/
Текст
ис. 142. Схема тяжелого
втогрейдера Д-473 с шар-
нирной основной рамой:
— без смещения передних ко-
?с; б — со смещением и пово-
дом передних колес; в — со
щщением передних колес и
поворотом всех колес
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 раз-
личным сменным оборудованием. Шар-
нирная рама дает возможность умень-
шить радиус поворота машины и уве-
личивает устойчивость при боковых
нагрузках.
Отвал автогрейдера может снабжать-
ся дополнительным сменным оборудо-
ванием в виде удлинителя и откосника.
Все автогрейдеры имеют дополнитель-
ное рабочее оборудование — кирков-
щик и будьдозер.
Для расширения области примене-
ния и увеличения времени использо-
вания машины в течение года авто-
грейдеры снабжают сменным оборудо-
ванием различного назначения. Неко-
торые из видов сменного оборудования
навешивают на машину без снятия ос-
новного рабочего органа (снегоочисти-
тели, катки), другие устанавливают на
месте основного рабочего органа (грей-
дер-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.
Для лучшего вписывания в неровности почвы и обеспечения
аилучшего сцепления колес с поверхностью задние мосты трех-
сных 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-
ты органом: подъем и опускание правого и левого концов отвала,
эворот отвала в горизонтальной плоскости, вынос тяговой рамы
сторону, выдвижение отвала в сторону. В особо тяжелых авто-
зейдерах угол резания ножа отвала изменяется гидравлическим
;2
механизмом. В остальных машинах для этой цели используют
ручную установку. Автогрейдеры снабжают рулевым управле-
нием с гидравлическим поворотом колес или редукторным управ-
лением с гидро- или пневмоусилителем.
В последнее время наметилась тенденция к повышению мощ-
ности автогрейдеров с доведением удельной мощности на тонну
веса до 13—14 л. с. Установлен перспективный типаж автогрей-
деров (табл. 47), максимально унифицированных с базовыми
колесными тягачами соответствующей мощности. В перспектив-
ном 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
7,0-9,0 10,0—12,0 13,0—15,0 17,0-19,0 21,0—23.0
Мощность двигателя В кеш Колесная схема (основ- ная) Дополнительные колес- ные схемы специаль- ных модификаций . . . 45-55 1X2X3 65-90 1X2X3 2X2X2 120—135 1X2X3 1X3X3 3x3x3 175—220 1X2X3 1X3X3 зхзхз 280—320 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 наибольшее значение имеют такие
параметры, как колесная схема, рабочая ир 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 сущест-
вует зависимость
GC4 = loG,
где ~ коэффициент, определяемый колесной схемой (для авто-
грейдеров с колесными формулами 1x2x3 и 1x1x2
гр = 0,7 ч- 0,75, для автогрейдеров со всеми ведущими
колесами ф = !)•
333
Сцепной вес машины определяет максимальную силу тяги,
торую могут развить (по сцеплению) ведущие колеса автогрей-
ра.
с. 143. Использование силы
яги на колесах автогрейдера:
— сила тяги на колесах; (р — ко-
эициент сцепления; АВ — линия,
аничивающая силу тяги по крутя-
иу моменту двигателя; CD — ли-
I, ограничивающая силу тяги по
сцеплению колес с грунтом
о возможном использовании силы
тяги машины по мощности двига-
теля и по сцеплению дает график
на рис. 143. Левая часть графика
показывает изменение возможной
силы тяги на колесах по сцепле-
нию (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, фактиче-
ски реализуемая сила тяги огра-
ничена линией DCB.
По статистическим данным ос-
новные параметры автогрейдеров
я наиболее распространенной колесной формулы (1x2x3)
язаны следующими зависимостями:
вес автогрейдера
G = q (200 +9O2V) кГ,
? N — мощность двигателя автогрейдера в л. с.',
с, — коэффициент вариации, величина которого колеблется
в пределах от 0,73 до 1,27;
грузка на переднюю ось
6'j —28Лх2 кГ,
е с2 — коэффициент вариации, равный 0,75—1,25;
нагрузка на заднюю ось
С?2 = с3 (500 + 58АГ) кГ,
э с3 — коэффициент вариации, равный 0,77—1,23;
сила, прижимающая отвал,
Р2 = 50сЛ,
э с4 — коэффициент вариации, равный 0,70—1,30.
Этими зависимостями можно пользоваться только при ориенти-
вочном предварительном анализе. Окончательные валичины
их параметров определяются расчетом.
Параметры отвала и его форму можно выбирать по рекоменда-
циям, 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, приво-
димым 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 выре-
зании полного сечения
кювета за два прохода
при h = 0,7 потребуется
G = 50 Т, а при выреза-
нии этого же кювета за
шесть проходов потребует-
ся G = 15 Т. Чтобы найти
оптимальное значение ве-
са автогрейдера, необхо-
димо проверить несколько
вариантов из условий
практического выполне-
ния данных работ.
Выбор и расчет основ-
ных параметров автогрей-
деров зависит от назначе-
ния машины и произво-
дится на наиболее харак-
терные условия его работы.
В большинстве случаев
принимаются условия по
вырезанию стружки опти-
Рис. 144. График изменения числа прохо
дов автогрейдера в зависимости от веса
(при к = 2,2 к/'. слг-):
п — число проходов; G — вес автогрейдера;
h — глубина кювета
мального сечения при профилировании грунтовой дороги в ну-
левых отметках (в грунтах заданной категории).
Сцепной вес автогрейдера определяет тяговое усилие на веду-
щих колесах
P = GC^,
где ср — коэффициент сцепления ведущих колес с грунтом.
Сечение стружки, которое может быть вырезано за один проход
автогрейдера,
р^0^*7
к ’
где к = 2,0 -ь 2,4 кПсм2 — расчетный коэффициент сопротивле-
ния копанию грунта.
335
При заданных условиях оптимальное число проходов авто-
)йдера
mFk
П = ~-тт,
lo<pG
। т = 1,25 ч- 1,35 — коэффициент, учитывающий неравномер-
ность сечения стружки при последовательных проходах
и возможное уменьшение сцепного веса из-за реакции
грунта.
Величина вертикального давления на нож, создаваемого путем
эедачи на него части веса машины, является одним из основных
эаметров автогрейдера. Этот параметр определяет способность
югрейдера работать в тяжелых грунтовых условиях. Величина
ксимально возможного давления на нож зависит от веса авто-
шдера, 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
шение на нож автогрейдера необходимо определять с учетом
гожения ножа относительно осей ходового оборудования.
При проектировании и расчете ходового оборудования авто-
шдера'необходимо знать нагрузки, приходящиеся на ось ма-
ны при рабочем и транспортном режимах. Распределение на-
гзки 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 7% реакции грунта на колеса Rr и R2 (нагрузки на
геса) соответственно изменяются. Определение влияния вели-
гы и направления силы Р2 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
снимать направленной вверх. При этом нож, служащий как
дополнительной опорой, будет разгружать ведущие оси авто-
шдера, что должно быть учтено в тяговом расчете.
При определении максимальных нагрузок на ходовое оборудо-
ше (для выбора шин и расчета осей) перед силой Р2, действую-
щей на нож в направлении заглубления, ставится знак плюс,
т. е. силу Ра принимают действующей вниз
Таблица 48
Распределение нагрузок по осям автогрейдера
Условное
обозна-
чение
схемы
Схема авторрейдера
Распределение
нагрузок по
осям при дей-
ствии на нож
силы Р2
Сцепной вес автогрейдера
На нож
не действует
сила Р2
На нож дей-
ствует сила
G2 =
Gl2± P2lt
Lo
G1 =
= G-G2 + P2
Gc4 — G
Gcu--
Gl^ РА
Lo
Величина силы Pz для автогрейдеров с колесными формулами
1x2x3, 1x1x2 и 1x3x3 при давлении ножа вниз могут коле-
баться примерно в следующих пределах (в Т):
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 дав-
ления на нож дает график нагрузочной характеристики автогрей-
дера. Схема подобного графика при упоре ножа в грунт (в форму-
лах 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
337
f 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-
1ия АС направлена круче, чем линия DC).
Размеры базы Z,o, ширины колеи Вп и связанного с ними ра-
(иуса поворота R автогрейдера (рис. 146) выбираются такими,
[тобы машина имела наименьшие размеры. Однако назначение
[аименыпих величин этих параметров обусловливается следую-
цим. Устойчивость движения автогрейдера при вырезании стружки
’вс. 145. График нагрузочной
характеристики автогрейдера:
4 — нагрузка на переднюю ось; G2 —
нагрузка на заднюю ось
Рис. 146. Схема конструктивных па-
раметров автогрейдера
; наибольшей шириной захвата обеспечивается, если колеса авто-
рейдера идут по краям забоя. В этом случае ширина колеи
2?0>/i + 4’
де ZL — ширина вырезания забоя; d — ширина шины колеса.
Если Zx > Во, то вырезанный грунт будет попадать под задние
солеса.
Минимальный размер базы определяется возможностью пол-
юго поворота отвала между колесами автогрейдера. Но при этом
[еобходимо учитывать, что чем ближе отвал размещен к задней оси
гашины, тем лучше планирующая способность автогрейдера.
Минимальный размер базы La двухосного автогрейдера при
среднем положении отвала с учетом необходимого зазора
^omin = J0 + CA^^+2A,
де А — минимальный зазор между отвалом и шиной, А х 50 мм;
D — диаметр шины.
База трехосного автогрейдера
2<0 = Lq 2 2 А.
38
§ 72. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОГРЕЙДЕРА
У автогрейдеров преобладающим режимом работы является
тяговый, что обусловливается особенностями его рабочего про-
цесса. В среднем 80—85% общего времени работы автогрейдера
приходится на тяговый режим. Транспортный режим не является
составной частью рабочего цикла, поскольку автогрейдеры отно-
сятся к землеройно-транспортным машинам непрерывного реза-
ния грунта. Вследствие этого максимальные расчетные транспорт-
ные скорости современных автогрейдеров составляют 32—42 км/ч.
Поэтому тяговый расчет автогрейдеров будет заключаться в опре-
делении основных параметров, в первую очередь полностью отве-
чающих требованиям тягового режима работы при выполнении
различных технологических операций.
Основные параметры автогрейдера: полный и сцепной вес,
колесная схема, весовые нагрузки на оси, максимальная мощ-
ность 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 осталь-
ные — определены с помощью тягового расчета.
У автогрейдеров главным параметром принято считать вес,
поскольку он определяет тяговые качества.
Сцепной вес автогрейдера
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 £(| = 0,70 ч- 75, а с фор-
мулой 3x3x3 и 2 х 2 х 2 g0 = 1,0.
Номинальная сила тяги Тн, соответствующая примерно зна-
чению коэффициента буксования б = 20%, при котором значение
тяговой мощности близко к максимальной, может быть определена
из выражения
Л, = (0,70 4-0,73) Ф^.
Передачи автогрейдеров подразделяют на рабочие, транспорт-
ные 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 v г составляет 3,2—5,0 км!ч, необ-
ходимо задаться величиной этой скорости.
Для рационального, использования мощности двигателя авто-
грейдера на первой рабочей передаче целесообразно, чтобы при
работе автогрейдера на режиме максимальной тяговой мощности,
339
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 kewcNe max , где квых — коэффициент выход-
ной мощности двигателя.
Тогда
(^+pf) vpT
^max= 27011л(А-вЬ1я +^0 С’
или
G [(0,70^0,73)4)^-!-/]^
^тах= 270|]л(Лвиж л- с-
По величине Nemai необходимо подобрать наиболее подходя-
щий двигатель и нанести его регуляторную характеристику во
втором квадранте графика тяговой характеристики с учетом сни-
жения мощности из-за неустановившейся нагрузки и отбора мощ-
ности на привод вспомогательных механизмов (рис. 147). Тогда
Рис. 147. График к определению общего передаточ-
ного 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, я по оси абсцисс — значение свободной мощности
NeCg и частоты вращения коленчатого вала двигателя.
После этого необходимо построить кривую коэффициента
буксования колесного движителя 6 по формуле (139), в которой
R = %0G, и отложить величину силы сопротивления качению Pf,
рассчитав предварительно ее значение по формуле
Pf = fG-
Далее необходимо определить номинальное значение силы
гяги Тн и отложить его по оси абсцисс строящегося графика тяго-
340
вой характеристики. Проведя вертикаль через точку а7 и гори-
зонталь через точку а2, получим точку их пересечения а3, которую
необходимо соединить с началом координат окружной силы
колесного движителя — точкой Тогда будет построен луч Рк,
устанавливающий зависимость между свободным крутящим мо-
ментом двигателя и окружной силой колесного движителя.
Передаточное число на первой рабочей передаче автогрейдера
. _(TH + Pf)rc
1м1~~ Менсет\м ’
где Менсе — номинальный свободный крутящий момент двигателя.
Новое уточненное значение расчетной скорости движения на
первой рабочей передаче
гр1 = 0,377^.
глП
Остановка автогрейдера при-тяговой перегрузке должна про-
исходить в результате буксования ведущих колес. В связи с этим
необходимо определить значение силы тяги колесного движителя,
соответствующее части максимального крутящего момента двига-
теля, 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
Т м ^ф
здесь <р — максимальное значение коэффициента сцепления пнев-
матических шин колесного движителя при работе
автогрейдера на свежесрезанном грунте.
Как правило, это условие соблюдается. Однако если окажется,
что Тм < Ту, то необходимо определить передаточное число первой
рабочей передачи по формуле
1м1 ~ М т|
енсв max
и подсчитать новое значение vpi.
Первая рабочая передача автогрейдеров используется при
выполнении наиболее тяжелой операции — резании и перемеще-
нии грунта. На более легких работах, как, например, планировка,
перемещение и разравнивание грунта, не представляется возмож-
ным загрузить автогрейдер на первой передаче до номинальной
силы тяги.
Чтобы повысить производительность автогрейдера и более
рационально использовать мощность двигателя, эти работы целе-
сообразно выполнять на более высоких рабочих передачах.
Поэтому наряду с номинальной силой тяги необходимо установить
341
минимальное значение силы тяги Твид, потребной для выполне-
шя автогрейдером легких рабочих операций.
Величина Лшп должна устанавливаться на основании анализа
>абочего процесса автогрейдера на легких работах с учетом его
основного назначения, веса и т. д. В первом приближении зна-
гение Тт1п можно определить при работе автогрейдера на переме-
цении грунта. Тогда будем иметь
Tmln=wnp + we + weo-
Определение 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
(T„ + /G) гс = Менсв1лацм\
для высшей рабочей передачи
(Tmjn /Сг) гс МeHCei.ц,,/'].,,•
Совместное решение этих уравнений дает возможность опре-
(елить передаточное число на высшей рабочей передаче:
_(7min + /G) .
1мт— TH-\-fG 1м1'
Тогда значение высшей расчетной рабочей скорости движения
втогрейдера
г =0,337~сПен км/ч.
1мт
Число основных передач автогрейдера обычно составляет 3—4.
Подбор передаточных чисел чаще всего производится по закону
неметрической прогрессии (см. § 23).
Передаточное число редуктора автогрейдера
• vp max
де fpmax — максимальная расчетная транспортная скорость авто-
грейдера.
Мощность двигателя, требуемая для движения авто грейдера
ia максимальной транспортной скорости,
/ г pvi \ v
иг ! ;/- 1 w ртах ‘ ртах , дг
2Vmax=',/G +----+ Л. С.,
де kw — коэффициент обтекаемости (kw = 0,06 -ь 0,07);
F — площадь лобового сопротивления в м1 (приближенно
находится как произведение ширины колеи автогрейдера
на его высоту).
42
При выполнении расчетов по этой формуле значение G нужно
подставлять в кГ, Ne0 — в л. с., иртак — в км/ч.
При движении автогрейдера на максимальной транспортной
скорости следует принимать / = 0,025 ч- 0,035.
Из двух значений мощности Nemax и ТУётах по наибольшему
подбираем двигатель автогрейдера.
Для получения высоких тяговых качеств автогрейдера с гид-
ромеханической трансмиссией целесообразно, чтобы рациональный
режим работы колесного движителя совпадал с рациональным
режимом работы системы двигатель — гидродинамический транс-
форматор на первой рабочей передаче. Следовательно, для осу-
ществления 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. гидро-
динамического трансформатора т]г)И имели достаточно высокие
значения. Поскольку величины JVmmax и трттах, как правило,
не совпадают, то выбор рациональной степени загрузки по вели-
чине крутящего момента на валу турбинного колеса Мт нужно
определять, исходя из анализа параметров характеристики со-
вместной работы. При этом необходимо иметь в виду следующее.
Если при работе колесного движителя автогрейдера на режиме Тн
загрузка гидродинамического трансформатора составит 2Vmmax,
то тяговые качества автогрейдера окажутся самыми высокими.
Если же значение Тн будет соответствовать ipmmax, то режим
работы автогрейдера окажется рациональным с точки зрения
уменьшения потерь мощности в гидродинамическом трансфор-
маторе.
Таким образом, когда при 7V,nmax значение т]гт близко к мак-
симальному, то целесообразно согласовывать номинальный режим
работы колесного движителя с режимом Л^ттах. В том случае,
когда при указанном режиме работы гидродинамического транс-
форматора цгт имеет недостаточно высокое значение, следует
согласование режимов работы колесного движителя назначать
по некоторым промежуточным значениям Nm и т]гт, проведя все-
сторонний 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 последо-
вательности:
1. Назначаем расчетные грунтовые условия. За такие условия
необходимо принять работу автогрейдера на свежесрезанном су-
глинистом грунте с влажностью, близкой к оптимальной.
2. В первом квадранте (рис. 148) строим кривую буксования
колесного движителя автогрейдера 6.
3. Определяем силу сопротивления качению колес автогрей-
дера и наносим на график тяговой характеристики.
4. Назначаем теоретическую скорость движения автогрейдера
на первой рабочей передаче, соответствующую режиму максималь-
343
[ой тяговой мощности ит[, имея в виду, что у существующих
годелей автогрейдеров она составляет 3,2—5,0 км/ч.
5. Подсчитываем необходимую максимальную мощность дви-
ателя автогрейдера:
Пгт max '
[ЛИ
_ [(0,70 4-0,73) <p£o + /]Gy
TVеmax— ?70п ь Г'б'ео Л. с.,
4,1 1л1 'km max
де Реттах — максимальное значение к. н. д. гидродинамического
трансформатора.
Рис. 148. К определению общего передаточного числа ме-
ханической части гидромеханической трансмиссии первой
рабочей передачи автогрейдера с гидромеханической транс-
миссией
По величине 7Vemax 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-
[ического 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-
даточное число (см. § 27), а затем построить выходную характе-
шстику.
44
7. Во втором квадранте размещаем выходную характеристику
системы двигатель — гидродинамический трансформатор, по-
строенную в функции крутящего момента вала турбинного ко-
леса.
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 дви-
жителя автогрейдера на первой рабочей передаче iM1. Для этого
через точку а, проводим вертикаль, а через точку а2 — горизон-
таль. Соединив точки Ог и а3, получим прямую, с помощью кото-
рой устанавливается зависимость между М.т и Рк.
Значение iMi подсчитываем по формуле
; ___ (ТнЛ-Рр гс
м г,
1Vi тр*\мр
*
Величина теоретической скорости движения автогрейдера на
первой рабочей передаче ит1 при работе гидродинамического
трансформатора на режиме Mmv будет
vmI = 0,377 км/ч.
1М1
Это значение будет близким к назначенной теоретической
скорости движения автогрейдера на первой рабочей передаче.
Приближенная величина скорости холостого хода автогрейдера
где птх — число оборотов вала турбинного колеса гидродинами-
ческого 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.
Тм>7\>^00.
Для этой цели через точку я4 проводим горизонталь, а через
полученную точку а5 — вертикаль и находим значение Тм. При
расчете i,,] по приведенной выше методике это условие, как пра-
вило, соблюдается. Если получится, что Тм -С то необходимо
изменить значение iMi, основываясь на условиях устойчивой
работы автогрейдера. Дальнейший ход тягового расчета такой же,
как и для автогрейдера с механической трансмиссией.
345
§ 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 мо-
менты, действующие на отдельные узлы и механизмы автогрейдера
в процессе копания.
Для примера рассмотрим наиболее распространенный вид авто-
грейдера с колесной формулой 1x2 X Зпри копании грунта (рис. 149)
На автогрейдер действуют активные силы: вес автогрейдера G
и силы тяги на ведущих колесах Т2' и Т3', реактивные силы: нор-
мальные реакции грунта на передние R± и задние R’> и R3 колеса,
горизонтальная Рг и вертикальная Р2 составляющие реакции
грунта на отвал, боковые реакции в горизонтальной плоскости
аа передние Sr 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 допу-
щения :
1) деформация шин учтена силовым радиусом шин гс;
346
2) силы Pf-, Т2'; Т3; S±; 52; S3 расположены в одной плоскости
на уровне опорной линии колес;
3) реакции грунта Рг и Р2 приложены на конце ножа в одной
точке, перпендикулярно к плоскости ножа;
4) величинами alt а.2, а3 ввиду их относительной малости по
сравнению с величинами d и I пренебрегаем;
5) R, + Й' = r2 и т, + т:А = т2,
6) на режиме максимальной тяговой мощности 7'2 = 0Й2, где
0 = (0,70-т-0,73).
Сумма моментов всех сил, действующих на автогрейдер отно-
сительно точки О,
Rxd^ Pflh + Gc — R2l — T2h = O. (309)
Сумма проекций всех сил соответственно на вертикальную и
горизонтальную (при а = 90°) оси равна нулю, и поэтому
/?1 + Л-^ + /?2 = 0; (310)
-йУ1-Л + ^2 = 0. (311)
Совместное решение уравнений (309), (310), (311) при P/i=0
приводит к следующему выражению для определения реакций
грунта на колеса и на ноже при резании на горизонтальном
участке:
о — G [c(i+pg)~/— в/г].
1 [d (l + p6) + Z + 0Л] ’ >
(313>
Й! = 9Й2, (314)
Р2
где P = jy
Определение нормальных реакций на колеса автогрейдера,
необходимых при использовании в расчетах на прочность, про-
изводится для случая выглубления отвала при реализации макси-
мальных тяговых качеств автогрейдера, т. е. при
7,2 = срй2.
В этот момент процесса копания сила Р2 будет направлена вниз,
р
а величина р= ^ = 0,1. Взяв сумму моментов всех сил относи-
тельно точки О и сумму проекций сил на горизонтальное и
вертикальное направления и после соответствующих преобразова-
ний, получим
= 6(-?_-_СРФ + / + фА)
1 d (1 — рф) -р1 -р (р/г '
рг = 4я1 (ЗИ>
347
Большое влияние на перераспределение нагрузок по 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:
-Rib+^b~~T(e + rc) + MK-Mc = 0-,
Rsb-^b-T(e + rc)+MK-Mf = 0,
щ Mf = мfi 4” мj2-
Из полученных уравнений находим
^ = Т+ |[- т + +
7?3 = ^ + |[7’(е + гс)-2Ик + 7И/].
Анализируя расчетную схему и полученные выражения, можно
становить, что крутящий момент Мк, подводимый к ведущей
естерне балансира, способствует увеличению реакции Т?2, сила"
е тяги Т уменьшает ее. У балансиров, имеющих эксцентри-
итет е, как правило, влияние крутящего момента Мк меньше,
.8
чем силы тяги Т, поэтому при работе реакция на передние колеса
балансира уменьшается, а на задние колеса возрастает.
Крутящий момент на ведущей шестерне балансира
— (Рн2~С Р кз)г с (Т + Рf) ге
!бЛл« '
где 1б — передаточное число передачи балансира.
Момент сопротивления качению балансира тележки
Л/с = /С2гс.
Выражая реакцию грунта на колеса через относительные
коэффициенты, можно получить
fls=G’{o,5+r[_,ffe+i)+S;_/]b
Яз = С1!о,5+Ь[ф(4+1)-^+/]}.
Из формул видно, что перераспределение сил возрастает при
увеличении значения е и уменьшается при увеличении расстояния
b 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 рас-
сматривать без учета обеспечения поперечной устойчивости всего
автогрейдера, которая в основном зависит от правильного распре-
деления 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 зад-
нему 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 устой-
чивость и автогрейдер начнет разворачиваться. Значит, для каких-то
определенных условий работы автогрейдера, которые характери-
зуются направлением и точкой приложения равнодействующей
реакции грунта к отвалу, существует наивыгоднейшее распре-
деление 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 равно-
действующей сцепных сил мостов автогрейдера Q (рис. 154).
349
При полном использовании сцепных возможностей агрегата
(от силы тяжести машины и вертикальной составляющей реакции
грунта Р2) горизонтальная составляющая
Рго), = (С + А2)Ф,
где ср — 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 ко-
лесной формулой:
а — 1X2X3; б— 1X3X3
хода. Использование сцепных качеств мостов может быть отражено
коэффициентом использования сцепных сил машины
к Q
е Qi + Qs’
который при косо поставленном ноже всегда меньше единицы, так
как геометрическая сумма сил Q± и Q2 меньше их алгебраической
суммы.
Поперечная устойчивость автогрейдера может характеризо-
ваться коэффициентом устойчивости хода
к_____р_1_
Х Plmax
где Рг — предельная составляющая реакции грунта на нож,
при которой еще не теряется устойчивость хода при
данной развеске (данном значении G2);
^imax
— предельная составляющая реакции грунта на нож,
при которой еще не теряется устойчивость хода
при
наивыгоднейшей развеске (наивыгоднейшем значе-_
НИИ (т2).
Коэффициент кх зависит от распределения нагрузки по мостам.
Действительное значение горизонтальной составляющей реак-
ции грунта на нож, обеспечивающей поперечную устойчивость;
машины с учетом коэффициентов кс и кх,
P.op = (G-}-P2)
350
Величина Ргор при одинаковых значениях ср зависит от пра«
вильного распределения нагрузок по осям, необходимого для
обеспечения поперечной устойчивости машины. Оптимальные
значения коэффициентов ке и kx зависят от угла установки отвала
в горизонтальной плоскости, а также от точки приложения реак-
ции грунта к ножу.
§ 75. МЕХАНИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ АВТОГРЕИДЕРА
И ОСНОВЫ ИХ РАСЧЕТА
У современных автогрейдеров может быть от 5 до 15 различ-
ных механизмов управления. К ним прежде всего относятся меха-
низмы 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 от-
вала (у тяжелых моделей), рулевого управления, включения муфт,
тормозов, переключения передач и др.
Автогрейдеры последних выпусков иногда оснащаются аппа-
ратурой для автоматического управления отвалом.
Наибольшее распространение получили гидросистемы управ-
ления 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 пере-
даваемая системой управления мощность определяется в основном
параметрами операции подъема отвала.
Обычно мощность подъемного механизма составляет примерно
10—25 % мощности основного двигателя автогрейдера (табл. 49).
351
Таблица 49
Техническая характеристика гидроприводов механизмов управления
некоторых автогрейдеров
Марка Параметры автогрейдера Параметры гидропривода Коэффи- циент от- носитель- ной мощ- ности Р Nd
Двигатель Отвал Марка на- соса Мощность в л. с. Давление в пГ/см2 Производи- тельность в л/мин
Марка Мощность в л. с. Длина В «5 О Я д
Д-557 АМ01 110 3,66 0,6 НШ-46В; нш-ю 16,0; 3.0 100; 70 75; 15 0,15
Д-598Б СМД-14А 75 3.04 0,5 НШ-46В; 12.5; 75; 75; 0,17
Д-710А АМ-41 90 3,04 0,5 НШ-46; НШ-10 12.5; 3.0 75; 70 100; 75; 15 —
Д-395В У1Д6-250ТК 165 3,70 0,7 НШ-67; НШ-46 22; 12.5 70 100; 75 —
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 осталь-
ных рабочих операций (поворота отвала, выноса ножа и др.)
выбираются из конструктивных соображений, и при их назначе-
нии можно пользоваться данными, приведенными ниже.
Скорости рабочих операций
Операция Управление
редуктор- ное гидравли- ческое
Подъем отвала в см/сек Опускание отвала в см]сек Поворот отвала в горизонтальной плоскости в см/сек 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 3-6 1.5—3.5 6,0—15 1,0—3,5 6,0—10,0
В расчетах отдельных механизмов управления имеются спе-
цифические особенности.
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 свое;
352
положение относительно точки О в вертикальной и горизонтальной
плоскостях.
В современных автогрейдерах механизм подъема отвала выпол-
няется в следующих вариантах: с передачей движения вертикаль-
ным тягам через кривошип, через рейку и через шток гидравли-
ческого цилиндра.
В задачу расчета механизма подъема автогрейдера входят:
1) определение подъемного усилия;
2) определение потребной мощности для выполнения операции
подъема Nn;
vn
Рис. 153. Схема подвески отвала автогрейдера
3) кинематический расчет для обеспечения выбранной скорости
vn,
4) расчет деталей механизма подъема на прочность.
Для определения величины подъемного усилия Sn принимается
следующее расчетное положение: отвал заглублен одной сторо-
ной, 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 воспри-
нимается одним механизмом подъема.
Величина силы Sn без учета инерционных сил
Gplt + Р2/2—
Соотношение сил Рг и Р2 зависит от многих факторов (см.
гл. III). Для общего случая расчета можно принять Р2 = 0,5 7Д.
12 Алексеева, Артемьев
353
Кроме указанных на схеме сил, в момент подъема отвала
в системе возникают инерционные силы, величины которых будут
Рис. 154. Схема для определения усилия
в механизме подъема отвала автогрейдера
явить такое равновесное положение
зависеть от нарастания
скорости подъема отвала.
В автогрейдерах при рас-
чете подъемного механизма
следует учитывать инер-
ционные силы при скоро-
сти подъема отвала свыше
0,2 м/сек.
Расчет деталей подъем-
ного механизма на проч-
ность необходимо произ-
водить при заглублении
ножа в грунт до упора.
При этом надлежит вы-
автогрейдера относительно
его точек опоры, при котором условная вертикальная реакция
на конце ножа в точке D (рис. 155) будет иметь максимальное
значение.
него моста
Рис. 155. Схема для
определения максималь-
ной нагрузки на меха-
низм подъема отвала:
О — центр тяжести авто-
грейдера; D — точка при-
ложения реакции грунта;
А А — ось балансиров зад-
него моста; ВС и LC — ли-
нии опрокидывания при на-
личии двух задних мостов
и балансира; ВС и LC — линии опрокидывания при наличии одного зад-
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 пре-
делах угла НОК, что возможно при горизонтальном положении
гожа. В этом случае от грунта отрываются колеса передней оси,
1втогрейдер опрокидывается вокруг оси А А.
При этом сила, действующая на нож
де G — вес автогрейдера.
54
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/C (при наличии балан-
сира).
