Дорожные машины. Часть I. Машины для земляных работ (теория и расчет) (стр. 3-171) - Алексеева Т.В., Бромберг А.А., Артемьев К.А., Ульянов Н.А., Войцеховский Р.И.

Автор: Алексеева Т.В. Бромберг А.А. Артемьев К.А. Ульянов Н.А. Войцеховский Р.И.
Теги: транспорт дорожное движение автомобильные дороги дорожные машины
Год: 1972
Похожие
Железнодорожный транспорт. Энциклопедия
Железные дороги: общий курс
Железные дороги. Общий курс
Общий курс железных дорог
Текст
                    ДОРОЖНЫЕ МАШИНЫ. Часть I. Машины для
земляных работ. Изд. 3-е, переработ. п доп. М.,
«Машиностроение», 1972, стр. 504. Авт. Алексе-
ева Т. В., Артемьев К. А., Бромберг А. А.
и др.
В учебнике рассмотрены общие вопросы проек-
тирования, расчет рабочих органов машин, приво-
да, ходового оборудования, систем управления и
машин в целом. Основное внимание уделено теории
и расчету бульдозеров, скреперов, автогрейдеров,
высокопроизводительных машин непрерывного дей-
ствия и машин для уплотнения грунта, так как
эти машины имеют наибольшее применение на
строительстве автомобильных дорог.
Учебник предназначен для студентов автомо-
бильно-дорожных и политехнических вузов по спе-
циальности «Строительные и дорожные машины и
оборудование». Табл. 58, илл. 215, библ. 37 назв.
Авторы: Т. В. Алексеева, К. А. Артемьев,
А. А. Бромберг, Р. И. Войцеховский, Н. А. Ульянов
Рецензент: Кафедра «ДОРОЖНЫЕ И СТРОИ-
ТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ» Саратовского политехниче-
ского института
3-2-7
249-72
ПРЕДИСЛОВИЕ
Выполнение грандиозных и все возрастающих масштабов
строительства в СССР, предусмотренных Директивами XXIV съез-
да КПСС, обеспечивается применением высокопроизводительных
строительных и дорожных машин, комплексной механизации и
автоматизации строительного производства. В настоящее время
создан большой парк разнообразных строительных и дорожных
машин, который систематически пополняется новыми более со-
вершенными машинами.
Для выполнения наиболее трудоемких земляных работ в строи-
тельстве широко применяются бульдозеры, скреперы, автогрей-
деры, экскаваторы и другие машины.
Из года в год увеличивается выпуск землеройно-транспортных
машин, одноковшовых универсальных строительных экскавато-
ров и многоковшовых экскаваторов непрерывного действия. Рас-
ширяется номенклатура и производство машин для уплотнения
грунтов.
Для конструирования, освоения производства и организации
правильной эксплуатации машин для земляных работ требуется
большее количество инженерных кадров, подготовка которых
осуществляется рядом вузов страны по специальности «Строитель-
ные и дорожные машины и оборудование».
Коллективом авторов под руководством А. А. Бромберга был
написан учебник «Машины для земляных работ», выпущенный из-
дательством «Машиностроение» двумя изданиями в 1959 и 1964 гг.
Настоящее 3-е издание учебника, являющееся частью I общего
курса «Дорожные машины», подготовлено коллективом авторов
без А. А. Бромберга в связи с его смертью. Материалы, выполнен-
ные в прошлых изданиях А. А. Бромбергом, переработаны соав-
торами,
В отличие от предыдущих изданий в учебник дополнительно
включены в кратком изложении основные положения по одноков-
шовым экскаваторам, по объемному гидроприводу, машинам для
гидравлической разработки грунтов и другое.
Материалы учебника 3-го издания переработаны с учетом ре-
зультатов последних научных исследований, накопленного опыта
конструирования и расчета машин. При изложении материала, ка-
сающегося отдельных групп машин, указывается их назначение и
1*
3
[есть применения, а также классификация и некоторые кон-
уктивные особенности. Необходимое внимание уделено процес-
[ взаимодействия рабочих органов и их ходового оборудования
рунтом. Вопросы резания, а так же копания грунта некоторыми
леройными машинами излагаются с использованием теории
дельного равновесия. Уделено внимание выбору гидромехани-
ких трансмиссий с использованием основных положений тяго-
[ механики, гидравлическим приводам систем управления, а
же методам оценки технико-экономических показателей Ma-
п. Основное внимание уделено определению нагрузок, дейст-
эщих в узлах и механизмах машин для расчетов их на проч-
ть.
Отдельные главы и параграфы написаны:
§6,7 гл. I; § 29 гл. IV; гл. VI; гл. XI (кроме § 72 и 77); § 88,
90, 91 гл. XIII; гл. XVI — Т. В. Алексеевой.
Гл. II; гл. III (кроме § 14), § 51 гл. VIII; § 53, 54, 55, 59 гл. IX;
3, 61, 62, 67, 68, 69 гл. X; § 77 гл. XI; § 92 гл. XIII; гл. XV -
А. Артемьевым.
§ 57, 58 гл. IX; § 65, 66 гл. X; § 83, 84 гл. XII; § 85, 86, 87
XIII — Р. И. Войцеховским; § 57 с участием М. А. Кононенко.
Предисловие, §21, 23, 24, 25, 26, 27, 28 гл. IV; гл. V; §56 гл. IX;
I, 64 гл. X; § 72 гл. XI; § 78, 79, 80, 81, 82 гл. XII; гл. XVII;
XVIII; гл. XIX - Н. А. Ульяновым.
Написанные А. А. Бромбергом: § 1, 2, 3, 8 гл. Г, § 14 гл. Ill
шестно с К. А. Артемьевым), § 52 гл. VIII — переработан
А. Артемьевым; гл. VII — переработана Т. В. Алексеевой;
5 гл I; § 22 гл. IV; гл. XIV — переработаны Н. А. Ульяновым.
ГЛАВА I
ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К МАШИНАМ.
ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ МАШИНЫ
§ 1. ЗЕМЛЯНЫЕ РАБОТЫ НА ДОРОЖНОМ СТРОИТЕЛЬСТВЕ
Земляное полотно является важнейшей составной частью авто-
мобильной дороги (рис. 1). От*качества земляного полотна зави-
сят эксплуатационная надежность дороги, ее устойчивость и дол-
говечность.
Основными работами при строительстве земляного полотна
автомобильной дороги являются возведение насыпей и разработка
выемок. Строительство зданий и искусственных сооружений на
дорогах также связано с производством земляных работ, но объем
их невелик по сравнению с объемом работ по сооружению профиля
земляного полотна дороги (рис. 2).
Земляное полотно дороги, прокладываемое в равнинной или
холмистой местности при высоте насыпи от 0 до 1,5 ж, возводится
с использованием грунта, забираемого из боковых резервов,
представляющих собой неглубокие выемки, идущие вдоль дороги.
При этом грунт перемещается поперек трассы дороги.
Насыпь высотой более 1,5 м может сооружаться из боковых
резервов или из ближайших выемок на трассе строящейся дороги,
В последнем случае грунт перевозится вдоль трассы строящейся
дороги.
Подходы к крупным искусственным сооружениям — мостам,
путеводам — отличаются большими объемами земляных работ
по возведению насыпей. Эти насыпи обычно сооружают путем
укладки грунта, подвозимого из находящегося в стороне от дороги
грунтового карьера.
Сооружение насыпи с использованием грунта из близколежа-
щих выемок на трассе дороги или из карьера связано с перемеще-
нием больших масс грунта. Поэтому для обеспечения строитель-
ного процесса наряду с землеройными машинами требуются спе-
циализированные машины для транспортирования грунта.
На автомобильных дорогах в равнинной и холмистой местности
работы по сооружению насыпей высотой до 1,5 м составляют при-
мерно от 50 до 80% всего объема земляных работ, насыпей высо-
5
i от 1,5 до 3 м — от 10 до 15%, а по разработке выемок — не
;вышает 8 —11%.
При выборе машин для земляных работ существенное значение
?ет дальность перемещения грунта. Распределение объемов
. 1. Земляное полотно и элементы конструкции автомобильной дороги:
насыпь; 2 — выемка; з — поверхность земли; 4 — откос насыпи; 5 — ось дороги;
дорожное покрытие; 7 — поверхность материкового грунта; 3 — обочина; 9 — дно
юветд; 10— внешний откос кювета; и — бровка кювета; 12 — бровка насыпи
ляных работ по дальности перемещения грунта приведено
абл. 1.
Таблица 1
Распределение объемов земляных работ по дальности
перемещения грунта в %
Усредненный объем работ в м3/км	Дальность перемещения грунта в м					
	До 100	103-300	300-503	503-1000	Более юоо	Всего
5 000—10 000	37	38	25				100
1 000—20 000	16	43	25	15	1	100
Уменьшение величины уклонов на дорогах до 2—4% привело
к небольшому увеличению объемов земляных работ и средней даль-
ности перемещения грунта.
При треугольны!  При трапецеидальных
канавах	L ,	, канавах
i а)
Рис. 2. Поперечные профили земляного полотна:
а — в насыпях высотой до 0,6 лг, б — в насыпях высотой
от 0,6 до 1м; в — в насыпях высотой от 1 до 6 .м; г — в
выемках; д — насыпь на косогоре; е — в полупасыпи — по-
лувыемке на косогорах
Земляные работы в железнодорожном строительстве характе-
ризуются следующими данными:
Усредненный объем земляных работ в мР на 1 км пути
в равнинной местности............................ 12	000—140 000
в холмистой местности ........................... 15	000—200 000
Распределение объемов работ в %:
с сооружением насыпей................................. 70—80
с разработкой выемок................................. 20—30
Преобладающая высота насыпей в железнодорожном строи-
тельстве не превышает 3 м> а глубина выемок — 2—6 м.
7
Объем земляных работ в равнинной и холмистой местности
о данным значительного числа рассмотренных объектов) состав-
ит примерно 70 % всего объема земляных работ железнодорож-
>го строительства СССР. Остальное — работы, производимые
условиях предгорного и горного рельефа, в основном на скаль-
.IX грунтах.
Сооружение гидростанций характеризуется большим объемом
мляных работ, сосредоточенных на одном строительном объекте.
Ниже приводятся объемы земляных работ (в млн. м3) при co-
сужении некоторых гидроэлектростанций с плотинами:
Саратовская.............................. 73
Цимлянская............................... 76
Волгоградская .......................... 115
Куйбышевская............................ 138
Нижнеобская............................. 205
Для сопоставления приведены данные об объемах земляных
бот (в млн. лг!) при сооружении некоторых судоходных каналов:
Капал имени Москвы..................... 154
Волго-Донской.......................... 194
Панамский канал ....................... 186
В гидротехническом строительстве объем земляных работ на
км протяженности каналов (табл. 2) колеблется в больших пре-
лах в зависимости от назначения канала.
Таблица 2
Объемы земляных работ при сооружении каналов
Назначение канала	Размеры в м		объем выемки в лР/к-м
	Глубина	Ширина (по верху)	
Средние оросительные 	 Магистральные оросительные	 Крупные магистральные и малые судо- одные	 Крупные судоходные 		До 1,5 До 5 До 12 До 20	До 5 До 20 До 60 До 460	До 3 500 До 50 000 До 400 000 До 2 000 000
Каналы сооружаются преимущественно в выемках, реже в
лувыемках — полунасыпях, в основном с поперечным по отпо-
шию к оси канала перемещением грунта.
Приведенные данные показывают, что работы по сооружению
аляного полотна железной дороги в равнинной и холмистой
стностях, а также по сооружению средних и магистральных
осительных каналов близки по объему работам при автомобиль-
-дорожном строительстве. Это обстоятельство должно учиты-
ваться при проектировании новых машин в целях расширения
области их применения.
Машины для земляных работ применяются широко в промыш-
ленном и гражданском строительстве, в горнорудной промышлен-
ности, в сельском хозяйстве и при добыче сырья для промышлен-
ности строительных материалов.
Общий объем земляных работ в СССР в 1946 г. составил
1,8 млрд. at3, в 1965 г. — 7,8 млрд, л3, а в 1980 г. увеличится
примерно до 24—26 млрд. м3.
§ 2. КЛАССИФИКАЦИЯ И ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА МАШИН
Несмотря на большое разнообразие земляных работ и приме-
няемых для их выполнения машин, рабочий процесс состоит в ос-
новном из следующих операций:
разрушение (или рыхление) грунта в его естественном залега-
нии и извлечение разрушенной части грунта;
перемещение грунта к месту укладки в насыпь или в отвал;
разравнивание грунта (планировка) и уплотнение его в целях
придания необходимой механической прочности и устойчивости;
профилирование и отделка земляного сооружения в целях
придания выемкам и насыпям строго определенного поперечного
и продольного профиля (дороги, дамбы, каналы и др.).
По своему технологическому назначению машины для земляных
работ могут быть распределены на следующие основные группы:
1)	землеройные машины (экскаваторы, бульдозеры, скреперы,
грей дер-элеваторы и струги, автогрейдеры, рыхлители);
2)	транспортирующие машины (автомобили-самосвалы, зем-
левозные тележки, конвейеры, грунтометатели);
3)	грунтоуплотняющие машины (катки, трамбующие машины,
вибрационные машины и др.).
