грунтах II и III категории. Суточная производительность современных мощных экскаваторов в указанных условиях достигает 100 тыс. м3. § 94. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ МНОГОКОВШОВЫХ ЦЕПНЫХ ТРАНШЕЙНЫХ ЭКСКАВАТОРОВ Теоретическая производительность экскаватора П0 определяется объемом рыхлого грунта, выработанного за 1 ч непрерывной работы при максимальной скорости ковшовой цепи и 100%-ном заполнении ковшей. Теоретическая производительность экскаваторов с ковшовыми рабочими органами 3,6 V.. qK no = —--=;0,06zqK м3/ч, где иц — скорость движения ковшовой цепи в м/сек; qK — емкость ковша в л; t — шаг ковшей (расстояние между ковшами) в м; z — число разгрузок ковшей в минуту. Теоретическая производительность траншейных экскаваторов со скребковыми рабочими органами П0 = 3600 Ъс hc иц м3/ч, где Ъс — ширина скребка в м\ hc — высота скребка в м. Техническая производительность экскаватора Пт определяется объемом плотного грунта, разработанного за 1 ч непрерывной работы: IlT = I70.kf м*/ч, где кн — коэффициент наполнения ковшей; к — коэффициент разрыхления грунта при его разработке. Значения кн приводятся ниже: Категория грунта 0.90—1,2 0.80—1.1 0.75—1,0 0.7 —0,9
Эксплуатационная производительность Пэ=птк=п0к-^, где ке — коэффициент использования рабочего времени. Ширина ковша ВП = В— (0,06 — 0,1) м, где В — ширина траншеи. Максимальное значение ширины ковша не должно превышать 1 .и. Высота ковша hK (рис. 187) при угле наклона ковшовой рамы а = 45 ч- 50° определяется из условия
= 1,1-5-1,2,
где гб — радиус окружности. Так как днище ковша должно представлять собой цилиндрическую поверхность, длина ковша ',=■-)/ где г„ -
радиус ковша; звена цепи. Геометрическая емкость ковша экскаватора
пгкЧ L4hK 360 + 4 1К (2гб -f 1гц
] Ък -И3.
где
гб +
Ьц — шаг цепи в м. Количество сыпок ковшей со свободной задней разгрузкой
1/мин,
где v4 — скорость ковшовой цепи в м!сек; Тк — шаг ковшей в м. Скорость движения ковшовой цепи должна составлять 0,4-1,1 м/сек. Сечение срезаемой стружки ^ П0 sin а ~~ 60 z Н ’ где Н — высота забоя в м. Скорость рабочего хода экскаватора ур = 6Шн м!мин-
гб
Рис. 187. Схема к определению размеров ковша экскаватора
Ьц \2
гк-\гб + -2 днища
Л,, — высота
у = arc cos
60 vu
Поскольку экскаваторам приходится рыть траншеи разной глубины, то, очевидно, для получения постоянной производительности необходимо иметь ряд рабочих скоростей. Величина минимальной рабочей скорости должна подсчитываться при #тах и а = 50 -г- 55°, а максимальная при Нт[П и а = 15 4- 20°. Максимальная скорость транспортного хода vm тах определяется из условия реализации мощности двигателя экскаватора при движении по горизонтальной грунтовой дороге: ^njtnax— Jq- Цм КМ/Ч, где Nemах — максимальная мощность двигателя в л. с.; / — коэффициент сопротивления движению; G3 — вес экскаватора в кГ; — механический к. п. д. трансмиссии и движителя экскаватора. Мощность двигателя экскаватора расходуется на привод ковшовой цепи и на передвижение экскаватора. Мощность, расходуемая на копание, JV — П т /г г к 270 ООО т)ч    ’ где kt — удельное сопротивление грунта копанию в кГ/м2; величины его приводятся ниже; Пт — техническая производительность в м?/ч; г\ц — к. п. д. ковшовой цепи; цц — 0,45 -т- 0,65. Категория грунта    I    II    III    IV кх    10 000 20 000 30 000 40 000 Мощность, расходуемая на подъем грунта Пту(Ц- + Н0) N — v 1 л с • п 270 000т)ч где у — объемный вес грунта в кГ/м3; Н — глубина траншеи в м; Н0 — высота подъема грунта от поверхности земли до уровня разгрузки в м. Если экскаватор имеет скребковый рабочий орган, то Пту (^-+Н0) (1 + ni ctg a) дг _ \ ^_L_ „ с где ^ — коэффициент трения грунта о грунт; а — угол наклона забоя к горизонту. Общая мощность двигателя, необходимая для привода ковшовой цепи, где т) — общий механический к. п. д. привода ковшовой цепи. Мощность, расходуемая на передвижение экскаватора при копании грунта, 1V wK + wm+wf+wh f~    270 OOOrj    Р ' где WK — горизонтальная составляющая сопротивления грунта копанию в кГ; Wт — горизонтальная составляющая проекции сил трения грунта о грунт, возникающая при работе скребкового экскаватора в кГ; Wf — сопротивление движению экскаватора в кГ; Wh — сопротивление движению экскаватора на уклон в кГ; Г| — общий к. п. д. трансмиссии привода двигателя экскаватора. Горизонтальная составляющая сопротивления грунта копанию Т17 75NK cos а г, ^*=—тч—\ кГ;
для скребковых экскаваторов
ПТ1 fir + W) Щ cos2 а
W    у ^ I    кг.
к    3 бООу^ sin а    ’
сопротивление движению экскаватора
где G — полный вес экскаватора в кГ;
/ — коэффициент сопротивления движению ходового оборудования.
Сопротивление движению экскаватора на уклон
Wh = Gi кГ,
где i — подъем в долях единицы
Суммарная мощность двигателя экскаватора
Ne = Nn-\rNfJrNTPJt-NH,
где NTp — мощность, затрачиваемая на привод отвального транс-'портера или шнека, в л. с.;
NH — мощность, затрачиваемая на привод гидронасосов, питающих цилиндры подъема рабочего органа, в л. с.
§ 95. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ МНОГОКОВШОВЫХ ЦЕПНЫХ ЭКСКАВАТОРОВ ПОПЕРЕЧНОГО КОПАНИЯ
У экскаваторов этого типа величина и направление абсолютной скорости движения ковшей могут быть найдены как геометрическая сумма скорости движения ковшовой цепи вдоль рамы ац и рабочей скорости движения экскаватора vpx, В связи с этим при копании грунта ковши экскаватора движутся по прямолинейным траекториям с углом наклона |3 (рис. 188), значение которого можно определить из выражения
Скорость рабочего хода должна быть подобрана так, чтобы было некоторое перекрытие следов движения впереди идущего и
в в
Рис. 188. Схема движения ковшей цепного экскаватора поперечного копания
следующего за ним ковшей и чтобы боковая часть задней стенки ковша не терлась о несрезанную стенку забоя.
Эти условия соблюдаются, если имеют место следующие зависимости:
^ (В-Ъ) v4 ' 21Х
Vpx maxi — rr "J -* К
vpx гаахг
где В — ширина режущей кромки ковша; Тк — шаг ковша; Ъ —ширина задней части корпуса ковша;
lx — расстояние от передней кромки козырька ковша до точки пересечения поверхности забоя с задней стенкой ковша (точка а на рис. 188). Величина 1Х зависит от конфигурации ковша и толщины сре-ваемой стружки б. Емкость ковша экскаватора qK зависит от длины забоя L, ширины В1 и толщины б срезаемой стружки, поскольку ЬВ^кр Як Т. t 7де кр — коэффициент разрыхления грунта; кн — коэффициент заполнения ковша. С учетом приведенной выше зависимости из последней формулы ложно установить, что VV*= LTK6kp = L6 М'4' Расчет мощности цепных многоковшовых экскаваторов по-геречного копания принципиально не отличается от расчета цеп-1ых траншейных экскаваторов. В связи с этим необходимо рас-;мотреть только некоторые особенности этого расчета для экска-шторов с жестко направленной ковшовой цепью. Сопротивления трению в направляющих ковшовой цепи WHl юзникают от действия веса ковша с грунтом и несовпадения силы :опротивления грунта копанию с осью ковшовой цепи. Составляю-цая сопротивления грунта копанию H^cos р (рис. 189) стремится ювернуть ковш в вертикальной плоскости. Вследствие этого в оправляющих возникает реактивный момент, создаваемый па-fl зой сил ~ Wk1 cos р. Составляющая WKl sin{5 будет прижимать ков- повую цепь к боковым направляющим. Как и в предыдущем слу-iae, возникает момент, который будет действовать в плоскости движения ковшовой цепи. Возникающая при этом пара сил будет VKl е sin Р Следовательно, общее сопротивление трения в направляющих {овшовой рамы при работе одного ковша WH1 = (g* Wnt cos р + WKl sin р + -^esinP) fi2 ШИ
(hK cos p + e sin P) + WKl si n p 1-1.