Сила Pt = G^,
где b — расстояние центра тяжести от оси опрокидывания;
Ьх — расстояние точки упора ножа от линии ВС или В'С.
Величина вертикальной реакции в шарнире телескопической
тяги может быть с некоторым допущением определена из выра-
жения
О ^2^2
13
Положение точки приложения реакции грунта Р> относительно
продольной оси автогрейдера может изменяться, в связи с чем
могут изменяться величины плеч сил Р<> и G автогрейдера
относительно линий АА, ВС и LC и плечо 12. Для проектируемого
автогрейдера необходимо произвести графическую проверку край-
них положений при смещении ножа относительно поворотного
круга при различных углах захвата и по результатам этой про-
верки выявить возможные максимальные усилия в деталях меха-
низма 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 выпол-
няются по двум основным схемам: с зубчатым редуктором или
с гидроприводом, воздействующим на венец поворотного круга.
Гидропривод может быть выполнен в двух вариантах: с гидромо-
тором и с гидроцилиндрами. Центрирование поворотных частей
относительно опор тяговой рамы в большинстве конструкций
осуществляется регулируемыми башмаками, которыми можно
обеспечить концентрическое положение вращающихся и непод-
вижных частей механизма.
Мощность для привода механизма поворота вследствие ее
небольшой величины требуется определять только в случаях,
когда поворот отвала производится от индивидуальных гидро-
моторов.
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
Мпое — + ^у +
12*
355
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;
Рис. 156. Расчетное положение для механизма поворота отвала
в плоскости:
а — вертикальной; б — горизонтальной
4) поворот отвала происходит с угловой скоростью ®.
Момент сопротивления повороту от сил трения в опорах
MT=FrT,
где F = Sgp. — сила трения; — вес всех поворачивающихся
деталей; р — коэффициент трения металла о металл;
гт — радиус приложения силы трения.
Момент сопротивления повороту от наличия составляющей
веса (наклонное положение автогрейдера)
= Чг sin
где г — радиус расположения центра тяжести деталей, вращаю-
щихся вокруг оси поворотного круга;
а — угол поперечного наклона автогрейдера.
Момент сопротивления повороту от сил инерции Ми склады-
вается 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 пре-
небречь и тогда момент сопротивления повороту от сил инерции
где J — момент инерции поворотного круга, отвала и других
деталей в кГ -м- см2;
356
(о — угловая скорость поворота; <в = 0,4 -ь 0,6 1/сек;
tp — время разгона; tp = 0,4 -ь 0,6 сек.
Для преодоления сопротивлений при работе поворотного меха-
низма двигатель должен обеспечить крутящий момент
М™> = + 2 gr Sin “ + 7 3 ’ (317)
где г0 и т|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,
=тй; К+2qr sin а+J й ’
(318)
где пд — число оборотов колениатого вала двигателя;
с — переводной коэффициент размерностей.
Расчет на прочность деталей механизма поворота автогрейде-
ров следует производить исходя из условия, что на нож действует
максимально возможное усилие. Принимается следующее расчет-
ное положение: отвал максимально вынесен в сторону, к концу
отвала приложена максимально возможная реакция грунта
с учетом коэффициента динамичности кд.
Усилия в частях механизма поворота, включая фиксирующее
устройство (фиксатор, червячную пару), определяются величиной
момента, создаваемого этой си-
лой:
Мр = Р 1_кд1,
I — плечо приложения си-
лы 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 ук-
лонах придает автогрейдеру
большую устойчивость, обеспе-
чивает более правильное на-
гружение опор колес (перпен-
дикулярность к оси), облегчает
Рис. 157. Схема действия сил на пе-
редние колеса автогрейдера в верти-
кальной плоскости
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 вер-
тикали в пределах от 0 до 30°.
357
Наклон колес должен быть таким, чтобы реакция грунта на
[есо, равная и противоположная равнодействующей силе й,
та перпендикулярна оси колеса (рис. 157). Равнодействующая
шется геометрической суммой сил G и S.
Сила S может быть определена по условиям равновесия авто-
шдера (см. § 73).
Рассматривая равновесие сил, действующих на ось, имеем
S _ G
sin (6 — a) sin (90 — а) ’
а — поперечный угол местности;
б — угол наклона колеса к нормали.
Величина необходимого угла наклона колес
Из анализа полученной зависимости видно, что с увеличением
геречного уклона а и боковой силы S угол наклона колес воз-
дает.
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
геханизме наклона будет возникать при выведении колеса из
тонного 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-
)ления смещению колеса вдоль оси:
Padd = Gh + Sl,
• dO — путь полюса зацепления ведущего зубчатого колеса
с зубчатым сегментом;
h — путь, проходимый центром тяжести системы;
I — смещение колеса.
Величины с?0, h, I могут быть определены графически:
р Gh + Sl
Момент на оси ведущего зубчатого колеса
М = йаг,
! г — радиус делительной окружности зубчатого колеса.
Для схемы, показанной на рис. 158, б, сила на штоке поршня
(родилиндра
n Gh+Sl
: — перемещение поршня в гидроцилиндре.
Из полученных выражений после выбора скорости можно опре-
делить мощность двигателя, требуемую для привода механизма
наклона колес:
где и — скорость перемещения звена механизма, на котором
определена действующая сила, в м/сек (вычисляется ис-
ходя 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 Сг — положения центра системы
Л — к. п. д. передач от двигателя до конечного звена меха-
низма 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.);
359
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
тазначения, поэтому более подробно рассмотрим расчет элементов
?торой группы, так как расчет их имеет некоторые особенности.
Расчет основной рамы. На основную раму автогрейдера дейст-
зуют все внешние силы, приложенные к автогрейдеру.
Рис. 159. Схема сил, действующих на автогрейдер (первое рас-
четное 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 авто-
грейдер 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 0 =
= 12 -5- 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 Ях, боковое Ry
и вертикальное Rz усилия;
360
точки Oj и О2 - проекции середин балансиров на опорную
поверхность, действующие реакции и силы (условно):, вертикаль-
ные реакции Zx и Z2, силы тяги Х1 и Х2, боковые реакции У2 и Ух;
точка О3 — касания переднего колеса края кювета, соответст-
вующее нижнему концу вертикального диаметра передних колес,
действует боковая реакция У3.
Рассмотрим величины действующих сил и реакций. Вес G
сосредоточен в центре тяжести автогрейдера, определяемом коор-
динатами Н и Z2.
Высота расположения центра тяжести Н над опорной поверх-
ностью может быть в первом приближении найдена по формуле
Н = (гс -ф 0,5) м,
где гс — статический радиус колес.
Величина Z2 = (0,25 -4- 0,3) Lo, где Lo — база автогрейдера.
Так как автогрейдер наклонен на угол 0 к горизонту, то силу
тяжести можно разложить на» две составляющие: нормальную
к опорной поверхности G cos 0 и параллельную опорной поверх-
ности G sin р. Силы инерции действуют на машину при торможе-
нии, равнодействующая которых Р приложена в центре тяжести
машины.
Анализ динамических нагрузок, проведенный по данным экспе-
риментальных исследований, показывает, что в первом прибли-
жении силы инерции
. Р'j~ (кд— 1) фшах^г,
где Фшах —максимальный коэффициент использования сцепной
силы тяжести;
(?2 — 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:
2Л/О11О = 0; G у cos Р — GH sin 0 — Z26 = 0;
23У = О; У1 + Уг + У3-Ry-G sin 0 = 0;
£Z = 0; Gcosp —Z2 —Zx—7?z = 0;
£X = 0; P^X^X^-R^Q.
Дополнительно принимаем, что
Хг = ^хфтах!
X3 = Z2(pmax;
Ух = У2 0,5G2 sin 0.
(319)
(320)
361
Решая системы уравнения (319) и (320), находим
R* = у [^2 cos р 4- (ка — 1) £оф1Пах#];
Zi = G cos Р — Z2 — Rz;
Z2 = fXcos p — sin p IG;
|_ и О J
-^i==Z1q)max;
-^2 = ^(pmaxi
Ух = У2 = -| Ga sin P;
Ry = ^zi + 5Z2 + ^3 — G sin P;
7?x = X1 + X2 + P.;
2Ул.1 -\-X P — G sin p (Z — Z2)
(321)
(322)
(323)
(324)
(325)
(326)
(327)
(328)
(329)
Найдем усилия в переднем шаровом шарнире (точке <94 на
IC. 160).
Для этого примем в запас надежности, что тяги подвески
говой рамы (штоки гидроцилиндров) лежат в плоскости Q.
эресечение 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 О4 и перпенди-
c. 160. Схема сил, действующих на
передний шаровой шарнир
Второе расчетное п
кулярной к оси О4 —С>4, най-
дем Z4 и У4:
Z4~ ; (330)
Rx-^+Rvm
у4=—; (331)
Х4^т?а.
В действительности вели-
чина Х4 несколько меньше
Rx, так что полученное соот-
ношение будет повышать на-
дежность.
сложение соответствует
йствию на автогрейдер случайных нагрузок, возникающих при
грече отвала автогрейдера с трудно преодолимыми препятст-
ями.
На величину усилия основное влияние оказывают массы ма-
гны и препятствия, жесткость конструкции автогрейдера и
епятствия и скорость в момент столкновения. В первом при-
ближении 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 пред-
ставим автогрейдер в виде жесткой рамы с массой, расположенной
в центре тяжести (рис. 161). Податливость металлоконструкции
Рис. 161. К расчету жесткости Рис. 162. Зависимость коэф-
автогрейдера фициента жесткости металло-
конструкции автогрейдера от
сцепного веса:
С, — жесткость всей металлокон-
струкции; Cj — жесткость основ-
ной рамы
сосредоточим в точке О (место контакта отвала с препятствием)
в виде пружины с жесткостью С4, 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, переме-
стившись на расстояние х.
Суммарное перемещение
х = х1-\- х2,
р Y
где х1 = &----перемещение в результате деформации металло-
конструкции;
х.г = H<f — перемещение за счет деформации шин;
<р — угол поворота рамы;
А = ---деформация передних шин;
СУ 2
. 2 г
— расстояние от передней оси до центра
тяжести (рис. 161).
363
ончательно имеем
__ i,5HW
ЦС2 '
пиарная жесткость
С--------1____
1 1,5№ 1 ‘
С1 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 шип Нагрузка в кГ Давление воздуха в шинах в пГ/см2
2,5 1,9 1,3 | 0,7
16,00—24 2500—3500 450 375 300 250
12.00—20 1500 550 — — —
1140 X 700 (арочная) 2500—3500 — 575 425 425
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
з. 163. Схема сил, действующих на
огрейдер (второе расчетное положе-
ние)
шенных скоростях при малом
усилия, возникающего при
встрече отвала автогрейдера
с трудно преодолимым пре
пятствием.
Дополнительное динами-
ческое усилие
p.^vyc^t (332)
где и — скорость автогрей-
дера в момент встре-
чи ножа с препят-
ствием;
С — суммарная жест-
кость;
т — масса автогрейдера.
Наибольших значений ди-
намические нагрузки дости-
гают при планировочных ра-
ботах, так как в этом случае
автогрейдер работает на по-
буксовании ведущих' колес.
На рис. 163 показаны положение автогрейдера нри наезде
ступающим краем отвала на препятствие и действующие силы.
В точке О (точке контакта с препятствием) действуют силы Rx
и R .
В центре тяжести машины действует сила тяжести G и допол-
нительное динамическое усилие Рj. При внезапной встрече с жест-
ким препятствием ведущие колеса в результате инерции вращаю-
щихся частей трансмиссии полностью пробуксовывают.
Силы и реакции находим из следующих соотношений:
+ (333)
22 = С2-рД; (334)
Mz„ = Х2 (а + &) -(- Хга Р $ ( а — Y212 — У1/1 = 0;
ZX^Xi + Xt + Pj-R^ 1
%Y = Y,-Y^Ry = Q-, J
откуда
Л = 71ф1Пах; (335)
ЙГ1 (Ъ -f- 2а) Y Р}{ а + — Y 1/х
У2=-------------Л----U; (336)
^2
X1 = X3 = ^- = ^i. (337)
dl di
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 воз-
можные случаи аварийного нагружения, то расчет в этом случае
не выполняют.
Расчет тяговой рамы. Расчет ведем для автогрейдера с ко-
лесной 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. Поло-
жение автогрейдера и тяговой рамы, соответствующее этому слу-
чаю, изображено на рис. 164, на котором показано:
О — конец режущей кромки ножа отвала; Rx — горизонталь-
ное, Ry — боковое, Rz — вертикальное усилие; и О2 — проек-
365
(ии середины балансира на опорную поверхность; Zj и Z2 — верти-
:альные реакции; и Х2 — силы тяги; О3 и О4 — контакты
[средних колес с грунтом; Z3, Z4 — вертикальные реакции;
С3, Х4 — силы тяги.
По осям О4 — О2 и О3 — О4 действуют боковые усилия Уг и У2.
Вес автогрейдера сосредоточен в его центре тяжести. Там
ке приложена равнодействующая сил инерции.
Составив уравнения равновесия, получим выражения для опре-
деления внешних сил:
Рис. 164. Схема сил для
расчета тяговой рамы:
а — схема сил, действующих на
автогрейдер; б — схема сил,
действующих на отвал
n _ G(Pmax + Pl
1 + щ , А Ь—1 ’
1 - pi Ctg 6 фтах в
= (^ + -^ г) фтах + Рр
7 _ D I D Р ‘ •
— Т — Г 7 2В + л Z-g—>
7=^-РЯ
2 2 i2В'
2з 2 + Pj в"’
= "2 + Pi 2b ’
Pj — Фптах^>
G + P;
У1= 2(Bl) b’’
У2=0;
(339)
Второе предельное состояние является основным для авто-
грейдеров с колесными формулами 1 X 2 X 3 и 1x1x2. Принимаем,
что передний мост является ведомым и воспринимает только боко-
вую реакцию У4 по пределу сцепления. Боковая реакция на задних
мостах возникает в результате упора боковых поверхностей шины
в грунт.
В этом случае имеем
Из схемы сил на ноже, показанной
на рис. 164, б, имеем
д;_Л;С1г6;
= + — R'f (1
R = R'Z — /’sin6 = R'X (1 — p2) tg6,
„ _ С2фтах + Pj
, А В-1
—£— ctg о — —гг— <р
1 — (J.J & В Ттах
(340)
(338)
= (б3 + Яг "g—фтах + Pj-
(341)
де 6 — угол резания;
р,1 = 0,4 ч- 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 О4 — О2, равна нулю, т. е.
се сцепление идет только на создание силы тяги. Боковая реакция,
ействующая по оси (93 — О4, возникает от эксцентричного при-
ожения сил сопротивления на отвале.
Величины вертикальных реакций Zv Z2, Z3, Z4 подсчитывают по
формулам, приведенным на стр. 361.
Боковая реакция на переднем мосту
K1 = (G1 + 1/?Z + Pj|)?6max, (342)
где фбтах № фтах + / — максимальный коэффициент бокового
сдвига, здесь f — коэффициент сопро-
тивления перекатыванию.
Боковая составляющая в точке О
' R^Y^Y,.
367
Для окончательного определения всех усилий и моментов,
йствующих 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, дейст-
вующих на колеса автогрей-
дера
«5гг г/
Рис. 165. Схема сил, действую-
щих на ведущие колеса авто-
грейдера
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:
z;=z, [0,5 - (1 -1 + £)]; х; _ z; ?m„:
+ X,- = Z,
Z3 = Z,To,5--—гт-—г (1—т- + —) ; X,—
Z ” = Z2 Го,5 + ^±L J1 1 + . х; = z; ?шах;
L и11б \ 1б rc / J
У, (B-l)-Z2<fmaxb~Pj^
где i6 — передаточное число шестерни балансира;
т|д — 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 b и с через
балансиры, на передний мост в точке а. Рассмотрим следующие
положения. Автогрейдер опирается на все колеса. Точки опоры
а, Ъ (7, 5), с (2, 4):
= Z^Z^Z^Z^-,
Gii = Gm — ; Gj —G — G3.
Автогрейдер опирается на передний мост I и среднюю ось II.
Точки опоры а, 7, 2:
G1I = G г 1-/;
Zi = Z2 = (G — Gi=G — Gn.
Автогрейдер опирается на передний мост 7, колесо 7 средней
оси 77 и на колесо 4 задней оси 777:
Z^G^
у __ Gil Zi(/i-|-/2)
L-yi
G2 = G— (Zx + Z4).
Автогрейдер опирается на передний мост 7 и на одну заднюю
ось III:
Gin — G , ;
Z3 = Z4 = -g-Gm; Gi =G — G|„.
Автогрейдер опирается на передний мост 7 и колеса 7, 3, 4:
Z^ = ~4G^
Zi^Zj-pZg; Gj = G — (Zx + Z2 Ц-Z3).
369
Автогрейдер опирается на передний мост и на колеса 1, 3 и 2:
7 у 1 л
Zi~ Z3 — ~4bL^['
Z2 = 2Z1; Gr = G— (Zx + Z2 + Z3).
Полученные результаты сводят в таблицу, по которой выбирают
учаи наибольших нагрузок на колесо.
При всех расчетных положениях нагрузки на колеса 1 оси
оста)
£5 = Ze=-2i.
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 аггр, который может соответствовать предельному
лу поперечной устойчивости
. b
a„p=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,
апологии работ и т. д.).
Производительность автогрейдера выражается в объеме выре-
тного 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
п 1000 Ь F кер о, /э /
п=~Тп----------~-----------------м3^ (343)
2Ь [ — Н—— + ~ I + 2/п (п3 + пп + по)
\ vn и0 /
) L — длина участка в км;
F — площадь сечения насыпи в м2;
к — коэффициент использования рабочего времени
(квр = 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 харак-
теристики автогрейдера;
tn — продолжительность одного поворота в конце
участка, tn = (0,08 ч- 0,1) ч.
Число проходов соответственно при перемещении и зарезании
где кпк — коэффициент перекрытия проходов при копании, рав-
ный 1,7;
/3 — сечение стружки в плотном теле, f3 — 0,11 -i- 0,14 м2
(большее значение для прицепных грейдеров);
4 — средняя потребная длина перемещения в ж;
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 пере-
мещения увеличивается до 20%.
При разработке коротких участков (менее 0,5 км) нормы произ-
водительности снижаются на соответствующий коэффициент:
Длина участка в м.... 400 200 100
Коэффициент.......... 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
1кже для разработки выемок с подачей грунта в кавальеры или
>анспортные средства. Грейдер-элеваторы могут разрабатывать
(унты до III категории включительно при отсутствии крупных
тенистых 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 произ-
|дительностыо.
По типу рабочего органа различают грейдер-элеваторы с диско-
1м (сферическим) ножом, с системой плоских ножей, с системой
юских и дисковых ножей и с ножом, имеющим полукруглую
!Жущую кромку.
По расположению транспортеров различают грейдер-элеваторы
поперечным транспортером, с диагональным транспортером,
поворотным транспортером и с двумя транспортерами (продоль-
.IM 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
[евмоколесный ход. Выпуск грейдер-элеваторов этого типа
кращается, так как предпочтение отдается полуприцепным
самоходным грейдер-элеваторам, обладающим меньшей металло-
жостью 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
эель-электрическим приводом.
По системе управления рабочими органами различают грейдер-
еваторы с механическим, гидравлическим и электрогидравли-
ским управлением.
§ 79. ПАРАМЕТРЫ И СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА РАБОЧИЙ ОРГАН
Диаметр дискового ножа (рис. 167)
D —д/~
|/ кп vai
(344)
где ПОэ — теоретическая производительность грейдер-элеватора
в мА!ч;
кп — коэффициент, учитывающий потери грунта при подаче
дисковым ножом на транспортер (kn = 0,85 4- 0,95);
va[ — действительная скорость движения грейдер-элеватора
на первой рабочей передаче в м/ч.
У существующих моделей грейдер-элеваторов Dn = 600 ч-
ч- 1200 мм.
Дисковый нож выполняется в виде сферической поверхности,
имеющей радиус R = (0,85 ч-
1,00) DH м.
Центральный угол дисково-
го ножа о определяется из со-
отношения
Задний угол дискового но-
жа в вертикальной плоскости
где а — угол между рабочей
поверхностью и горизонтальной
поверхностью.
Задний угол дискового ножа
в экваториальной плоскости,
проходящей через горизонталь-
ный диаметр,
Рис. 167. Параметры рабочего орга-
на грейдер-элеватора
рабочей
ножа и вертикальной плоскостью, парал-
движения грейдер-элеватора.
где у' — угол между
плоскостью дискового
лельной направлению
Дисковый нож устанавливается под углом а к горизонтальной
плоскости и под углом у к направлению движения грейдер-элева-
тора. Указанные углы устанавливаются в зависимости от физико-
механических свойств грунта и колеблются в весьма значительных
пределах: а ~ 45 ч- 70°, у = 35 ч- 50°.
При работе грейдер-элеватора дисковый нож должен заглуб-
ляться на половину своего диаметра, а колебание сечения срезае-
мой стружки грунта должно составлять
Зг = (0,15 н-0,30) D*H.
373
Установка дискового ножа по отношению к транспортеру
определяется значением т = 30 ч- 60 мм и Во = 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, чис-
ленно равная силе тяги Т, т. е.
Т = Р
X’
то можно определить как нормальную реакцию грунта на нож
N, так и ее две другие составляющие — вертикальную Pz и
горизонтальную Р — по формулам
N =----------------* =• = т1 Рх,
sin 7 sin а + tg ср г 1 — sin2 7 sin2 а
/ sin 7 sin а \
Рх COS а 1 — tg <р -> '
р ___ \ у 1 — sin2 7 sin2 а/
2 sin 7 sin а + tg ср — sin2 7 sin2 а
/ sin 7 sin а
Px cos 7 sin а 1 — tg ср , . ==
p \ |1 — sm2 7 sm2 а
v sin 7 sin a -f- tg фЦ 1 — sin2 7 sin2 а
При резании дисковым ножом суглинистых грунтов, когда
величины углов а и у лежат в рекомендуемых пределах, в среднем
тпг = 0,3 -=- 0,4, а ш3 = 0,2 ч- 0,3.
рх-
§ 80. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ГРЕЙДЕР-ЭЛЕВАТОРА
Цель тягового расчета самоходного грейдер-элеватора заклю-
чается в определении его основных параметров, полностью отве-
чающих требованиям тягового режима работы в агрегате с задан-
ным колесным тягачом.
Основные параметры самоходного грейдер-элеватора: собствен-
ный вес грейдер-элеватора, теоретическая производительность,
диаметр дискового ножа, производительность транспортера, мощ-
ность, 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
374
и веса грунта, находящегося на транспортере, Ge. Следовательно,
G — Gm + G... + Gs или G = Go + Gs, где — собственный вес
грейдер-элеватора без транспортируемого грунта, Go = Gm+Gea.
Анализируя весовые показатели существующих самоходных
грейдер-элеваторов, необходимо задаться ориентировочным зна-
чением GS3 и Gs. В первом приближении можно считать, что G33 -)-
+ <?,• = Gm.
2. Устанавливаем весовую нагрузку на ось одноосного тягача
Gj и грейдер-элеватора G2 при работе на тяговом режиме.
3. Определяем расчетную силу тяги одноосного тягача. По-
скольку 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 мак-
симальной мощности.
Как известно,
TNt = (0,70-т-0,73)
или
Tnt = (0,70 4-0,73) ср Rlt
где — максимальная сила тяги, определяемая условиями сцеп-
ления пневматической шины колесного движителя
с грунтом;
<р — коэффициент сцепления пневматической шины колесного
движителя с грунтом;
7?! — нормальная реакция грунта на колеса тягача.
4. Определяем мощность двигателя, расходуемую на привод
колесного движителя тягача при работе на режиме максимальной
тяговой мощности
[(0,70 4-0,73) Ty + PJ Vpi
~ 270^ ~ 270^ ’
где Pf = / [ST?] — сила сопротивления качению колес грейдер-
элеватора в кГ;
fPi = 0,377 — расчетная скорость движения одноосного
тягача на первой рабочей передаче в км/ч; здесь гс —
силовой радиус колесного движителя в м; пен — номи-
нальная частота вращения в коленчатого вала двига-
теля в минуту; iM1 — общее передаточное число транс-
миссии привода колесного движителя на первой рабо-
чей передаче.
5. Рассчитываем площадь проекции вырезаемой стружки грунта
на плоскость, перпендикулярную к направлению движения само-
ходного грейдер-элеватора 8г.
375
При работе грейдер-элеватора сопротивление грунта копанию
W —W 4-W
гг к р“ tr тр>
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
71/VT = Wn — Wp — kSe кГ,
де к — коэффициент удельного сопротивления грунта резанию
в кГ1м2, получим
S —Tnt
1 г Л
6. Рассчитываем теоретическую производительность грейдер-
1леватора Поз, которая определяется объемом срезанной стружки
рунта. Тогда
1000 Та, Г /
2?оэ = 1000Ssvd\=--W m3/4’ (345)
де Vd\ — действительная скорость движения грейдер-элеватора
на первой рабочей передаче в км/ч;
бл — коэффициент буксования колесного движителя при
работе одноосного тягача на режиме максимальной
тяговой мощности (6,у — 20%).
7. Определяем диаметр дискового ножа грейдер-элеватора.
ю формуле (344).
Как известно, у существующих грейдер-элеваторов DH = 600 ч-
ч- 1200 мм.
8. Рассчитываем производительность транспортера Пт. Как
;ледует из формулы (345), производительность грейдер-элеватора
отражается в м3/ч грунта в плотном теле, т. е. в объеме забоя,
)азрабатываемого грейдер-элеватором за 1 ч. С дискового ножа на
тенту транспортера поступает разрыхленный грунт, который имеет
юлыпий объем. Поэтому для обеспечения синхронной работы
щекового ножа и транспортера должно соблюдаться условие
П ___ь п
lJ т — пр 77 оэ
тли, с учетом выражения (345), будем иметь
_юоотЛтл г
77 m к 1
м3/ч.
(л '
Vp] И 100
Поскольку по величине П0!) рассчитывается мощность привода
гранспортера и определяются его основные параметры, то, очевид-
ю, в формулу при определении производительности транспортера
тужно подставлять минимальное расчетное значение к, чтобы полу-
тить максимальную производительность.
J76
9. Рассчитываем мощность, необходимую для привода транс-
портера Nm, по формуле-
дт , /37 П т Н . 37® Пт I . ш lv \ . Пт и2
^т — кг\ 10000 -Г 10 000 -Г Ю000 ) 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',
о) — коэффициент сопротивления движению ленты транс-
портера по горизонтали (со = 0,06 для подшипников
скольжения, со = 0,04 для подшипников качения);
kg — коэффициент сопротивления вращению роликовых
опор, равный 135 (qa — вес ленты транспортера
и вращающихся частей роликовых опор в кГ на 1 м
длины ленты);
/с2 — коэффициент, учитывающий сопротивление на бараба-
нах (йа = 1,2).
10. Составляем баланс мощности самоходного грейдер-элева-
тора. При одном двигателе на грейдер-элеваторе обычно применя-
ется дизель-электрический многомоторный привод транспортера,
его очистителя и гидронасоса управления.
Необходимая мощность двигателя '
N„max ~ N-ф (N т -ф NH -ф Nо) ~ ,
ЧЛ4 Чэ
где Nn — мощность, затрачиваемая на привод колесного движи-
теля;
1% — к. п. д. генератора и электродвигателей (ц, = 0,75 4-
4- 0,85);
Nm — мощность, затрачиваемая на привод транспортера;
NH — мощность, затрачиваемая на привод насосов гидро-
управления;
No — мощность, затрачиваемая на привод очистителя транс-
портера (No = 1 ч- 2 л. с.).
Значение NH может быть подсчитано по формуле
где — производительность гидронасоса в л'мин',
р — давление, развиваемое гидронасосом, в кГ'см2',
т)г — к. п. д. гидронасоса и его привода (т)г = 0,70 -г- 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
377
двигатель для привода транспортера, его очистителя и гидросис-
темы управления, мощность которого N.2 должна быть
N2 = (Nm + NH + No)l-.
Ча
Расчет основных параметров транспортера. Основные парамет-
ры транспортера: ширина ленты В, скорость движения ленты v,
число прокладок в ленте.
Производительность ленточного транспортера
J7 __Ь ГТ
где Поэ — теоретическая производительность грейдер-элеватора,
определяемая объемом вырезаемого грунта в плотном
теле;
кр — коэффициент разрыхления грунта.
Таблица 51
Значения е!х',ф»
Поверхность ведущего барабана Состояние атмосферы Дз срз в градусах
180 210 240 300
Чугунная, стальная Очень 0,10 1,37 1,44 1,52 1,69
Деревянная или резиновая влажная 0,15 1,60 1,73 1,87 2,19
Чугунная Влажная 0,20 1,87 2,08 2,31 2.85
Стальная Сухая 0,30 2,56 3,00 3.51 4,81
Деревянная обшивка Сухая 0,35 3,00 3.61 4,33 6,25
Резиновая обшивка Сухая 0,40 3.51 4.33 5,34 8,12
На участке установившегося движения слоя грунта произ-
одительность транспортера
ZZTO = 3600 Se vc м3/ч, (346)
де — площадь поперечного сечения слоя грунта на ленте
транспортера в л/2;
V — скорость ленты транспортера в м/сек\
с — коэффициент, учитывающий влияние угла подъема транс-
портера на его производительность.
Для транспортера с плоской лентой
5г = 0,0416 5m л2, (347)
ля желобчатой ленты (с углом наклона боковых роликов 20°)
= 0,0833 5m мг, (348)
je Вт — ширина ленты транспортера.
'8
Значение коэффициента с в зависимости от угла подъема транс-
портера можно принимать, пользуясь следующими данными:
а в град 3 4 8 12 16 20 22 24 26 28
С 1 0,99 0,97 0,93 0,89 0,81 0,76 0,71 0,66 0,61
Для транспортера с плоской лентой
Пт = 150 Вт vc м3ч; (349)
для транспортера с желобчатой лентой
Пт = 300 Вт vc м3/ч. (350)
При равномерной загрузке транспортера значение произво-
дительности, 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 П.т.
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,
где ~ мощность, затрачиваемая на привод транспортера;
v — скорость движения ленты транспортера;
ц8 — коэффициент трения между лентой и ведущим бараба-
ном;
Фз — угол обхвата лентой ведущего барабана.
Значения приводятся в табл. 51.
Необходимое число прокладок в ленте
> Тг
края ’
где z — коэффициент запаса прочности. Его значения приво-
дятся ниже:
i .... 3—4 5—8 9—12
z .... 10 11 12
/сроэ — предел прочности на разрыв по основе 1 см ширины
одной прокладки в кГ/см (к = 61 кГ/см для бельд-
тинга марки Б-820; kpaa = 132 кГ/см для уточно-шну-
ровой ткани).