Землеройными машинами — рыхлителями рыхлят грунт; эк-
скаваторами и грейдер-элеваторами разрабатывают грунт и грузят
его в транспортные средства; бульдозерами, скреперами, грейдер-
элеваторами и автогрейдерами разрабатывают грунт и переме-
щают его; бульдозерами, автогрейдерами и скреперами разрав-
нивают и планируют грунт, автогрейдерами выполняют профили-
ровочные работы.
Машины, копающие грунт перемещением рабочего органа (от-
вала, ножевой системы или ковша) при одновременном движении
всей машины (бульдозеры, скреперы, грейдер-элеваторы и авто-
грейдеры), часто называют землеройно-транспортными машинами,
Транспортирующие машины перемещают грунт к месту укладки
его в насыпь или в отвал. Эти машины работают во взаимодействии
с землеройными машинами; наибольшее применение транспор-
тирующие машины имеют при работе одноковшовых экскаваторов,
многоковшовых экскаваторов и грейдер-элеваторов. Для транспор-
9
рования грунта наряду с автомобилями-самосвалами обычного
па применяются специальные самосвальные землевозные те-
жки, более приспособленные к тяжелым условиям земляных ра-
т, нежели автомобили-самосвалы. Для транспортирования грун-
могут применяться ленточные транспортеры и грунтометатели.
Грунтоуплотняющие машины уплотняют грунт в насыпи или
sro естественном залегании. Наряду с кулачковыми прицепными
тками и трамбующими плитами все большее распространение
лучают прицепные и самоходные катки на пневматических ши-
х, специальные высокопроизводительные трамбующие вибра-
онные грунтоуплотняющие машины и машины комбинированно-
действия.
При строительстве земляного полотна землеройные машины,
полняющие основной объем земляных работ, являются основ-
ми в комплексе машин, так как они определяют технологию
зрганизацию работ. Транспортные, грунтоуплотняющие и вспо-
гательные машины должны обеспечить выполнение объема ра-
г, определяемого основными машинами.
По характеру рабочего режима каждая из рассмотренных ма-
IH может быть отнесена к подгруппе машин циклического дей-
1ия или машин непрерывного действия.
Экскаваторы, скреперы, автомобили-самосвалы, землевозы яв-
ются машинами, режим работы которых имеет явно выражен-
й циклический характер.
Грейдер-элеваторы, автогрейдеры, ленточные транспортеры и
^нтометательные машины являются машинами непрерывного
штвия.
§ 3. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К МАШИНАМ,
ИХ НАДЕЖНОСТЬ И ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
При разработке конструкции новой машины или коренной
дернизации существующей конструктор должен учитывать
тструктивные, технологические, эксплуатационные, экономи-
жие, а также социальные требования. Выполнение этих тре-
1аний обеспечивает высокие эксплуатационные качества ма-
ны: производительность, надежность, долговечность, эконо-
ческую эффективность, безопасность и удобство управления и
:луживания.
Конструктивные требования, учитывают основные технико-
гструктивные параметры машины, ее общую компоновку, проч-
;ть и надежность в работе. Эти вопросы решаются путем разра-
ки конструкции и проведения различных расчетов — кинема-
[еских, динамических, прочностных и т. п., выбора материала,
зеделения точности и чистоты обработки, вида термической
)аботки, метода упрочнения деталей и т. д. Во время конструи-
шния машины закладываются основы технологии ее изготов-
[ИЯ.
Требования технологичности конструкции предусматривают
простоту и удобство изготовления деталей, сборки узлов и ма-
шины в целом и уменьшения стоимости изготовления машины.
Широкая унификация деталей и элементов конструкций ма-
шин упрощает подготовку и планирование производства, способ-
ствует широкому кооперированию производства и облегчает
обеспечение машины запасными частями. Четкое разделение
машины на узлы (агрегаты) дает возможность вести одновременно
обкатку, регулирование
сборку различных узлов, производить
и испытание каждого узла в отдель-
ности.
Требования ремонтной технологич-
ности машины также должны учиты-
ваться конструктором. Основными из
них являются: удобство демонтажно-
монтажных работ при замене целых
узлов и агрегатов машины; приспособ-
ленность узлов и агрегатов к разбор-
ке и сборке и технологическая при-
способленность конструкции отдельных
деталей к восстановлению их при ре-
монте машины.
Требования четкого разделения ма-
шины на узлы, унификация и нормали-
зация деталей имеют исключительно
большое значение для правильного ре-
шения вопроса организации агрегатно-
го ремонта машин.
Эксплуатационные
носятся к будущему
шины и ее качествам
своему назначению.
В ряде случаев новая машина
Рис. 3. Габарит 1-В желез-
нодорожного состава (под-
вижного)
требования от-
применению ма-
в работе. Машш
должна соответствовать
вызвать необходимость
изменения технологии и организации работ.
Габаритные размеры дорожных машин для земляных работ,
не работающих в стационарных условиях и перевозимых без раз-
борки по железной дороге, не должны выходить за пределы габа-
рита 1-В железнодорожного подвижного состава (рис. 3). По длине
машина должна устанавливаться на одной или двух железнодо-
рожных платформах.
При несоответствии габаритов машины габариту 1-В должна
быть предусмотрена возможность демонтажа и монтажа машины
с минимальной затратой труда и грузоподъемных средств.
Требования мобильности, маневренности и проходимости ма-
шины должны учитываться при проектировании машин.
Надежность и долговечность машин. Современное развитие
строительного и дорожного машиностроения характеризуется
непрерывным ростом скоростей, рабочих усилий и давлений, что
И
иводит к увеличению мощности и производительности машин,
м выше интенсивность и производительность труда, достигаемые
и механизированном, а тем более при автоматизированном про-
;се, тем труднее обеспечить надежность работы оборудования
?ем больше вероятность, что внезапный выход из строя какой-
5о детали, узла или целой машины может свести на нет выгоды,
тученные за время нормальной работы.
За время работы многих машин на их ремонт затрачивают в
жолько раз больше металла, чем они весят, а стоимость всех
юнтов иногда в 10 и больше раз превышает стоимость новой
пины.
Надежность машины — это свойство машины выполнять за-
(ные функции, сохраняя свои эксплуатационные показатели
аданных пределах в течение требуемого промежутка времени
г требуемой наработки. Надежность машины обусловливается
безотказностью, ремонтопригодностью, сохраняемостью, а
:же долговечностью ее частей.
Долговечность машины — свойство машины сохранять работо-
собность до предельного состояния с необходимыми перерывами
t технического обслуживания и ремонтов. Предельное состоя-
> машины определяется невозможностью ее дальнейшей эк-
уатации, либо обусловленным снижением эффективности, либо
бованиями безопасности и оговаривается в технической доку-
:тации.
Показателями долговечности могут служить, например, ресурс,
к службы.
Показатели, надежности и долговечности должны быть введены
зхнические условия, их следует предусматривать при проекти-
ании новых моделей, начиная со стадии технического задания,
людать при изготовлении и проверять при эксплуатационных
ытаниях. В число таких показателей должны входить гаран-
ованные объемы работ (сроки службы) до капитального ре-
:та и стоимость всех ремонтных работ за этот срок.
Борьба с износом деталей и повышение долговечности машин
яются важнейшими народнохозяйственными задачами, так
на ремонты и межремонтное обслуживание машин ежегодно
ходуются большие средства.
Экономические требования — снижение стоимости самой ма-
1Ы и стоимости единицы вырабатываемой ею продукции, ее
комическая эффективность, т. е. достаточно быстрая окупае-
гь средств, затрачиваемых на создание и практическое внедре-
новой машины.
Социальные требования — обеспечение безопасности труда
эксплуатации машины, благоприятных условий работы ма-
[иста (оператора), удобства управления машиной и обслужи-
яя ее, автоматизации процессов управления машиной, конт
я и учета ее работы, производственной эстетики, т. е. придание
[ине красивой внешней формы, выбор цвета окраски и каче-
ства отделки машины. При создании новых строительных и до-
рожных машин эти требования должны быть учтены Особое
внимание следует уделить:
1.	Наличию удобного сиденья, хорошего обзора и освещен-
ности рабочего органа и фронта работы.
2.	Устранению вибрации и шума в зоне рабочего места.
3.	Удобству пользования рычагами и педалями; применению
прогрессивной системы управления машины, в том числе серво-
усилителей и автоматизации.
4.	Наличию и удобному размещению контрольно-измеритель-
ной аппаратуры, предохранительных и индикаторных устройств,
автоматов-работомеров для учета выполненной работы.
5.	Герметизации и надежной вентиляции кабины управления
при работе в запыленной среде.
6.	Соблюдению благоприятного температурного режима и за-
щите водителя от воздействия внешней среды.
§ 4. ПАРАМЕТРЫ И ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ
ПОКАЗАТЕЛИ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ
Технический и эксплуатационный уровень машин для земляных
работ определяется специальными показателями — параметрами.
Для каждой группы машин устанавливается главный и основные
параметры. Главный параметр в наибольшей степени характери-
зует машину, а основные — дают представление о ее техническом
уровне.
Для оценки эксплуатационных качеств машины основным по-
казателем является производительность машины, т. е. количество
качественной продукции, выдаваемой машиной при определенных
условиях в единицу времени (например, количество вынутого,
перемещенного и уложенного грунта в л3/ч, площадь уплотненной
поверхности в м2/ч, протяженность разработанной траншеи
в м/ч и т. д.).
Различают производительность теоретическую, техническую
и эксплуатационную.
Теоретическая (расчетная) производительность машины непре-
рывного действия
IJp = 36()0Fpvp м3/ч,
где Fp — расчетное поперечное сечение срезаемой стружки или
потока материала на ленте конвейера в м2;
ир — расчетная скорость движения машины или ленты кон-
вейера в м!сек.
Для машины периодического (циклического) действия произ-
водительность
п 3600# о.
/7р = ^г-Х м i4'
1	ч
где q — геометрическая емкость ковша в м3;
13
Тц — tY + /2 + ••• +<n — продолжительность цикла в сек,
которая, например, для скрепера складывается из
времени наполнения, хода с грунтом, разгрузки грунта,
порожнего хода, времени на выполнение поворотов и
подготовки к следующему наполнению.
Техническая производительность машины определяется как
:симально возможная производительность в данных условиях
: непрерывной работе в течение 1 ч.
Для машины непрерывного действия
П niex — kxkJisIIр м3/ч,
кх — коэффициент, учитывающий потери грунта при подаче
его из забоя на рабочий орган; так, для грейдер-элева-
торов ку = 0,88 -г- 0,94;
к2 — коэффициент, учитывающий необходимость снижения
используемой мощности двигателя внутреннего сгорания
при его непрерывной и длительной работе; к2 =
= 0,9 ч- 0,95;
к3 — коэффициент, учитывающий снижение скорости по срав-
нению с паспортной.
Для машины циклического действия (скреперов, автомобилей-
эсвалов и др.) техническая производительность
Птех=кц^-Пр ма/ч,
кц — коэффициент, учитывающий отношение теоретической
продолжительности цикла к его продолжительности в
данных условиях; для предварительных расчетов ки =
= 0,75 ч- 0,85.
кр — коэффициент разрыхления грунта, т. е. отношение объе-
ма грунта, поступившего в ковш (или на отвал), к его
объему в плотном состоянии, кр — 1,03 ч- 1,35 (для
предварительных расчетов можно принимать кр = 1,25);
кн — коэффициент наполнения ковша; кн = 0,9 -=- 1,1 (для
предварительных расчетов можно принимать кн = 1);
)ксплуатационной производительностью машины пользуются
технико-экономических расчетах, учитывая время работы
ины и возможное снижение ее производительности в зависи-
и от особенностей системы управления.
)бычно пользуются показателем сменной эксплуатационной
шводительности. Так, при 7-часовом рабочем дне
п3.см = 7Птехкеку м3 в смену,
кв — коэффициент использования машины по времени;
ку — коэффициент, учитывающий влияние особенностей си-
стемы управления; при ручном управлении ку = 0,82 ч-
ч- 0,95; при наличии сервомоторов ку — 0,96 ч- 0,98.
коэффициент использования машины по времени ке в данном
ае учитывает неизбежные перерывы в течение рабочей смены
на подготовительные и заключительные работы, переезды с одного
места работы к другому, перерывы на заправку топливом, смазку,
на крепежные работы и т. п. На основе статистических данных и
рекомендаций для предварительных расчетов можно принимать
/се = 0,85. Для машин, работающих в комплексе с другими, кв
зависит от степени синхронизации работы машин.
Коэффициент использования машины по времени может быть
применен при оценке степени использования машины в течение
месяца, года.
Землеройные и другие дорожно-строительные машины исполь-
зуются в течение строительного сезона; поэтому для подсчета
годовой производительности машины или годовой выработки
продукции на одного рабочего и для подсчета ряда других технико-
экономических показателей необходимо знать число смен работы
машины в году.