■де ц2 — коэффициент трения скольжения цепи о направляющие ([х2 = 0,20 -г- 0,25). Общее сопротивление движению цепи в направляющих Wu = WHlnKl, де пк1 — число ковшей, находящихся в забое. Мощность, необходимая для работы жестко направленной ковшовой цепи многоковшового цепного экскаватора поперечного копания, может быть подсчитана так же, как и для многоковшового цепного траншейного экскаватора, с учетом дополнительного расхода мощности на преодоление сопротивления WH. Рис. 189. Схема сил, действующих на ковш экскаватора поперечного копания Мощность, расходуемая на передвижение экскаватора при копании грунта N , может быть определена по формуле дг (Wf + WK + Wp)vpx 2701и    Л' С- где Wf — сопротивление качению колес экскаватора по рельсам WK — сопротивление грунта копанию в кГ; Wv — сопротивление трению в ребордах колес в кГ; vpx — рабочая скорость движения экскаватора в км!ч; цы — механический к. п. д. привода трансмиссии ходового оборудования. Значения сопротивления движению экскаватора, входящие в последнюю формулу, можно определить, воспользовавшись выражениями b
= (Ge + nKlWKl cos p sin a) (/ + i); wK = nKiwKi sinP‘- здесь G3 — вес экскаватора с грунтом в ковшах, бункере и на транспортере; пк1 — число ковшей, находящихся в забое; Wк1 — сопротивление грунта копанию одним ковшом экскаватора; cos Р = ■ =, Vvpx + vu
Расчет на устойчивость цепных экскаваторов поперечного копания рекомендуется производить в направлении, перпендикулярном движению машин для трех случаев (рис. 190, а, б, в): 1) рабочее положение экскаватора (рис. 190, а). Опрокидывание последнего возможно в сторону ковшовой рамы. При расчете необходимо учесть вес всех узлов, силу ветра Ре (Рв = 25 -4- 40 кГ/м2), усилие резания грунта Рр, вес грунта в ковшах;
скорость движения ковшовой цепи вдоль ковшовой рамы; vpx — скррость движения экскаватора; а — угол наклона ковшовой рамы; / — коэффициент сопротивления; i — уклон в долях единицы; |i2 — коэффициент трения скольжения реборд колеса о рельсы (jx, = = 0,10 0,12)"; L — длина ковшовой рамы; е — расстояние бровки откоса забоя до ближайшего к забою рельса. Суммарная мощность двигателя
Ne = NK4
где о, ч
б) Рис. 190. Схемы к расчету устойчивости многоковшовых цепных экскаваторов поперечного копания
+ N,
Л. С.
пер
2)    транспортное положение (рис. 190, б); ковшовая рама поднята. При расчете учитывается сила ветра Р'в — 100 ч- 200 кГ 1м2; 3)    монтажное положение при снятом рабочем органе (рис. 200, в). Опрокидывание возможно в сторону противовеса; при расчете учитывается сила ветра Р'в = 100 ч- 200 кГ/м2. Коэффициент запаса устойчивости, представляющий собой отношение удерживающего момента к опрокидывающему, должен быть равен 1,3—1,4. § 96. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ РОТОРНЫХ ТРАНШЕЙНЫХ ЭКСКАВАТОРОВ Диаметр ротора экскаватора Dp (рис. 191) зависит от максимальной глубины отрываемой траншеи Нт тах: Dv = (1,75 ч-1,85) Нт шах • Размеры ковша: ширина Ък =0,9Бт; высота \ = (0,5ч-0,6)£т; длина ^ = (0,4-0,6)гк, где Вт — ширина траншеи; tK — шаг ковша. Скорость резания грунта ротором должна назначаться, исходя из условий возможности гравитационной разгрузки ковшей, причем траектория движения грунта должна обеспечивать попадание его на ленту отвального транспортера. Максимальная скорость вращения определяется частотой вращения роторного колеса экскаватора пр= (0,5 ч- 0,6) пркр, где пркр — критическая частота вращения ротора. Под критической частотой вращения ротора понимается то наименьшее число оборотов, при котором невозможна гравитационная разгрузка грунта. Это условие может быть записано так: где G — вес грунта в ковше ротора; С — центробежная сила, действующая на грунт в ковше. Так как Gn2R nl п__р р Техническая производительность роторного траншейного экскаватора в m3Jh ц    ВОq KzKnp^H где qK — емкость ковша в jh , zK — число ковшей; пр — частота вращения ротора в об/мин; кн — коэффициент наполнения ковшей; кр — коэффициент разрыхления грунта. Скорость рабочего хода роторного траншейного экскаватора техническая производительность экскаватора в м3/ч; ширина траншеи в м; где Пг 2^
Нт — глубина траншеи в м. Пользуясь этой зависимостью, нужно подсчитать минимальную (при Нт тах) и максимальную (при Нт min) рабочую скорость. Установив минимальную и максимальную рабочую скорость, назначают число рабочих передач (4—12), а затем по закону геометрической прогрессии строят ряд передаточных чисел. Рис. 191. Основные параметры ротора и ковшей экскаватора
Тяговый баланс и баланс мощности экскаватора для тягового и транспортного режимов работы. Тяговый режим работы (копание грунта). Сопротивления движению, возникающие при работе экскаватора 2И7К, преодолеваются касательной силой гусеничного движителя Рг, т. е. PS — HW. Значение можно рассчитать по формуле Рг = И W = Qa + (Л COS ОС ±. ±sina) (Gm + Ga) + + (/cos a± sin a) GOI (381) гДе Qa — горизонтальная составляющая усилий в шарнире А (рис. 192); /г — коэффициент сопротивления движению гусеничного хода экскаватора; a — угол наклона поверхности грунта к горизонту; Gm — вес базового тягача; Ga — вертикальная составляющая усилий в шарнире; / — коэффициент сопротивления качению опорного колеса рабочего органа; G0 — вертикальная нагрузка на опорное колесо рабочего органа. Усилие в шарнире А, представленное составляющими Qa и Ga, и нагрузка на ось опорного колеса G0 возникают от нормальной Рл и касательной Рк составляющих сил разрезания, действующих на зубья ковшей, а также от веса ротора Gp. Реакции Ras и Re определяются на основании анализа сил, действующих на экскаватор. Эти методы расчета довольно громоздки Л Первый член уравнения (381) учитывает сопротивление движению, создаваемого ротором при копании грунта, второй — сопротивление движению экскаватора, третий — сопротивление качению опорного колеса рабочего органа. Баланс мощности роторного траншейного экскаватора имеет следующий вид: N е == N у -f- N ^ -j- N тр -j- Ne, где Ne —- мощность, развиваемая двигателем экскаватора; Np — мощность, затрачиваемая на привод ротора; Nf — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления движению экскаватора; Nтр — мощность, затрачиваемая на привод отвального транспортера; Nг — мощность, затрачиваемая на привод гидронасосов систем управления экскаватором. Мощность, затрачиваемая на привод ротора, где г]р — механический к. п. д. трансмиссии привода ротора. 'Гарбузов 3. Е. и др. Землеройные машины непрерывного действия. М. — Л., «Машиностроение», 1965. Мощность, идущая на копание грунта, «г U " ~ 270 • 103 Л' С'г где Пт — техническая производительность экскаватора в м3/ч; кг — коэффициент удельного сопротивления грунта резанию в кГ/м.2. Мощность, затрачиваемая на преодоление сил инерции грунта, поступающего в ковши ротора, П у v‘ ЛГ--т'г Р р~ g- 540-103 ’ где уе — объемный вес грунта в плотном теле в Т 1м3; vp — окружная скорость ротора в м/сек; g — ускорение свободного падения в м/сек2. Мощность, затрачиваемая на выгрузку где На — расстояние от поверхности земли до точки выгрузки в л*. Мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления движению экскаватора, £ Wvvx ДГ --    л. с., f 270г)гт).„ где ЕИ7 — сопротивление движению экскаватора при работе экскаватора; vpx — скорость рабочего хода экскаватора в км/ч; цг — суммарный к. п. д. гусеничного движителя экскаватора, т] 3 = 0,8 ч- 0,9; цм — механический к. п. д. привода гусеничного движителя. Мощность, затрачиваемая на привод транспортера, 37ПТН , 37соПТ1 | k3colv ^ f Il^v NTp— М IQQQQ + 10 00^ + Ю000/ + 27000 Лш С-'