379
В зависимости от количества прокладок в ленте рекомендуются
следующие минимальные диаметры барабанов:
Барабан Материал
Б-820 Уточно- шнуровая ткань и ОП Б
Ведущий Натяжной и хво- 125г 175г
стовой 100г 125г
Вспомогательный 70г 100г
уклона местности (перпендикулярного направлению движения),
при котором возможно опрокидывание грейдер-элеватора
(рис. 168). Наиболее опасным случаем, принимаемым за расчетный,
Как исключение допускает-
ся уменьшение диаметра веду-
щего барабана до 80г и натяж-
ного до 60г.
§ 81. РАСЧЕТ ПОПЕРЕЧНОЙ
УСТОЙЧИВОСТИ
ГРЕЙДЕР-ЭЛЕВАТОРА
Устойчивость грейдер-элева-
тора оценивается углом опроки-
дывания, определяемым значе-
нием наибольшего поперечного
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\).
380
Различают угол опрокидывания грейдер-элеваторного седель-
ного 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 опро-
кидывание наступает раньше, чем одноосного тягача. Поэтому
опрокидывание грейдер-элеватора в первую очередь может начаться
с опрокидывания седельного оборудования относительно линии
опрокидывания ВАЕ. Дальнейшее опрокидывание грейдер-элева-
торного оборудования вместе с тягачом будет происходить после
блокировки шарнира относительно новой линии опрокидывания
А&.
Центр тяжести грейдер-элеваторного седельного оборудования
(точка С^), расположенный на расстоянии О1С1 от линии опроки-
дывания ЕВХ, повернется на угол 0 до блокировки шарнира Е.
Примем, что 0 < ф, где ф — угол опрокидывания грейдер-элева-
торного седельного оборудования относительно прямой ВХЕ.
Пусть найденное положение центра тяжести всего агрегата при
наклонном грейдер-элеваторе на угол 0 будет точка С, отстоящая
от новой линии опрокидывания АГВГ на расстоянии СО2. Очевидно,
что полное опрокидывание грейдер-элеваторного оборудования
и одноосного тягача наступит, когда точка'С займет положение
на вертикали, проведенной через точку О2. В этом случае угол
опрокидывания можно определить из отношения
Если блокировки шарнира Е нет, то полное опрокидывание
грейдер-элеваторного оборудования и одноосного тягача будет про-
исходить относительно линии ВГЕ, а величина нового угла опро-
кидывания фх определится из отношения
Из анализа приведенных выражений следует, что при блоки-
ровке шарнира Е и если 0 < ф поперечная устойчивость грейдер-
элеватора повышается.
§ 82. РАСЧЕТ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ГРЕЙДЕР-ЭЛЕВАТОРА
Расчет производительности грейдер-элеватора наиболее целе-
сообразно производить, применяя графо-аналитический метод,
изложенный в § 37. С помощью этого метода можно не только
вычислить производительность грейдер-элеватора, но и про-
извести анализ режимов работы одноосного тягача, тяговых
качеств колесного движителя, сопротивления грунта резанию,
381
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-
димо построить тяговую характеристику грейдер-элеватора
я заданных условий работы, а также номограммы, с помощью
горых определить проекции площади вырезаемой стружки
унта на плоскость, перпендикулярную к направлению движения,
>ретическую и эксплуатационную производительность, а также
яести кривые часового расхода топлива GT в функции силы
ш Т.
При построении номограммы для определения 5г необходимо
щться рядом значений коэффициента удельного сопротивления
унта резанию к в диапазоне возможных колебаний его значений
= 10 000 н- 25 000 кГ/m?.
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-
ке силы тяги. Необходимо иметь в виду, что при работе грейдер-
эватора на горизонтальной поверхности сила тяги колесного
яжителя полностью расходуется на преодоление сопротивления
унта резанию, т. е. Т = kS£. Поэтому по величине силы тяги,
этветствующей заданному значению тяговой мощности, можно
посредственно определять величину Ss.
Весьма целесообразно в четвертом квадранте нанести предельно
пустимое значение 5г, определяемое размерами дискового ножа,
мня, что
^гтах = 0,3 D2H.
Если грейдер-элеватор работает при движении на уклон, то
тичина силы тяги тягача, расходуемая на резание грунта, может
ть приближенно определена выражением
Т' = Т G sin а,
) G — вес грейдер-элеваторного оборудования вместе с тягачом;
а — величина уклона поверхности движения, если прене-
бречь 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
5 37-
Эксплуатационную производительность самоходного грейдер-
эватора можно определить следующей формулой:
na = lW0knSgV()cpke м3/ч, (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);
8г = кфИрЬ — проекция площади вырезаемой стружки на пло-
скость, перпендикулярную направлению дви-
жения, в ж2;
k^ — коэффициент, учитывающий геометрическую
форму стружки (для дисковых ножей кл =
= 0,85);
hp — глубина резания грунта в м;
b — ширина стружки в м;
vdcp — действительная средняя скорость движения на
длине захватки в км/ч-,
кв — коэффициент использования рабочего времени,
равный 0,85 — 0,90.
Действительная средняя скорость движения грейдер-элеватора
^дср
L
~~L------—\ КМ/Ч'
. *П 11ПОв \
1000га *’ 60 /
(352)
где L — длина захватки в м;
va — действительная скорость движения грейдер-элеватора
в км/ч',
tn — время на переключение передач в мин (tn = 0,3 мин)',
1пов — время на поворот грейдер-элеватора в конце гона в мин
(1пов = 0,8 <- 1,0 мин).
При движении грейдер-элеватора по горизонтальной поверх-
ности
где Т — сила тяги одноосного тягача в кГ‘
к — коэффициент удельного сопротивления грунта резанию
в кГ/м2.
Подставляя значения 8г и v&ep, определяемые приведенными
уравнениями, в формулу (351), найдем
Л __ &000knke LTva
3 к [6L ЮОр^ (tn + Oioe)j.
Имея в виду, что Tvd = NT, где NT — тяговая мощность
одноосного тягача, и полагая, что NT = r]um7VTmax,
где Hum — коэффициент использования тяговой мощности одно-
осного тягача (r]um = 0,8 ч- 0,85);
•Леттах — максимальная тяговая мощность одноосного тягача,
получим
/г 22,2 кп кд L vlum Л т шах „3/„
э k[6L+100Vd(tn+tnoe)] М,Ч>
если 7УтШах подставляется в л. с.
383
При расчете по этой формуле необходимо при определении вели-
чины v0, соответствующей Лит-^тшах, воспользоваться тяговой
характеристикой грейдер-элеватора.
§ 83. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК, ДЕЙСТВУЮЩИХ
НА ГРЕЙДЕР-ЭЛЕВАТОР С ДИСКОВЫМ НОЖОМ
Определение внешних сил. На грейдер-элеватор в общем слу-
чае действуют (рис. 169): сила тяжести G; сила тяги Т или окруж-
ная сила на ведущих колесах Рк; реакция грунта на нож Р, пред-
Рис. 169. Схема внешних сил, действующих на самоходный грей-
дер-элеватор с дисковым ножом
ставленная в виде составляющих Рг, Р2 и Р3, направленных по
осям х, у и z; реакции грунта на передние и задние колеса Ra,
Fa, Ма и RB, Fb и Mb', реакции на опору (лыжу)транспортера
Рг и Рл, если нижняя секция транспортера опирается на грунт
(на рисунке не показаны).
384
Сила тяжести машины G определяется как сумма сил тяжести
отдельных ее частей.
Рассмотрим эти силы:
G = (GP + Gs + G6 + Gr3 + GM + Ga), (353)
где Gp — сила тяжести рамы;
Gg — сила тяжести двигателя;
G6 — сила тяжести плужной балки (или рамы) с кронштейном
и ножом;
GTg — сила тяжести транспортера с грунтом; при расчете
в транспортном положении вместо GTi, принимается
сила тяжести транспортера без грунта;
бгпЛ — сила тяжести переднего моста с колесами; для само-
ходного грейдер-элеватора вместо GnM принимается
сила тяжести тягача Gr;
Ga — сила тяжести заднего моста с колесами; если оси задних
колес крепятся непосредственно к раме, то G3 — сила
тяжести задних колес.
В зависимости от типа и конструкции машины в формулу (353)
могут входить также сила тяжести центрального шкворня само-
ходного 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 прини-
маем значение коэффициента динамичности кд = 1,2 4- 1,3 для
прицепного грейдер-элеватора и кд = 1,3 4- 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 рас-
четного 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:
13 Алексеева, Артемьев 385
точка Оу (рис. 170, а), расположенная на нижнем участке поверх-
ности ножа; точка О2 (рис. 170, б), расположенная в горизонталь-
ной плоскости, проходящей через центр ножа, на участке рабочей
поверхности ножа, наиболее удаленном от осевой плоскости маши-
ны. В первом случае, при упоре ножа в препятствие точкой Оу,
возникает максимальный момент, изгибающий кронштейн ножа
в вертикальной плоскости, во втором случае, при упоре точкой О2,
возникает максимальный момент, нагружающий плужную систему
(нож, кронштейн, плужную балку) в горизонтальной плоскости.
Рис. 170. Схема к определению составляющих реакций грунта на нож:
а — в первом расчетном положении; б — во втором расчетном положении
Реакция грунта Р рассматривается как геометрическая сумма
составляющих Ру, /<2 и Ps, направленных соответственно по осям.
Сила Ру, направленная параллельно движению машины, может
быть выражена формулой, вытекающей из уравнения тягового
баланса:
Py = Tp-Wm, (354)
где Тр — расчетная сила тяги;
Wm — сопротивление качению ведомых колес грейдер-элева-
тора.
Из этих выражений следует, что максимальное значение силы Ру
соответствует использованию полной силы тяги Т при минимальной
величине Wm.
Значения сил Р2 и Ра определяются в зависимости от силы Ру
по соотношениям
Р2 = ФЛ; (355)
р3 = е Ру. (356)
386
Величины ip и £ находятся по следующим уравнениям:
а) при приложении силы Р в точке
, Рч cos 8 — гч sin 8 cos м ,Qr-r.
ф = ~ =------г-7———j— ; (357)
т Pj COS ф (1х sin ф ’ ' '
а = ctg[arc ctg + cos2 8 tg ф) + cp], (358)
где 6 — угол между горизонталью и касательной к передней
грани ножа, измеренный в вертикальной плоскости
симметрии ножа;
p.j — коэффициент трения грунта о сталь;
ср — угол установки ножа в горизонтальной плоскости (угол
захвата);
со = arc ctg (cos 8 tg ф);
ф = arc cos (sin 8 sin ф);
б) при приложении силы Р в точке О3
Ф = Л = cosy —щ sin Y cos <0!.
‘ sin фх + щ sin ф1 ’ '
Е = ctg[ arc ctg + cos2 тtg 8г) + 8ej, (360)
Где у — угол установки ножа в вертикальной плоскости;
бг — 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 фг принимался равным углу у, что практически не отражается
на точности результата.
Поскольку в уравнении (354) неизвестной, кроме силы Pj, яв-
ляется также сила сопротивления качению Wm, зависящая от вер-
тикальной составляющей реакции грунта на нож Р2, определение
составляющих Рг, 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 не-
посредственно из уравнения (354), принимая силу Р2 при вычис-
лении сопротивления качению Wm равной нулю. Силы Р2 и Р3
в этом случае определяются по уравнениям (355) и (356).
Реакция грунта на колеса. Вследствие несимметричного при-
ложения внешних нагрузок реакции на правые и левые колеса
грейдер-элеватора в общем случае не равны между собой. Обозна-
чим реакции, действующие на левое и правое передние колеса
в вертикальной плоскости, соответственно через RAt, Ral, MAt
13*
387
и Ra2- Fas, Mas, а реакции на задние колеса RBi, FBl, МВ1 и й02,
Fbv Мвг- Эти реакции связаны зависимостями
F^Rj- (361)
M—RJr. (362)
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 RA1 и RB1
или Ra2 и RBt будут иметь место при движении грейдер-элеватора
по поверхности с максимальным поперечным уклоном, возмож-
ным по условиям устойчивости машины. В этом случае сила тя-
жести машины передается на колеса, расположенные со стороны
возможного опрокидывания.
Горизонтальные реакции Fa, и Fa2 или FB1 и FВ1 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 соответ-
ствует 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 пре-
пятствие 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 горизонталь-
ная, коэффициент сопротивления качению f имеет минимальную
величину, максимальная часть силы тяги передается на нож;
транспортер нагружен грунтом, правое заднее колесо в конструк-
циях 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 пер-
вом положении, за исключением точки приложения реакции
грунта к ножу.
В первом и втором расчетных положениях проверке на проч-
ность подлежат части плужной системы (нож, кронштейн и плуж-
ная балка или рама), основная рама, рама транспортера и рама
подвески транспортера, прицепное устройство или, для самоход-
ного грейдер-элеватора, центральный шкворень тягача.
388
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 рых-
лому грунту, / = 0,2, угол наклона поверхности равен углу опро-
кидывания фоп, транспортер нагружен грунтом, правое заднее
колесо (при выдвижной оси) выдвинуто. Опасным нагрузкам
подвергаются передняя и задняя оси, основная рама, рама транс-
портера 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 Рп — РктатКд находится по форму-
ле (279) и проверяется по условию сцепления (280). Коэффициент
динамичности принимается равным 1,5.
Определению подлежат: составляющие реакции грунта на нож
Plt Р2 и Р3, реакции на передние колеса RAl, FAt, MAl, ИАг,
FA1, МАг и SA и реакции на задние колеса 7?В1, Мв^ Ввг-,
МВг и Sb. Реакции SA и SB считаем приложенными соответ-
ственно 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 Рл, которыми при определении
внешних сил можно пренебречь. При более точном расчете силы Рл
и Рл можно учитывать как известные, предварительно определив
их из условий равновесия транспортера.
Независимыми неизвестными являются силы Рг, ВА1, RAi,
BBl, Rb„ 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 уравне-
ний 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}.
389
Решение выполняем в следующей последовательности. Прово-
дим координатные оси х, у и z, принимая за начало координат точку
Вг контакта левого заднего колеса с грунтом, и составляем уравне-
ния сил, действующих на грейдер-элеватор с тягачом:
S. = рк - Л - (FAl + FA1) - (FBt + FB,) = 0;
£2 = G + P3 - (RAl + R лг) - (RBi + RbJ = 0;
S My — — GLB —Pxr — P2l2 — (RAl + RA1) -T-o +
+ Ma-Fa (r-h) + PK (r—h)-\-MB—FBr = 0-
У) Mx -- — Gm -]- R^m.! RAi 25) RBl (b1 52) — S Ah = 0;
(366)
(363)
(364)
(365)
'SiM^P^^P^ — FAjnj— FAi (mi + 25) —
-Fb2(51 + 62)-5a£o = 0; (367)
^v = ~SA+SB + P3 = 0. (368)
Недостающее седьмое уравнение получим, рассмотрев условия
равновесия тягача (без центрального шкорня). Составим уравнение
моментов сил, действующих на тягач, относительно оси х , про-
ходящей через горизонтальную ось центрального шкворня:
2 Му< = ВАгЬ~ РА1Ь + = 0.
Подставив в уравнения (363) — (369) значения
P2 = l|)/>1; /)3 = ^Р1; FAi—RAJ‘, F a2=RAJ',
FBt—RBtf\ FBt = RBj\
MA = (FAt + FAi)r = (RAl + RAt) /г;
MB = (FB1-\-Fb2) r — (RBl + -Rb,) fr>
решаем систему уравнений.
Решая совместно уравнения (363) и (364), имеем
n- _Pn-Gf
х 1 1 + Ар '
Из уравнения (365) находим
G (ьв - / V pj г - h
Ra = Ra , + Ra2 =-------------------
Определив величины Рг и Р2 из уравнения (364), получим
Rb=Rb1jt Rb2 = G +'’I’T’i—7?д.
Решая совместно уравнения (367) и (369), находим
_Pnb1+P1lls-Gm)
А L0 + hf
Из уравнения (236) имеем
с е пг PKbi — Pil(Lo—13 — hf) — Gmj
= — PiZ =
r—ipz8\
1 — W / •
Lq -\-hj
(369)
(370)
(371)
(372) ;
(373) j
390
Решая совместно уравнения (370) и (371), находим
Величины Ra и Sa, входящие в эти уравнения, определяются
уравнениями (371) и (373).
Величина находится из уравнения (371):
Gm — RAm1 — RA^ (То1 + 26) 4-5^
Rb*=------------Ол-------------'
Величина 2?в, определяется из уравнения (369):
Rb, = G 4- Ppi?—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.
ГЛАВА XIII
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. Исполь-
зование различных видов сменного рабочего оборудования значи-
тельно расширяет область применения экскаваторов и делает их
универсальными машинами, способными выполнять самые разно-
образные виды земляных, погрузочных и других работ.
Основной рабочий орган экскаватора — ковш. Наиболее рас-
пространены 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 срав-
нению 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 исполь-
зовать 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. Одновре-
менно с поворотами рабочего оборудования выполняется установка
ковша в положение разгрузки и в исходное положение.
Одноковшовые экскаваторы широко применяются для возведе-
ния насыпей и рытья выемок в дорожном строительстве, отрывки
котлованов и траншей в промышленном и гражданском строитель-
стве, рытья каналов, проходки тоннелей, добычи полезных ископа-
емых открытым и подземным (камерным) способами, а также
392
для выполнения погрузочных и монтажных работ, забивки свай,
корчевания пней и для других работ.
Одноковшовые экскаваторы можно классифицировать по сле-
дующим основным конструктивным признакам: виду рабочего
оборудования, системе привода, виду ходового оборудования.
Существенное значение имеют также исполнение опорно-поворот-
ного устройства и конструкция рабочих механизмов экскаватора.
Вид рабочего оборудования и особенности конструктивного испол-
нения экскаватора определяются его назначением и размерами.
Различные виды рабочего оборудования одноковшовых экска-
ваторов предназначаются для выполнения следующих техноло-
гических 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 обла-
стью их применения является рытье траншей и котлованов. Драг-
лайны 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 оборудо-
вание различных видов (рис. 171, г, д').
Для погрузки насыпных и кусковатых грузов служат раз-
личные виды погрузочного оборудования, а также оборудование
грейфера (рис. 171, е, ж).
Для подъемно-транспортных и монтажных операций исполь-
зуется крановое оборудование (рис. 171, з, и).
Существуют также конструкции рабочего оборудования узко-
специального 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 экскава-
тора 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 экска-
ваторы, приспособленные для работы с различным сменным обору-
дованием. Универсальные экскаваторы, имеющие, помимо земле-
ройного, крановое оборудование, называют экскаваторами-кра-
нами.
393
Из всех видов рабочего оборудования одноковшовых экскава-
торов наиболее широкое применение благодаря универсальности
и высокой производительности находит прямая лопата. Это обору-
дование является основным для всех одноковшовых экскаваторов,
Рис. 171. Виды рабочего оборудования 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 оборудо-
вания прямой лопаты, которые могут быть сведены к следующим
характерным схемам (рис. 172):
394
1. Оборудование с рукоятью, шарнирно присоединенной к
стреле. Рабочие движения ковша осуществляются путем поворота
всего оборудования вокруг шарнира в пяте стрелы, а также пово-
рота 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
Рис. 172. Характерные схемы рабочего оборудования прямой лопаты
разновидности: с присоединением рукояти к стреле в средней ее ча-
сти — «маятникового» типа (рис. 172, а), с присоединением рукояти
к верхнему концу стрелы (рис. 172, б, в), с дополнительными звень-
ями, образующими вместе с рукоятью, ковшом и стрелой шарнир-
ные 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.
2. Оборудование с рукоятью, присоединенной к стреле посред-
ством седлового подшипника (с «прямым» напором). Рабочий про-
цесс осуществляется путем поворота рукояти с ковшом вокруг оси
седлового подшипника под действием подъемного механизма и их
395
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 шар-
нирно сочлененной (рис. 172, з). В последнем случае рабочее обо-
рудование 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-рычаж-
ным напором). Рабочие движения оборудования в вертикальной
плоскости выполняются в результате поворота рукояти с ковшом
относительно балансира под действием канатов подъемного меха-
низма и одновременного поворота балансира под действием напор-
ной штанги или канатной системы механизма напора(рис. 172, к, л).
4. Оборудование с телескопической стрелой, с ковшом, при-
соединенным 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 рукоя-
тью, 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
выполняется на базе автомобиля), — автомобильное шасси. Отли-
чаясь высокой маневренностью и скоростью при работе в хороших
щрожных условиях, эти экскаваторы мало приспособлены для
движения по рыхлой, переувлажненной или неровной поверхности
звиду высокого удельного давления пневмоколес на грунт (до
I—3,5 кПсм1). Вследствие этого пневмоколесный ход применяется
з основном на экскаваторах малых размеров, с ковшом емкостью
щ 0,8 ж3.
Экскаваторы с гусеничным ходовым оборудованием подразде-
зяются на двух- и многогусеничные. Многогусеничный ход одно-
(овшовых экскаваторов выполняется обычно в виде четырех
J96
двухгусеничных тележек. По типу гусениц гусеничный ход экс-
каваторов может быть многоопорным или малоопорным. Благодаря
хорошей приспособленности к тяжелым грунтовым условиям, высо-
кой маневренности и сравнительно небольшому удельному давле-
нию на грунт (0,4—2,0 кГ/см1) гусеничный ход получил на одно-
ковшовых экскаваторах наиболее широкое применение.
Экскаваторы с шагающим ходовым оборудованием имеют меха-
низмы шагания, выполненные в виде эксцентриковых и кривошип-
но-шатунных механических систем различных типов или в виде
гидравлической системы рычажно-качающегося хода. Последняя
система, разработанная Уральским заводом тяжелого машино-
строения, имеет ряд преимуществ перед механическими, обеспе-
чивая возможность регулирования высоты подъема и длины шага
башмаков и плавность работы.
Благодаря высокой маневренности, низкому удельному давле-
нию (0,3—1,0 кГ/см?) и более простой, по сравнению с многогу-
сеничной, конструкцией, шагающий ход стал основным видом
ходового оборудования мощных экскаваторов-драглайнов, рабо-
тающих, 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 приме-
нения.
В зависимости от системы привода различают экскаваторы
с механическим, гидравлическим, электрическим и комбинирован-
ным 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 явля-
ется возможность их использования в широком диапазоне клима-
тических и грунтовых условий и сравнительная простота эксплуа-
тации.
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 ходо-
вого механизмов — ротационные высокомоментные или низко-
моментные гидромоторы. В ряде конструкций неполноповоротных
экскаваторов поворот рабочего оборудования в горизонтальной
плоскости осуществляется с помощью гидроцилиндров, действу-
ющих на оборудование непосредственно или через цепную или зуб-
397
тато-реечную передачу. Для привода рабочего оборудования могут
>ыть 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
твляются компактность конструкции и малый вес, четкость управ-
тения, ограничение максимальных нагрузок, возможность авто-
матического регулирования режимов работы с помощью сравни-
тельно простых гидравлических устройств. Эти достоинства
)бусловливают широкое распространение гидропривода на одно-
товшовыХ экскаваторах, особенно на моделях малой мощности.
Экскаваторы с электрическим приводом имеют в качестве сило-
юго оборудования один или несколько электродвигателей. Экска-
таторы с одномоторным электроприводом являются большей частью
модификацией экскаваторов с приводом от двигателя внутреннего
•горания, отличаясь от последних лишь силовой установкой. При
многомоторном 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:
меньшим весом, простотой конструкции, дешевизной потребляемой
шергии, возможностью совмещения различных операций техно-
тогического цикла, экскаваторы с электроприводом, вместе с тем,
могут использоваться только на объектах, снабжаемых электро-'
шергией. Применение таких экскаваторов целесообразно лишь
три условии длительной работы их на одном месте. В связи с этим
i настоящее время большое развитие получает дизель-электри-
теский привод, обеспечивающий независимость экскаватора от
таличия электроэнергии и обладающий преимуществами много-
моторного привода.
Область предпочтительного использования тех или иных видов
тривода экскаваторов определяется многими факторами, основ-
тыми из которых являются тип и размеры машины и технологи-
теские условия ее применения.
По исполнению опорно-поворотных устройств одноковшовые
ткскаваторы разделяются на полноповоротные и неполноповорот-
тые. Из выпускаемых в настоящее время экскаваторов неполно-
товоротными являются лишь экскаваторы, выполненные на базе
’ракторов, и автомобилей.
Опорно-поворотные устройства полноповоротных экскавато-
тов (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
таклоне поворотной платформы (рис. 173, г, д); с центрирующими
цапфами, воспринимающими эти нагрузки (рис. 173, е, ж).
3 последнем случае, кроме осевых нагрузок, цапфа воспринимает
тзгибающие нагрузки, действующие в плоскости наклона плат-
ив
формы (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, 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 применя-
ются опорные устройства в виде пути из двух рельсов разной высо-
ты, с конусными катками, снабженными одной средней или двумя
наружными ребордами.
Опорно-поворотные устройства неполноповоротных экскава-
торов (рис. 173, и, к) выполняются большей частью с поворотными
колонками.
Исполнение рабочих механизмов экскаватора определяется его
назначением, размерами, системой привода, типом рабочего и
399
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 перемеще-
ния пустого и наполненного ковша. Подъемный и напорный меха-
низмы должны обеспечивать хорошее наполнение ковша при воз-
можно 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 требова-
ний достигается при определенных значениях и характере измене-
ния усилий и скоростей, развиваемых подъемным и напорным
механизмами в процессе копания.
Усилия напора и подъема должны быть достаточными для среза-
ния 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 .и3, 0,6—1,1 м/сек при емкости
ковша 2,5—30 л3 и до 2,2 м/сек для самых больших моделей экска-
ваторов.
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 скоро-
стей 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
эбеспечиваются при отношении скоростей напора и подъема,
равном 0,6—0,8. Получающееся при этом уменьшение скорости
напора и увеличение угла резания в нижней части забоя соответ-
ствует требованиям планировки подошвы забоя.
Соотношения скоростей и усилий напора и подъема и харак-
тер их изменения в процессе копания зависят от системы подъем-
ного и напорного механизмов. В экскаваторах с одномоторным
приводом применяются механизмы с независимым, зависимым и
комбинированным напором. При многомоторном приводе приме-
няется, как правило, независимый напор.
В случае независимого напора при одномоторном
приводе напорный механизм получает движение от вала главной
пебедки. Крутящий момент от вала главной лебедки передается
i00
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 непосред-
ственно 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 звездоч-
ка напора располагаются на одном валу или, при двухвальной
главной лебедке, на двух различных валах и включаются с по-
мощью фрикционных муфт. При включенных муфтах между
подъемным и напорным механизмами образуется кинематическая
связь, вследствие чего отношение между скоростями напора и подъе-
ма имеет определенную величину, постоянную в случае цилиндри-
ческого барабана подъема и переменную при барабане конической
формы. Скорость выдвижения рукояти при независимом напоре
превышает значения, необходимые для копания по оптимальным
траекториям, что дбусловливается стремлением снизить продол-
жительность холостых перемещений рукояти и обеспечить воз-
можность 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-меха-
нических свойств грунта и др. Регулирование толщины стружки
осуществляется путем включения и стопорения механизма на-
пора.
Копание происходит по ступенчатым траекториям, получаю-
щимся 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 уг-
лами резания и с отрицательными задними углами, а также тре-
ние 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 боль-
ших напорных усилий независимый напор находит широкое при-
менение, особенно на экскаваторах, предназначенных для раз-
работки 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
401
усилия в подъемном канате, втягивание — под действием возврат-
ного каната, закрепленного на возвратном барабане и соединен-
ного с передним концом рукояти.
Вследствие силовой' связи между механизмами отношение
усилий напора и подъема имеет при цилиндрической форме бара-
банов 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 слу-
чае должно выбираться исходя из максимального значения уси-
лия напора, соответствующего выдвижению рукояти с наполнен-
ным ковшом в крайнее верхнее положение. Поэтому усилие,
развиваемое зависимым напорным механизмом, превышает вели-
чину, 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 про-
цесса. Потери мощности могут достигать при этом 25% и более
от общей мощности привода. Кроме того, недостаточная чувстви-
тельность и четкость управления при зависимом напоре значи-
тельно увеличивают продолжительность копания, особенно при
работе в тяжелых грунтах. В этом случае продолжительность ко-
пания 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 звез-
дочки напора на главной лебедке механизма работают по схеме
зависимого напора. При включенной муфте одновременно дейст-
вует как зависимый, так и независимый напор. Сочетание зави-
симого и независимого напора позволяет подобрать отношения
скоростей и усилий напора и подъема так, чтобы при работе зави-
симого напора усилия не превышали значений, необходимых
для копания грунта в средней части забоя, а при работе незави-
симого напора обеспечивалось копание выше уровня напорного
вала и выдвижение наполненного ковша в крайнее верхнее поло-
жение. Благодаря этому копание, выполняемое в основном по схеме
зависимого напора, происходит с меньшими избыточными усили-
ями 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
403
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
нергоемкости 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-
гми 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
трабану, 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
^движения 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-
авается более полное уравновешивание рукояти.
Другим примером усовершенствования кинематики механиз-
ме подъема и напора может служить схема зависимого напора,
жазанная на рис. 174,н. 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
;верса главной лебедки дополнительной цепной передачей,
>торая ограничивает скорость вращения барабана при сматы-
шии с него каната возврата в процессе копания. Тем самым окра-
шивается 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
шания (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 воз-
вратного барабана. Рукоять втягивается как и при обычном за-
висимом 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 пара-
метров (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 восприни-
мается в этом случае канатом возврата и передается на главную
лебедку, являясь внутренней силой для рассматриваемой системы.
В связи с этим отпадает необходимость уравновешивания избы-
точных усилий напора за счет торможения возвратного барабана,
а следовательно, снижаются потери мощности на трение в тормо-
зах и муфтах и уменьшается износ фрикционных элементов.
По назначению одноковшовые экскаваторы делятся на строи-
тельные и строительно-карьерные, карьерные, вскрышные, шагаю-
щие драглайны, экскаваторы специального назначения.
Строительные и строительно-карьер-
ные экскаваторы имеют емкость ковша от 0,06 до 6 мл
и вес от 1,5 до 250 Т. Они являются универсальными экскавато-
рами 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 увели-
ченной емкости.