Годовая производительность
п ___п Т 1с
11	год 11 э.смл год^год)
где Тгод — число смен работы машины в году;
кеод — коэффициент использования машины, учитывающий
снижение производительности машины в зависимости
от времени года (морозы, снегопад, распутица и т. и.)
и от количества укороченных предвыходных и пред-
праздничных дней.
Для землеройных машин принимается 200—300 рабочих смен
в году.
Придание машине конструктивных качеств, уменьшающих за-
висимость от климатических условий, ведет к повышению ее тех-
нико-экономических показателей.
Уточнение понятия о технической и эксплуатационной произ-
водительности машин дает возможность остановиться на удельных
показателях энергоемкости, металлоемкости и трудовых затратах
при работе машины, т. е. пользоваться такими удельными показа-
телями, которые при сравнении между собой позволяют достаточно
объективно судить о преимуществах той или иной машины.
Удельная энергоемкость машины
N d —	— квтЦм* в смену),
J	1-1 э. см
где N — мощность установленного двигателя (или нескольких
двигателей машины с многомоторным приводом).
Удельная металлоемкость машины
Q
Gvd=n-----	в смену),
11 э. см
где G — вес машины в кГ.
Производительность труда — часовая, сменная или годовая
15
)аботка продукции на одного рабочего. Выработка на одного
ючего в смену
П ___^в. см 3
Ро — число машинистов или водителей, обслуживающих
машину в течение смены.
Часто пользуются показателем затрат труда в человеко-часах
единицу продукции. В целях укрупнения этого показателя
менительно к условиям земляных работ можно принимать
таты труда на 1000 ма объема земляных работ
о 1000Ро
"vd = ~n--" чел.-смен.
“в. см
Комплексная механизация осуществляется группой машин.
। объективной оценки эффективности ведущих машин их пока-
ли надо соизмерять с учетом работы вспомогательных машин,
. всего комплекта машин в целом.
Цля комплекта машин удельные показатели примут вид
= квтЦм* в смену); С а = кГЦм3 в смену);
11 э. см	иэ.см
П= м3 (на 1 чел.-смену),
Ро — общее количество рабочих, занятых на группе машин.
Себестоимость единицы продукции при работе одной машины
С = 2^. руб/м3,
э.	см
См см — себестоимость одной машино-смены в руб.
1ри работе комплекта машин
£ —	~Ь ^м. см2’1! •   + См. см ini pyg[м$
Яд. см	'
Си.с.м2> •••, CM.cMi ~ себестоимость машино-смен ма-
шин разных типов, входящих в
комплект;
nr, п2, ..., ni — количество машин каждого типа
в комплекте.
тоимость одной машино-смены необходимо знать для проведе-
любых технико-экономических расчетов, при составлении
и планов механизированных и автоматизированных строи-
гых работ. Стоимость машино-смены показывает, во что об-
гся строительству работа данной машины (или комплекта ма-
в течение одной рабочей смены.
стоимость машино-смены входят расходы:
Восстановление первоначальной стоимости машины и ее
гальный ремонт (амортизация).
2.	Содержание машинопрокатных баз.
3.	Транспортирование машины, демонтаж и монтаж ее.
4.	Техническое обслуживание и все виды ремонтов, кроме
капитального.
5.	Эксплуатационные и вспомогательные материалы, инстру-
мент и приспособления.
6.	Энергоресурсы — топливо, электроэнергия.
7.	Заработная плата машинистам, водителям и рабочим, об-
служивающим машину.
Анализ материалов Главдорстроя показывает, что в среднем
на каждого машиниста или водителя приходится 0,5 рабочих, свя-
занных с обслуживанием и текущим ремонтом машин.
Все эти затраты по характеру их влияния на стоимость ма-
шино-смены можно разбить на следующие характерные группы:
1.	Затраты, исчисленные на год работы машины.
2.	Затраты, исчисленные на машино-смену.
3.	Заработная плата машинистов (водителей) за смену.
В соответствии с этим стоимость машино-смены определяется
__ & год \ р I р
-'м.с.ч. т1	। v3>
1 год
где Сгод — затраты в течение года на амортизацию машины и
затраты, учитывающие стоимость доставки машины на
строительство, монтаж и демонтаж, возведение вспомо-
гательных устройств (например, подкрановых путей),
перестановку несамоходных машин в пределах строи-
тельного объекта и т. п.;
7гоб — число смен работы машины в году;
Ссм ~ сменные эксплуатационные затраты, исчисленные не-
посредственно на машино-смену, а именно: стоимость
электроэнергии, топлива, затраты на все виды ремон-
тов (кроме капитальных), затраты на замену быстро-
изнашиваемой оснастки (кабеля, пневмомашины, сталь-
ного каната, транспортерных лент и т. п.), затраты на
смазочные и обтирочные материалы и др.;
С3 — заработная плата машинистов (водителей) в течение
смены.
§ 5. ТИПАЖИ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ
Основой технического прогресса машиностроения в СССР и
в том числе в отрасли строительного, дорожного и коммунального
машиностроения является плановое развитие конструкций комп-
лекса машин на базе перспективного типажа. Последний преду-
сматривает создание таких машин, которые должны отвечать совре-
менным требованиям и полностью обеспечивать потребности народ-
ного хозяйства в прогрессивной строительной технике.
17
Перспективный типаж разрабатывается с учетом достижений
1уки и техники, прогрессивной технологии и новейших методов
)нструирования и эксплуатации машин. Базируется он на широ-
л?	3)
IC. 4. Самоходные колесные строительные и дорожные машины на одно-
осных тягачах:
— скрепер; б — струг; в — землевоз; г — грейдер-элеватор; д — каток; е — биту-
мовоз; ж — неповоротный стреловой кран; з — цементовоз
>й унификации агрегатов, узлов и механизмов, нормализации и
андартизации деталей, что позволяет осуществить крупную
[ециализацию машиностроительных заводов, увеличить серийный
.шуск машин и снизить их стоимость.
В качестве примера показана агрегатная компоновка самоход-
ных колесных машин на базе одноосных колесных тягачей, поз-
воляющая создать различные виды седельного оборудования для
землеройных, дорожных, строительных и транспортных работ
с максимальной унификацией основных узлов и механизмов
(рис. 4).
Для каждой группы машин для земляных работ установлены
главные и основные параметры, которые заложены в основу типа-
жей. Например, для колесных тягачей главным параметром яв-
ляется мощность двигателя, для бульдозеров — номинальная сила
тяги, для скреперов — емкость ковша и т. д. Если для катков на
пневматических шинах согласно типажу главным параметром
является его вес с балластом, то к числу основных параметров
относятся: число колес, конструктивный вес и класс трактора,
установленный по номинальной силе тяги. При конструировании
машин необходимо принимать во внимание требования, предъяв-
ляемые условиями эксплуатации-.
Поскольку колесные тягачи являются базовыми машинами, то
очевидно, что их параметры должны удовлетворять требованиям,
которые предъявляются создаваемыми на их базе строительными
и дорожными машинами. Так, основные требования, предъяв-
ляемые к одноосным колесным тягачам, сводятся к следую-
щему:
1)	одноосный тягач должен реализовать силу тяги, определяе-
мую условиями сцепления пневматических шин колесного движи-
теля с грунтом при максимальной вертикальной нагрузке на ось
и при отборе мощности двигателя на привод вспомогательных меха-
низмов ;
2)	передаточное число трансмиссии тягача на первой рабочей
передаче должно быть подобрано из условий обеспечения эффек-
тивной работы самоходного скрепера с толкачом при копании
грунта;
3)	одноосный тягач должен длительное время устойчиво рабо-
тать на рабочих передачах на тяговом режиме, близком к макси-
мальной тяговой мощности, и иметь при этом высокий тяговый
к. п. д. и хорошую топливную экономичность;
4)	самоходные машины на одноосных тягачах должны обладать
высокими скоростными качествами, а также высокой маневрен-
ностью, проходимостью при движении на транспортном ре-
жиме по бездорожью и пересеченной местности и устойчиво-
стью.
Если одноосные тягачи будут удовлетворять комплексу пере-
численных требований, то, естественно, они будут обладать и
универсальностью, диктуемой их назначением.
Унификация узлов и агрегатов дает возможность увеличить
серийность их, специализировать машиностроительное произ-
водство и за счет этого снизить стоимость и упростить эксплуата-
цию машин.
19
§ 6. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ РАСЧЕТА ЗЕМЛЕРОЙНЫХ
МАШИН НА ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ
Узлы и элементы всех землеройных машин подвергаются воз-
йствию двух видов нагрузок — постоянных (весовые нагрузки)
переменных (сопротивление грунта на рабочем органе, сопротив-
ние перекатыванию и др.).
Постоянные нагрузки, относящиеся к статическим, не изме-
[ются по времени и, как правило, не вызывают колебаний си-
емы. Переменные нагрузки являются динамическими и обяза-
льно вызывают упругие колебания конструкции.
Расчет землеройных машин и их элементов в настоящее время
основном производится на условия статического нагружения, а
намические нагрузки и их влияние на прочность и устойчивость
(шины или системы учитываются только в особых случаях,
этом случае при расчетах на прочность землеройных машин
лыпиново переменных нагрузок для упрощения схемы нагру-
зния условно принимают постоянными. Пользуясь приемами
атики сооружений и сопротивления материалов и вводя для
очнения расчета так называемые коэффициенты динамичности
, производят расчет элементов конструкций и отдельных узлов
шины на прочность.
Ниже рассматриваются особенности специфических нагруже-
й землеройных машин различных видов при статических нагруз-
х. Применяемые при этом коэффициенты динамичности, получен-
ie, как правило, по экспериментальным данным, не могут харак-
ризовать степени влияния тех или иных факторов на динамиче-
ие нагрузки, не раскрывают сущности динамичности воздейст-
я и являются довольно ориентировочными коэффициентами за-
са. Однако в некоторых случаях при расчете эти коэффициенты
ражают специфичность динамических нагружений.
Учитывая современные требования к надежности элементов
нструкции, к металлоемкости машин, к динамической устойчи-
сти отдельных систем, возникает необходимость расчета и про-
рки машин в отдельных случаях на действительные динамические
гружения.
Динамические нагрузки в элементах и узлах землеройных ма-
1н возникают в процессе выполнения ими рабочих движений
яклических и непрерывных).
Каждому виду движения свойственны определенные динами*
ские процессы. При непрерывном движении доля неустановив-
гхся режимов незначительна. Поэтому при расчетах многоков-
>вых экскаваторов, грейдер-элеваторов и других землеройных
шин с непрерывным режимом работы вопросы динамических
счетов не имеют большого значения и обычно не производятся.
Характерным примером циклического движения, а следователь*
, и циклического нагружения являются рабочие процессы одно*
вшового экскаватора или некоторых видов землеройно-тран-
спортных машин (скреперы, бульдозеры). В каждой операции,
связанной с движением землеройной машины, есть разгон, уста-
новившееся движение, торможение, остановка.
При исследовании динамических процессов следует рассмот-
реть соответствующую расчетную схему, включающую: привод,
муфты включения, предохранительные устройства, упругую цепь
с соответствующими жесткостями и массы (сосредоточенные или
распределенные), находящиеся в движении. При этом должны быть
установлены граничные условия расчетной схемы.
При изучении динамики машины ставятся следующие за-
дачи:
а)	исследование движения машины или ее отдельных узлов
под действием приложенных сил с учетом их изменения во времени;
б)	определение условий, при которых обеспечивается заданный
закон движения;
в)	определение действительных нагрузок, возникающих на
рабочих органах и в элементах'конструкции с учетом характера
колебательных процессов, возникающих в передачах и металли-
ческих конструкциях машин при наличии зазоров в элементах
систем и действии фрикционных и упругих связей.
В соответствии с принципами динамики землеройную машину
следует рассматривать как систему твердых тел, соединенных
упругими и фрикционными связями, которая (или ее часть) нахо-
дится в движении под действием сил движущих и сил сопротив-
ления.
Для примера на рис. 5 представлены эквивалентные динами-
ческие схемы бульдозера и скрепера. Для анализа динамики по-
добной системы их движение описывается системой уравнений,
количество которых должно быть равно количеству сосредоточен-
ных масс.
Последовательным обоснованным приближением (приведением
масс, жесткостей, моментов инерций и т. п.) сложную систему
можно свести к одномассной (для бульдозеров) или двухмассной
(для скрепера, экскаватора) системе с жесткими или упругими
элементами.
Расчетная схема для исследования динамических процессов,
соответствующих каждой операции или движению, должна обя-
зательно включать в себя динамику привода и динамику самой
механической системы. На рис. 6 даны принципиальные расчетные
схемы для исследования динамики некоторых механизмов одно-
ковшового экскаватора.
Каждый динамический процесс можно характеризовать колеба-
тельными изменениями параметров расчетной схемы. Расчет по-
добной системы сводится к составлению дифференциальных урав-
нений при определенных граничных условиях и решению их при
заданных начальных условиях.