где кб — коэффициент, учитывающий сопротивление на барабанах \кб = 1,2); Пт — производительность транспортера в т/ч; Н — разность уровней концевых барабанов транспортера в м; к3 — коэффициент сопротивления вращению роликовых опор, равный 135 q0 (q0 — вес ленты транспортера и вращающихся частей роликовых опор в кГ на 1 м длины ленты); « — коэффициент сопротивления движению ленты транспор-' тера по горизонтали (со = 0,06 для подшипников сколь* жения, (о — 0,04 для подшипников качения); I — длина транспортера в м; v — скорость движения ленты транспортера в м/сек. Способы расчета мощности, затрачиваемой на привод гидронасосов Nз были рассмотрены в § 29. Транспортный режим работы. Сопротивление движению экскаватора на транспортном режиме работы Wт преодолевается касательной силой гусеничного движителя Рг, значение которой может быть подсчитано по формуле рг = 2 wr = и г cos а ± sin a) (Gm + Rm) + (/ COS а ± sin a) Rem, где Rm — нагрузка на тележку рабочего органа, создаваемая весом рабочего оборудования; Rem — нормальная реакция грунта на опорное колесо рабочего органа в транспортном положении. Необходимая мощность двигателя N*= л• с-’ где vmx — транспортная скорость, движения экскаватора в км/ч. МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ РАЗРАБОТКИ ГРУНТА § 97. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ Гидромеханизацию в строительстве применяют при добыче и обогащении песка и гравия, вскрытии карьеров строительных материалов, возведении намывом насыпей, плотин и дамб, планировке территории, образовании выемок, углублении дна, опускании насосов и транспортировании грунта. Гидромеханизация обеспечивает единый технологический процесс, что ставит ее в ряд наиболее эффективных способов механизации земляных работ. Основными средствами гидромеханизации являются гид- Рис. 193. Технологическая схема гидромониторной разработки: 1 — забой; 2 — гидромонитор; 3 — зумпф; 4 — землесосная установка; s —пульповод; 6 — карта намыва; 7 — выпуски в разводящем пульповоде; 8 — водосбросный колодец; .9 — водосбросная труба; 10 — колодец отстойника; 11 — насосная станция подпитки; 12 основная насосная станция; is — водовоз
ромониторы, водяные насосы, землесосы, насосные станции, плавучие землесосные установки (землесосные снаряды) и установки для гидравлического транспортирования.    >1 Имеются два способа разработки грунтов: гидромониторный, при котором грунт размывается водяной струей, и землесосный, когда грунт всасывается из-под воды землесосным снарядом. Для повышения эффективности гидромеханизации грунт предварительно рыхлят: при гидромониторном способе плотные, сцементированные грунты разрабытывают экскаватором или с помощью взрывов, реже бульдозером, тракторным рыхлителем. Затем разрыхленный грунт размывают струей гидромонитора для дальнейшего гидротранспортирования (рис. 193). Вода в гидромонитор подается насосом. Если водоемы расположены на уровне, значительно превышающем (на 30—150 м) уровень размыва, вода подается самотеком. Плавучий землесосный снаряд разрабатывает слежавшиеся и плотные грунты с помощью фрезерного, гидравлического, цепного или роторно-ковшового грунтозаборного устройства. Слабые неслежавшиеся грунты засасываются непосредственно всасывающим устройством землесоса без предварительного рыхления. § 98. ГИДРОМОНИТОРЫ Назначение гидромониторов — создать водяную струю и направлять ее в нужную точку забоя для размывания грунта. Гидромонитор ГМН-250с (рис. 194) состоит из нижнего колена 7, верхнего поворотного колена 3, ствола 6 и насадки 7. Горизонтальный шарнир 2 между нижним и верхним коленом и шаровой шарнир 4 между верхним коленом и стволом имеют сальниковые уплотнения 5. Значительные давления воды, отрывающие верхнее колено от нижнего, а также момент от реакции струи воспринимаются упорным шарикоподшипником 8. Ствол гидромонитора направляет струю и сообщает потоку воды спокойное течение после прохождения колен и шарниров. Ствол делают возможно большей длины; в нем размещают струенаправляющие ребра. В насадке энергия напора воды преобразуется в скоростной напор струи с наименьшей потерей энергии. Насадка придает струе нужную форму и размеры. Гидромонитор имеет несколько сменных насадок для изменения диаметра струи и расхода воды. Гидромониторы управляются водилом, прикрепленным к стволу, или с помощью электрогидравлического управления. При значительных напорах и больших расходах управление гидромониторами осуществляется специальным устройством — дефекто-ром, который позволяет за счет незначительного отклонения направления струи, совпадающего с осью ствола, получить достаточную отдачу для отклонения ствола гидромонитора. Расход воды через насадку гидромонитора Q — ajv = а/ф У"2gH ^ 3,28ci2 ]/7/ м3/сек, где а — коэффициент сжатия, равный приближенно единице; ] — —--площадь сечения насадки; v = ср|/ 2gH — скорость струи; Ф — коэффициент скорости, равный 0.94; g — ускорение силы тяжести (g — 9,81 м/сек2)] Н — рабочий напор у насадки гидромонитора в м вод ст.; нормы напоров приведены в табл. 52; d — диаметр выходного отверстия насадки в м. Минимально допустимое расстояние от гидромониторщика до забоя при ручном управлении. ■^mln == Cth, где а — коэффициент, зависящий от свойств грунта; для глины а = 1; для песчаных грунтов 0,8; для суглинков 0,6; для лесса 1,2. h — высота забоя в м. Максимальное расстояние от гидромониторщика до забоя для песчаных и легких суглинистых грунтов в зависимости от давления воды перед насадкой гидромонитора: Н в am.......... 3 5 8 10 12 15 Lmax в м......... 14 24 34 38 41 44 Для глинистых грунтов это расстояние следует уменьшать на 20-30%. Уклон, необходимый для стока пульпы, составляет для глинистых грунтов 2%, для мелкого песка 4—5%, для крупнозернистого песка и гравия в зависимости от величины фракции 5-10%. Количество электроэнергии, расходуемой на р^азмыв 1 м3 грунта без учета гидротранспортирования, H = 0,006q(h1-\-hi-\-hs) квт-ч, где q — расход воды в ж3 на 1 м3 грунта; ht — напор воды у насадки гидромонитора в м вод. ст.; h2 — разность отметок гидромонитора и горизонта водозабора в м; h3 — потери напора в водоводе и гидромониторе в м вод.ст. Для подачи воды в гидромониторы применяют центробежные насосы, создающие напор 50—125 м вод.ст. При очень плотных грунтах применяют насосы с большим напором или используют обычные насосы, которые устанавливают последовательно. Корпуса насосов рассчитаны на двойное давление, поэтому нельзя располагать последовательно больше двух насосов. Таблица 52 Нормы напоров струи у насадки Высота уступа Категория грунта Грунт Более 15 Напор в м Предварительно разрыхленный неслежавшийся ......... Песок мелкозернистый ...... Песок пылеватый.......... Супесь легкая ........... Лесс рыхлый............ Торф разложившийся....... Песок среднезернистый...... Песок разнозернистый ...... Супесь тяжелая.......... Суглинок легкий .......... Лесс плотный............ Песок крупнозернистый...... Супесь тяжелая.......... Суглинок средний и тяжелый . . Глина тяжелая тощая....... Песчано-гравийный........ Глина полужирная ........ Песчано-гравийный ........ Глина полужирная ........ § 99. ЗЕМЛЕСОСЫ И ЗЕМСНАРЯДЫ Для перекачивания пульпы применяют землесосы — грунто-ше насосы, представляющие собой одноступенчатые центробеж-ше насосы одностороннего всасывания. Конструкция землесосов несколько отличается от водяных насосов: стенки и лопасти рабочих колес утолщены и проходные сечения увеличены. Землесосными снарядами (земснарядами) называют плавающие Еемлеройные машины, извлекающие груат из-под воды в виде водогрунтовой смеси — пульпы и транспортирующие ее на расстояние. Плавучие землесосные снаряды применяются для разработки грунтов, покрытых водой. Они отличаются большей подвижностью, их не ограничивают габаритные размеры, вес и удельное давление на грунт, что позволяет устанавливать на них оборудование любой мощности. Однако на земснарядах трудно наблюдать за работой всасывающего устройства, и вследствие этого регулировать консистенцию пульпы, поэтому консистенция ее значительно ниже, чем при гидромониторном способе разработки. На земснарядах средняя консистенция при легких грунтах (песках) 1 : 9, при гидромониторном способе 1 : 5. Снижение консистенции уменьшает производительность земснаряда. Значительное повышение консистенции достигается применением роторно-ковшовых разрыхлителей. Земснарядами трудно разрабатывать вязкие и твердые грунты, содержащие валуны. Для разработки тяжелых гравийных грунтов, содержащих валуны, используют цепные рыхлители. Чтобы увеличить глубину разработки земснаряда, применяют эжектирование на всасывающей линии. Необходимость эжектиро-вания возникает при работе на глубине более 15 м при высокой консистенции пульпы и наличии гравия, так как потери во всасывающей линии превышают всасывающую способность землесоса. Землесосные снаряды можно классифицировать по следующим основным признакам: 1)    по типу всасывающего агрегата — с обычными грунтовыми насосами, с водоструйными насосами (эжекторы) и эрлифтами; 2)    но способу грунтозабора: а) разрабатывающие грунт путем непосредственного всасывания из-под воды; б) всасывающие грунт с предварительным рыхлением его механическим способом и в) всасывающие грунт с предварительным рыхлением его гидравлическим способом. Земснаряды можно условно разделить на три класса (табл. 53). Мощность, потребляемая насосом (и землесосом), yQH    yQH 270ri Л• C- = 3№f^’ где у =    — объемный вес перекачиваемой жидкости в Т !м3; усг — удельный вес сухого грунта; п — количество частей чистой воды, приходящейся на 1 часть грунта; у = 1 Т 1м3 — удельный вес воды; Q — производительность насоса в м?1ч; Класс снарядов Диаметр всасывающего патрубка в мм Производительность по грунту Мощность привода в л. с. грунтового насоса разрыхли Мелкие ........ Средние ........ Крупные ....... До 250 До 400 До 700 1000—1800 2000—2500 75-200 До 400 До 750 при производительности Н — напор, развиваемый Q м3/ч, в м вод.ст.; г] — к. п. д. насоса или землесоса; для землесосов г) = 0,65, для мелких и средних насосов 0,7—0,8; для крупных 0,9. Мощность электродвигателей следует назначать с запасом: для мелких насосов на 25%, дпр средних л крупных на 10%. Исследования А. Н. Машина показали, что для грунтовых насосов, перекачивающих пульпу, остаются в силе законы подобия, вытекающие из теории центробежных насосов, работающих на чистой воде. Для геометрически подобных колес, если пренебречь изменением к. л. д., при переходе от модели к натуре величины Рис. 195. Схема всасывания
Н, Q и N могут быть пересчитаны, исходя из следующих соображений. Развиваемый напор должен быть пропорционален квадрату окружной скорости колеса или, что то же, произведению nD, тогда будет иметь место зависимость Расход должен быть пропорционален произведению площади сечения на скорость, т. е. D2nD = nDs или <? = <?
м ПМ \DM Так как полезная мощность при работе на пульпе пропорциональна произведению QH, то N =N (—W—Т п пм WJ \Dj ■ Эти зависимости справедливы для случая, когда все размеры грунтового насоса изменяются пропорционально диаметру рабочего колеса. Вопрос о всасывающей способности грунтовых насосов имеет )олыиое значение потому, что энергия, расходуемая во всасываю-цем тракте, совершает работу не только по подъему пульпы, но I по ее приготовлению. Различают геометрическую и вакууммет-рическую высоту всасывания. Геометрической высотой всасывания Нгд для насоса с горизонтальным валом называют разность отметок от рабочего колеса цо поверхности воды в водоеме. Всасывание происходит в результате положительной разности между атмосферным давлением —    на свободную поверхность воды и давлением у входа в колесо Ve —    (рис. 195). Здесь ув — удельный вес воды. Вакуумметрическая высота всасывания и будет определяться этой разностью: При перекачивании чистой воды где hec — сумма гидравлических потерь во всасывающем тракте; cs — скорость во всасывающем патрубке. При перекачивании пульпы Нвак~Н гв + h.np + hec + —, где hnp — гидравлические потери в проточной части грунтового насоса. Для определения приведенной высоты всасывания центробеж ных насосов Hs—Hse-\-hec=Heay. — работающих на чистой воде, проф. С. С. Руднев предлагает пользоваться зависимостью где Q — производительность насоса в м31сек; кк — коэффициент кавитации, зависящей от коэффициента быстроходности ns: ns.......... 50—70 70—80 80—150 150-200 kK.......... 600—750 800 800—1000 1000-1200 Проф. И. И. Куколевский предложил следующую классификацию рабочих колес центробежных насосов: тихоходные колеса (ns = 50ч- 100), нормальные (ns = 100 -г- 200), быстроходные (ns = 200 -г- 350). Для грунтовых насосов величина ns выбирается в пределах от 60 до 150. Ориентировочное значение полной установленной мощности земснаряда N по заданным часовой производительности q4 и дальности подачи Ьп определяется по формуле N — (5,7 —1,15 lg q4Ln) q4Ln, где q4Ln — произведение часовой производительности (по грунту) снаряда в *3/ч и дальности подачи грунта в км. Напор Н, развиваемый грунтовым насосом, установленным на выбранном земснаряде, должен удовлетворять неравенству Н2 heU0P-{-^ hгеом, где 2,Ьгидр — сумма гидравлических потерь во всасывающих и напорных пульповодах; ^геом — сумма геометрических потерь (разность отметок выдачи пульпы и уровня воды в водоеме, в котором плавает земснаряд). Месячная производительность земснаряда ?* = Vcn*?4 м3/Ч’ где кв — коэффициент использования земснаряда по времени зависит от технологических особенностей рабочего процесса земснарядов: кв = 0,6 ч- 0,85; tc — продолжительность смены в ч; пм — количество рабочих смен в месяце; . q4 — производительность земснаряда за 1 ч чистой работы. Наиболее распространенным вращающимся грунтозаборным устройством являются фрезерные разрыхлители. Форма ножей фрезы выбирается такой, чтобы наряду с рыхлением грунта они в какой-то степени подавали срезанный грунт к входному отверстию всасывающей трубы. Wpes
Грунт суглинок иловатый Ь=300мм; t=6cM vpefO,lM/ceK Подводное резание Сухоё'резание 20° \20° %20° * та>=1,0 0,98 0,79 тф=0,67 a) S) 8) г)
Фреза представляет собой тело вращения с прямолинейной или qau^e криволинейной образующей, во внутреннюю полость которого введена всасывающая труба. С. П. Огородников рекомендует следующую зависимость для определения усилия резания: Рис. 196. Зависимость усилия резания от формы ножа: а — клин; б — то же с передним скосом; в — то же с задним скосом; г — то же с передним и задним скосами