Экскаваторы со стандартным ковшом емкостью до 1,75 at3
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 Л13
большей частью выполняются с гидроприводом, имеют пневмо-
колесный ход и снабжаются большим числом различных видов смен-
ного рабочего оборудования, достигающим 30 и более наимено-
ваний. Экскаваторы с ковшом емкостью до 0,25 л.3 часто выполня-
ются на базе колесных тракторов и по типу поворотного устрой-
ства относятся к неполноповоротным экскаваторам. Вместе с тем,
некоторое количество машин этого класса выпускается на гу-
сеничном.ходу и оборудуется механическим приводом. Оборудо-
405
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
^имущественно с одномоторным механическим или многомотор-
1м дизель-электрическим приводом и гусеничным ходовым обо-
щованием и имеют 4—5 и более видов сменного рабочего обору-
•вания. Оборудование прямой лопаты выполняется с рукоятью,
ходящей в седловой подшипник, с комбинированным или неза-
гсимым напорным механизмом. Наряду с цельными стрелами
случают распространение стрелы шарнирно сочлененные. Помимо
панического и дизель-электрического 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 при-
зом и гусеничным ходовым оборудованием. Они являются
!ычно полууниверсальными экскаваторами, имеющими, помимо
эямой лопаты, оборудование крана или драглайна.
Карьерные экскаваторы имеют ковши емкостью
2 до 20 я3 и вес от 76 до 1000 Т. Выпускаются эти машины
1ще всего с электрическим многомоторным приводом постоян-
но тока. Они являются специальными и оборудуются прямой
жатой, но могут выполняться полууниверсальными с дополни-
льным оборудованием драглайна или крана. Основное назна-
шие 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-
гется удлиненное оборудование. Широко применяются как цель-
ле, так и шарнирно сочлененные стрелы. Ходовое оборудование —
шеничное, преимущественно малоопорное.
Вскрышные экскаваторы имеют емкость ковша
—160 л3, вес 550—13 000 Т. Оборудуются прямой лопатой с уц-
ененной стрелой и применяются на открытых горных работах
1я 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-
ли драглайна.
Шагающие драглайны имеют ковши емкостью
г 4 до 100 л3, стрелы длиной от 40 до 100 л и вес от 170 до 8500 Т.
ни являются специальными экскаваторами, предназначенными
гя разработки легких и средних грунтов с перемещением грунта
г значительные (до 100 л и более) расстояния без применения
эанспортных средств, с выгрузкой в отвал. Шагающие драглайны
рименяются главным образом на крупном гидротехническом стро-
гельстве и на вскрышных работах.
)6
§ 86. ВЫБОР И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
К основным параметрам экскаваторов относятся емкость ков-
ша q, продолжительность цикла t при повороте экскаватора
на 90° и выгрузке в транспорт, вес машины G, вид силового обору-
дования и мощность привода N, вид ходового оборудования, ско-
рость передвижения экскаватора и, удельное давление на грунт р,
усилие на режущей кромке ковша Рх при среднем вылете рукояти
и груженом ковше, усилие подъема (усилие на блоке ковша) Sn
при передаче всей мощности двигателя на подъем; рабочие раз-
меры: наибольшая высота копания Я, наибольший радиус копания
RK, наибольшая высота выгрузки Нв, радиус выгрузки Re при мак-
симальной 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 эк-
спериментальных исследований, статистических материалов и за-
конов 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, выра-
жающие в приближенном виде зависимости между параметрами
одноковшовых экскаваторов различных размеров. Для строитель-
ных экскаваторов приводятся, в частности, следующие зависимости.
Применительно к линейным, весовым, мощностным, объем-
ным, силовым показателям и показателям продолжительности
рабочих движений можно пользоваться соотношениями:
di £t
G2 Ч Чг
Для экскаваторов малой мощности с ковшом емкостью от 0,1
до 1,75 л3 рабочий вес G в Т, усилие на режущей кромке ковша
Рг в Т и усилие подъема Sns Т связаны с емкостью ковша q урав-
нениями
6 = (15 4-31) q\ Pr = (6,7 ч- 6,5) q‘, 5п = (20ч- 18)у.
Рабочие размеры в м выражаются через вес экскаватора фор-
мулами
Нк = (2,15 4-2,05) 6; RK = (2,65 4- 2,52) G;
#« = (1,6 4-1,5)6; #« = (2,35 4-2,25) G.
Для строительных экскаваторов большой мощности с ковшом
емкостью от 2 до 5 м3
6 = 4(204-36)?; = (6,5 4-6,0) Sn = (18-15)?;
Нк = (2,05 ч-1,95) G; #к = (2,05 4-1,95) 6;
Н,= (1,5 4-1,35)6; #« = (2,254-2,2)6.
407
В этих формулах пределы значений параметров соответствуют
эедельным емкостям ковшей экскаваторов данной группы.
Давление на грунт р составляет для гусеничных строительных
;скаваторов малой мощности 0,4—1,25 кГ/см2, большой мощ-
)сти 0,4—1,25—1,5 кГ/см\ 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-
1ровочно определены исходя из подобия проектируемой машины
существующих экскаваторов аналогичной конструкции по сле-
дощим формулам [17, 19]:
(е G, q, Ai, S, v и N — соответственно вес экскаватора в Г,
гкость ковша в м3, линейные размеры элементов конструкции
[аксимальный радиус копания, длина стрелы и др.) в м, уси-
,гя 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 труп-
ах — 0,9—1,7, в тяжелых грунтах — 1,1—2,1.
Вес стрел драглайнов в зависимости от их длины 1С и от ем-
эсти ковша q при обычной для экскаваторов строительной группы
ешетчатой форме стрел могут быть определены по соотношению
с = (0,25 ч- 0,06)?Zc.
08
Важным параметром экскаватора является время цикла t ,
величина которого связана с весом экскаватора Gm в Т и радиусом
копания RK в м зависимостями
1ц = Ъ G А
и
ty = aV(RK-B)s,
где Ъ, 4, а, В — коэффициенты; для строительной группы экска-
ваторов b » 1,58, а = 1, А « 10, В « 6,8.
Для экскаваторов с ковшами емкостью 0,4 мя и менее время
цикла составляет 14—15 сек. Дальнейшее снижение времени цикла
ограничивается физическими возможностями оператора.
Выбранные путем предварительного расчета параметры экска-
ватора уточняются в ходе проектирования. Одним из исходных
условий, обеспечиваемых соответствующим выбором параметров,
является возможность наполнения ковша заданной емкости при
расчетной высоте копания Но. Расчетная высота копания прини-
мается равной высоте напорного вала Нн. Для строительных
экскаваторов
Ян = Яо = (1-1,15)/£.
При высоте копания, равной расчетной, коэффициент напол-
нения — отношение объема грунта в ковше к геометрической ем-
кости ковша — должен составлять кн = 1. При большой высоте
копания коэффициент наполнения пропорционально увеличива-
ется до значений 1,3—1,4, ограничиваемых ссыпанием грунта
из призмы, расположенной над верхней кромкой ковша. Из усло-
вия наполнения ковша может быть найдена максимальная тол-
щина срезаемой стружки грунта
где b — ширина стружки;
к — коэффициент разрыхления, равный 1,25—1,35.
При Н = Нн, кн = 1 и Ь = В, где В — ширина ковша, эта формула
принимает вид
п^~ВНкр-
Исходя из найденных размеров срезаемой стружки и заданных
грунтовых условий можно определить расчетную величину каса-
тельной составляющей реакции грунта на ковш (силу сопротив-
ления копанию)
_________ Pl —
* Эта формула выведена д-ром техн, наук проф. Н. Г. Домбровским
исходя из допущения, что ковш при копании движется по одинаковым траек-
ториям, отстоящим друг от друга на расстоянии /»шах но горизонтали.
409
je kr — удельное сопротивление копанию; величина кх принима-
ется равной 1,6—1,8 кГ/см2 для экскаваторов, предназна-
ченных для работы в легких грунтах, 2,5—2,6 кГ/см2 —
в средних грунтах и 3,2—3,5 кГ/см2 — в тяжелых ка-
менистых грунтах.
Расчетная величина силы Р15 найденная по этой формуле,
ютветствует копанию на уровне напорного вала при среднем
млете рукояти, когда канат подъема занимает вертикальное
вложение. Нормальная составляющая реакции грунта на ковш
этом положении /,2^0,1/,1.
Полная реакция грунта на ковш Р является геометрической
^ммой составляющих Рг и Р2. Реакция грунта на ковш Р или
; составляющие Рг и Р2 вместе с силами тяжести частей экска-
ттора и реакциями грунта на ходовое оборудование являются
аешними 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
<скаватора.
При выборе и расчете основных параметров строительных экска-
тторов 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 ф-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-
эл цепных передач, кратностей полиспастов и др.);
3) максимальных значений усилий подъема и напора; произ-
одится расчет механизмов на прочность. Значения максимальных
силий, действующих на рукоять с ковшом в различных расчет-
ых положениях, являются исходными для расчета на прочность
.0
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 ков-
шом приложены активные силы: силы тяжести ковша GK, руко-
яти Gp, грунта в ковше Gг, усилия подъема Sn и напора SH, а также
силы реакции: составляющие реакции грунта на ковш (касатель-
ная и нормальная к траек-
тории копания) Рг и Р2 и
нормальная реакция сед-
лового подшипника на
рукоять N. Если расчет
производится для случая,
когда механизм напора
застопорен (работа проис-
ходит при включенном тор-
мозе напора), то усилие
напора SH рассматривает-
ся как сила реакции.
Условия равновесия
сил, действующих на ру-
коять с ковшом, могут
быть выражены в общем
случае уравнением моментов сил относительно точки В — полю-
са зацепления шестеренно-реечной пары (или, при канатном на-
поре, точки схода каната напора с блока) и уравнением проекций
сил на ось х, параллельную рукояти:
S Мв = Gprр 4- GKrK Gsrг-\-Р1г1 — Р2г3 — Snrп = 0;
£ ж = (Gp 4- 4~ G?) cos ф — Рг cos а — Р2 sin а — Sn cos |3 SH = 0,
где г — плечо соответствующей силы относительно точки В;
Ф — угол поворота рукояти от вертикального положения;
а — угол между касательной к траектории движения ковша
и осью х;
|3 — угол между подъемным канатом и осью х.
Из уравнений равновесия по найденным расчетным значениям
сил Р1 и Р2 могут быть определены для соответствующих расчет-
ных положений силы подъема Sn и напора SH или при известных
значениях сил Sn и SH найдена реакция грунта на ковш Р. В послед-
нем случае силу Р удобно разложить на составляющие Рх и Ру,
направленные соответственно по оси а: и по нормали к ней. Неиз-
вестные 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
411
(гется на подъем, максимальное
ис. 176. Схема к определению усилий
подъема и напора
эвша располагается на горизонтали, проведенной через точку В,
анат подъема вертикален, ковш наполнен грунтом, срезается
?ружка грунта расчетной толщины, значения сил Рг и Р2
авны расчетным (см. § 86); в этом положении сила вертикаль-
а, сила Р2 направлена по горизонтали, проходящей через точ-
У в.
При одномоторном приводе, если вся мощность привода исполь-
ачение усилия подъема 5пШах
может превышать расчетное
усилие Sn, найденное рас-
смотренным выше способом:
у
°nmax~ 0>65.
При многомоторном при-
воде постоянного тока сто-
порное усилие, по которому
выбирается силовое оборудо-
вание,
е Sn . Sn
° «max— 08 • 07.
Для определения необхо-
димого активного усилия на-
пора рассматриваются три
расчетных положения:
I. Начало копания, когда
режущая кромка ковша рас-
полагается на одной вертика-
ли с точкой Z>\ (рис. 176, б),
касаясь грунта; значение си-
лы Sn равно расчетному; от-
ношение PJP-l составляет
0,1; Сг = 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 PJPr составляет 0,1; ковш наполнен
эунтом. Угол наклона стрелы принимается равным 45°.
III. Выдвижение рукояти с наполненным ковшом на полный
ялет в крайнее верхнее положение. Угол наклона стрелы для
?ого положения принимается равным 55—60°; реакция грунта
а ковш отсутствует.
Из условия копания стружки, соответствующей расчетному
силию подъема Sn при отношении Р2!Р± — 0,2, в последнем
2
расчетном положении определяется также максимальное усилие
напора при включенном тормозе (пассивное усилие напора).
За расчетное усилие напора при расчете независимого и зави-
симого напорных механизмов принимается наибольшее из зна-
чений активного усилия 5„, найденных для I, II и III положений,
при расчете зависимой части комбинированного напорного меха-
низма — для I и II положений.
При независимом напоре расчетное усилие SH обеспечивается
при заданной скорости выдвижения рукояти ин 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 Dg и кратностей полиспа-
стов напора Я„ и подъема Кп (рис. 174, г—и). Из условия рав-
новесия барабана напора следует
$н н' $п
КнЫб 2 Кп • 2 .
где цбл, и — соответственно к. п. д. блока, барабана и
подъемного полиспаста.
При Кн = 1, = 2 и г]п = (в соответствии со схе-
мой на рис. 174, д') из этого уравнения получим следующее выра-
жение для определения отношения диаметров барабанов:
D& SH
8п 11бг1бл
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 при-
веденных выше рекомендаций (§ 86). При независимом напоре
скорость выдвижения рукояти принимается равной vH = 0,8пп.
Поскольку такая скорость напора превышает значения, необхо-
димые при копании, движение ковша в забое производится пооче-
редно при включенном и заторможенном механизме напора. При
комбинированном напоре, когда независимая часть напорного
механизма используется в основном для холостых движений руко-
яти с ковшом, скорость независимого напора назначается несколько
большей: vH = (0,8 ч- 0,9)пп. При работе зависимого напора или
зависимой части комбинированного напора отношение скоростей
vHlvn не задается кинематикой механизмов и определяется началь-
ной формой забоя и взаимодействием сил, приложенных к руко-
яти с ковшом. Поскольку рукоять в этом случае выдвигается под
действием каната подъема, длина каната, наматываемого на подъем-
ный барабан главной лебедки за время копания, возрастает по
сравнению с независимым напором на величину, необходимую
для выдвижения рукояти. Чтобы при этом не увеличивалась про-
413
;олжительность копания, окружная скорость барабана подъема
(олжна быть выше, чем при независимом напоре на величину
»и — Кн, где vH ~ 0,6рп. Практически окружная скорость подъем-
юго барабана не может быть увеличена более чем на 25—45%
го условиям ограничения скорости подъема и величины динамиче-
;ких нагрузок при работе без напора.
Направление движения ковша в забое определяется при задан-
иях геометрических размерах рабочего оборудования отношением
коростей напора и подъема
v,Jvn. Значения отношения vjvn,
необходимые для движения по
заданной траектории (в частности,
по оптимальной траектории копа-
ния), определяются путем сле-
дующих графических построений
(рис. 177, а). На схеме из точки А,
рассматриваемого положения зу-
ба ковша на траектории копания,
Рис. 177. Схема к определению скоростей подъема и напора и скорости
резания
проводится прямая, перпендикулярная к направлению скорости 5
зуба va- Пересечение этой прямой с нормалью к рукояти, проведен-
ной через точку В, дает мгновенный центр вращения рукояти
с ковшом С. Отношение скоростей vH, vn и va будет равно отноше- j
нию отрезков СВ, CD и С А, перпендикулярных к этим скоростям: ,
vH : vn : va = CB : CD : С A. :
Таким путем могут быть определены необходимые величины
отношения скоростей vHlvn для различных положений ковша при
движении его по заданной оптимальной траектории. j
414
Оптимальная траектория задается приближенно в виде лога-
рифмической спирали, описываемой зависимостью
р = роеЧ) cts’l’,
где р и ро — 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 тра-
ектории движения ковша.
При движении по этой траектории значение угла между перед-
ней стенкой ковша и радиусом-вектором, а следовательно, и угла
резания близко к постоянному, изменяясь по мере изменения вы-
лета в пределах от 3 до 5°. Кривая, полностью отвечающая усло-
вию постоянства угла резания, описывается уравнениями (рис.
177, в):
x — r0 cos (а + фд) -ф- 10е^1С^а sin фх;
у = r0 sin (а 4- ф1) — loef 1Ct=a cos фх,
или уравнением
L = — 1),
0 cos ф ’
где <pL — угол поворота рукояти от начального положения;
Lo и L — начальное и текущее значения вылета рукояти.
Скорость движения зуба ковша при известном отношении ско-
ростей vjvn для заданного расчетного положения ковша в забое
можно определить так: из точки В (рис. 177, б) провести векторы,
параллельные vH и vn, которые относятся между собой как ри/уп,
и концы их соединить прямой. Из точки В провести нормаль
к этой прямой до пересечения с линией действия вектора ип и из
точки пересечения D восстановить перпендикуляр к направлению
vn. Пересечение этого перпендикуляра с нормалью к рукояти, про-
веденной через точку В, даст мгновенный центр вращения рукояти
с ковшом. Скорость точки А будет направлена по нормали к пря-
мой, проведенной через точки С и А.
Мощность механизмов подъема и напора
ДГ $nvn ,
п 75фп ’
где и г|н — к. п. д. механизмов подъема и напора.
Общая мощность привода экскаватора при одномоторном
приводе
N^Nn + NH.
415
§ 88. ОСНОВЫ РАСЧЕТА МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА
Продолжительность поворота рабочего оборудования экска-
атора занимает 65—75% времени цикла. Поэтому правильный
ыбор параметров поворота во многом определяет полное время
,икла 1Ц, а следовательно, влияет на производительность экска-
атора.
Основными параметрами поворота являются продолжитель-
юсть поворота tnoe, момент инерции поворачивающейся части экска-
ватора с груженым ковшом /г и с ковшом без грунта Jn, макси-
[альная угловая скорость поворота ®таХ1 максимальное угловое
ускорение етах, угол поворота ср, время разгона tp и торможения
т, потребная мощность двигателя и наибольший момент
щигателя Mmax.
Для экскаваторов с одномоторным приводом по ранее выбран-
юй мощности привода Nm:ix и наибольшему крутящему моменту
щигателя Мтах для заданного угла поворота ср и данных значениях
моментов инерции /г и Jn определяются оптимальные величины
Umax, 8max, tm и других параметров.
Потребный крутящий момент двигателя для обеспечения пово-
рота слагается из крутящего момента, затрачиваемого на преодо-
ления динамических сопротивлений Мд, и статического крутящего
момента Мс:
мпов^м8+мс.
На основании опытных данных можно принять, что при одно-
моторном приводе
Ма= (0,08-0,1) <oemax,
при многомоторном
Мс = (0,15- 0,35) Мпов
По известной зависимости Мд = Jnp^, где Jnp — приведенный
к валу двигателя момент инерции вращающихся частей, можно
определить с некоторым допущением среднее значение углового
ускорения
М
пов шах
1,17
Установлено, что угловая скорость со в процессе поворота
не остается постоянной, свое максимальное значение <втах ..она
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 слагае-
мых, из которых первое численно равно времени, которое потре-
бовалось бы, если бы весь поворот совершался при постоянной
скорости поворота ®шах, второе — характеризует дополнительную
затрату времени в связи с неустановившимся режимом кругового
416
вращения tn и зависит от квадрата угловой скорости со, инерци7
онного момента Js и 7Vmax:
i-n ~ 77 Г inax>
штах
где
_ А (1,374-0
С 175Лтахпп ’
рп — к. п. д. механизма поворота.
Оптимальное значение скорости поворота может быть полу-
чено после взятия первой производной и приравнивания ее к нулю:
или
1 Т^тах Лп ф
У 7(1,37+^)
Продолжительность поворота tn может быть получена при под'
становке оптимального значения юшах:
у 2Vmax ’Ь
при повороте на выгрузку вместо J в формулу следует подставить
Je, при повороте в забой —
Максимально допустимое значение ешах определяется для
периода торможения прочностью рабочего оборудования экска-
ватора и возможностью поворота всего экскаватора на опорах
ходового оборудования.
Как показывают исследования, большое значение для сокра-
щения времени поворота имеет внешняя характеристика двига-
теля Мс — f(n). Теоретически применение привода с мягкой
характеристикой позволяет уменьшить время поворота при равной
мощности двигателя, при резком увеличении наибольшего уско-
рения 8тах или значительно уменьшить мощность двигателя
при равной продолжительности поворота и значительном увели-
чении етах. Однако эти выводы в действительности не представля-
ется 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 задан-
ном числе оборотов двигателя может быть определено зависи-
мостью
f пд
14 Алексеева, Артемьев 417
Время разгона tp и время торможения при подстановке соот-
ветствующих значений J может быть получено из следующих
выражений:
р 75 7Утахгь
и
шП1ах т|п
1-17-75 До-
полученное значение времени поворота следует сверить с ве-
личинами, вычисленными при расчете механизмов подъема и уст-
ройства для выгрузки и заданного времени полного поворота,
так как
^пов~
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, опре-
деление 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 опро-
кидывания;
Мо — момент всех сил, способствующих опрокидыванию
экскаватора.
Для различных видов сменного рабочего оборудования и раз-
ных режимов работы рекомендуются свои пределы коэффициента
устойчивости. Для нормальных условий Ку = 1,1 -5- 1,2. При на-
значении допустимых пределов коэффициента устойчивости руко-
водствуются соображениями, вытекающими из последствий по-
тери 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
418
горизонтальна и выдвинута на полный вылет, стрела расположена
под углом у = 35 -г- 40°, рабочее оборудование расположено
поперек гусеничного хода; опрокидывание проверяется относитель-
но 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 переда-
чей 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 мини-
мальным углом Ymin = 30°, экскаватор стоит на уклоне с углом
а = 10 -5- 12°. Опрокидывающий момент определяется с учетом
центробежных сил, вызванных'поворотом.
Одностороннее расположение рабочего оборудования относи-
тельно центральной оси поворотного круга экскаватора и его
поворот во время рабочего цикла вызывают необходимость опре-
деления условий, при которых может быть обеспечена уравнове-
шенность поворотной платформы. Для уравновешивания поворот-
ной 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 плат-
формы весом рабочего оборудования прибавляется дополнитель-
ное воздействие от нагрузки, возникающей при выполнении рабо-
чей операции (силы резания, веса поднимаемого груза и т. п.).
В этом случае равнодействующая всех сил, действующих на пово-
ротную платформу, может выходить за пределы опорно-поворот-
ного круга, но необходимо, чтобы опорные устройства по своей
прочности могли бы выдержать дополнительное нагружение. Про-
тивовес рассчитывается для наиболее распространенного рабо-
чего оборудования — прямой лопаты —и проверяется для дру-
гих 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 при-
водило бы к опрокидыванию платформы вперед (в сторону рабо-
чего оборудования), и вместе с тем его вес не должен превышать
величины, при которой может произойти опрокидывание плат-
формы назад.
14*
419
Опрокидывание поворотной платформы экскаватора с обру-
дованием прямой лопаты вперед проверяется для условия, когда
стрела наклонена под углом ymin = 35 ч- 40°, рукоять горизон-
тальна и выдвинута на 2/3 своего хода, ковш груженый. Нагруже-
ние ковша силой резания не учитывается (рис. 178). Опрокидыва-
ние поворотной платформы назад проверяется для условий, когда
стрела наклонена под углом утах = 60°, ковш разгружен и нахо-
дится у пяты стрелы (рис. 179). Для определения веса противо-
Рис. 178. Схема к определению максимального веса противовеса
веса по условиям уравновешенности поворотной платформы
удобно пользоваться графическим методом веревочного много-
угольника (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 на-
клона стрелы к горизонту y,nin = 30°; при опрокидывании на-
зад: ковш опущен на грунт, стрела наклонена под углом у =
= 45 ч- 50°.
420
Рис. 179. Схема к определению мини-
мального веса противовеса
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 накло-
нена под минимальным уг-
лом Ymin ’ 30 .
В зависимости от конст-
рукции опорно-поворотных
устройств (многоопорная,
3-катковая, 4-катковая и
т. п.) определяются реакции
с учетом перераспределения
усилий по количеству опор.
Проверку прочности мно-
гоопорного поворотного кру-
га со свободными роликами
или катками (см. рис. 173)
в первом приближении мож-
но производить по методике
расчета напряжений в стой-
ках кольцевого сечения, под-
верженных действию экс-
центрично приложенной на-
грузки:
n SG 1 Sge
F W ’
где SG — равнодействующая
всех вертикальных
нагрузок на опор-
но-поворотное уст-
ройство;
F — площадь опорного
SGe — 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 металло-
конструкции платформы и рамы экскаватора абсолютно жесткие,
деформации сжатия тел вращения пропорциональны величине
действующих нагрузок.
При выполнении статического расчета экскаватора необхо-
димо проверить удельные давления на грунт при эксцентрично-
приложенной нагрузке под опорами ходового оборудования
(рис. 179). Допуская, что давления на грунт по длине опорной
421
кольца поворотного круга;
оверхности гусеницы распределяются по прямолинейному за-
ону, максимальную и минимальную величины давления на грунт
ожно определить по зависимости
П У G / j , 6r cos«\
*max bL \ L / ’
min
де b, L — соответственно ширина, длина гусеницы;
г, а — соответственно радиус и угол расположения точки
приложения сил SG.
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.
1ти особенности в основном объясняются наличием значительных
[агрузок от эксцентричного расположения веса рабочего обору-
дования и вертикальной составляющей усилия резания; необхо-
димостью равномерного распределения этих нагрузок на грунт,
юнее высокими требованиями к сцепным свойствам в связи с от-
утствием внешних тяговых усилий от прицепного оборудования,
^большими 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). Основ-
ными параметрами гусеничного ходового оборудования являются
го геометрические размеры: длина L, ширина гусеничной ленты Ь
[ ширина хода В, а также его полезная площадь, определяющая
величину среднего удельного давления, передаваемого от веса
кскаватора на грунт,
Рср = ^гт кГ!см2,
40 L
G — равнодействующая всех вертикальных сил, передаваемых
на грунт.
В связи с большой неравномерностью нагружения гусениц,
[ызванной различным расположением рабочего оборудования
ыносительно гусениц, величины удельного давления на грунт
югут значительно отличаться. В зависимости от веса и назначения
кскаватора среднее удельное давление на грунт обычно состав-
ит 0,6—2,5 кПсм2', для машин, работающих в слабых грунтах,
7 может достигать 0,35 кГ/см2.
Различают систему гусеничного оборудования (количество
усениц) и тип гусеницы. Тип гусеницы может различаться по
(22
способу передачи давления на грунт (малоопорные и многоопор-
ные), 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 равно-
мерную передачу давления на грунт. Гусеничное ходовое обору-
дование должно быть проверено по обеспечению передачи тяго-
вого усилия (тяговый расчет) и по обеспечению распределения
нормального давления на грунт при эксцентричном приложении
нормальной нагрузки. В процессе тягового расчета определя-
ются потребные тяговые усилия для наиболее тяжелых условий
работы экскаватора.
Потребное максимальное тяговое усилие ST max определяется
суммой различных сопротивлений. В общем виде уравнение тяго-
вого баланса гусеничного экскаватора может быть представ-
лено формулой
^т-тах = Wпер + Wno9 + Wин 4- We + Wвн Д-
где Wnep — сопротивление перекатыванию;
Wno9 ~~ сопротивление подъему;
W7UH — сопротивление при трогании с места (преодоление
инерции);
Wg — сопротивление ветру;
WeH — сопротивление трению внутри гусеницы;
ЖП08 — сопротивление повороту.
При определении 6’ттах не следует принимать в расчет все
виды сопротивлений. Так, сопротивление ветру следует учиты-
вать в исключительных случаях, при ограничении других видов
сопротивлений.
При гусеничном ходовом оборудовании внутреннее сопротив-
ление зависит от многих факторов (сопротивления в опорах, из-
гиба 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 экскавато-
ров с одномоторным приводом можно приближенно определить
по формуле
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 -г 0,02)G.
423
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 W„ep = JG', для гусеничного оборудования
ожно принять f = 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:
_Гг-ЕФ
*тах — q >
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-
Жвания, ходового и поворотного механизмов. Отечественная про-
шшленность серийно выпускает навесные с емкостью ковша
),15—0,25 л*3 и самоходные гидравлические экскаваторы с ков-
пом емкостью 0,25—1,5 ли3. Более 80 зарубежных фирм и филиалов
1ыпускают около 300 моделей гидравлических экскаваторов. Рост
фоизводства гидравлических экскаваторов объясняется их мо-
шльностью, универсальностью и довольно высокими удельными
гоказателями. Замена дгеханического привода гидравлическим
шалительно снижает вес экскаватора (до 32%), уменьшает потреб-
тость в запасных частях, повышает надежность.
Гидравлические экскаваторы можно классифицировать:
по конструктивной схеме — навесные на трактор, автомобиль,
тягач; прицепные; самоходные (полноповоротные);
по емкости ковша — малой емкости (0,10—0,4 л3); средней ем-
кости (0,45—1,5 м3);
по схеме гидропривода — однонасосные, многонасосные.
Экскаваторы малых моделей обычно бывают неполноповорот-
аые.
В качестве базовых машин для экскаваторов малой емкости
ковша (до 0,25 л3) обычно используются колесные тракторы мощ-
ностью 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 снаб-
жаются оборудованием погрузчика.
424
Кинематические схемы основного рабочего оборудования гид-
равлических экскаваторов весьма разнообразны. Различные соче-
тания 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 обрат-
ной лопаты гидравлических экскаваторов:
а, б, в — с двуплечей рукоятью и верхним расположением цилиндра стрелы; г — с дву-
плечей рукоятью и нижним расположением цилиндра стрелы; д — с одноплечей ру-
коятью и верхним расположением цилиндра стрелы; е — с одноплечей рукоятью и ниж-
ним расположением цилиндра стрелы; 1 — стрела; s — рукоять; з — ковш; 4, з, 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 располо-
жением 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 макси-
мального значения, так как в этом случае при подъеме рабо-
тает штоковая полость. При расположении цилиндра под стрелой
(рис. 180, г, е) более рационально используется безштоковая
полость стрелового цилиндра при подъеме рабочего оборудова-
ния.
425
Из механизмов привода ковшей наибольшее распространение
случила схема с шестизвенным механизмом поворота ковхпа, что
беспечпвает 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,
ис. 181. Варианты Схем поворотных механизмов гидравлических экскава-
торов:
— рычажный с одним цилиндром; б — рычажный с двумя цилиндрами; в — с гибкой
1язью; г, д — 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 режим поворота оказывают различные
стройства для торможения. Почти все гидравлические навесные
^скаваторы снабжаются выносными опорами, которые повышают
гтойчивость при поперечных уклонах и расширяют эксплуата-
ионные возможности машины.
16
Системы гидроприводов экскаваторов отличаются большим раз-
нообразием. В гидроприводах экскаваторов применяются насосы
постоянной производительности шестеренного и лопастного типов
(с давлением 120—160 кПсмР) и поршневые с давлением до
3OO«Z7c№,a также насосы переменной производительности преиму-
щественно аксиально-поршневые. Гидроприводы с насосами посто-
янной производительности просты по устройству и имеют неболь-
шую стоимость, но не обеспечивают полного использования мощ-
ности двигателя на всех режимах. Более рациональный режим
могут обеспечить насосы переменной производительности. Гидро-
передачи экскаваторов отличаются также количеством установ-
ленных насосов. Применение нескольких насосов обеспечивает
совмещение рабочих операций и может способствовать сокращению
времени цикла.