Порядок системы дифференцированных уравнений общей рас-
четной схемы, включающей привод и механизм, определяется
21
слом степеней свободы механической системы и порядком си-
)мы дифференциальных уравнений, описывающих работу при-
ца машины.
В подавляющем большинстве приводов современных землерой-
х машин имеются фрикционные муфты включения, которые мно-
<ратно включаются и выключаются (особенно у машин циклич-
6)
Рис. 5. Эквивалентные динамические схемы:
бульдозера; б — скрепера; Ме, Мф, Мф, Мфг и 2ИК — крутящие моменты;
Jn — моменты инерции отдельных деталей; Т([: Т, Ркм Pj— силы взаимодействия
кителей и рабочего органа с грунтом; т, 0, т тп, и тгр — массы частей машины
и грунта; С , ..., Сп — жесткости элементов.
ю действия), что приводит к работе системы в переходных режи-
£, в неустановившемся движении. Периоды включения и вык-
чения муфт характеризуются значительными изменениями ско-
рей скольжения. Выключение может быть причиной возникно-
[ия автоколебаний системы, которые приводят к значительному
шшению напряжений в элементах конструкции.
Как показывают исследования и расчеты, напряжения в эле-
1тах металлоконструкций рабочего оборудования одноковшо-
вого экскаватора с ковшом емкостью 0,5 л<3 с учетом динамических
нагружений превышают напряжения от статических нагрузок
в зависимости от положения рабочего оборудования (вылет, наклон
стрелы и т. п.) при разгоне в 1,65—5,1, а при торможении — в
2,5—5,9 раза. Значительные повышения напряжений в элементах
конструкции машины и рабочего органа определены также при
динамических нагружениях в землеройно-транспортных машинах
по сравнению со статическими нагрузками (для бульдозера в 8,1 —
8,7 раза, для скрепера в 2,2—5,2).
Рис. 6. Принципиальные расчетные схемы при исследовании
динамики:
а — рабочего оборудования экскаватора; б — поворотного механизма
экскаватора.
На величину напряжений при динамических нагрузках влияют
параметры колебательных движений (амплитуда, частота, дискри-
мент затухания и др.), характеристика упругих элементов в си-
стеме, а также зазоры между частями конструкции. Динамическое
состояние системы при необходимости может быть установлено
при рассмотрении конкретной характеристики привода к механи-
ческой части системы машины.
§ 7. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ТЕОРИИ ПОДОБИЯ И МОДЕЛИРОВАНИЯ
Создание новых и совершенствование выпускаемых тяжелых
землеройных машин возможно при использовании новых методов
исследования, испытания и выбора оптимальных параметров,
а также оценки их технического уровня.
Использование теории подобия и моделирования при исследо-
вании и испытании землеройных машин, при необходимости обоб-
щения соответствующей накопленной информации по землеройным
машинам в значительной степени может облегчить, а в некоторых
случаях более обоснованно решить вопрос планирования научно-
технического прогресса и прогнозирования развития землеройной
техники с учетом качественного уровня показателей машин.
23
Теоретические основы подобия и моделирования, начало ко-
нм положил акад. В. Л. Кипричев, разработаны достаточно
'боко, и работы в этой области получают в настоящее время
рокое распространение.
Большие работы в области приложения теории подобия и раз-
шостей для решения ряда практических задач в различных об-
тях техники в настоящее время выполнены акад. Л. И. Седовым,
•ф. д-ром техн, наук П. М. Алабужевым и другими учеными.
Возможность применения методов подобия при изучении реза-
[ грунтов сельскохозяйственными плугами была указана акад.
П. Горячкиным и проф. Н. Д. Лучинским. Моделирование зем-
ойного оборудования при изучении процессов резания было
ользовано в работах проф. д-ра техн, наук Н. Г. Домбров-
го, проф. д-ра техн, наук А. Н. Зеленина. Моделированию
щессов резания грунтов посвящены работы проф. д-ра техн,
ж Ю. А. Ветрова, проф. д-ра техн, наук В. И. Баловнева и др.
Теория подобия и моделирование являются эффективным сред-
эм интенсификации научно-технического прогресса. Знание ос-
ных положений теории подобия и моделирования необходимо
кенеру-конструктору и исследователю землеройных машин
: возможности прогнозирования их развития, для обоснованной
нки различных вариантов. Теория подобия и моделирование
[яются как бы связующим звеном между теорией и экспери-
лом. При использовании теории подобия можно без больших
рат средств и времени определить, как ставить опыт, как
абатывать опытные данные и как обобщать и распространять
[ученные результаты на другие объекты.
Располагая опытным образцом машины и принимая ее за мо-
ь, можно на основании теории подобия сравнительно легко
ько вычислением найти параметры для серии подобных машин,
[но так же, располагая данными о наличии динамического подо-
: процесса и используя теорию подобия, можно распространить
ультаты единичного эксперимента на другие процессы анало-
ных машин.
Теория подобия основывается на свойствах подобных явлений
становлении их подобия. Она может быть широко применена
[ научном прогнозировании, при создании новых землеройных
чин, при патентовании и т. п.
В количественном и качественном отношениях подобие явле-
[ определяется равенством безразмерных величин, называемых
[териями подобия. Критерии подобия П,, П2, ..., П„ в общем
чае рассматривают как среднюю величину отношений физиче-
х или экономических показателей, существенных для анали-
уемых систем.
Объекты могут быть подобны в стохастическом смысле (при
щественно равных плотностях вероятностей соответствующих
териев), в детерминированном смысле (при равенстве детерми-
ованных критериев или условном равенстве средних значений
соответствующих критериев). В некоторых случаях допускается
приближенное подобие. Тогда степень нарушения подобия оцени-
вается критериями согласия [12].
Критерии подобия можно составить из определенных уравне-
ний или используя размерности величин, входящих в уравнение
движения.
Моделирование представляет собой осуществление явления,
подобного «натуре». К моделированию следует прибегать:
а)	когда необходимо исследовать труднодоступный или недо-
ступный для непосредственного исследования объект;
б)	когда необходимо исследовать вновь запроектированный,
но еще не осуществленный объект.
Теория моделирования базируется на подобии процессов и
рассматривает методы построения моделей. Моделирование без
изменения физической природы изучаемого явления называется
физическим. Моделирование, основанное на применении электрон-
ных вычислительных машин, наггывают математическим. В послед-
нее время появилось физико-математическое моделирование, ко-
торое представляет собой сочетание принципов физического v
математического моделирования. В этом случае в схему стенда,
осуществляющего физическое моделирование, включается элект-
ронно-вычислительная машина. Для изучения землеройных машин
могут применяться геометрическое, физическое и физико-матема-
тическое моделирование.
Два явления (процесса) или объекта (машины) подобны, если
соблюдается:
а)	геометрическое подобие, т. е. пропорциональность линейных
размеров натуры и модели (Z, х, у, z п т. д.) и равенство соответ-
ствующих углов (а, |3, у и т. д.)
_ У .V_	,	___ I ,
хн ун zH с’
ам = ^н>	₽Л[ = Рю
[индекс н — натура (оригинал), индекс м — модель];
б)	физическое подобие, т. е. подобие физических (кинематиче-
ских, динамических) параметров процесса или среды: скоростей
	ji | j х а | о		 —	k. tc 1
сил				
	PjH		1с	79 9 = рс/сГс
	р„	тнан	-ГГ^С /2 cc	
работы				
мощности		II II	mcVc =	- pc^C^Cl
	JVH	рм$м -- PhVH	mcvc	pc^c^cj
25
! 2C; vc; tc — соответственно коэффициенты подобия по линей-
ным размерам, скорости, времени;
т — массы;
а — ускорения;
рс — отношение плотностей;
тс — отношение масс.
Таким образом, при увеличении скорости (числа оборотов)
зое, силы и работы в новом режиме должны быть повышены
t раза, а мощности в 8 раз;
в)	инвариантность системы дифференциальных уравнений, т. е.
кдественность явлений сравниваемых систем.
По признакам полноты и точности воспроизведения изучаемых
эцессов моделирование может быть полное, неполное (частич-
з) и приближенное. При неполном моделировании исследуемые
эцессы подобны только частично, или во времени, или в прост-
гстве. Приближенное моделирование допускается тогда, когда
(ельные факторы, заведомо влияющие, но не оказывающие су-
ственного действия на протекание процессов, моделируются
тближенно или даже совсем не моделируются.
Приближенное моделирование на основе ограниченного числа
ттериев подобия значительно облегчает условия проведения
;ледований. Относительная погрешность приближенного моде-
эования по сокращенной системе критериев не превышает
.5%.
По данным В. И. Баловнева, приближенное физическое модели-
зание процессов резания, копания и рыхления грунтов при
метрическом подобии системы возможно при соблюдении сокра-
нного варианта системы критериев:
n1 = -V, П2 = р; П3=^,
cw — сцепление грунта;
уг — объемный вес грунта;
g — ускорение свободного падения.
При переходе от параметров модели к оригиналу можно полн-
иться зависимостями
р __О /3. м Z3’5
1С — отношение определяющих линейных размеров;
ДГ„; Nм — мощность соответственно оригинала и модели.
При моделировании процессов без изменения свойств среды
унта), когда основные критерии не соблюдаются
гегчаются условия предварительных экспериментов. Мипималь-
й линейный размер модели рабочего органа землеройной ма-
ны определяется из условий допустимого объема грунта и допу-
мой ошибки измерения.
За последнее время для моделирования переходных процессов
стали применяться электронно-вычислительные машины непре-
рывного и дискретного действия (ЭВМ), способные осуществлять
математическое моделирование исследуемых процессов. Изучение
процессов в реальной системе при этом заменяется исследова-
нием процессов в некоторой электронной схеме, которая описы-
вается теми же дифференциальными уравнениями, что и исходная
схема. Для инженера-исследователя ЭВМ является не столько
средством вычислительной математики, сколько эксперименталь-
ной установкой с очень широкими возможностями, позволяю-
щими имитировать любые ситуации, вплоть до аварийных.
С помощью математического моделирования в настоящее время
решаются задачи по определению динамической прочности эле-
ментов рабочих органов и трансмиссий, по исследованию сложных
систем приводов и управлений и др. Роль математического моде-
лирования еще более возрастает в связи с разработкой систем
автоматического регулирования' работы землеройных машин.
Математическое моделирование, в зависимости от типа исполь-
зованной ЭВМ, может быть аналоговое (ЭАВМ) и цифровое
(ЭВЦМ).
Для моделирования динамических систем на ЭАВМ необходимо
предварительно провести ряд подготовительных операций, к ко-
торым относятся:
1)	составление блок-схемы электронной модели;
2)	выбор масштабных коэффициентов (времени, входных и вы-
ходных переменных систем);
3)	воспроизведение начальных условий и внешних воздействий.
Для примера рассмотрим процесс подготовки к исследованию
на ЭАВМ модели бульдозерного агрегата, движение которого опи-
сывается дифференциальным уравнением вида
т^ + кдсмп^ = Рт-}¥к,
где m — масса агрегата;
v — скорость перемещения агрегата;
кдемпф — коэффициент демпфирования;
Рт — сила тяги, развиваемая агрегатом;
WK — сопротивление копанию бульдозера.
Набор дифференциального уравнения на ЭАВМ можно осуще-
ствить, понижая или повышая порядок производной. В первом
случае исходное уравнение решается относительно высшей произ-
водной и схема для его решения составляется с помощью интег-
рирующих блоков. Во втором случае исходное уравнение решается
относительно низшей производной, схема для его решения соби-
рается из дифференцирующих блоков. Первый вариант предпоч-
тительнее, поскольку интегрирующие схемы более стабильны.
При моделировании на ЭАВМ зависимые переменные представ-
ляются напряжением, а независимая переменная — временем.
27
жду реальными переменными исследуемого процесса и напря-
нием существует пропорциональность, определяемая масшта-
и.
Для установки начальных условий используется эталонное
тряжение. После отработки модели можно приступить к иссле-
»аниям. При этом переменные процессы могут быть записаны
:точувствительным осциллографом или сфотографированы с эк-
та электронного осциллографа.
Порядок дифференциальных уравнений, решаемых на ЭАВМ,
эеделяет выбор типа машины. Распространенная аналоговая ма-
на МН-7 решает уравнения до 6-го порядка, МНБ-1 — до
о порядка. Для решения уравнений до 16-го порядка и выше
жет быть применена машина высшего класса — МН-М.
Рис. 7. Схема стенда для фи-
зико-математического модели-
рования:
1 — двигатель; 2 — трансмиссия;
3 — движитель; 4 — рабочий ор-
ган; 5 — исполнительный механизм
(цилиндр); Z и х|’ — управляющие
возмущения; i (i) — воздействие
внешней среды; пе — обороты дви-
гателя внутреннего сгорания; пк —
обороты ведущего колеса; va — ско-
рость перемещения агрегата; Ме и
ЛГ — крутящие моменты на валу
двигателя и на ведущем колесе; Рк—
сопротивление копанию; h — тол-
щина срезаемой стружки; 6 (t) —
буксование движителя; е — управ-
ляющий сигнал
При исследовании сложных систем обычно стремятся сначала
произвести модель линеаризованной системы, а позднее услож-
гь ее введением нелинейных зависимостей.