Wpe3=^kbhnmamvm^ где к — коэффициент удельного сопротивления грунта резанию в кГ 1см2 (для суглинков и легкой глины к = 0,6 -г -т- 1,3 кГ/см2); b — ширина резания в см; h — толщина стружки в см; п — показатель степени (для суглинков п — 1,0 -г- 1,26); та — коэффициент, учитывающий влияние угла резания на усилие резания (для суглинков тг — 0,78 0,01 а°); mv — коэффициент, учитывающий влияние скорости резания (v в м/сек) на усилие резания (для суглинков mv — = 0,86 -г- 1,4 ирез); тф — коэффициент, учитывающий влияние формы ножа (рис. 196). Статистические значения удельной мощности привода фрезер-ого разрыхлителя N д в зависимости от вида грунта приведены иже. Грунт В Квт'Ч[М3 Грунт в кет-ч/м* Пески рыхлые несле- жавшиеся....... Пески слежавшиеся, пески гравелистые» супеси, ил ов атые пески, лесс, пески с прослойками илов или суглинков ...... 0,2-0,3 0,35—0,45 Суглинки легкие или слежавшиеся..... Глины легкие нежирные .......... Глины плотные .... Скала мягкая разборная .......... Если мощность привода фрезерного разрыхлителя обозначить V = q4 Nyg, где q4 — часовая производительность грунтозабор-юго устройства по грунту, то можно написать vd 75 • 1,36г|рЬ(ж ’ :де Wpe3 — суммарное усилие резания, приходящееся на все ножи, одновременно участвующие в процессе резания, в кГ; ■Прыж — к- п- Д- Фрезерного разрыхлителя привода можно принять равным 0,80 (это значение к. п. д. учитывает также вредное трение фрезерного разрыхлителя о грунт); отсюда Те3    ”рез При определении    фрезерного разрыхлителя, действую щего на один нож, можно предполагать, что одновременно в работе находится 1,25 или 2, или 3 ножа, т. е. Зона всасывания зависит от производительности грунтового насоса, формы наконечника и характера грунта, поэтому размеры фрезы должны быть функцией этих факторов. Средний диаметр фрезы для легких грунтов D =0,23 q°4's'a м; для тяжелых грунтов D = 0,21 ql’35 м, где q4 — производительность (по грунту) землесосного снаряда в м3/ч. Длина фрезы принимается равной 0,63—0,92 ее диаметра: для связных грунтов 0,65—0,7, для рыхлых отложений 0,75— Расход энергии на гидротранспортирование 1 м3 грунта (для глинистых и мелкозернистых песков) WmP = 3(Z + 0,04tf) квт-ч/м3, где L — длительность транспортирования в км; Н — геометрическая высота, подъема грунта в м. Эта формула приближенно верна в пределах производительности от 60 до 300 м8/ч грунта, причем величина Wmp всегда больше 1,8 квт-ч/1 м3 грунта. Если скорость транспортирования пульпы в трубах недостаточна, то грунт будет осаждаться в них до полного заиления. При выборе диаметра пульповода, обеспечивающего заданную производительность, нужно учесть, чтобы скорость в пульповоде была не ниже минимальной критической (икр = 1,7 -т- 4,6 м/сек). Потери напора в пульповоде определяют так же, как и для водопроводных труб, но вводят поправочный коэффициент: Объемная консистенция пульпы..... 1:3 1:5 1:8 1 : 10 1 : 12 Поправочный коэффициент........ 1,5 1,4 1,3 1,2 1,1 Целесообразность гидравлического перемещения определяется наличием водных и энергетических ресурсов, стоимостью электроэнергии, объемом работ, рельефом трассы, требованиями к укладке трубопроводов и методом разработки грунта в забое. МАШИНЫ И МЕХАНИЗМЫ ДЛЯ РАЗРАБОТКИ МЕРЗЛЫХ ГРУНТОВ § 100. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ Из общего объема земляных работ, выполняемых на строи-ельстве, некоторую часть приходится вести в условиях отрица-ельных температур, когда прочность мерзлого грунта в десятки даже сотни раз превышает прочность немерзлого грунта. В связи с тем, что около половины территории Советского Союза анимают вечномерзлые грунты, а на значительной части страны ерхняя часть грунта промерзает от 0,8 до 3 м, в СССР ежегодно азрабатывается более 800 млн. м3 мерзлого грунта. Правильное лавирование производства строительных работ может намного низить трудоемкость непроизводительных земляных работ. Од-ако многолетний опыт показывает, что примерно 10—15% всего бъема земляных работ осуществляется в мерзлом состоянии и ерет на себя около половины стоимости затрат всего годового бъема земляных работ. Для облегчения разработки грунта в зим-их условиях практикуются следующие мероприятия: 1)    предохранение грунтов от промерзания (утепление, пред-арительное осеннее поверхностное рыхление грунта, химическая бработка); 2)    оттаивание грунта перед его разработкой (обогрев паром, лектропрогрев, нагревание пламенем и т. п.); 3)    рыхление мерзлого грунта различными способами для облег-ения его экскавации (механические, взрывом, термические, лектрические, комбинированные). Наименее энергоемкими и наиболее универсальными способами азработки мерзлого грунта являются механические. Механиче-кие способы рыхления мерзлого грунта довольно разнообразны, рименяемые для этого машины могут быть классифицированы о виду рабочего процесса на: 1)    режущие, к которым могут быть отнесены машины с диско-ой фрезой, с барами, рыхлители, буры, многоковшовые экскава-оры; 2)    ударные: со свободно падающим рабочим органом, дизель-юлоты, гидропружинные молоты, ручной ударный инструмент; 3) вибрационные, которые обычно выполняются в комбинации с резанием (виброфрезы), или ударом (ковши с виброударными зубьями), или сколом (виброклинья). В большинстве случаев земляные работы в мерзлых грунтах производят при комбинированном использовании машин. Так, нарезание щелей (барами или дисковой фрезой) обычно сочетают с работой одноковшового экскаватора для скола и экскавации нарезанных блоков, крупный скол с использованием удара сочетают с работой одноковшового экскаватора и т. д. При разработке котлованов и вскрышных работах нарезают блоки, рыхлят поверхностный слой рыхлителями или буровзрывным способом в сочетании с одноковшовым экскаватором.Траншеи обычно разрабатывают многоковшовыми экскаваторами с различными рабочими органами: цепными барами с чистым резанием; цепными барами с резанием и сколом; роторами с зубьями, обеспечивающими резание и крупный скол. В последнее время применяет послойное рыхление мерзлого грунта навесными рыхлителями на базе мощных тракторов и тягачей (ДЭТ-250, Т-34 и др.). § 101. МАШИНЫ ДЛЯ РАЗРАБОТКИ МЕРЗЛЫХ ГРУНТОВ РЕЗАНИЕМ По принципу работы режущего органа машины для резания мерзлых грунтов можно разделить на две группы: а)    машины с рабочим органом вращательного действия; б)    машины, у которых режущий элемент имеет поступательное движение. К режущим органам вращательного действия относятся фрезы и буры; к режущим органам поступательного действия — рыхлители, бары. Рис. 197. Схема резания мерзлого грунта дисковой фрезой
Последние по принципу резания занимают промежуточное положение между первыми и вторыми. По характеру выполнения технологического процесса различают машины, которые производят только разрушение мерзлого грунта (бары, навесные рыхлители, дисково-фрезерные машины), а последующую экскавацию его осуществляют обычные землеройные машины и машины, самостоятельно выполняющие весь технологический процесс разработки и уборки грунта (многоковшовые экскаваторы, буровые установки, машины с пальцевой фрезой). Основными параметрами машин для разработок мерзлого грун-рабочим органом вращательного действия являются диаметр жущего диска число оборотов диска (фрезы) п,ф, скорость ступательного движения машин vn, мощность двигателя N, орость фрезерования иф. Резание дисковыми фрезами можно осуществлять прямым или ратным фрезерованием (рис. 197). Прямое фрезерование при сработке мерзлых грунтов более рационально, так как размеры ружки нарастают равномернее и рабочий орган работает с мень-ими динамическими воздействиями. Мощность, необходимая для нарезания щели в мерзлом грунте, >жет быть с достаточной для практических целей точностью феделена по формуле PR l(yfl5 + »n)3 + V(vb + ^ + 2i?nycS oos а)8] л. c., N--
\e P — усилие резания в кГ (см. гл. Ill); R — радиус фрезы в см; vф — окружная скорость фрезы в м/сек; vn — поступательная скорость агрегата в м/сек; а — угол рабочего контакта фрезы. При фрезеровании пальцевой фрезой ksIIDrf,nn де к — коэффициент удельного сопротивления резанию при фрезеровании мерзлого грунта в кГ/см2; s — подача на один оборот фрезы в см; Н — глубина траншеи в см; ,ф — ширина траншеи (диаметр фрезы) в м;
Пф — число оборотов фрезы в минуту. Одним из существенных недостатков диско-фрезерных машин гвляется необходимость выбора больших диаметров фрез при на-)езании глубоких щелей. Для обеспечения устойчивости фрезер-юго диска против выпучивания его необходимо проверять на критическую силу резания г» 4/с аВ кр" DI