Современное выполнение гидропривода экскаватора с обеспе-
чением 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 экска-
ваторов 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 про-
цесса копания (емкость ковша, ширина и глубина резания, ско-
рость 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 рас-
четного принимают положения, когда цилиндры рукояти при копа-
нии развивают полное рабочее усилие, соответствующее давлению
рабочей жидкости в гидросистеме при условии, что во всех других
цилиндрах жидкость перекрыта. Пренебрегая нормальной состав-
ляющей Р<> усилия копания, касательную составляющую Рг опре-
деляют по зависимости
п
Рцр At У ёпг ai
427
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;
— переменное плечо силы Р р относительно шарнира, сое-
диняющего рукоять со стрелой;
gni — сила тяжести подвижных элемен-
тов рабочего оборудования и грун-
та (рукояти — gp, половины ци-
линдров рукояти — 0,5g4p; ковша
Уис
0,5 о иР
Рис. 183. Схемы к определению усилия на зубьях ковша при копании:
а — для обратной лопаты; б — для прямой лопаты
с грунтом — gK+s' цилиндра ковша — gVK);
at — переменное плечо силы тяжести относительно шарнира О;
R — радиус поворота зуба ковша относительно шарнира
поворота рукояти О.
429
Величина усилий в неподвижном цилиндре стрелы
н
Рц — 2 Sni^ni
(е Bi — переменное расстояние от направления вектора Ри
до шарнирного сочленения стрелы с поворотной ко-
лонкой О2;
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 О2;
Во — расстояние от оси цилиндра стрелы до шарнира стрелы
Для четырехзвенного механизма поворота ковша усилие
запертом цилиндре при работе обратной лопатой
р __ Pli с — gn+zci
Ч Ki С0
щ с — постоянное расстояние от направления вектора Ри
до шарнира ковша;
q — переменное расстояние от центра тяжести ковша с грун-
том до шарнира ковша;
с0 — расстояние от оси цилиндра ковша до шарнира ковша (93.
По найденным нагрузкам рассчитывают сечения и шарнирные
шленения 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 ра-
а, 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
□ратной 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
431
in, момент инерции рабочего оборудования относительно оси
оворота Jn и допускаемое ускорение разгона е.
Путь разгона
е t ' J со2
фр=-г₽ = Ж? (374>
де е — угловое ускорение;
tp — время разгона;
J — момент инерции рабочего оборудования;
ф = Etp — 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,
де fn — полезная площадь рабочей полости цилиндра;
г0 — радиус окружности, на которой находится точка прило-
жения силы (до шестерни, звездочки, рычага).
Варьируя величиной давления и размерами цилиндра, полу-
ают оптимальное значение момента.
Максимальная скорость поворота со и соответственно произво-
ительность насоса определяются из условия, что угол разгона
>р и угол торможения срт равны между собой и в сумме составляют
гол поворота <рп:
Фр'+фт = Фл
ЛИ
Фп = 2Фр- (376)
Из зависимостей (375) и (376) находят
Ф. = ^ (377)
ли
®тах ]/(378)
Поскольку скорость вращения поворотной колонки прямо
ропорциональна расходу жидкости (?, поступающей в цилиндр
еханизма поворота, а момент — давлению в гидросистеме Р,
ринимают
(0 = ^(2; (379)
М„ = Я2Р, (380)
де Ку и К2 — коэффициенты пропорциональности.
J2
Подставив выражения (379) и (380) в формулы (377) и (388),
получают следующие зависимости для определения максималь-
ной производительности насоса:
m __J Q2. г) I /~К-г Pi <Рп
Фп~ К2Р ’ у K,j •
Заменив ~j/~~3 — К получают фтах «С К . По заданному
давлению Р и полученной величине Qmax выбирают насос.
После того, как выбран насос с определенной производитель-
ностью, уточняют максимальную скорость поворота и определяют
время разгона, время тормо-
жения и полное время по-
ворота. Полное время пово-
рота в одну сторону без учета
момента статический сопро-
тивлений
tn Мп + со
с учетом статических сопро-
тивлений
JwMn фп
п М*п-М* со ’
где Мс — момент статиче-
ских сопротивле-
ний.
Расчет элементов меха-
Рис. 185. Расчетная схема поворотной
колонки гидравлического экскаватора:
Sc — усилие от пяты стрелы; Рцс — усилие
от цилиндра стрелы; ^Ах и ^Вх — реакции
в опорах корпуса колонки
низма поворота на прочность
ведут по нагрузкам, возникающим при торможении, посколь-
ку они примерно вдвое превышают нагрузки при разгоне. Пово-
ротную колонку рассчитывают по предельным напряжениям.
Расчетную схему составляют в соответствии с кинематикой рабо-
чего 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, ко-
лонки с механизмом, у которого рейка нарезана на штоке, пока-
зана на рис. 185.
§ 92. ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ ЭКСКАВАТОРА
Различают теоретическую, техническую и эксплуатационную
производительность.
Теоретическая производительность одноковшовых экскаваторов
По = 6О<7 п м3/ч,
433
де q — геометрическая емкость ковша в м3;
60 л
п=--------конструктивно-расчетное число рабочих циклов
в 1 мин, определяемое при высоте забоя, равной
высоте напорного вала Нн, средней расчетной ско-
рости подъемного каната, угле поворота 90°, вы-
грузке в отвал.
Теоретическая продолжительность цикла
^==^ + г!п + ^в + ^п
де tK
tn
te
копания;
поворота на выгрузку;
выгрузки;
— продолжительность
— продолжительность
— продолжительность
tn — продолжительность поворота в забой. а
Техническая производительность, т. е. максимально возмож- |
[ая производительность при непрерывной работе в данных уело- 1
шях, определяется формулой |
61qnkHk4 I
Пт =----j----- м3/ч, 1
кр 1
де ки — коэффициент наполнения ковша, представляющий собой I
отношение объема разрыхленного грунта, набранного
в ковш, к емкости ковша. |
Конструкция ковша и усилие копания должны обеспечивать j
гаполнение ковша на 135% (кн = 1,35) его номинальной емкости. 1
Коэффициент влияния продолжительности цикла I
кц='-, 1
ч п ’ 1
60 . 1
де пт~1-----техническое число циклов в 1 минуту;
t — техническая продолжительность цикла в сек.
Эксплуатационная производительность часовая, сменная, ме- |
;ячная или годовая отличается от технической наличием коэф- |
^ициента использования экскаватора по времени кв и коэффициента |
>лияния управления и квалификации механика ку: |
1 1
П — 6O7 п ки к,. кя к,, т- м3/ч. |
С* -i Н Ц в У кр 4
Для ручного управления при нормальной квалификации меха- |
[ика коэффициент к » 0,81; для управления сервомеханизмами |
• = 0,86 -ь 0,98 (больше — для более мощных машин). 1
Коэффициент кд представляет собой отношение чистого рабо- 1
[его времени в ч, затрачиваемого на экскавацию грунта, к пол- |
юму времени t в ч за рассматриваемый период работы, т. е. ка- ]
[ендарному времени:
к —
к° ~ t
34
ГЛАВА XIV
ЭКСКАВАТОРЫ НЕПРЕРЫВНОГО ДЕЙСТВИЯ
§ 93. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ
Экскаваторы непрерывного действия классифицируются по
типу рабочего оборудования, по>направлению движения рабочего
органа и по емкости ковшей. По типу рабочего оборудования
экскаваторы разделяются на цепные, роторные и экскаваторы
с рабочими органами специального назначения (например, фре-
зерные).
В зависимости от направления движения рабочего органа
различают экскаваторы продольного и поперечного копания. У эк-
скаваторов продольного копания направление движения рабо-
чего органа (ковшовой цепи или ротора) совпадает с направлением
движения экскаватора. У экскаваторов поперечного копания рабо-
чие органы движутся перпендикулярно к направлению движения
экскаватора. Кроме перечисленных групп экскаваторов, сущест-
вуют поворотные экскаваторы, у которых рабочий орган (ковшо-
вая цепь или ротор) может поворачиваться относительно экска-
ватора.
Цепные экскаваторы продольного копания (рис. 186), назы-
ваемые 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 попереч-
ного 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 мо-
жет быть поворотным и неповоротным в горизонтальной плоскости.
Роторные траншейные экскаваторы используются для рытья
траншей.
435
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-
пейными имеют более высокий к. п. д. и большую производитель-
тость, но, как правило, они применяются для разработки более
Рис. 186. Схемы экскаваторов непрерывного действия:
I, б — цепного поперечного копания; в — цепного продольного копания; г —роторного
траншейного; д — роторного карьерного
лелких траншей. Рабочее оборудование может быть навесным
I полуприцепным.
Роторные карьерные экскаваторы (рис. 186, д) применяются
з;ля разработки карьеров. Рабочим органом Служит ротор, уста-
тавливаемый на стреле. Диаметр ротора у современных экскава-
горов составляет 1,8—18 м. По окружности ротора укреплены
ковши, которые при его вращении разрабатывают грунт. Рассмат-
эиваемые экскаваторы выполняются поворотными. Путем изме-
(36
нения наклона стрелы они могут разрабатывать грунт или гор-
ные породы выше и ниже уровня стоянки машины.
Применение роторных карьерных экскаваторов особенно эф-
фективно на грунтах II и III категории. Суточная производитель-
ность современных мощных экскаваторов в указанных условиях
достигает 100 тыс. л3.
§ 94. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
МНОГОКОВШОВЫХ ЦЕПНЫХ ТРАНШЕЙНЫХ ЭКСКАВАТОРОВ
Теоретическая производительность экскаватора По определя-
ется объемом рыхлого грунта, выработанного за 1 ч непрерывной
работы при максимальной скорости ковшовой цепи и 100%-ном
заполнении ковшей. Теоретическая производительность экска-
ваторов с ковшовыми рабочими органами
3,6 I’.,,
По = —-------------0,06z qK м3/ч,
где иц — скорость движения ковшовой цепи в м/сек\
qK — емкость ковша в л;
tK — шаг ковшей (расстояние между ковшами) в .и;
z — число разгрузок ковшей в минуту.
Теоретическая производительность траншейных экскаваторов
со скребковыми рабочими органами
По = 3600 Ьс 1гс иц м3/ч,
где Ьс — ширина скребка в м;
hc — высота скребка в м.
Техническая производительность экскаватора Пт определяется
объемом плотного грунта, разработанного за 1 ч непрерывной
работы:
ПТ = ПО^ м*/ч,
где кп — коэффициент наполнения ковшей;
к — коэффициент разрыхления грунта
Значения ки приводятся ниже:
Эксплуатационная производительность
па=птк=пок-^,
/Ср
где кв — коэффициент использования ра-
бочего времени.
Ширина ковша
ВК = В — (0,06-0,1) м,
при его разработке.
Категория грунта % п
I 0.90—1,2
II 0.80—1.1
III 0.75—1,0
IV 0.7 -0,9
где В — ширина траншеи.
Максимальное значение ширины ковша не должно превышать
1 .и.
437
Высота ковша hK (рис. 187) при угле наклона ковшовой рамы
а = 45 ч- 50° определяется из условия
-=1,14-1,2,
Гб
где гб — радиус окружности.
Так как днище ковша должно представлять собой цилиндри-
Рис. 187. Схема к определению размеров
ковша экскаватора
ческую поверхность, длина '
ковша
где гк — радиус днища
ковша;
1гц — высота звена
цепи.
Геометрическая ем-
кость ковша экскаватора
ягк V ,L4 hK
360 + 4
Ък Л13,
где
у = arc cos------у-------
* "и
гб + + hK
в м.
сыпок ковшей со
60 иц
Z ~~Т
1 к
где иц — скорость ковшовой цепи
Тк — шаг ковшей в м.
Скорость движения ковшовой
1,1 м/сек.
Сечение срезаемой стружки
, По sin а
Ьц — шаг цепи
Количество
свободной задней разгрузкой
1/мин,
в м/сек-,
цепи должна составлять 0,4—
где Н — высота забоя в м.
Скорость рабочего хода экскаватора
ПО I
Vp = &0FH м!мин-
438
Поскольку экскаваторам приходится рыть траншеи разной
глубины, то, очевидно, для получения постоянной производитель-
ности необходимо иметь ряд рабочих скоростей. Величина мини-
мальной рабочей скорости должна подсчитываться при Нтах и а =
50 4- 55°, а максимальная при /Лши и а — 15 ч- 20°.
Максимальная скорость транспортного хода vm тах определяется
из условия реализации мощности двигателя экскаватора при дви-
жении по горизонтальной грунтовой дороге:
_ 270 2Vemax
ymmax— TGa КМ/4’
где Ne max — максимальная мощность двигателя в л. с.;
f — коэффициент сопротивления движению;
Gs — вес экскаватора в кГ;
г|м — механический к. п. д. трансмиссии и движителя эк-
скаватора.
Мощность двигателя экскаватора расходуется на привод ков-
шовой цепи и на передвижение экскаватора. Мощность, расходуе-
мая на копание,
ДГ — *1ПТ Ц с
к 270 000^ ’
где ki — удельное сопротивление грунта копанию в кГ /м1;
величины его приводятся ниже;
Пт — техническая производительность в м31ч;
— к. п. д. ковшовой цепи; г|4 = 0,45 ч- 0,65.
Категория грунта I II III IV
кА 10 000 20 000 30 000 40 000
Мощность, расходуемая на подъем грунта
Пту &+н0}
ЛТ —- .-\ ' л (* •
270 000^ Л' ’
где у — объемный вес грунта в кГ/м3;
Н — глубина траншеи в м;
Но — высота подъема грунта от поверхности земли до уровня
разгрузки в м.
Если экскаватор имеет скребковый рабочий орган, то
Пту 1% + Яо')(1 + Pi ctg а)
дг — \ _____L__________ и с
270 000^
где — коэффициент трения грунта о грунт;
а — угол наклона забоя к горизонту.
Общая мощность двигателя, необходимая для привода ков-
шовой цепи,
N с
4 Пл
где т]Л — общий механический к. п. д. привода ковшовой цепи.
439
Мощность, расходуемая на передвижение экскаватора при
копании
грунта,
дг +
270 OOOn Р
270 000ц
Л. с.,
где WK — горизонтальная составляющая сопротивления грунта
копанию в кГ;
Wm — горизонтальная составляющая проекции сил трения
грунта о грунт, возникающая при работе скребкового
экскаватора в кГ;
W? — сопротивление движению экскаватора в кГ;
Wh — сопротивление движению экскаватора на уклон в кГ;
Г| — общий к. п. д. трансмиссии привода двигателя экска-
ватора.
Горизонтальная составляющая сопротивления грунта копа-
нию
ы/ 1 757УЖ cos а
для скребковых экскаваторов
Пгу f^ + Яо) pi cos2 а
W =------—-----------— кГ;
к 3 600у,, sin а
сопротивление движению экскаватора
где G — полный вес экскаватора в кГ;
/ — коэффициент сопротивления движению ходового обору-
дования.
Сопротивление движению экскаватора на уклон
Wh — Gi кГ,
где i — подъем в долях единицы
Суммарная мощность двигателя экскаватора
Are = 2VK-|-^/4-A,'Tp + JVM,
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 абсолют-
ной скорости движения ковшей могут быть найдены как геометри-
ческая сумма скорости движения ковшовой цепи вдоль рамы иц
440
и рабочей скорости движения экскаватора ирх. 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
следующего за ним ковшей и чтобы боковая часть задней стенки
ковша не терлась о несрезанную стенку забоя.
Эти условия соблюдаются, если имеют место следующие за-
висимости:
Vpx шах, ’ "Ж ’
* к
vpx max2
(В - Ь)
21х
где В — ширина режущей кромки ковша;
Тк — шаг ковша;
Ь — ширина задней части корпуса ковша;
441
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-
заемой стружки б.
Емкость ковша экскаватора qK зависит от длины забоя L, ши-
эины и толщины 6 срезаемой стружки, поскольку
LB^kp
Як = —т-->
'де кр — коэффициент разрыхления грунта;
кп — коэффициент заполнения ковша.
С учетом приведенной выше зависимости из последней формулы
ложно установить, что
qKv4kH Пт
Vvx= LTKMp = L6 М'4-
Расчет мощности цепных многоковшовых экскаваторов ло-
терейного копания принципиально не отличается от расчета цеп-
гых траншейных экскаваторов. В связи с этим необходимо рас-
смотреть только некоторые особенности этого расчета для экска-
заторов с жестко направленной ковшовой цепью.
Сопротивления трению в направляющих ковшовой цепи
зозникают от действия веса ковша с грунтом и несовпадения силы
сопротивления грунта копанию с осью ковшовой цепи. Составляю-
цая сопротивления грунта копанию BzK1cos р (рис. 189) стремится
ювернуть ковш в вертикальной плоскости. Вследствие этого в
гаправляющих возникает реактивный момент, создаваемый па-
/l
эой сил ~ WK1 cos р. Составляющая Wк1 sinp будет прижимать ков-
новую 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
е sin р
Ъц
Следовательно, общее сопротивление трения в направляющих
говшовой рамы при работе одного ковша
Жн1=Wk1 cos р + Wk1 sin р+2-^eJinPj р2
ЗЛИ
WHi = [(Лк COS Р + е sin Р) + WKl si п р | р2,
де р,2 — коэффициент трения скольжения цепи о направляющие
(ц2 = 0,20 -з- 0,25).
Общее сопротивление движению цепи в направляющих
WzM = W7H1nK1,
де — число ковшей, находящихся в забое.
i42
Мощность, необходимая для работы жестко направленной ков-
шовой цепи многоковшового цепного экскаватора поперечного ко-
пания, может быть подсчитана так же, как и для многоковшового
цепного траншейного экскаватора, с учетом дополнительного рас-
хода мощности на преодоление сопротивления WH.
Рис. 189. Схема сил, действующих на ковш экскаватора
поперечного копания
Мощность, расходуемая на передвижение экскаватора при ко-
пании грунта Nnep, может быть определена по формуле
,т (Wf + WK + Wp)vpx
270ть Л' С'
где — сопротивление качению колес экскаватора по рельсам
в кГ;
Wк — сопротивление грунта копанию в кГ;
Wp — сопротивление трению в ребордах колес в кГ;
vpx — рабочая скорость движения экскаватора в км!ч;
Г|Л( — механический к. п. д. привода трансмиссии ходового
оборудования.
Значения сопротивления движению экскаватора, входящие в
последнюю формулу, можно определить, воспользовавшись вы-
ражениями
Wf = (Ga + nK1WK1 cos p sin a) (/ + i);
WK^nniwKi sin₽;
^=14 nK1WKl cos P cos a ф
W
443
здесь G3 — вес экскаватора с грунтом в ковшах, бункере и на
транспортере;
пк1 — число ковшей, находящихся в забое;
Wnl — сопротивление грунта копанию одним ковшом экска-
ватора;
cos р =
где у — скорость движения ковшовой цепи вдоль ковшовой
рамы; vpx — скорость движения экскаватора;
в)
Рис. 190. Схемы к расчету устойчивости
многоковшовых цепных экскаваторов по-
перечного копания
а — угол наклона ков-
шовой рамы;
/ — коэффициент соп-
ротивления;
i — уклон в долях еди-
ницы;
|12 — коэффициент тре-
ния скольжения
реборд колеса о
рельсы (ц, =
= 0,10 -г 0,12);
L — длина ковшовой
рамы;
е — расстояние бров-
ки откоса за-
боя до ближайше-
го к забою рель-
са.
Суммарная мощность
двигателя
Ne = NK4 + NWp Л- С‘
Расчет на устойчивость
цепных экскаваторов по-
перечного копания реко-
мендуется производить в
направлении, перпендику-
лярном движению машин
для трех случаев (рис.
190, а, б, в):
1) рабочее положение
экскаватора (рис. 190, а).
Опрокидывание последне-
го возможно в сторону
ковшовой рамы. При расчете необходимо учесть вес всех узлов,
силу ветра Ре (Рв = 25 н- 40 кГ/at3), усилие резания грунта Рр,
вес грунта в ковщах;
444
2) транспортное положение (рис. 190, б); ковшовая рама под-
нята. При расчете учитывается сила ветра Р'в — 100 ч- 200 кГ/м2;
3) монтажное положение при снятом рабочем органе
(рис. 200, в). Опрокидывание возможно в сторону противовеса;
при расчете учитывается сила ветра Р'„ = 100 ч- 200 кГ 1м2.
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 макси-
мальной глубины отрываемой траншеи Нт тах:
Dp = (1,75 +1,85) Нттах.
Размеры ковша:
ширина
bK=O,QBm;
высота
Ак = (0,5 ч-0,6)Sm;
длина
ZK = (0,4-0,6)zK,
где Вт — ширина траншеи;
tK — шаг ковша.
Скорость резания грунта ротором должна назначаться, исходя
из условий возможности гравитационной разгрузки ковшей, при-
чем траектория движения грунта должна обеспечивать попада-
ние его на ленту отвального транспортера.
Максимальная скорость вращения определяется частотой вра-
щения роторного колеса экскаватора
пр=(0,5->0,6)пркр,
где пркр — критическая частота вращения ротора.
Под критической частотой вращения ротора понимается то наи-
меньшее число оборотов, при котором невозможна гравитацион-
ная разгрузка грунта. Это условие может быть записано так:
G = C,
где G — вес грунта в ковше ротора;
С — центробежная сила, действующая на грунт в ковше.
Так как
Gn-R nl
г р р
900
то
30
Пркр^Уя-р-
445
Техническая производительность роторного траншейного экс-
каватора в ж3/ч
п 60qKzKnpkH
где qK — емкость ковша в м,
zK — число ковшей;
нр — частота вращения ротора в об/мин;
кн — коэффициент наполнения ковшей;
кр — коэффициент разрыхления грунта.
Скорость рабочего хода роторного траншейного экскаватора
vpx=B^h~ м/ч'
где Пт —техническая производительность экскаватора в м3/ч;
Вт — ширина траншеи в м;
Нт — глубина траншеи в м.
Пользуясь этой зависимостью, нужно подсчитать минималь-
ную (при Нт тах) И максимальную (при Нт min) рабочую скорость.
Установив минимальную и максимальную рабочую скорость,
назначают число рабочих пере-
' С дач (4—12), а затем по зако-
Рис. 191. Основные параметры ро-
тора и ковшей экскаватора
ну геометрической прогрессии
строят ряд передаточных чисел.
Тяговый баланс и баланс
мощности экскаватора для тя-
гового и транспортного режи-
мов работы. Тяговый ре-
жим работы (копание
грунта). Сопротивления движе-
нию, возникающие при работе эк-
скаватора 2И7К, преодолевают-
ся касательной силой гусенично-
го движителя Рг, т. е. Ps — 1/W.
Значение SIT’ можно рассчи-
тать по формуле
^e = EH7 = (2a + (/3cosa±
±sina) (Gm + Ga) +
+ (/ cos a± sin a) Go, (381)
где Qa — горизонтальная составляющая усилий в шарнире А
(рис. 192);
/г — коэффициент сопротивления движению гусеничного хо-
да экскаватора;
a — угол наклона поверхности грунта к горизонту;
G,n — вес базового тягача;
Ga — вертикальная составляющая усилий в шарнире;
446
f — коэффициент сопротивления качению опорного колеса
рабочего органа;
Go — вертикальная нагрузка на опорное колесо рабочего
органа.
Усилие в шарнире А, представленное составляющими Qa и Ga,
и нагрузка на ось опорного колеса Go возникают от нормальной
Рд и касательной Рк составляющих сил разрезания, действующих
на зубья ковшей, а также от веса ротора Gp. Реакции 7?аг и Re
определяются на основании анализа сил, действующих на экска-
ватор. Эти методы расчета довольно громоздки,1.
А
Gm
ft
Рис. 192. Схемы сил,
действующих на ротор
при копании грунта
Ga
G0
Gp
П
Первый член уравнения (381) учитывает сопротивление дви-
жению, создаваемого ротором при копании грунта, второй —
сопротивление движению экскаватора, третий — сопротивление
качению опорного колеса рабочего органа.
Баланс мощности роторного траншейного экскаватора имеет
следующий вид:
Ne = NpA- Nу + Nmp -f- N s,
где Ne — мощность, развиваемая двигателем экскаватора;
Np — мощность, затрачиваемая на привод ротора;
Nf — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивле-
ния движению экскаватора;
7Vmp — мощность, затрачиваемая на привод отвального транс-
портера;
Ng — мощность, затрачиваемая на привод гидронасосов сис-
тем управления экскаватором.
Мощность, затрачиваемая на привод ротора,
yVp = ^(7VK + 7Vp + TVft),
где т) — механический к. п. д. трансмиссии привода ротора.
Гарбузов 3. Е. и др. Землеройные машины непрерывного дей-
ствия. М. — Л,, «Машиностроение», 1965.
447
Мощность, идущая на копание грунта,
~ 270 • 103 л' с'
где Пт — техническая производительность экскаватора в мэ/ч;
кг — коэффициент удельного сопротивления грунта резанию
в кГ/м*.
Мощность, затрачиваемая на преодоление сил инерции грунта,
поступающего в ковши ротора,
П V V'i
N= л. с.,
Р g • 540 • 103 ’
где — объемный вес грунта в плотном теле в Т/м3;
ир — окружная скорость ротора в м/сек;
g — ускорение свободного падения в м/сек2.
Мощность, затрачиваемая на выгрузку
где Но — расстояние от поверхности земли до точки выгрузки в м.
Мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления дви-
жению экскаватора,
S Wvvx
Nf=-~-n р л. с.,
f 270т)гт]Л
где 2И7 — сопротивление движению экскаватора при работе экс- -
каватора;
vpx — скорость рабочего хода экскаватора в км/ч;
t]e — суммарный к. п. д. гусеничного движителя экскава-
тора, = 0,8 -г- 0,9;
г]Л1 — механический к. п. д. привода гусеничного движителя.
Мощность, затрачиваемая на привод транспортера,
д. , !31ПТН . 37(£>ПТ1 . k3a>lv\ . UTv
= 10000 + 10000 + 10000У + 27 000 л• с' ’
где кб — коэффициент, учитывающий сопротивление на бараба-
нах (кб = 1,2);
Пт — производительность транспортера в ш/ч;
Н — разность уровней концевых барабанов транспортера в м;
к3 — коэффициент сопротивления вращению роликовых
опор, равный 135 q{) (q0 — вес ленты транспортера и
вращающихся частей роликовых опор в кГ на 1 м длины
ленты);
а> — коэффициент сопротивления движению ленты транспор-
' тера по горизонтали (со = 0,06 для подшипников скольа
жения, со = 0,04 для подшипников качения);
I — длина транспортера в м;
v — скорость движения ленты транспортера в м/сек.
448
Способы расчета мощности, затрачиваемой на привод гидрона-
сосов Ns были рассмотрены в § 29.
Транспортный режим работы. Сопротивление
движению экскаватора на транспортном режиме работы Wт прео-
долевается касательной силой гусеничного движителя Рг, значе-
ние которой может быть подсчитано по формуле
Рг = U = (fe cos а ± sin a) (Gm + Rm) + (f cos a ± sin a) Rem,
где Rm — нагрузка на тележку рабочего органа, создаваемая
весом рабочего оборудования;
Rem — нормальная реакция грунта на опорное колесо рабо-
чего органа в транспортном положении.
Необходимая мощность двигателя
S ^Tvmx
л. с.,
где vmx — транспортная скорость, движения экскаватора в км/ч.
1/а1б Алексеева, Артемьев
ГЛАВА XV
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, плани-
ровке территории, образовании выемок, углублении дна, опуска-
нии насосов и транспортировании грунта. Гидромеханизация обес-
печивает единый техно-
логический процесс, что
ставит ее в ряд наибо-
лее эффективных спосо-
бов механизации земля-
ных работ. Основными
средствами гидромеха-
низации являются гид-
6 7
&.Э
ю
~===~Т
13
12
11
1 2
3 Г
Рис. 193. Технологическая схема гидромониторной разработки:
1 — забой; 2 — гидромонитор; з — 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; 13 — водовоз
ромониторы, водяные насосы, землесосы, насосные станции, пла-
вучие землесосные установки (землесосные снаряды) и установки
для гидравлического транспортирования. i
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 предвари-'
450
тельно рыхлят: при гидромониторном способе плотные, сцементи-
рованные грунты разрабытывают экскаватором или с помощью
взрывов, реже бульдозером, тракторным рыхлителем. Затем раз-
рыхленный грунт размывают струей гидромонитора для дальней-
шего гидротранспортирования (рис. 193). Вода в гидромонитор
подается насосом. Если водоемы расположены на уровне, значи-
тельно превышающем (на 30—150 at) уровень размыва, вода по-
дается самотеком.
Плавучий землесосный снаряд разрабатывает слежавшиеся и
плотные грунты с помощью фрезерного, гидравлического, цеп-
ного или роторно-ковшового грунтозаборного устройства. Слабые
неслежавшиеся грунты засасываются непосредственно всасываю-
щим устройством землесоса без предварительного рыхления.
§ 98. ГИДРОМОНИТОРЫ
Назначение гидромониторов — создать водяную струю и на-
правлять 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. Горизон-
тальный шарнир 2 между нижним и верхним коленом и шаровой
шарнир 4 между верхним коленом и стволом имеют сальниковые
уплотнения 5. Значительные давления воды, отрывающие верх-
нее колено от нижнего, а также момент от реакции струи воспри-
нимаются 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 струе-
направляющие ребра. В насадке энергия напора воды преобразу-
ется в скоростной напор струи с наименьшей потерей энергии.
Насадка придает струе нужную форму и размеры. Гидромонитор
ValS*
451
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 гидромо-
ниторами осуществляется специальным устройством — дефекто-
ром, который позволяет за счет незначительного отклонения на-
правления струи, совпадающего с осью ствола, получить доста-
точную отдачу для отклонения ствола гидромонитора.
Расход воды через насадку гидромонитора
Q — а/п — aftp У2ц11 3,28d2 м3/сек,
где а — коэффициент сжатия, равный приближенно единице;
г ltd2
I — —----площадь сечения насадки;
v = срУ 2gH — скорость струи;
<р — 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.
^min = Clh,
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 давле-
ния воды перед насадкой гидромонитора:
Н в ат................. 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 гли-
нистых грунтов 2%, для мелкого песка 4—5%, для крупно-
зернистого песка и гравия в зависимости от величины фракции
5-10%.
Количество электроэнергии, расходуемой на размыв 1 м3
грунта без учета гидротранспортирования,
И = 0,006^ Ц-/га +/гэ) квт-ч,
где q — расход воды в м3 на 1 м3 грунта;
ht — напор воды у насадки гидромонитора в м вод. ст.;
452
h2 — разность отметок гидромонитора и горизонта водоза-
бора в .и;
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. Кор-
пуса насосов рассчитаны на двойное давление, поэтому нельзя
располагать последовательно больше двух насосов.