При исследовании землеройных машин перспективно исполь-
ание физико-математического моделирования. Оно может быть
)ведено на стенде, выполненном с соблюдением физического
щбия процессов и параметров, с применением электронной ана-
'о-вычислительной машины для математического моделирования
[более сложных элементов процесса. Физико-математическое
щлирование процессов, выполняемых землеройными машинами,
спехом применяется во ВНИИСтройдормаше, МАДИ, СибАДИ
(ругих институтах. В подавляющем большинстве случаев про-
с взаимодействия рабочего оборудования машины со средой
гтируется на физической модели, а процессы, характеризующие
юту двигателя, трансмиссии, ходового оборудования машины,
гтируются посредством математического моделирования на
М.
Принципиальная схема подобного стенда представлена на
7.
§ 8. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ НОВОЙ ТЕХНИКИ
Понятие о новой технике в машиностроении охватывает: выпуск
машин перспективного типажа; создание новых и усовершен-
ствование существующих конструкций выпускаемых машин; мо-
дернизацию оборудования, уже находящегося в эксплуатации;
механизацию и автоматизацию работ и процессов; унификацию
и нормализацию типов, узлов и деталей машин.
Внедрение новой техники дает экономический эффект в той
или иной форме, снижение себестоимости и трудовых затрат, по-
вышение качества продукции, экономию капитальных вложений,
сокращение продолжительности строительства и оздоровление ус-
ловий труда.
Эффективность новой техники может быть определена только
в сравнении с эталоном; в качестве эталона выбирается наиболее
экономичная машина из применяемых до внедрения новой тех-
ники. Определение экономических результатов внедрения новой
техники производится расчетным путем после всестороннего изу-
чения конкретных условий ее будущего применения, ее преиму-
ществ и недостатков.
Расчеты производятся в следующем порядке: выбирается эта-
лон; устанавливается перечень показателей и их величины, со-
измеряются показатели эталона и рассматриваемой машины (или
мероприятия); устанавливается объем внедрения новой техники
и общий размер экономического эффекта; определяется коэффи-
циент эффективности (или срок окупаемости).
Экономическую эффективность внедрения новой техники наи-
более наглядно, характеризует срок окупаемости капитальных вло-
жений или соответствующий ему коэффициент эффективности
дополнительных капитальных вложений.
Определение сроков окупаемости (Тот.) или коэффициентов
эффективности (Е) дополнительных капитальных вложений про-
изводится по формуле
Ен Еэ	& Суд.э Суд. н
°к ~ Cya.s-Cyd.H ’ Л = Кн-К3 ’
где Кн и Кэ — удельные капитальные вложения по срав-
ниваемым машинам (Кн — новой машины,
Кэ — машины, принятой за эталон);
Суд э и Суд н — себестоимости единицы продукции (С 5>э —
эталон, Судн — новой машины).
В дорожном строительстве при оценке эффективности внедре-
ния новой техники принимается нормативный срок окупаемости
для новых машин 6 лет, что соответствует значениям коэффициентов
эффективности Ен = 0,17 для новых машин.
Если экономический расчет показывает более короткий срок
окупаемости новой техники по сравнению с нормативным или более
высокое значение коэффициента Е, дополнительные капитальные
29
граты, связанные с применением новой или модернизирован-
й техники, можно считать экономически обоснованным.
Вместо сопоставления новой и старой машины могут быть со-
ставлены показатели двух или нескольких вариантов машин
ли комплектов) в целях выбора варианта, дающего наибольшую
ономическую эффективность.
Годовой экономический эффект составляет
^год = К^уд. э Суд.н) Ен (Кн Л"а)] Пгод,
е Ен — нормативный коэффициент эффективности; Ен = 0,17;
Пгоа — годовая производительность новой машины.
В том случае, когда количество машино-смен в году может
[ть увеличено за счет усовершенствования конструкции, техно-
гии или организации работ или по климатическим условиям,
оимость машино-смен снижается за счет расходов, не зависящих
числа машино-смен в году и называемых поэтому «постоянными».
iK, например, при увеличении числа смен в году для автомобилей-
мосвалов с 200 до 300 стоимость одной машино-смены снижается
15-20%.
При определении стоимости проектируемой машины Цн можно
льзоваться данными об удельной стоимости выпускаемых серий-
машин ЦуЭ — ^ в руб. за 1 Т. Зная вес проектируемой ма-
йны GH и удельную стоимость Цуд машины, близкой по сложности
объему годового выпуска (по серийности) к проектируемой,
1жно в первом приближении определить ее примерную стои-
1СТЬ
Цн-=Цуд^н РУ6-
После этого может быть в первом приближении определена и
оимость машино-смен проектируемой машины.
Рассмотренные выше удельные показатели могут быть на пер-
м этапе проектирования использованы для сравнения между
бой вариантов отдельных машин или комплектов с существую-
ими машинами или комплектами машин. Основные положения
годики сравнения технико-экономических показателей комплек-
в машин заключаются в следующем:	4
1.	Машины должны рассматриваться в сопоставляемых ив >
шболее характерных для каждой из них условиях технологии
организации работ.	1]
2.	Транспортные и вспомогательные машины, работающие в |
>мплекте с основными землеройными машинами, должны быть j
яты в количествах, определяемых производительностью основ-
IX машин.
3.	Удельная энергоемкость должна быть определена с учетом
ммарной мощности всех машин, входящих в комплект; то же
носится и к определению удельной металлоемкости.

4.	При определении стоимости продукции и экономической
эффективности необходимо учитывать суммарную стоимость ма-
шино-смен всего комплекта машин, включая стоимость тягачей и
вспомогательного оборудования, а также учитывать влияние сто-
имости эксплуатации и ремонта сравниваемых машин или ком-
плектов.
На каждом этапе проектирования конструктор может влиять
на улучшение технико-экономических показателей будущей ма-
шины.
G кГ
Показатель удельной металлоемкости	в Смену должен
улучшаться путем выбора целесообразной компоновочной схемы
машины, проведением углубленных прочностных расчетов, выбо-
ром рациональной формы металлоемких деталей, исследованием
действительных напряжений в элементах конструкции и т. д.
r-t	N кет	.
Показатель энергоемкости процесса —---- -т----- может быть
, Пд, см м3 в смену
улучшен путем выбора наиболее эффективного рабочего органа
машины. Для снижения удельной энергоемкости необходимо вы-
бирать прогрессивную трансмиссию и систему управления, обла-
дающих высокими к.п.д.
Показатель производительности труда	(гДе ^Ро~~
число рабочих) можно улучшить путем повышения скорости рабо-
чих процессов и автоматизации управления. Применительно к ма-
шинам циклического действия наибольшие резервы для повышения
производительности прежде всего могут быть найдены при сокра-
щении продолжительности цикла.
Снижение себестоимости единицы продукции Сув является
важнейшей задачей конструктора, которая может быть достигнута:
1)	снижением стоимости машины и ее капитальных ремонтов
путем существенного повышения надежности и долговечности ма-
шины, применением сменного рабочего оборудования, типовых
узлов и агрегатов;
2)	исключением необходимости демонтажа и монтажа машины
при перевозках, повышением мобильности ее, так как все это
сокращает расходы на транспортирование;
3)	приданием машине качеств, позволяющих увеличить коли-
чество рабочих смен в году, т. е. уменьшить зависимость машины
от климатических условий;
4)	автоматизацией системы управления машины.
ГЛАВА II
ОСНОВНЫЕ ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИЕ
ХАРАКТЕРИСТИКИ ГРУНТОВ
§ 9. КЛАССИФИКАЦИЯ ГРУНТОВ
Землеройные и грунтоуплотняющие машины во время работы
заимодействуют с грунтом. Рабочий орган землеройной машины
зарабатывает грунт и убирает его из забоя. Грунтоуплотняющая
ашина, действуя на грунт, изменяет его плотность. Гусеницы
ли ходовые колеса машин и грунт постоянно взаимодействуют,
'аким образом, свойства грунтов представляют существенный ин-
ерес при рассмотрении вопросов их разработки и уплотнения,
также для изучения движения машин по поверхности грунта.
Грунты- являются сложными дисперсными телами, состоящими
ри положительной температуре из трех или двух фаз: твердой,
:идкой и газообразной или твердой и жидкой. Грунты, состоящие
з твердой и газообразной фаз, в природных условиях встречаются
едко. При отрицательной температуре в состав грунта входят
е только минеральные зерна, вода и газы, а также и лед.
Свойства каждой из фаз, количественные соотношения и взаи-
одействие между ними определяют специфическую физическую
химическую природу грунтов и их строительные свойства.
Для оценки фазового состава грунтов применяются характери-
гики, которыми выражают количественные отношения между
5ъемами твердых минеральных частиц, воды и газа.
Прочностные характеристики грунтов во многом зависят от
>става грунта, т. е. от относительного содержания в нем частиц
гзличной крупности, а также от плотности и влажности его
абл. 3).
Песчаные грунты обладают высоким коэффициентом внутрен-
зго трения, малосвязаны, хорошо водопроницаемы, малосжимае-
я, имеют небольшую высоту капиллярного поднятия, непластич-
я, при увлажнении незначительно снижают сопротивление
ырузкам. Движение машин по сыпучим пескам затруднено.
Песчаные пылеватые грунты могут быть характеризованы как
тлосвязные, непластичные и водопроницаемые. Особенностью
ой группы грунтов является то, что они легко разжижаются и
ряют несущую способность при увлажнении,
Супесчаные грунты содержат в небольшом количестве глини-
стые частицы, что придает связность этим грунтам. Значительное
содержание песчаных частиц создает жесткость скелета, поэтому
супесчаные грунты при повышении влажности больше, чем глини-
стые, сохраняют устойчивость.
Таблица 3
Дорожная классификация грунтов <
Содержание фракций по весу в %
Название грунта	песчаных с частицами диа- метром от 2,0 до 0,0э мм	пылеватых с частицами диа- метром от 0,05 до 0,005 Л1Л1	глинистых с частицами диа- метром менее 0,005 лш
Песчаный		—	< 15	<3
Песчаный пылеватый . .	—	15-20	<3
Супесчаный		Больше 50% (частицы диа- метром от 2,0 до 0,25 мм)	Меньше, чем песчаный	3-12
Супесчаный мелкий . . .	Меньше 50% (частицы диа- метром от 2,0 до 0,25 мм)	То же	3-12
Пылеватый			—	Больше, чем песчаных	< 12
Суглинистый 		Больше, чем пылеватых	—	12-18
Тяжелый суглинистый	То же	—.	18-25
Суглинистый пылеватый	—	Больше, чем песчаных	12-25
Глинистый 		—	—	>25
Супесчаные мелкие грунты содержат большое количество пыле-
ватых частиц, что делает их неустойчивыми в увлажненном состоя-
нии. Эти грунты малопластичны и при увлажнении легко дефор-
мируются.
Пылеватые грунты при увлажнении переходят в состояние
плывунов и резко снижают сопротивление нагрузкам. Легко раз-
мываются водой, склонны к пучинообразованию.
Суглинистые грунты пластичны, обладают большой связностью
в сухом состоянии, но быстро теряют ее при увлажнении.
Тяжелые суглинистые грунты. Свойства связности, пластичнос-
ти, сжимаемости и низкой водопроницаемости выражены сильнее,
чем у суглинистых грунтов.
Глины обладают большой связностью, плотностью и пластич-
ностью. Практически водонепроницаемы.
Глины, суглинки и супеси относятся к группе глинистых грун-
тов.
2 Алексеева, Артемьев
33
§ 10. ФИЗИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ГРУНТОВ
В природных условиях грунты могут иметь различное физиче-
-гое состояние: песчаные — от плотного до весьма рыхлого, гли-
истые — от твердого до текучего.
Для оценки грунтов, как среды для земляных работ, необхо-
имо знать их свойства и состояние.
Пористостью грунтов называется объем пор (занятых водой и
эздухом), выраженный в процентах от общего объема грунта:
п = Г1 — -.-7;	100 = ^4“ 100%,
L А (1 + 0,01<о) I 14-е	/0’
щ Д — удельный вес твердых частиц в Г/см3',
уг — объемный вес влажного грунта в Г /см3',
со — весовая влажность в %;
е — коэффициент пористости.
Коэффициент пористости — отношение объема пор (занятых
эдой и воздухом) к объему твердых частиц грунта:
___n	_ А (14-0,01ы) .
8	100 - я ~ уг
Весовая влажность — отношение веса воды g.> к весу сухого
зунта gp
ю = £1100%.
л 7
Грунты считаются сухими, если водой заполнено не более
3 объема пор; влажными — при заполнении от 1/3 до 2/3 объема
эр и мокрыми — при большем заполнении пор водой.
Объемный вес — отношение веса грунта при естественной влаж-
эсти g0 к его объему V;
= (1)
Объемный вес грунтов обычно колеблется в пределах 1,5^
0 77м3 в зависимости от минералогического состава, пористости
влажности. Объемный вес оказывает существенное влияние на
iтрату энергии при подъеме и транспортировании грунта.