где к0 — коэффициент, учитывающий соотношения диаметра и 15 - 20; от материала 2 - 2,5;
толщины; принимается к0 коэффициент, зависящий толщины; принимается В Бф — диаметр диска. В
При фрезеровании может быть скоростное или силовое резание, первое обеспечивается при скорости фрезерования v^ = = 6-^-9 м/сек; силовое — при = 2,0 -f- 2,5 м/сек. Опыты показывают, что силовое резание мерзлых грунтов более рацио- диска и его нально — оно обеспечивает меньшую энергоемкость и повышенную надежность. У диско-фрезерных машин диаметр диска составляет 0,4— 2,7 м, что позволяет нарезать щели глубиной до 1,2 м. Однако изготовление режущих дисков диаметром более 1 ж вызывает значительные затруднения и поэтому подобные машины пока имеются только в опытных экземплярах. На рис. 198 показана схема дис-ко-фрезерной машины конструкции Горьковского политехнического института. Несколько большее распространение для нарезания щелей имеют машины с режущими органами в виде двух бар, навешиваемых на многоковшовые траншейные экскаваторы. Однако такие машины пока серийно не изготовляются. Рис. 198. Схема диско-фрезерной машины: 1 — дисковая фреза; ,ч — редуктор; з — карданный вал; 4 — дисковый фрикцион; S — двусторонний редуктор; в — вал отбора мощности; 7 — лебедка; 8 — трос Разработка мерзлого грунта с нарезанием щелей производится двумя машинами, из которых одна нарезает сетку щелей (рис. 199), а другая, чаще всего одноковшовый экскаватор с оборудованием обратной или прямой лопаты, скалывает призмы мерзлого грунта. Перспективным является комбинированный способ рыхления, при котором по нарезаемой продольной щели вслед за баром перемещается механизм, периодически скалывающий межщелевой целик грунта в сторону ранее пройденной щели. При этом отпадает необходимость нарезки поперечных щелей. При таком способе объем работ землеройной машины уменьшается в 2—3 раза, стоимость предварительного рыхления снижается в 1,5—2,5 раза. Основные преимущества разработки мерзлого грунта путем предварительного нарезания щелей состоят в том, что механической разработке подлежит только незначительная часть мерзлого грунта, остальной объем остается в целике. Энергоемкость такого способа разработки значительно меньше, чем при сплошном резании. Режущую часть фрезерных дисков и цепных бар теперь вы-юлняют наборными из комплекта трех обычных резцов в одном )яду и одного резца-клина, назначение которого — скалывать (елики, оставшиеся между прорезанными щелями. При такой хеме режущей части рабочего органа снижаются энергозатраты и несколько увеличивается стойкость резцов. В этом случае около 30% грунта разрушается несвободным резанием, 40—45% —полусвободным резанием и 25—30% — скалывающим действием клина. Скорость резания при нарезании щелей достигает 0,6— iwmvl п
1,0 м!сек при рабочей скорости агрегата 25—60 м/ч. Способ нарезания щелей пока еще не вышел из стадии экспериментирования и в настоящее время отдельные организации проводят исследования по определению оптимальных режимов и отработке конструкции машин. Резание мерзлых грунтов роторными экскаваторами осуществляется при оснащении последних рабочими органами усиленного типа со специальным, с т у п е н ч а т о - ш а х м атным размещением режущих ор-*ис. 199. Резание мерзлого грунта тран- ганов (рис. 200). В табл. )□□□□□[ □□□□□С □□□□□[ □□□□□[
шейным экскаватором:    54 даны некоторые пока- : — вид сбоку; б — вид в плане — продольные затели работы роторных роходы; в — вид в плане - поперечные прохо-    ПП(т    пячпя- ды; 1—траншейный экскаватор; 2 — бары стьпаьсиириь при jjddpd ботке мерзлых грунтов. Навесные рыхлители статического действия на базе мощных ракторов и тягачей стали применяться в последнее время при раз->аботке мерзлого грунта на больших площадях. Навесные рыхлители, применяемые для разработки мерзлых 'рунтов, базируются на тракторах Т-180КС, ДЭТ-250М, Т-330, Г-550, имеют от одного до трех зубьев и могут обеспечить заглуб-гение на 0,7—1,2 м. Производительность этих рыхлителей в за-1исимости от условий промерзания и температуры грунта состав-тяет 80—200 м!ч. Показатели работы роторных экскаваторов при разработке мерзлых грунтов Показатель ЭТР-132 Ширина, глубина копания в м........ Скорость рабочего хода в м/м.......... Скорость резания в м/сек Производительность в .w/ч........... 64-174 1,74 31—310 1,7 Бурение мерзлого грунта иногда осуществляют как самостоятельную операцию (при работе столбоставов, при установке блочных фундаментов и т. п.), но чаще в комбинации с другими Рис. 200. Ротор экскаватора со ступенчато-шахматным размещением режущих органов: а — сечение по осям 1 (8), 2 (9) и т. д.; б — вид с торца операциями (при буровзрывном методе, нри подготовке грунта для работы других машин). Для бурения мерзлого грунта применяют специальные буровые установки или навесные рабочие органы вращательного действия в виде винтовых шнеков, буровых коронок и т. п. Основными параметрами бурильных установок являются диаметр бурения, число оборотов бура, мощность установки, усилие осевой подачи бура. В системе привода бура различают бурильные установки с механическим или с гидравлическим приводом. Система передачи севого усилия в таких установках может быть канатной, идравлической и комбинированной. Наибольшее распространив получили бурильные установки с механическим приводом ура и с гидравлической передачей осевого усилия. § 102. МАШИНЫ ДЛЯ РАЗРАБОТКИ МЕРЗЛЫХ ГРУНТОВ УДАРОМ Машины и механизмы для ударного рыхления мерзлых трупов имеют цикличный режим работы и по принципу действия мо-ут быть разделены на две основные группы: 1)    со свободно падающим рабочим органом; 2)    с забиваемым рабочим органом (клином). По системе размещения рабочего оборудования машины удар-ого действия могут быть навесные и прицепные. Наибольшее аспространение получили навесные машины. По виду механизма одъема ударной части различают машины с использованием изель-молота, с гидравлическим механизмом, с тросовым подъ-мом и гидропружинные. Ударный рабочий орган может выполняться в виде клина или ребенки направленного или ненаправленного действия. Несмотря а крупные недостатки клин-молотов ненаправленного действия шсокие динамические нагрузки, ненаправленность удара, боль-гой износ деталей, неэффективность использования сложного обо-удования и др.) эти машины пока еще применяются. Однако ис-ользование их для рыхления мерзлого грунта следует все же титать вынужденным, так как более эффективных средств для ыхления пока нет. Установки с направленным ударом для раз-аботки мерзлых грунтов могут быть в виде навесного оборудова-ия на тракторе, располагаемого чаще всего сзади, или сменного Зорудования на экскаваторе. К этому же виду оборудования мож- о отнести и трубчатые мерзлоторыхлители, имеющие лучшие ус-овия для обеспечения центрального удара по грунту, а следова-;льно, и более надежную конструкцию. К машинам с забиваемым рабочим органом следует отнести язель-молот с клином на тракторе или дизель-молот с клином виде сменного рабочего оборудования на экскаваторе (рис. 201), ашину непрерывного скола МНС-2, рыхлитель НИИ-200 и гид-эпружинный молот. Однако эти установки не вышли пока из ста-ш опытного освоения. Основными параметрами машин ударного действия являются )С падающих частей (при свободном падении), высота падения *бочего органа, частота ударов, мощность установки, параметры 1бочей части рабочего органа (профиль, сечение), энергоемкость лхления. Пласт мерзлого грунта отделяется в результате многократно нанесения удара и расклинивающего эффекта клина. Выбор геометрических размеров и формы рабочего органа зависит от назначения установки. Для падающих рабочих органов предпочтительнее, если заостренная часть представляет собой четырехгранную призму, для забиваемого клина — двухосное заострение. Оптимальный угол заострения, которому соответствует наименьшая энергоемкость разрушения, равен 20—30°. Во избежание защемлений, а также для повышения долговечности рабочего органа угол заострения увеличивают до 30—40°. При этом около 95 % энергии удара расходуется на смятие грунта и только 5 % — на отделение пласта. Рис. 201. Дизель-молот с клином на экскаваторе: а — установка; б — рабочий орган — клин