Таблица 52
Нормы напоров струи у насадки
Высота уступа В м
Категория грунта Грунт 3-5 6-15 Более 15
* Напор в м
I Предварительно разрыхленный неслеясавшийся 30 40 50
II Песок мелкозернистый Песок пылеватый Супесь легкая . Лесс рыхлый . . Торф разложившийся ....... 30 30 30 40 40 40 40 40 50 50 50 50 50 ’ 60 60
III Песок среднезернистый Песок разнозернистый Супесь тяжелая Суглинок легкий Лесс плотный 30 30 40 50 60 40 40 50 60 70 50 50 60 70 80
IV Песок крупнозернистый Супесь тяжелая Суглинок средний и тяжелый . . Глина тяжелая тощая 30 50 70 70 40 60 80 80 50 70 90 90
V Песчано-гравийный Глина полужирная 40 80 50 100 60 120
VI Песчано-гравийный Глина полужирная 50 100 60 120 70 140
§ 99. ЗЕМЛЕСОСЫ И ЗЕМСНАРЯДЫ
Для перекачивания пульпы применяют землесосы — грунто-
вые насосы, представляющие собой одноступенчатые центробеж-
ные насосы одностороннего всасывания. Конструкция землесосов
15 Алексеева, Артемьев 453
несколько отличается от водяных насосов: стенки и лопасти ра-
бочих колес утолщены и проходные сечения увеличены.
Землесосными снарядами (земснарядами) называют плаваю-
щие Еемлеройные машины, извлекающие грунт из-под воды в виде
водогрунтовой смеси — пульпы и транспортирующие ее на рас-
стояние. Плавучие землесосные снаряды применяются для раз-
работки грунтов, покрытых водой. Они отличаются большей под-
вижностью, их не ограничивают габаритные размеры, вес и удель-
ное давление на грунт, что позволяет устанавливать на них обору-
дование любой мощности. Однако на земснарядах трудно на-
блюдать за работой всасывающего устройства, и вследствие этого
регулировать консистенцию пульпы, поэтому консистенция ее
значительно ниже, чем при гидромониторном способе разра-
ботки. На земснарядах средняя консистенция при легких грун-
тах (песках) 1 : 9, при гидромониторном способе 1 : 5. Снижение
консистенции уменьшает производительность земснаряда. Зна-
чительное повышение консистенции достигается применением
роторно-ковшовых разрыхлителей.
Земснарядами трудно разрабатывать вязкие и твердые грун-
ты, 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 всасы-
вающей линии превышают всасывающую способность земле-
соса.
Землесосные снаряды можно классифицировать по следующим
основным признакам:
1) по типу всасывающего агрегата — с обычными грунтовыми
насосами, с водоструйными насосами (эжекторы) и эрлифтами;
2) по 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 гидравли-
ческим способом.
Земснаряды можно условно разделить на три класса (табл. 53).
Мощность, потребляемая насосом (и землесосом),
yQH yQH
= л. с. = ^=~ кет,
270т) 367т]
— объемный вес перекачиваемой жидкости
в Т 1м3; усг — удельный вес сухого грунта;
п — количество частей чистой воды, при-
ходящейся на 1 часть грунта;
1 Т /м3 — удельный вес воды;
Q — производительность насоса в м3[ч;
где у =
454
Таблица 53
Класс снарядов Диаметр всасываю- щего па- трубка в ALU Производи- тельность по грунту в м?/ч Мощность привода в л. с.
грунтового насоса разрыхли- теля
Мелкие Средние Крупные До 250 До 400 До 700 190-310 300—750 1000-1800 400-600 650-1500 2000-2500 75-200 До 400 До 750
Рис. 195. Схема всасывания
Н — напор, развиваемый при производительности
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%, длр средних и крупных на 10%.
Исследования А. Н. Машина
показали, что для грунтовых на-
сосов, перекачивающих пульпу,
остаются в силе законы подобия,
вытекающие из теории центро-
бежных насосов, работающих на
чистой воде. Для геометрически
подобных колес, если пренебречь
изменением к. п. д., при перехо-
де от модели к натуре величины
Н, Q и N могут быть пересчита-
ны, исходя из следующих сообра-
жений. Развиваемый напор дол-
жен быть пропорционален квад-
рату окружной скорости колеса или,
тогда будет иметь место зависимость
что то же, произведению nD,
Н = Н
Расход должен быть пропорционален произведению площади
сечения на скорость, т. е. D2nD = nDs или
Так как полезная мощность при работе на пульпе пропорцио-
нальна произведению QH, то
N м -/'У?.
Эти зависимости справедливы для случая, когда все размеры
грунтового насоса изменяются пропорционально диаметру рабо-
чего колеса.
15я
455
Вопрос о всасывающей способности грунтовых насосов имеет
большое значение потому, что энергия, расходуемая во всасываю-
цем тракте, совершает работу не только по подъему пульпы, но
г по ее приготовлению. Различают геометрическую и вакууммет-
рическую высоту всасывания.
Геометрической высотой всасывания Нгв для насоса с гори-
зонтальным валом называют разность отметок от рабочего колеса
цо поверхности воды в водоеме. Всасывание происходит в резуль-
тате положительной разности между атмосферным давлением
Р
— на свободную поверхность воды и давлением у входа в колесо
Ре
р
— (рис. 195). Здесь ув — удельный вес воды.
Ре
Вакуумметрическая высота всасывания и будет определяться
этой разностью:
При перекачивании чистой воды
Неак = Нге -|- h ^4 м,
оС1Ь &С • (УС 1 /гу '
где hec — сумма гидравлических потерь во всасывающем тракте;
са — скорость во всасывающем патрубке.
При перекачивании пульпы
С2
Н еак = Пев 4~ ^пр Ч- ^вс оТ >
где hnp — гидравлические потери в проточной части грунтового
насоса.
Для определения приведенной высоты всасывания центробеж-
/ с2 \
ных насосов \НS~Hee-\-hec=Hвак — ~j, работающих на чистой
воде, проф. G. G. Руднев предлагает пользоваться зависи-
мостью
н =ю—(Ц3у/3.ю,
\ «к /
где Q — производительность насоса в мЧсек;
кк — коэффициент кавитации, зависящей от коэффициента
быстроходности ns:
п5 ............ 50—70 70—80 80—150 150-200
кк............. 600—750 800 800—1000 1000-1200
Проф. И. И. Куколевский предложил следующую классифика-
цию рабочих колес центробежных насосов: тихоходные колеса
(ns = 50 ч- 100), нормальные (ns = 100 4- 200), быстроходные
(ns = 200 -ь 350). Для грунтовых насосов величина ns выбирается
в пределах от 60 до 150.
456
Ориентировочное значение полной установленной мощности
земснаряда 2V по заданным часовой производительности q4 и даль-
ности подачи Ln определяется по формуле
N=(W-\tf>\Sq4Ln)q4Ln,
где q4Ln — произведение часовой производительности (по грунту)
снаряда в м3/ч и дальности подачи грунта в км.
Напор Н, развиваемый грунтовым насосом, установленным
на выбранном земснаряде, должен удовлетворять неравенству
-S^геом’
где — сумма гидравлических потерь во всасывающих и
напорных пульповодах;
2Лге01И — сумма геометрических потерь (разность отметок
выдачи пульпы и уровня воды в водоеме, в котором
плавает земснаряд).
Месячная производительность земснаряда
qM=ketcnMq4 м3/ч,
где кв — коэффициент использования земснаряда по времени за-
висит от технологических особенностей рабочего процесса
земснарядов: ks = 0,6 4- 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 пода-
вали срезанный грунт к
входному отверстию вса-
сывающей трубы.
Фреза представляет со-
бой тело вращения с пря-
молинейной или чаще кри-
волинейной образующей,
во внутреннюю полость
которого введена всасы-
вающая труба.
С. П. Огородников ре-
комендует следующую за-
висимость для определе-
ния усилия резания:
Wpe3^kbhnmamvm#,
Wpes
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 зад-
ним скосами
где к — коэффициент удельного сопротивления грунта резанию
в кГ/см2 (для суглинков и легкой глины к — 0,6 4-
4- 1,3 кГ/см2);
457
b — ширина резания в см;
h — толщина стружки в см;
п — показатель степени (для суглинков п ~ 1,0 4- 1,26);
т„ — коэффициент, учитывающий влияние угла резания на
усилие резания (для суглинков т.. — 0,78 4- 0,01 а°);
тъ — коэффициент, учитывающий влияние скорости резания
(к в м/сек) на усилие резания (для суглинков mv —
= 0,86 4- 1,4 г>рез);
та — коэффициент, учитывающий влияние формы ножа
(рис. 196).
Статистические значения удельной мощности привода фрезер-
ого разрыхлителя N уд в зависимости от вида грунта приведены
иже.
Грунт в квт-ч/м5 Грунт в квт-ч/м3
Пески рыхлые несле- жавшиеся Пески слежавшиеся, пески гравелистые, супеси, иловатые пески, лесс, пески с прослойками илов или суглинков 0,2 0.3 0,35—0,45 Суглинки легкие или слежавшиеся Глины легкие нежир- ные Глины плотные .... Скала мягкая разбор- ная 0,45-0,60 0.6-0.75 0,75-0,90 0,9-1,2
Если мощность привода фрезерного разрыхлителя обозначить
V = q4 N 9, где q4 — часовая производительность грунтозабор-
юго устройства по грунту, то можно написать
, ^рез^рез
Чч^уд— 75- 1,36ц„ыж ’
?де W 3 — суммарное усилие резания, приходящееся на все
ножи, одновременно участвующие в процессе реза-
ния, в кГ;
1)рьст — к. п- Д- фрезерного разрыхлителя привода можно при-
нять равным 0,80 (это значение к. п. д. учитывает
также вредное трение фрезерного разрыхлителя о
грунт);
отсюда
W = 82-^-.
Ге3 »рез
При определении W^p фрезерного разрыхлителя, действую-
щего на один нож, можно предполагать, что одновременно в ра-
боте находится 1,25 или 2, или 3 ножа, т. е.
W^=--(0,33 -4-0,8) И7рез.
458
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 ?ч35 м;
для тяжелых грунтов D — 0,21 д“’35 м,
где q4 — производительность (по грунту) землесосного снаряда
в №/ч.
Длина фрезы принимается равной 0,63—0,92 ее диаметра:
для связных грунтов 0,65—0,7, для рыхлых отложений 0,75—
0,85.
Расход энергии на гидротранспортирование 1 .и3 грунта (для
глинистых и мелкозернистых песков)
(Z Ц-0,04Я) квт-ч/м3,
где L — длительность транспортирования в км;
Н — геометрическая высота* подъема грунта в м.
Эта формула приближенно верна в пределах производитель-
ности от 60 до 300 м3!ч грунта, причем величина W„. всегда боль-
ше 1,8 квт-ч/1 м3 грунта.
Если скорость транспортирования пульпы в трубах недоста-
точна, 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 (гкр = 1,7-5- 4,6 ж/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 электро-
энергии, объемом работ, рельефом трассы, требованиями к уклад-
ке трубопроводов и методом разработки грунта в забое.
ГЛАВА XVI
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 .и, в СССР ежегодно
азрабатывается более 800 млн. м3 мерзлого грунта. Правильное
ланирование 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;
60
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 соче-
тают с работой одноковшового экскаватора и т. д.
При разработке котлованов и вскрышных работах нарезают
блоки, рыхлят поверхностный слой рыхлителями или буровзрыв-
ным способом в сочетании с одноковшовым экскаватором.Траншеи
обычно разрабатывают многоковшовыми экскаваторами с различ-
ными рабочими органами: цепными барами с чистым резанием;
цепными барами с резанием и сколом; роторами с зубьями, обес-
печивающими резание и крупный скол.
В последнее время применяет послойное рыхление мерзлого
грунта навесными рыхлителями на базе мощных тракторов и тя-
гачей (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 дей-
ствия — рыхлители, бары.
Последние по принципу ре-
зания занимают промежуточ-
ное положение между первы-
ми и вторыми.
По характеру выполне-
ния технологического про-
цесса различают машины,
которые производят только
разрушение мерзлого грунта
(бары, навесные рыхлители,
дисково-фрезерные машины),
Рис. 197. Схема резания мерзлого грун-
та дисковой фрезой
а последующую экскавацию
его осуществляют обычные
землеройные машины и ма-
шины, самостоятельно выполняющие весь технологический про-
цесс разработки и уборки грунта (многоковшовые экскаваторы,
буровые установки, машины с пальцевой фрезой).
461
Основными параметрами машин для разработок мерзлого грун-
рабочим органом вращательного действия являются диаметр
жущего диска D$, число оборотов диска (фрезы) Пф, скорость
ступательного движения машин vn, мощность двигателя N,
орость фрезерования v$.
Резание дисковыми фрезами можно осуществлять прямым или
фатным фрезерованием (рис. 197). Прямое фрезерование при
(зработке мерзлых грунтов более рационально, так как размеры
ружки нарастают равномернее и рабочий орган работает с мень-
ими динамическими воздействиями.
Мощность, необходимая для нарезания щели в мерзлом грунте,
>жет быть с достаточной для практических целей точностью
тределена по формуле
Ar=£rl(^ + »n)3 + '/(4 + ^4-2rre^oosa)s] л. с.,
£>£•01/ gj “
щ Р — усилие резания в кГ (см. гл. Ill);
R — радиус фрезы в см;
v$ — окружная скорость фрезы в м/сек;
ип — поступательная скорость агрегата в м/сек;
а — угол рабочего контакта фрезы.
При фрезеровании пальцевой фрезой
лг ksHD<$n<fi п
N — 60.75 Л‘ ’
де к — коэффициент удельного сопротивления резанию при
фрезеровании мерзлого грунта в кГ/см?;
s — подача на один оборот фрезы в см;
Н — глубина траншеи в см;
— ширина траншеи (диаметр фрезы) в м;
п'ф — число оборотов фрезы в минуту.
Одним из существенных недостатков диско-фрезерных машин
гвляется необходимость выбора больших диаметров фрез при на-
зезании глубоких щелей. Для обеспечения устойчивости фрезер-
юго диска против выпучивания его необходимо проверять на кри-
тическую силу резания
р ЬкдВ
где k0 — коэффициент, учитывающий соотношения диаметра и
толщины; принимается к0 — 15 -5- 20;
В — коэффициент, зависящий от материала диска и его
толщины; принимается В = 2 ч- 2,5;
Оф — диаметр диска.
При фрезеровании может быть скоростное или силовое реза-
ние, первое обеспечивается при скорости фрезерования =
= 6 4- 9 м/сек; силовое — при = 2,0 2,5 м/сек. Опыты по-
казывают, что силовое резание мерзлых грунтов более рацио-
462
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 м вызывает зна-
чительные затруднения и поэтому подобные машины пока имеются
только в опытных экземплярах. На рис. 198 показана схема дис-
ко-фрезерной машины конструкции Горьковского политехниче-
ского института. Несколько большее распространение для наре-
зания 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; я — редуктор; з — карданный вал; 4 — дисковый
фрикцион; 5 — 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 пе-
ремещается 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 умень-
шается в 2—3 раза, стоимость предварительного рыхления сни-
жается в 1,5—2,5 раза.
Основные преимущества разработки мерзлого грунта путем
предварительного нарезания щелей состоят в том, что механиче-
ской разработке подлежит только незначительная часть мерзлого
грунта, остальной объем остается в целике. Энергоемкость такого
способа разработки значительно меньше, чем при сплошном ре-
зании.
463
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
f) 1 2
UUUULlMLjjUUUUUL
□ □Г ----
□сап
зп,________
WWffi
]□□□□□[
]□□□□□£
□□□□□С
□□□□□С
*110. 199. Резание мерзлого грунта тран-
шейным экскаватором:
— вид сбоку; б — вид в плане — продольные
роходы; в — вид в плане — поперечные прохо-
ды; 1 — траншейный экскаватор; 2 — бары
Навесные рыхлители статического
и несколько увеличивается
стойкость резцов. В этом
случае около 30% грунта
разрушается несвободным
резанием, 40—45% —по-
лусвободным резанием и
25—30% — скалывающим
действием клина. Скорость
резания при нарезании
щелей достигает 0,6—
1,0 м!сек при рабочей ско-
рости агрегата 25—60 м!ч.
Способ нарезания ще-
лей пока еще не вышел
из стадии экспериментиро-
вания и в настоящее время
отдельные организации
проводят исследования по
определению оптимальных
режимов и отработке кон-
струкции машин.
Резание мерзлых грун-
тов роторными экскавато-
рами осуществляется при
оснащении последних ра-
бочими органами усилен-
ного типа со специальным,
с т у п е н ч а т о - ш а х м атным
размещением режущих ор-
ганов (рис. 200). В табл.
54 даны некоторые пока-
затели работы роторных
экскаваторов при разра-
ботке мерзлых грунтов,
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-
юние на 0,7—1,2 м. Производительность этих рыхлителей в за-
шсимости от условий промерзания и температуры грунта состав-
тяет 80—200 м/ч.
Таблица 54
Показатели работы роторных экскаваторов
при разработке мерзлых грунтов
Показатель ЭР-4М ЭР-7А ЭР-10 ЭТР-132
Ширина, глубина копа- НИЯ в м ........ 1,1—1,8 64-174 1,74 65-150 1,2-2,0 31—310 1,7 50-250 1,5-2,5 15-260 0,94-2,7 55-200 0,23-1,1 45,5-1455 1,24—3,14 75-120
Скорость рабочего хода в м/ч Скорость резания в м/сек Производительность в м/ч
Бурение мерзлого грунта иногда осуществляют как самосто-
ятельную 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 режу-
щих органов:
а — сечение по осям 1 (8), 2 (9) и т. д.; б — вид с торца
операциями (при буровзрывном методе, при подготовке грунта
для работы других машин). Для бурения мерзлого грунта приме-
няют специальные буровые установки или навесные рабочие ор-
ганы вращательного действия в виде винтовых шнеков, буровых
коронок и т. п. Основными параметрами бурильных установок яв-
ляются диаметр бурения, число оборотов бура, мощность уста-
новки, усилие осевой подачи бура.
В системе привода бура различают бурильные установки с ме-
ханическим или с гидравлическим приводом. Система передачи
465
севого усилия в таких установках может быть канатной,
идравлической и комбинированной. Наибольшее распростране-
но 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 труп-
ов 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-
иом и гидропружинные.
Ударный рабочий орган может выполняться в виде клина или
ребенки направленного или ненаправленного действия. Несмотря
а крупные недостатки клин-молотов ненаправленного действия
высокие динамические нагрузки, ненаправленность удара, боль-
юй 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
гитать 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
эорудования на экскаваторе. К этому же виду оборудования мож-
э 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
гзель-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-
1и опытного освоения.
Основными параметрами машин ударного действия являются
!С падающих частей (при свободном падении), высота падения
гбочего органа, частота ударов, мощность установки, параметры
1бочей части рабочего органа (профиль, сечение), энергоемкость
яхления.
Пласт мерзлого грунта отделяется в результате многократ-
но нанесения удара и расклинивающего эффекта клина. Выбор
6
геометрических размеров и формы рабочего органа зависит от
назначения установки. Для падающих рабочих органов предпоч-
тительнее, если заостренная часть представляет собой четырех-
гранную призму, для забиваемого клина — двухосное заостре-
ние. Оптимальный угол заострения, которому соответствует наи-
меньшая энергоемкость разрушения, равен 20—30°. Во избежа-
ние 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, рав-
ный 2 < п < 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 не-
прерывно увеличиваются глубина внедрения и шаг скола.
Большое влияние на энергоемкость процесса рыхления мерз-
лого грунта оказываем отношение веса падающих частей G к вы-
соте падения Н. С увеличением отношения энергоемкость рых-
G
ления уменьшается, однако чрезмерное увеличение отношения
при больших энергиях удара приводит к утяжелению привода ра-
бочего органа и всей конструкции в целом. Рекомендуется при
А = 10 4- 20 Тм принимать G = (1,25 4- 1,50) //; при А =
= 20 4- 50 Тм - G = (1,0 4- 1,25) Н.
467
Эффективность рыхления мерзлых грунтов ударным воздейст-
юм 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) Ъ ши-
[ны клина. Ширину клина принимают с учетом размеров ковша
скаватора, осуществляющего экскавацию грунта после разрых-
ния.
На энергоемкость разрушения ударом большое влияние ока-
[вает 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-
Рис. 202. Зависимость удель-
ной энергоемкости от частоты
ударов в минуту и энергии
УДара
Рис. 203. Влияние ха-
рактера деформации
грунта на энергоем-
кость процесса разру-
шения при а = 30°:
1 — чистый скол; 2 —
скол с отрывом
тки в большей степени зависит от величины энергии удара и в
июлей 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 клийа, отла-
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 дей-
ствия:
а — чисто вибрационный; б — виброударный; в — частоударный;
1 — вибратор; 2 — рабочий орган — клин; з — боек; 4 — нако-
вальня; 5 — пружина
клиньями, экскаваторными ковшами с виброударными зубьями,
роторными вибрационными рабочими органами и т. п. Все много-
образие рабочих органов,
применяемых для разра-
ботки мерзлых грунтов с
использованием вибрации,
по силовой схеме воздейст-
вия их на грунт можно
разделить на три вида
(рис. 204): вибрационные,
виброударные и частоудар-
ные.
Основными параметра-
ми рабочих органов с виб-
роприводом являются си-
ла, развиваемая на ра-
бочем органе при ударе,
энергия одного удара, ча-
стота ударов, величина
статической пригрузки,
мощность, затрачиваемая
на вибропривод.
Вибрационный рабочий
орган представляет собой
Рис. 205. Ковш экскаватора с частоудар-
ными зубьями:
1 — зуб ковша; 2 — подвижный корпус пнев-
момолотка; 3 — ударник; 4 — золотник; 5 —
пружина; в — толкатель; 7 — нневмоклапан
469
!ычный рабочий орган, к которому жестко присоединен виб-
1тор. При синфазном вращении дебалансов вибратора верти-
>льные составляющие возмущающих сил в первом приближении
:ладываются с основной силой, действующей на грунт (вес,
щвливание и т. п.).
Виброударный рабочий орган состоит из вибромолота и ра-
>чего инструмента, соединенных между собой пружинами. При
эавильно подобранных размерах зазора между виброблоком и
1бочим органом и параметрах пружин колебательные движения
[броблока 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
гстовибрационные рабочие органы менее эффективны, чел1 виб-
эударные и частоударные, однако последние менее долговечны
5—10 раз). Моторесурс узлов вибромолота составляет при-
эрно 20—30 ч, вибрационных рабочих органов 100—200 ч. Опыт-
но конструкции с рабочим органом в виде виброклина осущест-
тены на базе тракторов Т-140, Т-100, а также на вальцевом рых-
ттеле и др.
Частоударные зубья к ковшам одноковшовых .экскаваторов
-652 и Э-10011 с использованием принципа пневмомолота
1ис. 205) показали достаточную работоспособность. При уста-
эвке их на ковш емкостью 0,7 .и3 производительность экскаватора
опытных образцах достигала 45 .и3/ч (при работе на грунте с
тубиной промерзания 0,8 м). Имеются попытки создания опыт-
эго образца роторного вибрационного рабочего органа, навеши-
гемого 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, виб-
рированием или сочетанием этих способов. Уплотнение укаты-
ванием (рис. 206, а) происходит в результате давления, создавае-
мого вальцами или колесами, перекатывающимися по поверхности
грунта. По такому принципу работают катки. Уплотнение трам-
бованием (рис. 206, б) осуществляется ударами рабочих органов
трамбующих машин. Уплотнение вибрированием (рис. 206, в)
основано на передаче грунту колебательных движений, в резуль-
тате 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 возму-
щающая сила превысит определенный предел, то вибрационная
плита оторвется от поверхности грунта. В этом случае вибрирова-
ние перейдет в вибротрамбование. Этот процесс отличается от
трамбования большей частотой и меньшей энергией ударов.
Несмотря на различие принципов работы уплотняющих ма-
шин процесс уплотнения грунта во всех случаях имеет много об-
щего и только при вибрировании наблюдаются некоторые спе-
цифические особенности.
Уплотнение грунтов осуществляется путем приложения к их
поверхности кратковременных повторных или циклических на-
грузок. Под действием этих нагрузок грунт деформируется. Пол-
ная 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 сохране-
нием прежнего объема (пластическое течение).
471
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 необра-
тимые деформации в основном происходят в результате измене-
ния 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
в)
Рис. 206. Схемы уплотнения грунтов:
1 — укатыванием; б — трамбованием; в — вибрированием; Н — высота падения трам-
бующей плиты; G — вес рабочего органа
реформаций и не вызывать значительного пластического течения
грунта, отрицательного влияющего на процесс уплотнения.
Прочность грунтовых частиц значительно превышает проч-
ность связей между ними. Поэтому уплотнение возможно только
за счет взаимного перемещения частиц твердой фазы и уменьше-
ния вследствие этого пористости грунта, что связано с вытесне-
нием воздуха из пор. Работа, затрачиваемая на уплотнение, в ос-
новном расходуется на преодоление сил связей и трения между
частицами твердой фазы.
Деформация грунта протекает во времени. При действии крат-
ковременных нагрузок продолжительность напряженного сос-
тояния грунта бывает значительно меньше времени, необходимого
цля полного протекания деформации. Вследствие этого для полу-
чения нужного уплотнения грунта машинами необходимо ее мно-
гократное повторение.
Качество уплотнения грунта принято оценивать объемным
весом его скелета, а прочность — модулем деформации (см. гл. II).
В табл. 55 приведены значения параметров циклической на-
грузки при уплотнении грунтов различными способами по дан-
ным Н. Я. Хархуты.
472
Таблица 55
Параметры циклической нагрузки при различных методах уплотнения
Параметры циклической нагрузки
Метод уплотнения Максималь- ное напря- жение в кГ/смг Скорость из- менения на- пряженного состояния в кГ/см2'сек Общее время напряженного состояния грунта за один цикл в сек
Укатка катками на пневматиче- ских шинах Трамбование Вибрирование Вибротрамбование 6-10 5-18 0,3-0,9 0,5-0,9 5-69 450 -2000 10-90 45-450 0,10-0,40 0,016-0,030 0.01-0,30 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 уве-
личением количества влаги происходит снижение внутренних
сил связей. При дальнейшем увеличении влажности степень уп-
лотнения грунта снижается. Увеличение плотности при этом воз-
можно только за счет «выжимания» воды из пор грунта. Однако
процесс фильтрации протекает очень медленно и не может про-
исходить 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 пре-
делом его уплотнения кратковременными нагрузками.
Наибольшая степень уплотнения грунта при условии постоян-
ной затраты работы может быть получена при определенном зна-
чении влажности, которое принято называть оптимальным. Опти-
мальная влажность и максимальная плотность зависят от вида
грунта и величины работы, затраченной на уплотнение. С увеличе-
нием количества глинистых частиц в грунте оптимальная влаж-
ность возрастает, а максимальная плотность снижается. При уве-
личении работы, затраченной на уплотнение, оптимальная влаж-
ность уменьшается, а максимальная плотность возрастает, по-
этому 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 влаж-
ность больше оптимальной величины, необходимой плотности
16 Алексеева, Артемьев
473
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 боль-
шое влияние не только на величину достигаемой плотности, но и
на водоустойчивость насыпей. При замерзании и оттаивании грун-
тов, уплотненных при влажности меньше оптимальной, их де-
формации будут больше, чем у тех же одинаково уплотненных
грунтов, но при влажности, близкой к оптимальной.
§ 106. НОРМЫ УПЛОТНЕНИЯ ГРУНТОВ
Необходимая степень уплотнения грунтов насыпей автомо-
бильных дорог устанавливается согласно инструкции по опреде-
лению требуемой плотности и контролю уплотнения дорожных
насыпей. Насыпи автомобильных дорог, предназначенные для
укладки покрытий капитального типа (асфальтобетонные и це-
ментобетонные), не должны давать осадок, так как это может при-
вести к повреждению покрытий. Требования к плотности грунта
в насыпях грунтовых дорог и дорог с покрытиями облегченного
типа могут быть несколько снижены, так как деформации земля- .
ного полотна не грозят разрушением покрытия и могут быть уст- .
ранены при очередном ремонте. В соответствии с приведенными 1
выше соображениями требуемая плотность грунтов (оптималь-
ная плотность) находится в зависимости от величины их макси- )
мальной плотности, определенной методом стандартного уплот-
нения с помощью выражения
опт = опытах,
соответствующий
где б0П1П
on
Зтах
— объемный вес скелета грунта,
тимальной плотности;
— коэффициент оптимальной плотности; (
— объемный вес скелета грунта, соответствующий мак-j
симальной плотности.
В зависимости от характера объекта принимаются следующие?
значения коэффициента Коп: ’
1) для дорог с усовершенствованными покрытиями капиталь-;
ного и облегченного типа (цементобетон, асфальтобетон, черное?
щебеночное, черное гравийное и др.) в пределах 0,95—0,98, при
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 — н<
менее 0,90.
474
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 Опти- мальная влажность В % Удельный вес в Г/сл13 Объем воздуха в порах грунта в % Объемный вес скелета грунта в Г/см3 '
Песчаные 8-12 2 57 6 2.05-1,90
Супесчаные . 10-15 '2,58 6 1,97-1.78
Пылеватые супесчаные 16-20 2,60 5 1,78-1,65
Глинистые 18-21 2.60 5 1,72-1.63
Суглинистые 14-19 2,62 5 1,86-1,70
Тяжелые суглинистые и гли-
нистые 18-*22 2.63 4 1.75—1,63
Черноземы суглинистые .... 20-25 2,52 5 1,63-1,50
Нормы уплотнения грунтов имеют большое значение не только
при строительстве земляных сооружений, но и при проектирова-
нии уплотняющих машин, так как параметры последних должны
быть выбраны с учетом получения соответствующих значений
плотностей грунта на заданной глубине.
§ 107. ВЛИЯНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ МАШИН
НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ УПЛОТНЕНИЯ ГРУНТОВ
Грунты представляют собой типичные упруго-пластично-вязкие
материалы. Вследствие этого степень их уплотнения зависит от
величины внешней нагрузки, продолжительности ее действия, а
также от размеров площади контакта, через которую передается
давление на грунт. Действие внешней нагрузки на грунт принято
оценивать величиной нормальных контактных напряжений, воз-
никающих на его поверхности под рабочим органом машины.
Величина этих напряжений является одним из основных парамет-
ров уплотняющих машин.
Наибольшая сопротивляемость грунтов внешним нагрузкам,
как и любых других строительных материалов, может быть опре-
делена пределом прочности. Определение этого показателя связано
с рядом условностей. Обычно признаком достижения предела
прочности является ускоренное развитие пластических деформа-
ций, протекающих без изменения объема грунта и возникающих
при вдавливании в грунт круглого плоского штампа.