Объемный вес скелета грунта
<5	.	(2)
1 + 7°-
100
Объемным весом скелета обычно пользуются при определении
епени уплотнения грунта.
Наибольшая плотность грунта, полученная методом стандарт-
эго уплотнения, называется максимальной стандартной плот-
эстыо бШах, а соответствующая ей влажность — оптимальной
гажностью	Оптимальная влажность — это влажность,
при которой максимальная плотность грунта может быть достиг-
нута при наименьшей затрате механической работы.
Удельным весом грунта А называется отношение веса твердых
частиц грунта к объему вытесненной ими жидкости. Удельный
вес большинства минералов, входящих в состав грунта, колеб-
лется от 2,4 до 2,8 Т1ма, удельный вес железосодержащих минера-
лов достигает 4 Т!мА, а органических веществ 1,2—1,4 Т1мА.
Пластичностью называют способность грунта под действием
внешних сил изменять свою форму без изменения объема. Глини-
стые грунты находятся в пластичном состоянии в пределах влаж-
ностей, характеризующих границу раскатывания и границу теку-
чести. Границей раскатывания (пределом пластичности) о>;, на-
зывают весовую влажность (в процентах), при которой тесто, из-
готовленное из грунта и воды и раскатываемое в жгут толщиной
3 мм, начинает крошиться.
Границей (пределом) текучести <от называют весовую влаж-
ность теста, изготовленного из грунта и воды, при которой стан-
дартный прибор — «балансирный конус» погружается под дейст-
вием собственного веса 76 Г за 5 сек на глубину 10 мм. Угол конуса
при вершине равен 30°.
Числом пластичности и,, называют разность между границей
текучести и драницей раскатывания:
По числу пластичности грунты подразделяются следующим
образом:
Грунт	Супесь Суглинок Глина
Число пластичности 1— 7	7—17	Волее 17
Консистенция .связных грунтов в зависимости от содержания
воды может меняться в значительных пределах — от текучей до
твердой.
Количественное выражение консистенции глинистых грунтов
определяется показателем консистенции
(0е (Ор
где сое — естественная влажность грунта.
Значения показателя В для различных консистенций глинистых
грунтов • приводятся ниже:
Твердая консистенция................ Менее	0
Полутвердая........................... 0—0,25
Тугопластичная..................... 0,25—0,50
Мягкопластичная.................... 0,5—0,75
Текучепластпчная................... 0,75—1,00
Текучая............................. Более	1,00
За рубежом консистенция глинистых грунтов в последнее время
определяется по пределу прочности цилиндрического образца Р
2*
35
кГ/см2) при сжатии его вдоль оси до раздавливания согласно сле-
ующим пределам:
1чень мягкая..... Менее 0,25 Жесткая................ 1—2
1ягкая........... 0,25—0,50 Очень жесткая.......	2—4
реднежесткая.....	0,5—1,0 Чрезвычайно жесткая Более 4
Липкость — способность грунта прилипать к различным пред-
[етам — свойственна большинству пластичных грунтов при до-
таточной влажности и малом содержании песка, т. е. для супеси,
углинков и глин. Усилие, затрачиваемое при резании грунта на
:реодоление налипания грунта на режущий орган (сила налипа-
:ия), определяется
РЛ = РЛЕ кГ,
де рл — удельное налипание, для глин рл — 700 ч- 800 кГ/м2
и для суглинков рл — 500 ч- 700 кГ/м2',
F — площадь поверхности соприкосновения рабочего органа
машины с грунтом в м2.
Водопроницаемостью называют способность грунта пропускать
оду (дренировать). Водопроницаемость зависит от гранулометри-
еского состава и объема пустот.
§ И. ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ГРУНТОВ
Разрыхляемостью называют способность грунта увеличиваться
; объеме при разработке. При разрыхлении уменьшается объем-
[ый вес грунта. Коэффициент разрыхления кр характеризует от-
юшение объема разрыхленного грунта к объему, который он
анимал в естественном залегании. С течением времени разрыхлен-
ной грунт уплотняется, но сохраняет некоторую остаточную раз-
>ыхленность.
Средние значения коэффициента разрыхления к колеблются
। пределах 1,08—1,32, а коэффициент остаточного разрыхления —
1 пределах 1,01—1,09. Большие значения относятся к тяжелым
рунтам. Коэффициенты разрыхления мерзлого грунта примерно
оответствуют коэффициентам разрыхления взорванных скальных
юрод и колеблются в пределах 1,5—1,6. Чем больше при разруше-
[ии грунта размеры отдельных его кусков, тем меньше коэффи-
щент кр. Поэтому величина его уменьшается с увеличением рабо-
:его органа машины и зависит от типа грунторазрабатывающего
•ргана.
Сопротивление грунта сдвигу. В расчетах землеройных машин
! их рабочих органов используют коэффициент внутреннего тре-
мя грунта ц2 = tg <р2 и коэффициент сцепления грунта С, обус-
ювливающие сопротивляемость грунтов сдвигу.
Связность грунта зависит главным образом от его грануломет-
)ического состава, влажности и плотности. В песках, даже влаж-
ных, связность проявляется в незначительной степени^ и поэтому
16
эти грунты относят к несвязным. Супеси можно отнести к малосвяз-
ным грунтам. Связность особенно становится заметной у суглин-
ков и глин, поэтому последние относят к грунтам связным.
В основу сопротивления грунтов сдвигу положен закон Кулона
о прямолинейной зависимости предельного сопротивления грунта
сдвигу т от нормальных напряжений:
т = о tg <р2 + С = ор.2 + С>	(3)
где ц2 — коэффициент внутреннего трения;
С — коэффициент сцепления грунта при сдвиге в кГ!см2',
о — нормальные напряжения в кГ!см2.
Для грунтов, не обладающих сцеплением С — 0 (например,
сухие пески), указанная формула принимает вид
Т = О112.
Внутреннее трение грунтов характеризуется величиной угла
внутреннего трения <р2, тангене которого равен коэффициенту
внутреннего трения tg <р2 = Нг-
Рис. 8. Зависимость угла
внутреннего трения от
влажности
Рис. 9. Зависимость сцепления от
коэффициента водонасыщения (сте-
пени уплотнения) и влажности:
1 — и = 8,9%; 2 — и = 13,7; 3 — а =
- 15,9; 4 — а = 19,2; 5 — ш = 25,8%
Сопротивляемость грунта сдвигу зависит от скорости сдвига.
Инж. В. Л. Казарновским получены следующие выводы для
суглинистых грунтов:
угол внутреннего трения зависит от влажности и уменьшается
с ее увеличением. Как показано на рис. 8, увеличение влажности
более 10—12% приводит к резкому уменьшению угла внутреннего
трения. Сцепление грунта при одной и той же влажности повы-
шается с повышением плотности, а при одинаковой плотности
понижается с увеличением влажности (рис. 9),
32.
Предел уплотнения грунта при данной влажности в условиях
механизированного уплотнения на 'производстве практически
наступает при коэффициенте водонасыщения, равном единице.
Коэффициент водонасыщения характеризует степень заполнения
пор грунта водой.
Свойства грунтов в большей степени зависят от их состава и
состояния. Учитывая это, ориентировочные значения угла внутрен-
него трения ф2 и коэффициента сцепления С приводим (по данным
Н. Н. Маслова) для песчаных грунтов в зависимости от их плот-
ности в табл. 4, для глинистых грунтов — от их консистенции —
в табл. 5, для растительных грунтов — от их влажности — в
габл. 6. Объемный вес уг принят в водонасыщенном состоянии.
Таблица 4
Характеристика песчаных грунтов в зависимости от их плотности
Грунт	уг В Т/М3		(р2 в град	
	Вид г		рунта	
	Средней плотности	Плотный	Средней плотности	Плотный
Мелкозернистый . . .	1,92	2.0	27	30
Среднезернистый . . .	1.94	2,0	28	32
Крупнозернистый . .	1.98	2.05	29	33
С гравием и галькой	2,0	2.10	30	35
Таблица 5
Характеристика глинистых грунтов в зависимости от их консистенции
Консистенция грунта	Глина			Суглинок			Супесь		
	i Р и ^со	ovds а	С в КГ/СЛ12	1 аз	(,vds я Ecb	С в кГ/см2	£0 со	(р2 в град	С в кГ/см2 1
Твердая		2.15	22	1,0	2.15	25	0,60	2.05	28	0.20
Полутвердая ....	2.10	20	0,60	2,10	23	0,40	2.00	26	0.15
Тугопластичная . .	2,05	18	0,40	2.00	21	0.25	1.95	24	0,10
Мягкопл астичная	1.95	14	0,20	1,90	17	1,15	1,90	20	0,05
Текучепластичная	1,90	8	0,10	1,85	13	0.10	1,85	18	0,02
Текучая 		1,80	6	0,05	1,80	10	0,05	1,80	14	0,00
Угол естественного откоса. При отсыпке с некоторой высоты
разрыхленный грунт откладывается в виде конуса. Угол у осно-
зания конуса называется углом естественного откоса <р0.
Угол естественного откоса зависит от вида грунта и его влаж-
тости и обусловливается углом внутреннего трения <рг и коэффи-
циентом сцепления С.
На откосе с углом <р0 частица будет в равновесии, если
G4 sin <р0 ==с p2G4 cos ф0 + CF,
где G4 — вес частицы грунта в кГ/см2-,
F — площадь соприкосновения частицы грунта с плоскостью
откоса в см2.
Устойчивость откоса обеспечена при нарушении сцепления,
если
p2==tg ф2гз1§ ф0.
Если разрыхленный грунт лежит на горизонтальной плос-
кости, совершающей вертикальные колебания, то угол его есте-
ственного откоса будет меньше, чем на плоскости, находящейся
в состоянии покоя. Этот
угол в инженерной прак-
тике носит название угла
естественного откоса в
движении. Данные об уг-
лах естественного откоса
в покое приведены в
табл. 7.
Коэффициент трения
грунта о сталь jCLj зависит
от вида и состояния грун-
Таблица 6
Характеристика растительного
грунта в зависимости от их влажности
Состояние грунта	У г в Т/м9	Ч>2 в град	С в кГ/смг
Мокрый 		1,7	28-30	0,01
Влажный ....	1,6	30-45	0.05
Сухой 		1,2-1,5	28-35	0,5
та, а также от поверхности стали. Величина его колеблется от
0,25 до 1, увеличиваясь при неровной поверхности стали, и зави-
сит от влажности грунта, нормального давления на грунт и ха-
рактера сложения грунта (нарушенное, ненарушенное).
Таблица 7
Углы естественного
откоса насыпных грунтов в град
Грунт	Состояние грунта		
	Сухой	Влажный	| Мокрый
Г равий		40	40	35
Галька 		35	45	25
Крупный песок . . Песок средней круп-	30	32	27
пости 		28	35	25
Грунт	Состояние грунта		
	Сухой	Влажный	Мокрый
Мелкий песок		25	30	20
Жирная глина		45	35	15
Суглинок, тощая глина	50	40	30
Легкий суглинок . . .	40	30	20
Растительный грунт . .	40	35	25
Коэффициент трения стали по грунтам нарушенной структуры,
как показывают опыты Ю. А. Ветрова, составляет приблизительно
39
2/3 величины коэффициента трения по грунтам ненарушенной
структуры.
Влажность грунта является наиболее существенным фактором,
влияющим на коэффициент трения. При изменении влажности от
воздушно-сухого состояния до максимальной капиллярной влаго-
емкости коэффициент трения о сталь может уменьшиться в 2 раза
и более.
Коэффициент трения грунта о сталь в зависимости от влаж-
ности выражается (по Ю. А. Ветрову)
. In со
где со — влажность грунта в %;
/0 и А — постоянные параметры: для суглинка /0 — 1,01,
А = 4,08; для глины /0 = 0,95, 4 = 5,33.
Между коэффициентами внутреннего трения р.2 и коэффициен-
том трения грунта о сталь щ имеется примерная зависимость
Р1^0,75ц2, т. е. tg срх0,75 t.g ф2.	(4)
Коэффициентом бокового расширения ц3 называется отношение
относительной деформации бокового расширения к относительной
деформации сжатия образца.
Если сжимать грунт в условиях невозможности бокового рас-
ширения, например в сосуде с жесткими стенками, сжимающая
сила, уплотняя грунт, вызывает давление грунта на боковые стен-
ки, ограничивающие расширение грунта.
Увеличение сжимающего давления вызывает ответное увели-
чение бокового давления; отношение приращения бокового давле-
ния dq к приращению сжимающих давлений dp характеризуется
коэффициентом бокового давления, т. е.
dip
€ dp'
Лабораторные испытания показали, что коэффициент бокового
давления можно рассматривать как относительно постоянную
характеристику грунта.
Коэффициент бокового давления | связан с коэффициентом
бокового расширения грунта ц3.
Эта зависимость выглядит следующим образом:
Из = ти
или
г Из
“	1-Рз‘
Значения коэффициентов бокового давления В 11 коэффициентов
бокового расширения р,3 (по Г. К. Клейну) для типичных грунтов
приведены в табл. 8.