Энергия, затрачиваемая на внедрение клина на глубину h, возрастает по степенной зависимости А = ahn кГ ■ м, где п — коэффициент, постоянный для заданных условий, равный 2 < п <С 3. Энергоемкость рыхления грунта симметричными клиньями меньше, чем односкосными. С увеличением веса рабочего органа в пределах от 1 до 10 Г при постоянной высоте сбрасывания непрерывно увеличиваются глубина внедрения и шаг скола. Большое влияние на энергоемкость процесса рыхления мерзлого грунта оказываем отношение веса падающих частей G к вы- соте падения Я. С увеличением отношения энергоемкость рых- ления уменьшается, однако чрезмерное увеличение отношения ^ при больших энергиях удара приводит к утяжелению привода рабочего органа и всей конструкции в целом. Рекомендуется при А = 10 -г- 20 Т м принимать G = (1,25 -т- 1,50) Н; при А = = 20 -т- 50 Т ■ м — G — (1,0 н- 1,25) Н. Рис. 202. Зависимость удельной энергоемкости от частоты ударов в минуту и энергии удара
Рис. 203. Влияние характера деформации грунта на энергоемкость процесса разрушения при а = 30°:
Шг,
1 — чистый скол; 2 — скол с отрывом
Эффективность рыхления мерзлых грунтов ударным воздейст-[ем во многом зависит от размещения рабочего органа относи-льно края забоя. При сколе существует оптимальное расстоя-ie от края забоя до рабочей кромки скалывающего органа I ис. 201). Практически его назначают равным (1,5—2,0) b ши-шы клина. Ширину клина принимают с учетом размеров ковша скаватора, осуществляющего экскавацию грунта после разрых-ния. На энергоемкость разрушения ударом большое влияние окатает величина работы единичного удара и центральность удара дающего рабочего органа. На рис. 202 показана зависимость ергоемкости разработки мерзлого грунта Е от частоты п и ергии удара А. Из графика видно, что эффективность разра- Е.хГ-м    Е,кГм
тки в большей степени зависит от величины энергии удара и в ныпей степени — от частоты ударов. Применение удара с отрывом снижает энергоемкость процесса зрушения мерзлого грунта. На рис. 203 показана зависимость ергоемкости процесса разработки мерзлого грунта от харак-ра деформации. Применение скола с отрывом значительно ижает энергоемкость процесса по сравнению с чистым CKO-м. В последнее время появились предложения и выполнены ытные образцы установок одноударного непрерывного послой-го рыхления мерзлых грунтов в виде роторных рыхлителей арного действия. По принципу действия и конструктивной еме роторные рыхлители имеют существенные преимущества. них отсутствует необходимость в выдергивании клина, отпа-ет необходимость в подъемном механизме, появляется возмож-сть работать с частотой вибрационных рыхлителей.
§ 103. ВИБРАЦИОННЫЕ РАБОЧИЕ ОРГАНЫ ДЛЯ РАЗРАБОТКИ МЕРЗЛЫХ ГРУНТОВ Для повышения эффективности механической разработки грунтов широко проводятся опыты с виброрыхлителями, вибро- Рис. 204. Рабочие органы вибрационного принципа действия: а — чисто вибрационный; б — виброударный; в — частоударный; 1 — вибратор; 2 — рабочий орган — клин; 3 — боек; 4 — наковальня; 5 — пружина клиньями, экскаваторными роторными вибрационными образие рабочих органов, применяемых для разработки мерзлых грунтов с использованием вибрации, по силовой схеме воздействия их на грунт можно разделить на три вида (рис. 204): вибрационные, виброударные и частоударные. Основными параметрами рабочих органов с виброприводом являются сила, развиваемая на рабочем органе при ударе, энергия одного удара, частота ударов, величина статической пригрузки, мощность, затрачиваемая на вибропривод. Вибрационный рабочий орган представляет собой ковшами с виброударными зубьями, рабочими органами и т. п. Все много- Рис. 205. Ковш экскаватора с частоударными зубьями: 1 — зуб ковша; 2 — подвижный корпус пневмомолотка; 3 — ударник; i — золотник; 5 — пружина; в — толкатель; г — пневмоклапан !ычный рабочий орган, к которому жестко присоединен виб-(тор. При синфазном вращении дебалансов вибратора верти-шьные составляющие возмущающих сил в первом приближении ;ладываются с основной силой, действующей на грунт (вес, (авливание и т. п.). Виброударный рабочий орган состоит из вибромолота и ра->чего инструмента, соединенных между собой пружинами. При >авильно подобранных размерах зазора между виброблоком и 1бочим органом и параметрах пружин колебательные движения 1броблока сопровождаются периодическими ударами бойка по шовальне рабочего органа. При использовании виброударного 1бочего органа на грунт передаются ударное и вибрационные (здействия. Частоударный рабочий орган является модификацией вибро-щрного. Он проще в конструктивном оформлении, но значительно ступает по техническим данным (недостаточная стабильность 1боты, возможность перекосов и т. п.). Опыт показывает, что 1стовибрационные рабочие органы менее эффективны, чем виб->ударные и частоударные, однако последние менее долговечны 5—10 раз). Моторесурс узлов вибромолота составляет при-зрно 20—30 ч, вибрационных рабочих органов 100—200 ч. Опыт-ые конструкции с рабочим органом в виде виброклина осущест-гены на базе тракторов Т-140, Т-100, а также на вальцевом рых-ателе и др. Частоударные зубья к ковшам одноковшовых .экскаваторов -652 и Э-10011 с использованием принципа пневмомолота inc. 205) показали достаточную работоспособность. При уста-эвке их на ковш емкостью 0,7 м3 производительность экскаватора опытных образцах достигала 45 м3/ч (при работе на грунте с губиной промерзания 0,8 м). Имеются попытки создания опыт-эго образца роторного вибрационного рабочего органа, навеши-лемого на гусеничный трактор. Рабочий орган в виде торцовой резы производит динамическое воздействие на разрабатываемый ерзлый грунт. ГЛАВА XVII ОСНОВЫ ТЕОРИИ УПЛОТНЕНИЯ ГРУНТА МАШИНАМИ § 104. ПРОЦЕСС ИСКУССТВЕННОГО УПЛОТНЕНИЯ ГРУНТОВ Искусственное уплотнение является эффективным и самым дешевым приемом стабилизации,механических свойств насыпных грунтов при строительстве земляных сооружений. Грунты можно уплотнять укатыванием, трамбованием, вибрированием или сочетанием этих способов. Уплотнение укатыванием (рис. 206, а) происходит в результате давления, создаваемого вальцами или колесами, перекатывающимися по поверхности грунта. По такому принципу работают катки. Уплотнение трамбованием (рис. 206, б) осуществляется ударами рабочих органов трамбующих машин. Уплотнение вибрированием (рис. 206, в) основано на передаче грунту колебательных движений, в результате которых происходит взаимное перемещение твердых частиц, приводящих к уплотнению грунта. При вибрировании, как правило, рабочий орган не отрывается от поверхности грунта, таким образом, вибрационная плита и грунт представляют собой соколеблющиеся массы. Если возмущающая сила превысит определенный предел, то вибрационная плита оторвется от поверхности грунта. В этом случае вибрирование перейдет в вибротрамбование. Этот процесс отличается от трамбования большей частотой и меньшей энергией ударов. Несмотря на различие принципов работы уплотняющих машин процесс уплотнения грунта во всех случаях имеет много общего и только при вибрировании наблюдаются