Для эффективного уплотнения грунта напряжения не должны
превышать предела его прочности. При несоблюдении этого
условия поверхность грунта получается разрыхленной и трещино-
16* 475
ватой, что отрицательно влияет на процесс уплотнения. С другой
стороны, напряжения не должны быть слишком низкими, так как
это приводит к значительному снижению эффективности уплотне-
ния.
Исследованиями Н. Я. Хархуты установлено, что наилучшие
результаты уплотнения получаются, когда
о0 = (0,9 ч-1,0) стр,
где о0 — нормальные контактные напряжения;
<Тр — предел прочности грунта.
Исключением из этого правила являются машины, взаимодей-
ствие рабочих органов которых сопряжено со значительным’ их
погружением в уплотняемый грунт (например, кулачковые катки).
Значения пределов прочности грунтов в конце уплотнения при
оптимальной влажности приведены в табл. 57.
Таблица 57
Пределы прочности грунтов в кГ^см1
Грунты При укатке катков на пнев- матических шинах При трамбо- вании
Малосвязные (песчаные, супесчаные, пылева- тые) 3-4 3-7
Средней связности (суглинистые) 4-6 7-12
Высокой степени связности (тяжелосуглини- стые) 6-8 12-20
Весьма связные (глинистые) 8-10 20-23
Грунты в начальной стадии уплотнения имеют значительно
меньшие величины пределов прочности. Поэтому для создания
оптимальных условий уплотнения желательно, чтобы контактные
напряжения повышались постепенно от одного прохода к другому,
достигая в конце процесса значений, близких к приведенным в
табл. 57. Соблюдение этих требований возможно при использова-
нии катков разного веса (предварительное уплотнение осущест-
влять легкими катками, окончательное — тяжелыми) и изменения
давления воздуха в шинах пневмокатков.
Большое влияние на эффективность уплотнения оказывают
размеры площади контакта рабочего органа уплотняющей ма-
шины, через которую передается давление на грунт. Если величина
нормальных контактных напряжений определяет степень уплот-
нения грунта, то от величины площади контакта зависит глубина
уплотнения. Чем больше площадь контакта рабочего органа маши-
ны с грунтом при одном и том же напряжении, тем на большую
глубину уплотняется грунт.
Экспериментальными и теоретическими исследованиями уста-
новлено, что для большинства машин, когда напряжение на по-
верхности грунта выбрано по приведенным выше рекомендациям,
476
Рис. 207. Зависимость величины пласти-
ческой деформации грунта от времени
действия нагрузки:
1 — связный грунт; 2 — несвязный грунт
глубина уплотнения грунта до оптимальной величины примерно
равна наименьшему размеру рабочего органа в плане.
Течение деформации в грунтах происходит во времени, вслед-
ствие этого скорость изменения напряженного состояния и про-
должительность действия нагрузки оказывают существенное влия-
ние на степень уплотнения грунта. Приведенное положение под-
тверждается графиком (рис. 207), на котором показана зависи-
мость величины пластической деформации в условных единицах hn,
полученной при вдавливании в плотный грунт круглого плотного
штампа, от времени действия нагрузки t для двух грунтов: гли-
нистого 1 и песчаного 2.
Данные графика свидетель-
ствуют о том, что величи-
на пластической деформа-
ции, а следовательно, и
степень уплотнения грун-
та существенно зависят от
времени действия нагруз-
ки, причем особенно замет-
ное приращение пластиче-
ской деформации наблю-
дается у глинистого грун-
та. Это объясняется тем,
что с увеличением количе-
ства глинистых частиц в
грунте уменьшается скорость течения деформации; вследствие этого
продолжительность действия нагрузки оказывает большее влияние
на развитие деформации в глинистых грунтах, чем в песчаных.
Изложенное выше позволяет сделать следующие основные
выводы:
1) для каждого вида грунта существует свое наивыгоднейшее
нормальное контактное напряжение, равное 0,9—1,0 от предела
его прочности, при котором можно получить наилучшие резуль-
таты уплотнения;
2) глубина уплотнения зависит от размеров площади контакта
рабочих органов машин, через которую передается давление на
грунт, следовательно, при одном и том же напряжении глубина
уплотнения будет тем выше, чем больше поперечный размер пло-
щади контакта;
3) эффективность уплотнения при прочих равных условиях
зависит от скорости изменения напряженного состояния грунта
и времени действия нагрузки; чем больше время действия нагрузки
и меньше скорость изменения напряженного состояния, тем боль-
шая степень уплотнения грунта может быть получена;
4) глубина уплотнения грунта машинами при прочих равных
условиях зависит от размеров рабочего органа в плане (определя-
ется наименьшим размером), а степень уплотнения — от величины
нормальных контактных напряжений.
477
ГЛАВА XVIII
КАТКИ
§ 108. КЛАССИФИКАЦИЯ
Катки являются распространенным типом машин для уплотне-
на грунта. Они представляют собой наиболее простые и произво-
ительные машины. Стоимость уплотнения единицы объема грунта
атками несколько ниже, нем при использовании других средств
плотнения.
Однако при их работе толщина уплотняемых слоев грунта
олучается значительно меньше, чем при трамбовании и вибриро-
ании. Ниже приведена классификация катков по принципу уплот-
яющего воздействия и типу рабочего органа.
Классификация прицепных и самоходных катков
Принцип действия Рабочая поверхность катка
Статические Гладкие жесткие вальцы Негладкие вальцы — кулачковые, решетча- тые и с башмаками Пневматические шины
Статические в сочетании с вибрационным Гладкие жесткие вальцы Пневматические шины
Катки с гладкими жесткими вальцами и на пневматических
шинах пригодны для уплотнения связных и несвязных грунтов.
Кулачковые, решетчатые и катки с башмаками могут эффективно
уплотнять только связные грунты.
§ 109. КАТКИ С ГЛАДКИМИ ЖЕСТКИМИ ВАЛЬЦАМИ
Катки с гладкими жесткими вальцами могут уплотнять грунт
слоями толщиной 15—20 см в плотном Tejfe. В настоящее время •
они заменяются более совершенными машинами — катками на
478
пневматических шинах, которые уплотняют грунт на значительно
большую глубину и имеют ряд других преимуществ.
Основными параметрами катков с жесткими гладкими валь-
цами являются радиус вальца г0, ширина вальца Ве и вес катка GK.
Исходя из условий поперечной устойчивости катка и обеспече-
ния равномерного уплотнения
ширину вальца
Z?e = (0,7 ч-0,8) 2г0.
Вес катка должен рассчи-
тываться из условий эффек-
тивного уплотнения грунта,
согласно которым максималь-
ное напряжение на поверх-
ности грунта ошах должно
быть близко к пределу его
прочности ор, т. е.
Птах = (0,9 —г' 1,0) Ор.
Формула, устанавливаю-
щая зависимость между ве-
сом катка, его радиусом и
прочностью грунта, может
быть получена следующим
образом. Рассматривая взаи-
модействие жесткого вальца с
грунтом, как частный случай взаимодействия недеформируемого
колеса с пневматической шиной, можно принять в формуле (104)
Zy == к2 = со. Обозначив $ВШ = Ве, получим
грунта по ширине следа, получим
Рис. 208. Схема взаимодействия глад-
кого жесткого вальца с деформируемым
грунтом
GK = 5e[gn? + ^(3alH3-^)].
(382)
Полагая приближенно, что контакт вальца с грунтом происхо-
дит только в зоне загрузки (рис. 208), такое допущение возможно
для жестких колес небольшого диаметра, когда а2 = а3 — 0, полу-
чим упрощенную формулу
GK — Be^~al. (382а)
Поскольку
max == Cihn И hn = ,
то с учетом выражения (382а) получим формулу для расчета
значения максимального контактного напряжения
Птах •—
(383)
479
Последовательность при определении веса катка следующая:
1. Вычисляем динамический модуль полной деформации грунта,
спользовавшись эмпирической зависимостью
£'s = £’1 (1 +В КЮ КГ(см2,
е Ег — статический модуль полной деформации грунта в кГ(см2
(для связного грунта Ег = 150 ч- 200 кГ!см\ для не-
связного Ег = 100 -4- 150 кГ/см2);
— коэффициент, зависящий от вида грунта (для связного
грунта £ = 0,09 -т- 0,11, для несвязного £ = 0,06 4-
-7- 0,08);
ик — скорость движения катка в км/ч.
2. Находим величину коэффициента полной деформации грунта
де Dw — диаметр штампа в см.
Форма поверхности контакта жесткого вальца катка с грунтом
редставляет собой прямоугольник, большая сторона которого
авна ширине вальца, а меньшая — длине хорды, стягивающей
угу контакта вальца с грунтом. Поскольку ширина контакта
начительно меньше длины, то величина коэффициента полной
еформации грунта будет зависеть главным образом от величины av
фтя катков весом 5—7 Т можно принять Е)ш = а± + а3 —
= 15 4- 20 см.
3. Задаемся весом катка и определяем значение оШах по фор-
муле (383).
4. Сравниваем найденное значение <ттаХ с пределом прочности
’рунта ов. Если условие Стах = (0,9 4- 1,0) ае соблюдается, то
три заданных геометрических размерах вальца г0 и вес катка
зыбран правильно. Когда это условие не выдерживается, необхо-
димо изменить вес катка.
Оптимальную толщину уплотняемого слоя грунта можно
определить исходя из следующих соображений. Н. Я. Хархута
доказал, что глубина активной зоны, в которой грунт уплотняется
до требуемой плотности при укатке грунтов катками с жесткими
и гладкими вальцами, равна а1. Следовательно, оптимальная тол-
щина слоя грунта
Принимая во внимание выражение (382«), будем иметь
__ w f
*0 V ввсх
см,
где W и w0 — соответственно действительная и оптимальная влаж-
ность уплотняемого грунта в %,
480
Здесь значение GK нужно подставлять в кГ, г0 и Вв в см и
в кПсм?. Коэффициент учитывающий уменьшение оптимальной
толщины слоя грунта, имеет смысл при w -'Z w^.
Необходимое число повторных проходов обычно составляет
при уплотнении несвязных грунтов 4—6, связных 10—12.
§ 110. КУЛАЧКОВЫЕ КАТКИ
Кулачковые катки (рис. 209) предназначены для уплотнения
связного грунта. Применение этих катков особенно целесообразно
на тяжелых комковатых грунтах, высокая степень уплотнения
которых может быть достигнута
только при условии измельче-
ния комьев.
Исследование кинематики
движения кулачковых катков*
свидетельствует о том, что часть
слоя грунта, расположенная
ниже горизонта погружения
опорной поверхности кулачков,
уплотняется, а верхняя часть,
расположенная выше этого го-
ризонта, сдвигается и частично
уплотняется, благодаря боково-
му распору, создаваемому ку-
лачками. При работе катков ку-
лачки погружаются в грунт,
пока не наступит равновесие
между напряжением на поверх-
2
Рис. 209. Кулачковый каток:
1 — рама; 2 — валец; 3 — бандаж; 4 —
кулачок; 5 — люк для загрузки балласта;
в — скребки для очистки кулачков
ности кулачка и реактивным
сопротивлением грунта дефор-
мированию.
При первых проходах катка
кулачки обычно погружаются
в грунт на всю длину. При повторных проходах катка глубина
погружения кулачков несколько уменьшается из-за повышения
прочности грунта, вследствие чего в конце укатки сопротивление
движению катка снижается на 20—25% по сравнению с первым
проходом. Характер изменения плотности грунта 6 на различных
горизонтах при повторных проездах п неодинаков, что видно
из графиков (рис. 210), полученных при уплотнении грунта катком
Д-220 при полной загрузке балластом. При этом наибольшая
плотность грунта достигается под опорной поверхностью кулачков
(длина кулачков 400 мм) и затем уменьшается по глубине. Наи-
меньшая плотность отмечается в верхней части уплотняемого
слоя в результате того, что грунт заклинивается между кулачками,
отрывается от насыпи и вследствие этого разрыхляется. Наиболее
481
енсивно нарастает плотность грунта в течение первых 8—10
)ХОДОВ.
Кулачковые катки хорошо уплотняют нижнюю часть слоя, но
1рыхляют его верхнюю часть и оказывают большое сопротивле-
i движению. Рассматриваемые катки малоэффективны при
тотнении несвязных грунтов и не могут работать при повышен-
i влажности грунта. При проектировании кулачковых катков
)бходимо правильно выбрать основные параметры; вес егд,
геометрические размеры
з. 210. Зависимость плотности грунта от
;ла проходов катка Д-200 на разных го-
ризонтах:
- на глубине 55 ем; 2 — на глубине 65 см; з — на
поверхности
барабана, количество,
размеры и форму кулач-
ков.
Вес катка должен
быть таким, чтобы при
первом проходе катка
по уплотняемой насыпи
кулачки погружались в
грунт на полную длину,
а барабан касался по-
верхности уплотняемого
слоя. При соблюдении
этого условия вес кат-
ка будет передаваться
грунту через кулачки.
При излишнем весе ку-
лачковый каток будет
здействовать на грунт не только кулачками, но и барабаном.
1И этом эффективность уплотнения не возрастет, так как глубина
гружения кулачков практически останется прежней. При недо-
гточном весе катка его кулачки даже в начальной стадии укатки
дут погружаться в грунт неполностью, что приведет к уменыпе-
ю глубины уплотнения.
Ниже приводятся оптимальные удельные давления (в кПслР)
грунт, полученные экспериментальным путем при уплотнении
унтов оптимальной влажности:
Легкие и средние суглинки .............. 7—15
Средние и тяжелые..................... 15—40
Тяжелые суглинки и глины..............40—60
Удельное давление рассчитывается в предположении, что вес
тка передается на грунт только через один ряд кулачков, рас-
ложенных по образующей. Фактическое давление кулачков на
унт будет ниже расчетного в 1,5—2 раза вследствие того, что
грунтом взаимодействуют кулачки соседних рядов.
Минимальный поперечный размер опорной поверхности кулач-
b выбирается из условия
Ь^0,25Нп см,
е Нп — толщина уплотняемого слоя грунта в плотном теле.
Длина кулачка
L — (Hp-]-hp)— 2,5b см,
где Нр — оптимальная толщина слоя грунта в рыхлом состоянии
в СМ‘,
hp — глубина разрыхления грунта (для катков среднего веса
hp = 5 см).
Диаметр вальца относится к длине кулачка как
^- = 5,5-4-7,0.
Соотношение между шириной вальца и его диаметром выбира-
ется так же, как и для катков с гладкими жесткими вальцами.
Число кулачков средних и легких катков определяется так,
чтобы на 1 м2 поверхности вальца приходилось 20—25 кулачков.
Кулачки на поверхности вальца должны располагаться в шахмат-
ном порядке.
Вес катка
Gn—pFz кГ,
где F — опорная поверхность кулачка в см2;
р — принятое удельное давление на опорной поверхности
кулачка в кПсм2;
z — число кулачков в ряду, расположенных по образующей
вальца.
Оптимальная толщина уплотняемого слоя грунта
Яо = 0,65 (Z + 2,5b — hp) см.
Необходимое число проходов
<$ 7
где S — поверхность вальца в см2;
т — общее число кулачков;
кнп — коэффициент, учитывающий неравномерность пере-
крытия поверхности грунта кулачком (kH,n — 1,3).
Если требуемая плотность грунта составляет (0,98 -т- 1,0)
6тах5 то число проходов должно быть увеличено в 2—3 раза по
сравнению с расчетным.
§ 111. КАТКИ НА ПНЕВМАТИЧЕСКИХ ШИНАХ
Все большее применение для уплотнения грунтов получают
катки на пневматических шинах. Наибольшее распространение
получили катки весом 20—25 и 40—50 Т, хотя для уплотнения
оснований взлетно-посадочных полос аэродромов применяются
катки весом до 200 Т.
483
re. 211. Взаимодействие
гевматической шины с грун-
м при повторных поездках
по одной колее:
а — первом; б — втором;
в — третьем
На рис. 211 воспроизведена форма продольного профиля пнев-
гической шины размером 14,00—20 модели Я-61 (вертикальная
'рузка на ось колеса 2800 кГ, давление воздуха в шине 2 кПсм2)
г повторных проездах по одной колее (грунт суглинистый с
икностыо, близкой к оптимальной; его начальное состояние —
рыхлый свежеотсыпанный слой тол-
щиной около 40 см на уплотненном
основании). С учетом радиальной де-
формации шины построена эпюра нор-
мальных контактных напряжений на
выступе протектора ох, а также пока-
зана полная hn, упругая hy и остаточ-
ная h0 деформации грунта, т. е. ины-
ми словами, представлен процесс
взаимодействия пневматической ши-
ны с грунтом при разных проездах.
Кроме того, здесь же через ах и а3
обозначены соответственно проекции
кривой контакта в зонах загрузки
и разгрузки на горизонтальное на-
правление, а через а2 — проекции
участка продольного профиля шины,
погруженного в грунт на то же на-
правление.
На рис. 212 показана зависимость
А (нормальной деформации пневма-
тической шины), ох, Л.и, h0, Мп, ах,
а3 от числа повторных проездов п
по одной колее.
Повторные проезды вызывают уп-
лотнение грунта в колее, что приво-
дит к повышению его механической
прочности. Это обстоятельство и яв-
ляется фактором, обусловливающим
изменения во взаимодействии пнев-
матической шины с грунтом. Степень
деформации грунта при повторных
проездах снижается, о чем свиде-
шьствует уменьшение полной и остаточной деформаций грунта,
тносительная доля упругой деформации при каждом последую-
;ем проезде, наоборот, увеличивается, в чем можно убедиться,
эавнив соответствующие ординаты кривых hn = hn(ri),ho = h0(n).
Как известно, вес катка передается на .поверхность качения
эрез пневматическую шину. При этом элементы шины, находя-
щеся в ее рабочем секторе [величина которого оценивается углом а
;м. рис. 211)], а иногда и в прилегающих областях, определяемых
глами ах и а2, подвергаются радиальной деформации. Как следует
з данных, приведенных на рис. 221, наибольшее значение ра-
J4
диальная деформация достигает примерно под центром колеса.
Величину радиальной деформации пневматической шины в этом
месте принято называть нормальной деформацией шины Z. Отметим,
что как область деформируемой шины, так и значение К увеличи-
ваются с повышением прочности грунта и поэтому при каждом
последующем проезде колесного движителя по одной колее сумма
углов а1т а2, а3 и X принимает все большее значение. Величина же
рабочего сектора пневма-
тической шины, наоборот,
уменьшается вследствие
сокращения кривой кон-
такта.
В заключительной ста-
дии уплотнения нормаль-
ные контактные напряже-
ния распределяются доста-
точно равномерно по всей
площади контакта, что
создает более благоприят-
ные условия для уплотне-
ния грунта. Следует на-
помнить, что при укатке
грунта катками на пнев-
матических шинах, так же
как и при уплотнении
грунтов другими машина-
ми, глубина уплотнения
Рис. 212. Зависимость нормальной дефор-
мации пневматической шины, нормальных
контактных напряжений, полной и оста-
точной деформаций грунта, крутящего мо-
мента, а также проекции кривой контакта
в зоне загрузки аг и разгрузки а3 на го-
ризонтальное направление от числа повтор-
ных проездов по одной колее
грунта зависит от разме-
ров площади контакта в
конце укатки. Чем боль-
ше площадь контакта, тем
на большую глубину уп-
лотняется грунт. Таким
образом, величина площа-
ди контакта определяет
потенциальные возможности глубины уплотнения, которые могут
быть реализованы при соответствующем числе прохода только в
том случае, если напряжения на этой площади будут близки к
оптимальным.
Зависимость среднего нормального контактного напряжения
от давления воздуха в пневматической шине
Давление воздуха в шине в пГ/см2 0,5 1,0 1,5 2,0 3,0 5,0
Грунт рыхлый Грунт плотный 1,20 1,40 1,38 1,60 1,52 1,77 1,60 1,90 1,69 2,08 1,75 2,18
485
Особенностью катков на пневматических шинах является то,
го путем изменения давления воздуха в шинах можно регулиро-
ать величину контактных напряжений. Ниже приведены экспе-
иментальные значения среднего нормального контактного напря-
:ения от давления воздуха в пневматической шине.
Из приведенных данных видно, что средние нормальные кон-
актные напряжения значительно ниже давления воздуха в шине.
К основным параметрам катков на пневматических шинах
тносятся: типоразмеры шин, число колес, зазоры между шинами
вес катка.
Тип пневматических шин определяется рабочим давлением
оздуха. При уплотнении связных грунтов, особенно грунтов с
енарушенной структурой, рационально, чтобы pw = 8 -ь 10 кГ/см2.
Гоэтому на катках необходимо устанавливать шины высокого дав-
ения.
Вес полностью загруженного балластом катка Gmax, отнесенного
: числу колес z, должен соответствовать максимальной допустимой
нагрузке на шину при наибольшем допустимом давлении воздуха
ней, т. е.
п
Q П1ИК
к z
По величине GK подбирают пневматические шины. Величина
юрмальной деформации пневматической шины на жесткой поверх-
[ОСТИ
Х = 0,13Вш,
де Вш — ширина профиля шины.
Катки, полностью загруженные балластом, применяются для
шлотнения связных грунтов. Иногда, при уплотнении несвязных
'рунтов, рационально процесс укатки вести при пониженном дав-
зении воздуха в шинах. Пониженное давление воздуха в шинах
?акже рекомендуется и при предварительном уплотнении связных
фунтов. Очевидно, в этом случае вес катка должен быть уменьшен,
гначе шины будут работать при нормальных деформациях, пре-
вышающих допустимые пределы, и быстро изнашиваться. Учиты-
>ая, что наиболее эффективная укатка возможна при наибольшей
щпустимой нормальной деформации шины, вес катка нужно подви-
зать так, чтобы деформация шины соответствовала допустимой
максимальной величине.
Если известен модуль жесткости пневматической шины Еш
I ее геометрические размеры, то
G"max == К2 ’
здесь значение Еш нужно подставлять в кГ[см, а X в см.
Выше было сказано, что X — 0,13 Вш. Учитывая, что радиаль-
ная деформация пневматической шины на деформируемом грунте
486
меньше, чем на жесткой поверхности, при выполнении расчетов
по приведенной формуле можно принять
А = 0,155ш.
Значения модулей жесткости пневматических шин больших
размеров приведены в табл. 58.
Таблица 58
Модули жесткости пневматических шин в кГ/см2
Размер шины Модель Давление воздуха в кГ/см2
1,5 2 3 3,5 4 5
14,00-20 И-78А 430 545 640 715
21,00-28 Я-131 443 550 708 845 —
26,50-25 В-163 620 755 975 1100 — —
Если модуль жесткости шин неизвестен, то рациональный вес
катка в процентах от его максимального значения можно опреде-
лить, пользуясь следующими данными, если максимальное давле-
ние воздуха составляет 6 кПсм*:
Давление воздуха в шине в кГ/см? 6 5 4 3 2
Вес в % ...................... 100 90 80 65 50
Минимальное число колес катка принимается из условий обес-
печения поперечной устойчивости и обычно равно четырем. Пнев-
матические шины размещаются не вплотную одна к другой, а
с некоторым зазором, во избежание соприкосновения боковых сте-
нок смежных шин и исходя из конструктивных требований.
Наибольшая допустимая величина зазора е ограничивается
условиями равномерного уплотнения грунта катком по ширине
и может быть найдена с помощью следующей экспериментальной
зависимости:
е = (0,3-г-0,4)5ш.
Если зазор между шинами превышает указанный предел, на-
блюдается интенсивное выдавливание грунта в межколесное прост-
ранство, в результате чего увеличивается глубина колеи и сопро-
тивление качению колес, снижается эффективность уплотнения.
Оптимальная толщина уплотняемого слоя связного грунта
Я =0,18-
0 w0
QkPw
1 — тр
см,
где ф — коэффициент жесткости пневматической шины.
При выполнении расчетов по этой формуле значение w и w0
нужно подставлять в %, Gn — в кГ, pw — в кПсм\
487
Ниже приводятся значения коэффициента ф при различном
авлении воздуха в шине pw (кГ/см2):
рю............... 1 2 3 4 5 6
ф................ 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,15
[еобходимое число проходов катка примерно составляет для
зязных грунтов 5—6, для несвязных 3—4.
§ 112. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ КАТКОВ
При работе катка возникают следующие сопротивления.
Сопротивление качению вальцов или колес катка Wf. Этот
ид сопротивления движению обусловливается главным образом
еформацией грунта и по своему удельному значению является
аиболыним:
W f — /iGmax,
де /1 — максимальное значение коэффициента сопротивления
качению вальцов или колес катка при первом проходе
по рыхлому грунту; для катков с гладкими жесткими
вальцами = 0,15 4- 0,20, для кулачковых Д = 0,25 4-
4- 0,30, для катков на пневматических шинах Д — 0,12ч-
-4-0,15;
Gmax — максимальный вес катка.
В процессе укатки коэффициент сопротивления качению сни-
кается вследствие возрастания прочности грунта. Величина ко-
ффициента сопротивления качению при любом проходе
fn=h — Pis'*,
де Р — коэффициент, величина которого зависит от вида грунта
и его начального состояния;
п — проход, для которого рассчитывается коэффициент сопро-
тивления качению.
Сопротивление движению на уклон
WA = iCmax,
ще i — уклон в долях единицы (imax — 0,1).
При работе катка общее сопротивление движению
SF=GmM(/+i).
При трогании катка с места, полностью загруженного баллас-
гом, на рыхлом грунте и предельном подъеме, кроме перечисленных
сопротивлений, будет возникать сопротивление преодолению сил -
тперции
где х — коэффициент учета вращающихся масс;
g — ускорение свободного падения в м/сек2;
488
v — скорость движения катка в м/сек;
t — время в сек.
Полагая, что движение катка равноускоренное, получим
Wj=-G~,
1 g t '
где t — время на разгон (t = 2 ч- 3 сек).
Во втором случае о’бщее сопротивление движению
^W" = Wf + Wh + W}.
Для подбора тягача нужно знать его тяговую характеристику.
По ней необходимо определить силу тяги, соответствующую макси-
мальной тяговой силе Тпт, и наибольшую допустимую силу тяги
тягача при кратковременной работе Тг)гялх.
В целях эффективного использования тягача при работе в
агрегате с катком целесообразно, чтобы
TNt '=£W'.
Кроме этого, необходимо проверить тягач на условие трогания
катка, т. е. формирование структуры уплотняемого грунта и ка-
чество уплотнения:
§ ИЗ. РАСЧЕТ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КАТКОВ
Эксплуатационная производительность катков
= м3/ч,
где L — длина укатываемого участка в м;
В — ширина укатываемой полосы в м;
А — величина перекрытия в м (А = 0,2 м)\
Но — оптимальная толщина слоя грунта в плотном теле в м;
к — коэффициент использования рабочего времени (кй =
= 0,85);
v — рабочая скорость катка в jk/ч;
t — время, затрачиваемое на разворот катка в конце участка,
в ч (t = 0,02 ч);
п — необходимое число проходов катка.
ГЛАВА XIX
ТРАМБУЮЩИЕ И ВИБРОТРАМБУЮЩИЕ МАШИНЫ
§ 114. ТРАМБУЮЩИЕ МАШИНЫ
Основное преимущество трамбующих машин по сравнению с
ками заключается в возможности уплотнения грунта на боль-
ю глубину (до 2 м). Кроме того, трамбующие машины менее
штвительны к влажности и могут применяться для уплотнения
шичных видов грунта.
К недостаткам трамбующих машин в первую очередь следует
1ести сравнительно малую производительность и высокую стои-
ть работ, а в некоторых случаях и сложность конструкции.
Наибольшее распространение получили следующие типы
шин:
1) трамбующие плиты на экскаваторах;
2) трамбовки взрывные —дизельные, пневматические и электри-
:кие;
3) молотковые трамбующие машины.
Трамбующие плиты на одноковшовых экскаваторах представ-
ют собой один из видов сменного оборудования. Их вес обычно
/гавляет 1—4 Г. Материал плит—чугун или армированный бетон,
я повышения эффективности уплотнения грунта в последнее
5мя начали применять кулачковые плиты. Подъем плит осу-
ствляется главной лебедкой экскаватора. От раскачивания
иты удерживаются специальными приспособлениями.
Некоторые конструкции трамбующих плит для повышения
оизводительности при подъеме и сбрасывании имеют автомати-
зкие устройства для захвата.
При уплотнении откосов насыпей или выемок к стреле экска-
гора вместо обычных плит подвешивают вальцовые трамбовки,
кая трамбовка представляет собой металлический валец, внут-
аняя полость которого заполнена балластом. К стреле экска-
гора вальцовые трамбовки подвешивают так же, как и плиты.
В трамбовках второго типа привод рабочих органов осущест-
яется взрывным, пневматическим или электрическим способом.
Молотковые трамбующие машины могут быть различных конст-
кций. Принцип их работы состоит в том, что рабочие органы —
лотки поднимаются при помощи специальных механизмов, а
)
затем падают под действием собственного веса и этим уплотняют
грунт.
К трамбующим машинам комбинированного типа следует
отнести катки с падающими грузами.
Уплотнение грунта трамбованием происходит за счет энергии
падающей массы, представляющей собой рабочий орган машины.
Теория рабочего процесса трамбующих машин разработана
Н. Я. Хархутой. Рассмотрим основные положения этой теории.
Взаимодействие рабочего органа с поверхностью грунта характе-
ризуется явлением удара:
jj Р dt = т (у1 — уа), (384)
о
где т — время удара;
Р — сила удара в «Г;
t — текущее время;
< кГ-сек2
т — масса рабочего органа в------,
м
vY и п2 — его скорости до и после удара в м/сек",
Работа трамбующих машин обычно бывает основана на прин-
ципе свободного падения, поэтому начальная скорость рабочего
органа в начале удара
vx = y'2gH м/сек,
где g — ускорение свободного падения в м/сек2-,
Н — высота падения в м.
Поскольку удар можно считать абсолютно не упругим,
v2 = 0, то, принимая во внимание сказанное, из уравнения (384)
с учетом приведенного значения vr получим
\Р dt = mV2^H.
о
Максимальное значение силы удара можно определить, если
известен закон ее изменения по времени, а также время удара.
Приближенно можно принять, что сила удара изменяется по
линейному закону, а за время удара следует принять период,
соответствующий изменению силы удара от нуля до максималь-
ного значения, поэтому
откуда
п 2m y2gH г
Если обозначить F — площадь основания плиты в м2, то макси-
мальное напряжение при ударе
2т У 2gH „ 2
Стах =-------- кГ/м2.
491
Для определения огаах, кроме основных параметров рабочих
анов трамбующих машин и высоты падения, необходимо знать
мя удара. Время удара при прочих равных условиях зависит
плотности, влажности и вида грунта.
ия удара в сек.