40
Значения коэффициентов $ н |i3
Таблица 8
Грунт	Состояние грунта					
	Сухой		Влажный		Насыщенный	
	1		1		5	Из
Пески		0,4	0,29	0,45	0,31	0.45	0,31
Суглинки....	0.5	0,33	0.55	0,37	0.60	0,38
Глины 		0,6	0,38	0,7	0,41	0.7	0,41
Коэффициент бокового давления увеличивается с возрастанием
коэффициента трения насыпного грунта о стенки ковша.
В предельном случае, когда коэффициент трения о стенки равен
коэффициенту внутреннего трений рх — р2, коэффициент бокового
давления
Е==—-—
S Ц-2рг ’
Г. И. Покровский, пользуясь методами статистической меха-
ники, установил связь между коэффициентом бокового давления
сыпучего тела £, углом его внутреннего трения <р2, величиной
сцепления С и давлением <тг, испытываемым сыпучим телом. Эта
связь выражается формулой
1—1 — 0,74 tg Фа-^-.
uz
Модуль деформации грунта аналогичен модулю упругости одно-
родных тел (металла и др.), однако между ними имеются и суще-
ственные различия, которые заключаются в следующем:
1)	модуль деформации грунта определяется по общей деформа-
ции (обратимой и необратимой);
2)	модуль деформации одного и того же грунта изменяется
при колебании влажности и плотности грунта;
3)	поскольку деформация грунтов имеет нелинейный характер,
модуль деформации может характеризовать грунт в малых интер-
валах напряжений.
Несмотря на указанные выше условности, считают, что кривая
сопротивления грунта вдавливанию штампа при определении
модуля деформации является основной характеристикой проч-
ности грунта при расчетах толщины дорожных одежд.
Модуль деформации грунта Е принято определять по кривой
сопротивления грунта вдавливанию цилиндрического штампа:
Е = а..
41
где а — поправочный коэффициент, учитывающий форму и жест-
кость штампа (обычно а — 1,25);
о — напряжение по поверхности грунта под штампом в кГ/см2;
D — диаметр штампа в см;
К — осадка в см.
Ниже приведены расчетные значения модуля деформации для
различных грунтов в кГ/см2:
Крупнозернистый песок 350—450
Среднезернистый....... 250—400
Мелкозернистый........ 150—350
Очень мелкие пески, су-
песи и оптимальные сме-
си ................... 115-260
Пылеватые пески, мелкие
непылеватые супеси . .	75—220
Суглинки, тяжелые су-
глинки, легкие глины
и тяжелые............ 70—220
Пылевидные грунты, пы-
леватые супеси, пылева-
тые суглинки, лесс ...	60—190
Сопротивление грунта вдавливанию определяется коэффициен-
том сопротивления смятию р0 — нагрузкой на 1 см2, под действием
которой опорная поверхность погружается на 1 см. Допускаемой
нагрузкой рд считается такая, которая вызывает погружение не
более чем на 6—12 см. Величина эта несколько меняется в зави-
симости от размеров опорных частей, но это изменение меньше
степени точности определения указанного коэффициента.
Значения ро и рд приведены в табл. 9.
Таблица 9
Коэффициенты сопротивления смятию р0 и допускаемые
нагрузки для ходовых частей машин р»
Род и состояние грунтов	Ро в кГ/см2	Pq в кГ/см2
Болото. . . . 		 Заболоченный грунт	 Мокрая глина, рыхлый песок, пашня	 Крупный песок, влажная средняя глина . . . Средняя глина и плотная глина влажная . . . Плотная глина средней влажности, мергель и лесс влажные	 Плотная глина, мергель и лесс сухие		0,05-0,1 0.12-0,15 0,2-0,3 0,3-0,45 0,5-0,6 0,7-1 1,1-1,3	0.4—0,6 0,8-1,0 2-4 ~ 4-6 6-7 8-10 11-15
Таблица 10
Классификация грунтов по числу ударов Су
Катего- рия- грунта	I	п	Ш	IV	V	VI	VII	VIII	IX	X
Число Ударов Су	1-7	8-15	16-23	24-30	30- 100	100- 160	160- 220	220— 280	280— 360	>360
42
так
и
как зависит
следующих па-
Сопротивление грунта резанию обычно характеризуется удель-
ным сопротивлением чистого резания (к в кГ 1м?), т.е. усилием, от-
несенным к единице площади поперечного сечения вырезаемого
пласта грунта.
Величина к меняется в больших пределах,
от режима работы, параметров рабочего органа
раметров грунта: объемного веса, углов внут-
реннего и внешнего трения, удельной силы
сцепления. Перечисленные параметры грунта
в основном определяются его гранулометриче-
ским составом, влажностью, плотностью и тем-
пературой.
А. Н. Зеленин предложил оценивать при-
надлежность грунта к той или иной категории
по числу ударов Су ударника ДорНИИ (рис.
10). Груз 2,5 кГ падает с высоты,400 мм и уда-
ряется о буртик наконечника, производя за
один удар работу, равную 1 кГ -м. Наконечник
сделан в виде цилиндрического стержня вы-
сотой (длиной) 100 мм с площадью поперечно-
го сечения, равной 1 см2.
Число ударов Су, необходимое для погру-
жения наконечника в грунт, равно 1 — 30 для
немерзлых грунтов и 30 — 360 для мерзлых
суглинистых и глинистых грунтов в диапазоне
температур от —1 до —15° (табл. 10).
§ 12. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О МЕРЗЛЫХ ГРУНТАХ
Рис. 10. Ударник
ДорНИИ
Мерзлыми грунтами называют грунты, имею-
щие отрицательную температуру, в которых
хотя бы часть содержащейся воды преврати-
лась в лед, цементирующий частицы грунта.
Мерзлые грунты представляют собой много-
компонентную систему, состоящую из твердой
фазы (скелета грунта и . льда), жидкой (неза-
мерзающей воды) и газообразной (паров и га-
зов). Они отличаются высокой механической прочностью и аб-
разивностью, что в основном и определяет сложность их разра-
ботки в строительстве.
Механическая прочность мерзлого грунта обычно характери-
зуется временными сопротивлениями сжатию, разрыву и сдвигу.
Для основных категорий мерзлых грунтов эти данные приведены
в табл. 11 и 12.
Как видно из этих таблиц, временные сопротивления грунта сжа-
тою, разрыву и сдвигу увеличиваются с понижением температуры.
Временное сопротивление мерзлого грунта сжатию изменяется
в зависимости от влажности, при этом максимум соответствует
43
юлному заполнению пустот грунта водой. При дальнейшем повы-
нении влажности сопротивление сжатию уменьшается.
Таблица 11
Временное сопротивление мерзлых
грунтов сжатию и разрыву в кГ/см1
Таблица 12
Временное сопротивление
мерзлых грунтов сдвигу
Темпера- тура в °C	Влаж- ность весовая в %			 1 	-т Времен- ное сопро- тивление сдвигу в кГ/см2
Глинистый грунт		
-3	' 49,8	20.9
-6.3	42.0	28.5
—8,8	45:9	33.5
Супесчаный грунт		
-3	16,9	24,8
-6,7	19,0	44.2
-9,3	19,0	48,5
Характер деформации мерзлого грунта определяется в основ-
том скоростью приложения и величиной внешней нагрузки, а так-
ие физическим состоянием грунта. При этом могут быть как упру-
гие, так и пластические деформации. Упругие деформации мерз-
юго грунта характеризуются модулем упругости и коэффициентом
Пуассона. По данным Н. А. Цытовича, модуль упругости увели-
гивается с понижением температуры и с повышением крупности
фракций грунта. С повышением крупности фракций скелета грунта
нодуль упругости уменьшается. Он снижается также при увеличе-
нии нагрузки.
Большое влияние на модуль упругости оказывает влажность
'льдистость) грунта, с увеличением которой модуль возрастает
в несколько раз.
Таблица 13
Углы трения грунта по
грунту <р2 и углы трения грунта
ю металлу при t - —10° С
 -	 » Грунт	ф2	Ф1
Песок		24	25.5
Супесь ....	26.5	26.0
Суглинок . .	30.0	28.0
Глина ....	31.0	32.0
Таблица 14
Значения углов внутреннего трения
ф2 = /(0
Грунт	СО В %	О , 1 II	О о 1 II	О 1 II	1 II
Песок		15	26.5	24.0	24.0	22.0
Супесь ....	21	27.0	26.5	22.0	17.0
Суглинок. . .	25	33.0	30,0	29.0	29.0
Глина		33	32,0	31,5	30,5	31,0
44
Способность мерзлых грунтов к пластическим деформациям
зависит от их гранулометрического состава. Наибольшими пла-
стическими деформациями обладают глинистые грунты.
Абразивность или изнашивающая способность мерзлых грун-
тов в 70—200 раз выше, чем у немерзлых. Она резко возрастает
с понижением температуры.
Приближенные значения углов внутреннего ср2 и внешнего <рх
трения грунтов при влажности, соответствующей их полной влаго-
емкости, и при температуре t = —10° приведены в табл. 13 (по
А. Н. Зеленину).
Значения углов внутреннего трения в зависимости от темпера-
туры приведены в табл. 14 (по А. Н. Зеленину).
ГЛАВА III
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ МАШИН
И ИХ ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ С ГРУНТОМ
§ 13. ТИПЫ РАБОЧИХ ОРГАНОВ И ПРОЦЕСС
РЕЗАНИЯ ГРУНТОВ
Различают три основных способа разработки грунтов:
а)	механический — отделение грунта от основного массива
>жевым, ковшовым или отвальным рабочим органом машины;
б)	гидравлический — отделение грунта струей воды, размы-
пощей подошву забоя и вызывающей обрушение грунта;
в)	взрывной, разрушающий грунты давлением газов, выделяе-
ых при взрыве взрывчатыми веществами.
Механический способ наиболее распространен, он применим
)чти для всех грунтов, кроме скальных пород.
Гидравлический способ применяется в соответствующих усло-
[ях обычно для разработки легких и средних грунтов, реже при
1.зработке тяжелых грунтов. Более эффективным является по-
льзование этого способа для транспортирования грунта.
Взрывной способ используется для разработки мерзлых грун-
•в и скальных пород.
Землеройные машины в качестве рабочего органа могут и меть г
зуб (рис. 11, а), производящий рыхление и отделение грунта
’ основного массива;
прямой (рис. 11, б) или дисковый нож (рис. И, в), отделяющий
•унт от основного массива и подающий его в ковш, на отвальную
•верхность или транспортер;
отвал (рис. И, б), вырезающий и перемещающий грунт вдоль
впереди себя или только перед собой;
ковш (рис. И, г и д'), отделяющий и набирающий грунт.
Зуб применяется самостоятельно (в рыхлителе) или в виде
•полнительного элемента к ножу или к ковшу (рис. 11, г). Нож
шменяется в качестве режущего элемента отвала, ковша или
виде системы определенным образом расставленных ножей
истема ножей струга).
Основными параметрами, характеризующими рабочие органы
их элементы, являются:
для зуба — угол резания S, угол заострения (3, задний угол а,
ширина и длина, расстояние между зубьями;
для ножа — угол резания 6, угол заострения (>, угол зарезания
v, задний угол а, длина LH (плоский нож), ширина Вг (плоский
нож), диаметр D (дисковый нож), радиус кривизны г;
для отвала с ножом — параметры ножа и, кроме того, угол
захвата ср, угол опрокидывания ф0, центральный угол соо, радиус
кривизны г, высота В, длина отвала L;
для ковша — емкость q, ширина Вк, высота Нк, длина LK,
продольный профиль;
Рис. 11. Рабочие органы землеройных машин;
а — зуб; б — отвал с режущим ножом; в — дисковый нож; г — ковш экскаватора с
зубьями и ковш с полукруглым днищем и сплошной режущей кромкой; д — ковш скре-
пера; е — рабочий орган землеройной машины с роторным рыхлителем
для системы ножей струга — ширина захвата, форма, расста-
новка, взаимное расположение ножей, соотношение ширины зах-
вата и ширины приемного транспортера.
Следует различать два понятия: резание грунта и копание
грунта. Резание — процесс отделения грунта от массива при
помощи рабочего органа, обычно имеющего вид клина. Копание —
совокупность процессов, включающих в себя резание грунта,
перемещение его по рабочему органу и впереди последнего, а для
некоторых машин и перемещение внутри рабочего органа. В связи
с этим вопросы копания грунта будут рассмотрены применительно
к конкретным машинам.
Резание грунта, т. е. отделение части его от основного массива,
является основной операцией работы землеройной машины.
Независимо от типа машин и характера выполняемой работы ка-
ждый рабочий орган прежде всего должен быть приспособлен для
47
деления стружки грунта
:с. 12. Деформация грунта
под действием клина:
- начальное положение клина;
— положение клина в момент
скола грунта
тощими друг за другом
зания грунта. Основоположник науки о резании и копании
унтов В. П. Горячкин процесс резания уподобляет процессу
при помощи прямого (плоского) или
косого трехгранного (сложного) кли-
на.