некоторые специфические особенности. Уплотнение грунтов осуществляется путем приложения к их поверхности кратковременных повторных или циклических нагрузок. Под действием этих нагрузок грунт деформируется. Полная деформация грунта состоит из обратимой (упругой), т. е. восстанавливающейся после снятия нагрузки, и необратимой (остаточной). Последний вид деформации может развиваться в результате уменьшения объема грунта (необратимые объемные деформации) или в результате изменения его формы с сохранением прежнего объема (пластическое течение). Обычно необратимая деформация грунта, независимо от ее величины, содержит обе составляющие, но их относительные значения не являются постоянными и зависят от состояния грунта, величины и характера приложения внешней нагрузки. При сравнительно малой величине внешних нагрузок необратимые деформации в основном происходят в результате измене-яия объема грунта, вызывая его уплотнение. Чем значительнее величина нагрузок, тем большая часть необратимой деформации протекает в результате изменения формы грунта, что проявляется в виде значительных просадок и выпирания грунта в стороны из-под рабочего органа машины. Параметры уплотняющих машин необходимо выбирать так, чтобы получить максимальную величину необратимых объемных 6 Рис. 206. Схемы уплотнения грунтов: г — укатыванием; б — трамбованием; в — вибрированием; Н — высота падения трамбующей плиты; G — вес рабочего органа
S)
а)
в)
реформаций и не вызывать значительного пластического течения грунта, отрицательного влияющего на процесс уплотнения. Прочность грунтовых частиц значительно превышает прочность связей между ними. Поэтому уплотнение возможно только за счет взаимного перемещения частиц твердой фазы и уменьшения вследствие этого пористости грунта, что связано с вытеснением воздуха из пор. Работа, затрачиваемая на уплотнение, в основном расходуется на преодоление сил связей и трения между частицами твердой фазы. Деформация грунта протекает во времени. При действии кратковременных нагрузок продолжительность напряженного состояния грунта бывает значительно меньше времени, необходимого цля полного протекания деформации. Вследствие этого для получения нужного уплотнения грунта машинами необходимо ее многократное повторение. Качество уплотнения грунта принято оценивать объемным весом его скелета, а прочность — модулем деформации (см. гл. II). В табл. 55 приведены значения параметров циклической нагрузки при уплотнении грунтов различными способами по данным Н. Я. Хархуты. Таблица 55 Параметры циклической нагрузки при различных методах уплотнения Метод уплотнения Параметры циклической нагрузки Максимальное напряжение в к 1 /смг Скорость изменения напряженного состояния в кГ/с.«2'сек Общее время напряженного состояния грунта за один цикл в сек Укатка катками на пневматических шинах ........... Трамбование ............ Вибрирование ........... Вибротрамбование ........ 6-10 5-18 0,3-0,9 0,5-0,9 5-е:) 450 -2000 10-90 45-450 0,016-0,030 0,008-0,011 § 105. ВЛИЯНИЕ ВЛАЖНОСТИ ГРУНТОВ НА ИХ УПЛОТНЕНИЕ Степень уплотнения грунта при постоянной величине работы, затраченной на уплотнение, в значительной мере зависит от его влажности. Увеличение влажности до определенного значения приводит к повышению плотности грунта. Это происходит потому, что с увеличением количества влаги происходит снижение внутренних сил связей. При дальнейшем увеличении влажности степень уплотнения грунта снижается. Увеличение плотности при этом возможно только за счет «выжимания» воды из пор грунта. Однако процесс фильтрации протекает очень медленно и не может происходить под влиянием кратковременных нагрузок, поэтому увеличение плотности такого грунта становится невозможным. С повышением влажности грунта все больший объем пор заполнится водой и поэтому степень уплотнения будет ниже. Состояние грунта, поры которого целиком заполнены водой, практически будет пределом его уплотнения кратковременными нагрузками. Наибольшая степень уплотнения грунта при условии постоянной затраты работы может быть получена при определенном значении влажности, которое принято называть оптимальным. Оптимальная влажность и максимальная плотность зависят от вида грунта и величины работы, затраченной на уплотнение. С увеличением количества глинистых частиц в грунте оптимальная влажность возрастает, а максимальная плотность снижается. При увеличении работы, затраченной на уплотнение, оптимальная влажность уменьшается, а максимальная плотность возрастает, поэтому каждому значению затраченной работы соответствует своя оптимальная влажность и максимальная плотность грунта. Если влажность уплотняемых грунтов ниже оптимальных значений, то необходимо применять более мощные уплотняющие машины или же доувлажнить грунт водой. В случае, когда влажность больше оптимальной величины, необходимой плотности грунта достигнуть не удается. Производство работ по уплотнению значительно облегчается тем, что естественная влажность грунтов на значительной части территории СССР близка к оптимальной. Исходная влажность грунтов при уплотнении оказывает большое влияние не только на величину достигаемой плотности, но и на водоустойчивость насыпей. При замерзании и оттаивании грунтов, уплотненных при влажности меньше оптимальной, их деформации будут больше, чем у тех же одинаково уплотненных грунтов, но при влажности, близкой к оптимальной. § 106. НОРМЫ УПЛОТНЕНИЯ ГРУНТОВ Необходимая степень уплотнения грунтов насыпей автомобильных дорог устанавливается согласно инструкции по определению требуемой плотности и контролю уплотнения дорожных насыпей. Насыпи автомобильных дорог, предназначенные для укладки покрытий капитального типа (асфальтобетонные и цементобетонные), не должны давать осадок, так как это может привести к повреждению покрытий. Требования к плотности грунта в насыпях грунтовых дорог и дорог с покрытиями облегченного типа могут быть несколько снижены, так как деформации земляного полотна не грозят разрушением покрытия и могут быть устранены при очередном ремонте. В соответствии с приведенными выше соображениями требуемая плотность грунтов (оптимальная плотность) находится в зависимости от величины их максимальной плотности, определенной методом стандартного уплотнения с помощью выражения ^опт ~~ ^on^max> где 8оПт — объемный вес скелета грунта, соответствующий оптимальной плотности; Коп — коэффициент оптимальной плотности; 6гаах — объемный вес скелета грунта, соответствующий максимальной плотности. В зависимости от характера объекта принимаются следующие значения коэффициента Коп: 1)    для дорог с усовершенствованными покрытиями капитального и облегченного типа (цементобетон, асфальтобетон, черное щебеночное, черное гравийное и др.) в пределах 0,95—0,98, пр этом для цементобетонных покрытий рекомендуется принимат верхний предел; 2)    для дорог с покрытиями переходного типа (щебеночные гравийные, шлаковые и др.), равным 0,9, а для верхней части на, сыпи на глубину 0,3 м от дна корыта — не менее 0,95; 3)    в выемках и нулевых местах при строительстве доро: с усовершенствованными покрытиями до глубины 0,3 м — нг, менее 0,90. В табл. 56 приведены ориентировочные значения оптимальной влажности и максимального объемного веса скелета грунтов. Таблица 56 Значения оптимальной влажности и максимального объемного веса скелета грунта Гр унты мальная влажность Удельный пес в Г/см3 Объем воздуха в порах грунта Объемный вес скелета грунта в Г/СМ3 Песчаные............. Супесчаные........... . Пылеватые супесчаные..... Глинистые ............ Суглинистые ........... Тяжелые суглинистые и гли
<<< 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