Грунт: Несвязный грунт Связный грунт
рыхлый................. 0,016 0,023
плотный................ 0,008 0,011
Средние значения времени удара приведены выше. Из этих
гных видно, что время удара уменьшается с повышением плот-
ют грунта, в соответствии с чем при трамбовании напряжение
1,ет увеличиваться.
Основными параметрами рабочих органов трамбующих машин
тяются масса трамбующего органа, размеры площади основания,
зота падения.
При трамбовании, как и при других способах уплотнения,
)бходимо, чтобы соблюдалось условие
Отах = (0,9 1)Оу,
! ср — предел прочности грунта.
Если o'max > Op, то верхняя часть уплотняемого слоя будет
зрыхляться вследствие образования трещин, что недопустимо.
При уплотнении трамбованием происходит удар рабочего органа
шины о грунт, поэтому для оценки величин последнего может
ть использована величина импульса. При одном и том же им-
льсе рабочего органа при различной площади основания плит
чество уплотнения грунта будет разное. Поэтому, чтобы учесть
ияние площади трамбующей плиты, целесообразно ввести поня-
е об удельном импульсе.
Величина удельного импульса
i ==у = т кГ • сек!м2, (385)
е Y — полный импульс в кГ • сек.
Предельные значения удельных импульсов, выше которых
ступает разрушение грунта, для различных грунтов следующие:
Предельный удельный импульс
в кГ - сек/м1
шосвязные грунты (легкие и средние супеси) . . . 400—600
унты средней связности (тяжелые и легкие су-
глинки) .......................................... 600—1000
унты высокой степени связности (средние и тяже-
лые суглинки, в том числе пылеватые)........ 1000—1750
сьма связные грунты (тяжелые суглинки и глины) 1750—2250
При расчете параметров трамбующих машин для уплотнения
[сыпных грунтов следует принимать значения удельных импуль-
в, равные 0,9—1,0 от предельных значений, приведенных выше.
>2
Если трамбующие машины проектируются для уплотнения грунтов
с ненарушенной структурой, расчетное значение удельного им-
пульса должно быть в 1,5—2 раза больше значений, приведенных
выше.
На рис. 213 показана зависимость предельной толщины уплот-
няемого слоя грунта Нпр оптимальной влажности от удельного
импульса г. Приведенная зави-
симость справедлива в -том слу-
чае, если размеры площади
контакта рабочего органа с
грунтом обеспечивают такую
же или большую глубину уп-
лотнения. Если известна пре-
дельная толщина слоя грунта
Нпр, можно определить и опти-
мальную толщину слоя:
Н=07—Н (386)
при этом величина Нпр прини-
мается по графику на рис. 213.
В данном случае понятие о
предельной и оптимальной тол-
щине грунта остается таким же,
Рис. 213. Зависимость предельной
толщины уплотняемого слоя грун-
та оптимальной влажности от вели-
чины удельного импульса:
1 — для несвязного грунта; 2 — для связ-
ного грунта
как и при рассмотрении процесса
укатки.
Коэффициент —, как и прежде, учитывает влияние действи-
1С0
тельной влажности по сравнению с оптимальной.
Уравнение (386) и график на рис. 213 могут быть использованы
для определения параметров рабочих органов трамбующих машин,
если соблюдается условие
В^(0,8->1,0)Но,
(387)
где В — минимальный поперечный размер плиты в плане.
Высота падения трамбующих плит при расчетах обычно зада-
ется в пределах 1—3 м.
§ 115. ВИБРОТРАМБУЮЩИЕ МАШИНЫ
Для уплотнения насыпных несвязных грунтов применяют по-
верхностные вибрационные машины. Этот тип уплотняющих машин
особенно эффективен при работе на грунтах с большим количеством
каменистых включений.
Вибрационные машины по способу перемещения во время ра-
боты можно разделить на прицепные, самоходные, переносные.
Машины первой группы во время работы перемещаются трак-
торами, снабженными ходоуменыпителями. Передвижение машин
второй группы осуществляется под действием горизонтальной
493
оставляющей возмущающей силы, создаваемой возбудителем коле-
аний вибратора. Проходимость таких машин по рыхлым грунтам
овольно низкая. Поэтому необходима предварительная плани-
овка грунта, а в некоторых случаях и первоначальное уплотнение. 3
Вибрационные машины третьей группы менее распространены -%?
[ в основном применяются для уплотнения щебня и гравия в стес-
енных местах. Эти машины подвешивают к стрелам экскаваторов |
ли кранов для перемещения во время работы. Л
По характеру действия возмущающей силы вибрационные Я
[ашины подразделяются на две группы: с ненаправленным дейст- Я
нем возмущающей силы; с направленным действием возмущающей я
илы. Я
У машин первой группы возмущающая сила имеет постоянную Ц
>еличину и переменное направление, у второй — постоянное Я
управление, но переменную величину. |
Более распространены вибрационные машины с направленным |
(ействием возмущающей силы. Хотя они и несколько сложнее в J
инструктивном отношении, но обеспечивают лучшее уплотнение |
I более спокойную работу машин. - |
Существуют различные типы вибраторов. На вибрационных у
ташинах, предназначенных для уплотнения грунтов, наибольшее |
)аспространение получили механические вибраторы эксцентри- |
{ового типа, у которых возмущающей силой является центробеж- |
1ая сила инерции, возникающая при вращении неуравновешенных |
ласс. 1
При работе вибрационных машин под действием кинетической |
шергии, создаваемой вибратором, частицы грунта, расположен- 1
тые в зоне действия вибратора, приводятся в состояние колеба- |
тельного движения. Поскольку массы частиц грунта не одинаковы, |
зозникающие при этом силы инерции также будут иметь разную |
зеличину. Если разность сил инерции в отдельных смежных |
тастицах невелика, то возникающие на их границах напряжения |
эудут уравновешиваться силами трения и сцепления. |
Если же эта разность будет достаточно большой, силы связей 1
между частицами окажутся нарушенными, произойдет отрыв 1
частиц друг от друга и начнется их относительное перемещение. 1
В результате воздействия вибратора на грунт разрушается 1
его первоначальная структура, отдельные частицы внутри уплот- II
няемого слоя начинают двигаться и, перемещаясь, заполняют я
пустоты, увеличивая тем самым плотность грунта. При прочих 1
равных условиях уплотнение грунтов будет происходить тем ин- Я
генсивнее, чем больше разница в размерах частиц и чем меньше |
силы связей между ними. Поэтому несвязные грунты, содержащие |
в своем составе частицы различной крупности со слабыми связями |
между ними, хорошо уплотняются вибрированием, связные же 1
грунты, являющиеся по своему составу более однородными мате- |
риалами с большими внутренними силами связей, плохо поддаются 1
уплотнению этим способом. Я
494 1
Эффективность уплотнения грунта вибрированием существенно
зависит от влажности. При небольшом повышении влажности
грунта сверх его оптимального значения эффективность уплотне-
ния возрастает, что объясняется некоторым снижением связей
между грунтовыми частицами. Во время вибрирования избыток
воды поднимается на поверхность, поэтому необходимо обеспечить
ее отвод. Уплотнение грунтов с влажностью меньше оптимальной
малоэффективно, а в ряде случаев даже невозможно из-за больших
сил трения и сцепления в грунтах.
При возрастании возмущающей силы увеличивается амплитуда
колебаний вибратора и грунта. До определенного значения воз-
мущающей силы колебания вибратора будут гармоническими или
близкими к ним, затем колебания приобретают беспорядочный
характер и далее возможен отрыв вибратора от поверхности
грунта.
Характер колебаний зависит от отношения возмущающей
силы Р к весу колеблющихся частиц вибратора Q. Возмущающая
сила создается соответствующим вибрационным механизмом и
изменяется по определенному закону. При оценке характера коле-*
бательного процесса принимается во внимание максимальное
значение возмущающей силы.
Назовем отношение возмущающей силы к весу вибратора кри-
тическим ко, при котором возможен отрыв вибратора от поверх-
ности грунта, т. е.
При к > к0 происходит отрыв вибрационной плиты от поверх-
ности грунта, а затем удар о грунт. При к < к0 этого явления
почти не наблюдается. Следовательно, машины, у которых к < к0
относятся к вибрационным, а при к > к0 к вибротрамбующим.
Вибрационные машины уплотняют грунт в результате сообще-
ния частицам грунта колебательных движений. Вибротрамбую-
щие машины осуществляют этот процесс под действием вибрации
и трамбования.
К основным параметрам вибротрамбующих машин относятся
размеры виброплиты, вес колеблющихся частей вибратора, частота
колебаний и величина возмущающей силы.
Минимальный размер виброплиты, т. е. ширина В должна
быть не меньше оптимальной толщины слоя грунта h0, т. е.
B^h0.
В этом случае будет обеспечено уплотнение грунта в слое h0
до оптимальной плотности.
Максимальный размер виброплиты, т. е. ее длина L, зависит
от скорости движения вибротрамбующей машины и, необходимого
времени вибротрамбования t и необходимого количества прохо-
r vt
дов т; L =—.
495
Необходимая продолжительность времени вибротрамбования
I = — мин,
п
icii — частота колебаний вибратора в минуту;
с — число повторных приложений нагрузки, необходимое для
доведения грунта до требуемой плотности (для несвязных
грунтов с = 1,5 • 103 4- 5 • 103).
Вес колеблющихся частей существенно влияет на процесс
ибротрамбования грунта. Если вес окажется недостаточным, то
ребуемая плотность грунта не может быть достигнута ни за счет
меныпения толщины уплотняемого слоя грунта, ни за счет увели-
ения времени вибротрамбования.
Вес колеблющихся частей вибротрамбующих машин Q принято
пределять по величине удельного статического давления
де F — опорная площадь виброплиты.
Для достижения нужной глубины и степени уплотнения грунта
начение р (в кГ/лт2) должно быть не ниже приведенных значений:
Переувлажненные пески.............
Пески оптимальной влажности.......
Супесчаные грунты оптимальной вяаж-
300-400
600-1000
1000-2000
Критическое отношение возмущающей силы Р к весу колеблю-
щихся частей вибратора Q зависит от частоты колебаний и имеет
следующие значения:
1астота колебаний в минуту..... 750—1500 1500—3000 3000—5000
критическое отношение.......... 0,9—1,0 1,0—1,4 1,4—2,3
При проектировании вибротрамбующих машин отношение =
ч
= к принимается в зависимости от величины удельного статичес-
кого давления с учетом частоты колебаний:
р в кГ/м2....................... 2500-3500 1500-2500 500-1500
с . .......................... 3,0-2,5 6,0-3,0 12—6
Частоту колебаний вибрационных машин выбирают в зависи-
мости от удельного статического давления, руководствуясь сле-
дующими данными:
Удельное статическое давление в кГ/м2.... 500—1000 1000—2000
Частота колебаний в минуту............... 2000—1200 1200—900
На рис. 214, а показана схема вибратора ненаправленного
действия.
При вращении неуравновешенной массы дебаланса 1 с постоян-
496
ной угловой скоростью возникает возмущающая сила (центробеж-
ная сила инерции)
P^G ufr^-^-кГ,
где G' — масса дебаланса в кГ • сек2/.и;
и — угловая скорость движения дебаланса в 1/сек;
г — расстояние от оси вращения до центра тяжести дебаланса
в м;
п — частота вращения дебаланса в минуту.
Силу Р можно представить как сумму сил
Рх — Р cosaz; и Р2 — Р sin со/,
где t — время в сек.
Вертикальная составляющая возмущающей силы Pz выполняет
полезную работу, а горизонтальная Рх может вызвать повреждение
крепления вибратора, уменьшение производительности машины
и увеличение расхода энергии. Основное преимущество вибраторов
с ненаправленным действием возмущающей силы — простота
конструкции.
Для устранения действия горизонтальной составляющей воз-
мущающей силы применяются вибраторы с направленным дейст-
вием возмущающей силы. Простейшим вибратором такого типа
является двухвальный вибратор (рис. 214, б). Валы, на которых
установлены дебалансы 1, соединены зубчатыми колесами 2 и вра-
щаются в противоположные стороны с одинаковой угловой ско-
ростью. При этом горизонтальные составляющие возмущающей
силы Рх (если равны массы дебалансов) всегда будут равны по
величине, но противоположны по направлению, следовательно, они
будут взаимно уравновешивать одна другую. Вертикальные состав-
ляющие возмущающей силы также будут иметь одинаковую вели-
чину, но в противоположность горизонтальным их направление
будет совпадать. Вследствие этого вибратор получает направленное
действие сил инерции, причем линия действия всегда будет пер-
пендикулярна к прямой, соединяющей геометрические центры
валов дебалансов.
497
Величина возмущающей силы в этом случае
П2/2'и2г
Р = 2Р=2Р sin to/=sin coZ -у™—= н,
z 450 к!
шдовательно, возмущающая сила изменяется гармонически от
min = 0 при at — 0 и at = 180° до Рта.^ = 2 Р при со/ = ± 90°.
Вибраторы с направленными колебаниями, как уже отмеча-
ось, обеспечивают не только более спокойную работу вибрацион-
ой машины, но и могут обеспечивать самоходность машины.
Существенным недостатком рассмотренных вибраторов яв-
яется большая нагрузка на подшипники. Поэтому для снижения
агрузок (при необходимости получения больших возмущающих
ил) применяются вибраторы, состоящие из нескольких пар валов,
эединенных между собой зубчатыми колесами.
В последнее время на вибрационных машинах большой мощ-
ости устанавливают вибраторы бегункового типа. Двухвальный
ибратор направленного действия бегункового типа (рис. 215),
эстоит из корпуса 1 с двумя цилиндрическими беговыми дорож-
ами, по которым во встречных направлениях обкатываются два ро-
йка 2 (бегунка), приводимых в движение водилами 4, валы кото-
ых соединены зубчатыми колесами 3. Чтобы обеспечить свободный
онтакт ролика с беговой дорожкой, оси бегунков могут переме-
(аться в пазах водила. Это необходимо для того, чтобы передать
озмущающую силу корпусу вибратора через поверхность со-
рикосновения ролика с беговой дорожкой. В результате под-
[ипники валов не будут нагружаться возмущающей силой,
ибраторы бегункового типа сложнее обычных в конструктив-
ом отношении, быстрее изнашиваются. Поэтому их нецелесо-
бразно применять на вибрационных машинах мощностью свыше
5 кет и частотой 500—1000 колебаний в минуту.
Величина возмущающей силы бегункового вибратора
Р= 2Pi=2P(J sin со/= sin coz —кг;
98
ее максимальное значение определяется из выражения
п л2 G'n2r т,
где G' — масса одного бегунка в кГ -сек?/м;
п — частота вращения водила в минуту;
г — расстояние от оси вращения водила до оси бегунка в м;
со — угловая скорость вращения водила в Мсек;
t — время в сек.
Существуют и другие типы вибраторов, но вследствие их малого
применения на вибрационных машинах для уплотнения грунтов
нами они не рассматриваются.
Установив необходимую величину возмущающей силы по при-
веденным уравнениям, можно определить основные параметры раз-
личных вибраторов. Следует помнить, что под величиной возму-
щающей силы понимается ее максимальное значение. Поэтому
при расчетах нужно принимать^ со/ = 90°.
ЛИТЕРАТУРА
1. Алексеева Т. В. Гидропривод и гидроавтоматика землеройно-
транспортных машин. М., «Машиностроение», 1966.
2. А н о х и н А. И., П е т е р с Е. Р., Эвентов И. М. и Хар-
хута Н. Я. Дорожные машины (основы теории и расчета). М., Дор-
издат, 1950.
3. Артемьев К. А.'Основы теории копания грунта скреперами.
М., Машгиз, 1963.
4. А р т е м ь е в К. А. Определение сопротивления грунта отвалу
бульдозера. Сборник научных работ СибАДИ. Вып. 1. 1969.
5. Бабков В. Ф. иГербурт-ГейбовичА. В. Основы
грунтоведения и механики грунтов. М., Автотрансиздат, 1956.
6. Бабков В. Ф., Б и р у л я А. К. и С и д е н к о В. М. Проходи-
мость колесных машин по грунту. М., Транспорт, 1969.
7. Б а л о в н е в В. И. Новые методы расчета сопротивления резанию
грунтов. М., Росвузиздат, 1963.
8. Б а ш т а Т. М., Зайченко И. 3. и др. Объемные гидравличе-
ские приводы. М„ «Машиностроение», 1969.
9. Б и р у л я А. К. К теории качения пневматического колеса по
деформируемой поверхности. Труды Харьковского автомобильно-дорож-
ного ин-та. Вып. 21. Изд. Харьковского государственного университета, 1958.
10. Б р о м б е р г А. А. и др. Машины для земляных работ. Атлас
конструкций. Изд. 3, М., «Машиностроение», 1968.
11. Ветров Ю. А. Расчеты сил резания и копания грунтов. Изд. Киев-
ского университета. 1965.
12. В о л к о в Д. П. Динамика и прочность одноковшовых экскава-
торов. М., «Машиностроение», 1965.
13. Войцеховский Р. И. О кинематике механизма напора
:скаватора с прямой лопатой с одномоторным приводом. Научно-техниче-
:ий сборник «Строительные и дорожные машины», раздел «Экскаваторы и
оаны». М., Изд. ЦНИИТЭСтроймаша. Вып. 2. 1969.
14. Войцеховский Р. И. и Малик Г. И. Новое погрузочное
•орудование одноковшового экскаватора. Научно-технический сборник
Строительные и дорожные машины». Раздел «Экскаваторы и краны». М.,
зд. ЦНИИТЭСтройдормаша. Вып. 4. 1968.
15. Г а р б у з о в 3. Е. и др. Землеройные машины непрерывного
шствия (конструкция и расчеты). М., «Машиностроение», 1956.
16. Д е р г а ч е в А. Ф. Экономические основы проектирования до-
ожно-строительных машин. М., «Высшая школа», 1967.
17. Домбровский Н. Г. Экскаваторы. М., «Машинострое-
ге», 1969.
18. Домбровский Н. Г. и Гальперин М. И. Землеройно-
оанспортные машины. М., «Машиностроение», 1965.
19. Домбровский Н. Г. и Панкратов С. А. Землеройные
ашины. Ч. 1. Одноковшовые экскаваторы. М., Госстройиздат. 1961.
20. 3 о л е н и н А. Н. Основы разрушения грунтов механическими
юсобами. М., «Машиностроение», 1968.
21. Зиме лев Г. В. Теория автомобиля. М., Машгиз. 1959.
22. Лаптев Ю. Н. Автотракторные одноступенчатые гидродинами-
зские трансформаторы. М., Машгиз, 1963.
23. Лозовой Д. А. и др. Машины для разработки мерзлых грунтов
строительстве. Саратов, Приволжское книжное изд-во, 1958.
24. Л ь в о в Е. Д. Теория трактора. М., Машгиз, 1960.
25. М а с л о в Н. Н. Основы механики грунтов и инженерной геоло-
1И. М., «Высшая школа», 1968.
26. Недорезов И. А. Эффективность косого резания. «Строитель-
но и дорожные машины», 1969, № 3.
27. П л е ш к о в Д. И. и др. Колесные тягачи и шасси строительных
дорожных машин. М., «Машиностроение». 1966.
28. Раннев А. В., Понкрашкин В. П. и Васильчен-
о В. А. Приводы универсальных экскаваторов и их испытания. М., «Маши-
эстроение», 1964.
29. С е в р о в К. П„ Горячко Б. В. и Покровский А. А.
втогрейдеры. М., «Машиностроение», 1970.
30. Справочник конструктора дорожных машин. Под ред. И. П. Борода-
;ва. М., «Машиностроение», 1965.
31. Ульянов Н. А. Теория самоходных колесных землеройно-
эанспортных машин. М., «Машиностроение», 1969.
32. Федоров Д. И. и Недорезов И. А. Резерв повышения эф-
ективности экскавационных машин на открытых горных работах. «Физико-
охнические проблемы разработки полезных ископаемых», 1965, № И.
33. X а р х у т а Н. Я. и др. Дорожные машины (теория, конструкция
расчет). Л., «Машиностроение», 1968.
34. X о л од о в А. М. Основы динамики землеройно-транспортных
ашин. М., «Машиностроение», 1968.
35. Ц и т о в и ч Н. А. Механика грунтов. М., Госстройиздат, 1963.
36. Чудаков Е. А. Основы теории трактора и автомобиля. М.,
ельхозгиз, 1962.
37. Ш к у р е и к о Н. С. и др. Виброметод разработки мерзлых труп-
ов. М., Стройиздат. 1965.
38. Шнейдер В. А. иБрянский Ю. А. Одноосные и двухосные
игачи строительных и дорожных машин. М., «Машиностроение», 1966.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ..................................................... 3
Глава I, Требования, предъявляемые к машинам. Показатели работы
машины.......................................................... 5
§ 1. Земляные работы на дорожном строительстве .... 5
§ 2. Классификация и общая характеристика машин 9
§ 3. Требования, предъявляемые к машинам, их надеж-
ность и долговечность ............................... 10
§ 4. Параметры и технико-экономические показатели
машин для земляных работ............................. 13
§ 5. Типажи машин для земляных работ................ 17
§ 6. Основные положения расчета землеройных машин
на динамические нагрузки............................. 20
§ 7. Использование теории подобия и моделирования 23
§ 8. Экономическая эффективность новой техники ... 29
Глава II. Основные физико-механические характеристики грунтов 32
§ 9. Классификация грунтов.......................... 32
§ 10. Физические характеристики грунтов.............. 34
§ 11. Физико-механические свойства грунтов........... 36
§ 12. Общие сведения о мерзлых грунтах............... 43
Глава III. Рабочие органы машин и их взаимодействие с грунтом 46
§ 13. Типы рабочих органов и процесс резания грунтов 46
§ 14. Теории резания грунтов, базирующиеся на экспе-
риментальных исследованиях процесса резания 49
§ 15. Теория резания грунтов, базирующаяся на понятии
о предельном равновесии сыпучей среды ... 58
§ 16. Силы, действующие на плоский прямой нож при
резании грунта....................................... 64
§ 17. Копание грунта экскаваторами................... 72
§ 18. Косое резание и копание грунта................. 77
§19. Влияние скорости движения рабочего органа на со-
противление резанию и копанию грунта .... 81
§ 20. Резание мерзлых грунтов........................ 83
Глава IV. Двигатели и трансмиссии машин для земляных работ ... 86
§ 21. Двигатели внутреннего сгорания................. 86
§ 22. Характеристика двигателя внутреннего сгорания 88
§ 23. Трансмиссии.................................... 89
§ 24. Параметры и характеристики гидродинамических
передач.............................................. 92
§ 25. Совместная работа двигателя внутреннего сгорания
с гидродинамическими передачами...................... 98
§ 26. Построение выходной характеристики системы дви-
гатель внутреннего сгорания — гидродинамиче-
ская передача ...................................... 102
§ 27. Расчет основных параметров гидродинамических
передач............................................. 109
501
§ 28. Определение движущей силы машины с механиче-
ской трансмиссией.................................... 119
§ 29. Объемные гидравлические приводы................ 122
ta V. Ходовое оборудование и основы тяговой механики машин
для земляных работ........................................... 134
§ 30. Работа колеса с пневматической шиной........... 135
§ 31. Сопротивление качению колеса с пневматической
шиной................................................ 142
§ 32. Скольжение и сцепление пневматической шины ко-
лесного движителя.................................... 148
§ 33. Сопротивления, возникающие при работе машин
для земляных работ................................... 157
§ 34. Тяговый баланс и баланс мощности машин для зем-
ляных работ......................................... 159
§ 35. Построение тяговых характеристик самоходных ко-
лесных машин для земляных работ...................... 163
§ 36. Определение тяговых и топливно-экономических
качеств машин для земляных работ..................... 171
§ 37. Расчет основных эксплуатационных показателей
машин непрерывного резания грунта-................... 173
§ 38. Построение скоростных и динамических характери-
стик самоходных колесных машин для земля-
ных работ............................................ 176
ва VI. Системы управления машин.............................. 182
§ 39. Назначение, классификация и общие сведения . . . 182
§ 40. Гидравлическая система управления.............. 183
§ 41. Канатно-блочная система управления............. 190
§ 42. Редукторная система управления................. 191
§ 43. Системы управления муфтами, тормозами и вспомо-
гательными механизмами............................... 192
§ 44. Рулевое управление............................ 194
ва VII. Автоматическое управление машин для земляных работ 198
§ 45. Общие положения............................... 198
§ 46. Автоматическое регулирование процесса копания 199
§ 47. Автоматизация планировочных машин............. 204
§ 48. Автоматическое управление машинами для земля-
ных работ при помощи оптического луча . . . 207
§ 49. Автоматическое ведение рабочего органа по задан-
ной траектории....................................... 209
§ 50. Применение счетно-решающих устройств........... 212
tea VIII. Машины для подготовительных работ................ 215
§ 51. Кусторезы и корчеватели-собиратели............. 215
§ 52. Рыхлители..................................... 219
iea IX. Бульдозеры................................ 228
§ 53. Назначение и классификация бульдозеров........ 228
§ 54. Основные параметры бульдозеров . .............. 229
§ 55. Определение сопротивления копанию грунта буль-
дозером ............................................. 236
§ 56. Определение номинальной силы тяги бульдозера 243
§ 57. Общая схема сил, действующих на бульдозер . . . 244
§ 58. Выбор расчетных положений и расчет на прочность 257
§ 59. Производительность бульдозера.................. 269
Глава X. Скреперы............................................... 271
§ 60. Назначение и классификация.................... 271
§ 61. Основные параметры скреперов.................. 277
§ 62. Определение тяговых усилий при наполнении ковша
скрепера............................................. 286
§ 63. Тяговый расчет самоходных колесных скреперов 297
§ 64. Тяговый расчет скреперов с элеваторной загрузкой 304
§ 65. Общая схема сил, действующих на скрепер .... 310
§ 66. Выбор расчетных положений...................... 322
§ 67. Определение усилий в механизме подъема заслонки
и в механизме разгрузки ковша скрепера . . . 325
§ 68. Режим работы и производительность.............. 327
Глава XI. Автогрейдеры........................................ 329
§ 69. Назначение и классификация..................... 329
§ 70. Основные конструктивные схемы, типаж и сменное
рабочее оборудование ................................ 330
§ 71. Параметры автогрейдера........................ 333
§ 72. Тяговый расчет автогрейдера .................. 339
§ 73. Силы, действующие на автогрейдер.............. 346
§ 74. Поперечная устойчивость автогрейдера.......... 349
§ 75. Механизмы управления автогрейдера и основы
их расчета............................................351
§ 76. Основные положения общего расчета автогрейдера
на прочность......................................... 359
§ 77. Производительность автогрейдера................ 370
Глава XII. Грейдер-элеваторы.................................... 372
§ 78. Назначение и классификация..................... 372
§ 79. Параметры и силы, действующие на рабочий орган 373
§ 80. Тяговый расчет грейдер-элеватора............... 374
§ 81. Расчет поперечной устойчивости грейдер-элеватора 380
§ 82. Расчет производительности грейдер-элеватора . . . 381
§ 83. Определение нагрузок, действующих на грейдер-
элеватор с дисковым ножом............................ 384
§ 84. Выбор расчетных положений для прочностного рас-
чета грейдер-элеваторов с дисковым ножом . . . 388
Глава XIII. Одноковшовые экскаваторы............................ 392
§ 85. Назначение и классификация..................... 392
§ 86. Выбор и расчет основных параметров............. 407
§ 87. Расчет подъемного и напорного механизмов прямой
лопаты.............................................. 410
§ 88. Основы расчета механизма поворота............. 416
§ 89. Статический расчет экскаваторов............... 418
§ 90. Ходовое оборудование.......................... 422
§ 91. Экскаваторы с гидроприводом и особенности их
расчета ............................................. 424
§ 92. Производительность экскаватора................. 433
Глава XIV. Экскаваторы непрерывного действия.................... 435
§ 93. Назначение и классификация..................... 435
§ 94. Расчет основных параметров многоковшовых цеп-
ных траншейных экскаваторов.......................... 437
§ 95. Расчет основных параметров многоковшовых цеп-
ных экскаваторов поперечного копания .... 440
§ 96. Расчет основных параметров роторных траншей-
ных экскаваторов..................................... 445
503
Глава XV. Машины и оборудование для гидравлической разработки
грунта........................................................450
§ 97. Назначение и классификация.................450
§ 98. Гидромониторы..............................451
§ 99. Землесосы и земснаряды.....................453
Глава XVI. Машины и механизмы для разработки мерзлых грунтов 460
§ 100. Назначение и классификация................460
§ 101. Машины для разработки мерзлых грунтов резанием 461
§ 102. Машины для разработки мерзлых грунтов ударом 466
§ 103. Вибрационные рабочие органы для разработки
мерзлых грунтов..................................469
Глава XVII. Основы теории уплотнения грунта машинами........471
§ 104. Процесс искусственного уплотнения грунтов . . . 471
§ 105. Влияние влажности грунтов на их уплотнение . . . 473
§ 106. Нормы уплотнения грунтов.....................474
§ 107. Влияние основных параметров машин на эффектив-
ность уплотнения грунтов...........................475
Глваа XVIII. Катки.................................................478
§ 108. Классификация................................478
§ 109. Катки с гладкими жесткими вальцами...........478
§ 110. Кулачковые катки.............................481
§ 111. Катки на пневматических шинах................483
§ 112. Тяговый расчет катков........................488
§ ИЗ. Расчет производительности катков.............489
Глава XIX. Трамбующие и вибротрамбующие машины....................490
§ 114. Трамбующие машины............................490
§ 115. Вибротрамбующие машины.......................493
Литература.........................................................499
Тамара Васильевна АЛЕКСЕЕВА, Константин Александрович АРТЕ-
МЬЕВ, Авраам Александрович БРОМБЕРГ, Ростислав Игоревич ВОЙЦЕ-
ХОВСКИЙ, Николай Александрович УЛЬЯНОВ
«ДОРОЖНЫЕ МАШИНЫ. Часть I
Машины для земляных работ (теория и расчет)»
Редакторы издательства В. В. Фролова, Л. П. Стрелецкая
Технический редактор Н. В. Тимофеенко. Корректор А. М. Усачева
Переплет художника Е. В. Еекетова
Сдано в набор 26/V 1971 г. Т-04481. Подписано к печати 4/1V 1972 г. Формат
60X90'/is. Бумага типографская № 2. Печ. л. 31,5. Уч.-изд. л. 31,0. Тираж
18 000 экз. Заказ 1958. Цена 1 р. 33 к.
Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ», Москва, Б-66, 1-й Басманный пер., 3
Ордена Трудового Красного Знамени Ленинградская типография № 1 «Печатный
Двор» им. А. М. Горького Главполиграфпрома Комитета по печати при Совете
Министров СССР, г. Ленинград, Гатчинская ул., 26,