В землеройных машинах просто-
му клину можно уподобить рыхли-
тель, скрепер, неповоротный бульдо-
зер, ковш экскаватора; сложному
клину — поворотный бульдозер, ав-
тогрейдер, грейдер-элеватор.
Простой клин, перемещаясь в
грунте, оказывает на него давле-
ние острием режущей кромки и пе-
редней плоскостью (рис. 12). Срез
грунта происходит отдельными, сле-
щклами. В начальный период проис-
дит уплотнение грунта перед режущим органом машины пер-
ндикулярно его поверхности.
Давление на грунт, соответствующее некоторой критической
личине деформации во время сжатия, преодолевает сопротивле-
te грунта сдвигу по поверх-
>сти, наклонной к горизонту
д углом фс.
Характер деформации грун-
зависит от влажности, плот-
>сти и связности его (рис. 13,
— г). Твердый и сухой грунт
калывается кусками неболь-
эй величины. Задернованный
ажный грунт отрывается в ви-
пласта и изгибается, посту-
я на рабочую поверхность
ина.
Создание высокоэффектив-
IX рабочих органов различ-
IX землеройных машин невоз-
>жно без всестороннего изучения взаимодействия этих органов
грунтом.
Существующие теории резания грунтов можно разбить на две
уппы:
1. Теории, основанные преимущественно на результатах эк-
ериментальных исследований, вскрывающих физическую сущ-
сть процесса резания и устанавливающих соответствующие ко-
[чественные зависимости.
2. Теории, базирующиеся на основных положениях механики
лошной среды и теорий прочности, с последующей эксперимен-
льной проверкой полученных результатов.
Рис. 13. Форма стружки грунта:
а — грунт средней влажности и связно-
сти; б — сухой связный грунт; в — вяз-
кий и влажный грунт; г — песчаный
грунт
§ 14. ТЕОРИИ РЕЗАНИЯ ГРУНТОВ, БАЗИРУЮЩИЕСЯ
НА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЯХ
ПРОЦЕССА РЕЗАНИЯ
В. П. Горячкин предложил следующую формулу для определе-
ния сопротивления, возникающего при работе сельскохозяйствен-
ного плуга:
P1 = p1G-4- khb-Yzhbv2,	(5)
где lu1 — коэффициент трения плуга о грунт, цх = 0,25 ч- 0,4;
G — вес плуга в кГ',
к — удельное сопротивление грунта реданию (находится
опытным путем), для плуга 0,2—0,6 кГ1см2',
h — толщина вырезаемого пласта грунта, для плуга h —
= 0,15 4- 0,2 м;
b — ширина резания, для плуга b = 0,2 -5- 0,3 м;
е — коэффициент, учитывающий сопротивление, возникаю-
щее при отбрасывании вырезанного пласта грунта,
в среднем 8	0,1А;
v — скорость движения плуга в м!сек.
Первый член формулы (5) учитывает силу трения плуга в бо-
розде и составляет около 41 % всего сопротивления; второй член
учитывает силу сопротивления резанию и составляет приблизи-
тельно 56%; третий член учитывает усилие, затрачиваемое на
отбрасывание пласта в сторону и составляет около 3%.
Формула В. П. Горячкина, справедливая для плугов, у кото-
рых площадь сечения стружки грунта Fsp = const, а ширина ее
b « 1,57г, дает неприемлемые результаты для землеройных машин
вследствие резкого различия конструкции рабочих органов и
отличия свойств грунтов от свойств почвы.
При тяговых расчетах землеройных машин для определения
сил сопротивления резанию пользуются вторым членом формулы
В. П. Горячкина, принимая, однако, значения удельного сопротив-
ления резанию к, отличные от рекомендованных им.
Значения к определяются опытным путем для каждого типа
рабочего органа и для различных видов грунта.
А. Н. Зеленин установил, что силы сопротивления резанию
зависят не только от грунтовых условий и площади поперечного
сечения стружки, но и от соотношения между шириной и глубиной
резания (при F = const), угла резания, формы и расположения
зубьев, участия в процессе резания боковых стенок ковша и ряда
других факторов.
Для расчета силы сопротивления резанию Wp, касательной
к траектории движения ножа (или равной ей по величине и про-
тивоположной по направлению касательной силы резания Рр —
силы, с которой нож действует на грунт), А. Н. Зеленин предложил
следующие уравнения:
49
1)	для элементарных профилей (боковые стенки ковшей, от-
ельные зубья и пр.)
^=^=^1,35 С1 +о.М Р»;	(6)
2)	при резании периметрами (ковшами) без зубьев
Pp = Wv = Cvh'^' ^ + 2,6Z) (1 +0,00756) (1 +0,03s) ₽оц; (7)
3)	при резании периметрами (ковшами) с зубьями
Рр = Wp = Cyh1^' (1 + 2,6Z) (1 + 0,00756) z,	(8)
щ Cv — число ударов динамического плотномера;
h — глубина резания в см;
s — толщина элементарного профиля в см;
I — длина горизонтальной режущей кромки рабочего ор-
гана в jh;
6 — угол резания в град;
|30 — коэффициент, учитывающий влияние угла заострения
элементарного профиля в плане:
гол заострения	(3°.......... 180	120	90	60	50—15
оэффициент Ро................ 1	0,96	0,90	0,83	0,81
ц — коэффициент, учитывающий наличие открытых боковых
стенок;
z — коэффициент, учитывающий влияние зубьев.
Коэффициент ц определяется по графику (рис. 14), где кривая
для f.i = 1 соответствует резанию в блокированных условиях
шрвый рез), кривая 2 — для полублокированного резания (одна
гкрытая стенка реза) и кривая 3 характеризует свободное резание
ри двух открытых стенках (рис. 15, а).
Величина z зависит от размеров ковша:
лина режущей кромки
I в м............. 0,6—0,70	1,0	1,25—1,5	1,9
оэффициент z....... 0,70—0,70	0,78	0,81—0,83	0,88 _
от соотношения (ср — расстояние между зубьями; Ьг — ши-
О1
ина зуба):
^отношение аг и . . . аг = б, ср = 2Л, ~ 36s ср = 4b, <р = 5bt
зменение коэффициен-
та z............... l,2z	z	l,lz l,25z
Из этих данных следует, что постановка зубьев на прямоуголь-
ых ковшах шириной 0,6—0,75 м приводит к снижению сопротив-
ения резанию до 25%. С увеличением длины режущей кромки
оэффициент z увеличивается и для больших ковшей емкостью
м3 и более (I + 1,8 м) постановка зубьев становится малоцеле-
эобразной.
Задний угол резания а должен быть не менее 5—7°. При умень-
юнии угла а до 0° реакция грунта может возрасти более чем на
3%. Угол заострения зуба [3 из условий прочности обычно прини-
)
мают равным 25й. Тогда минимальный угол резания 6 — 30-4-
-н 32°.
Разработка грунта ковшами с зубьями производится при углах
резания 25—55°. Исследования показывают, что сопротивление
грунта резанию возрастает
не менее чем на 1,5% на
каждый градус увеличения
угла резания.
Формулы (7) и (8) соот-
ветствуют затуплению ре-
жущих кромок с г = 3 мм.
Зависимость силы соп-
ротивления резанию Wp и
величины С от влажно-
сти <о грунтов показана
на рис. 16.
А. Н. Зелениным пред-
ложено аналитическое вы-
Рис. 14. Зависимость коэффициента р от
длины горизонтальной режущей кромки
ковша I
ражение для определения сопротивления резанию, основанное
на положениях теории упругости.
Ю. А. Ветров провел значительную экспериментально-теоре-
тическую работу по резанию грунтов и горных пород. Главными
аргументами, влияющими на процесс резания, указывает
Рис. 15. Основные виды резания (копания) грунтов:
о — отдельными зубьями; б — ковшами; I — блокированное; 11 — полусвободное;
111 — свободное
Ю. А. Ветров, являются, помимо размеров среза (ширина и тол-
щина), пространственность взаимодействия режущего инстру-
мента с грунтом, его затупление или износ и углы резания (в пер-
вую очередь угол, образуемый траекторией и передней гранью
режущего клина).
Пространственность процесса проявляется в разрушении грун-
та в пределах трапецеидальной прорези, имеющей ширину, значи-
51
ельно превосходящую ширину ножа при блокированном резании
рис. 17).
Важная особенность взаимодействия ножа с грунтом заклю*
гается в разном удельном сопротивлении резанию в различных
гастях прорези.
Такого рода закономерности процесса сохраняются в опреде-
генных пределах отношения между толщиной и шириной среза.
WP1
кГ
2400
1600
800
О
ис. 16. Зависимость сопротивления резанию Wp (W [—для периметра
ри h = 10 см, I = 100 см и W ]( — для листа при h = 10 см, s = 1 см)
величины Су для немерзлых грунтов от их весовой влажности <о в % (по
Зеленину А. Н.):
— речной песок; 2 — песок в залежи (по поверхности); 3 — песок в залежи при уда-
энии от поверхности на 1 л; 4 — супесь пылеватая (рыхлая); 5 — супесь пылеватая
эгкая; 3 — супесь пылеватая; 7 — супесь пылеватая тяжелая; 8 — суглинок средний;
— легкая глина; 10 — тяжелый суглинок; 11 — глина; 12 — глина (каолин); 13 —•
юрская глина
> этих пределах сила резания, касательная к траектории ножа,
называется линейной функцией ширины среза и ускоренно воз-
астающей функцией толщины среза (рис. 18).
Затупление или износ режущего инструмента увеличивают со-
ротивление грунтов резанию. Допускаемый на практике износ
ызывает увеличение этого сопротивления резанию ножами и
овшами со сплошной режущей кромкой на 90—200%, а экскава-
эрными ковшами с зубьями — на 60—100%.
Дополнительная сила сопротивления резанию от площадок из-
оса и затуплений возрастает с увеличением толщины среза и
е равна нулю при нулевой глубине резания (рис. 19).
На силу сопротивления резанию значительно влияет угол ре-
зания. Увеличение угла резания от 40 до 60° удваивает лобовые
сопротивления ножу. С другой стороны, чрезмерное уменьшение
угла резания (меньше 30°) может сопровождаться ростом сопро-
тивления грунта (особенно при
резании вдоль напластований).
Поэтому с учетом всех требова-
ний оптимальные значения угла
резания оказываются в преде-
лах от 30 до 37—40°.
Сила блокированного реза-
ния простым острым ножом
Рр= Wp рассматривается как
сила, состоящая из трех частей
(см. рис. 17):
Рис. 17. Зоны действия составляю-
щих силы сопротивления7 резанию
1)	силы для преодоления
лобовых сопротивлений ножу
Рсв, пропорциональной площади лобовой части и ширинр среза и
зависящей от угла резания и крепости грунта;	\
2)	силы разрушения в боковых расширениях прорези Рбок,
пропорциональной площади их сечения, зависящей от крепости
Рис. 18. Характер зависимо-
сти касательной силы сопро-
тивления резанию Wp и нор-
мальной силы Рн от ширины
Ъ и толщины h среза
Рис. 19. Дополнительные силы соп-
ротивления резанию от площадки
износа при разной толщине среза
грунта и практически не зависящей от угла резания и ширины
среза;
3)	силы бокового среза Рбок.ср, пропорциональной толщине
среза, зависящей от крепости грунта и практически не зависящей
от ширины среза, а также угла резания.
Сила блокированного резания простым острым ножом
Рр = 1Ур = Рсв + Рб0К + Рбш;.ср.	(9)
53
Для ножа с затупленно!! режущей кромкой вводился дополни*
явная сила резания Рзат(пл.изн}, пропорциональная длине ре-
ющей кромки, и формула (9) принимает вид
Р — И7 =Р Д-Р I Р Д-Р	иго
р р св I 1 бок I бок. ср ‘ зат (пл. изн)"	\±'J)
есь
Рсв РсвРсв’ Рбок РбокРбок’
бок. ср Рбок. ср рбок. ер’  Рзат (пл. изн) ~ Рзат (пл. изн) ^зат (пл. ven)’
J Рсв’ Рбок’ Рбок.ср’ Рзат. (пл. изн) ’ УДвЛЬНЫв СОНрОТИВЛОНИЯ CO-
ответственно в лобовой ча-
сти, боковых расширениях
прорези, среза грунта боко-
выми ребрами ножа и на
затупленной режущей кром-
ке ножа;
Fce и F6oK — площади соответствующих
зон действия сил,
Fce= bhj F(j0K = k~fj0Kh" etg у
(k6oK—коэффициент глубины
расширения части прорези,
равный для резных грун-
тов 0,8—0,95;
у — угол скола, соответственно
равный: для песка — 40—
46°, для суглинка — 30°,
для тяжелого суглинка —
40°, для глины — 36°, для
замерзшей глины и мела —
30°);
^бок.ср — длина лирии среза на боко-
вых гранях ножа, L6o =
=	(1 - k6oKY
-^затЩл.изн) “ Длина затупленной или из-
ношенной режущей кромки
ножа, равная ширине среза
Рзат (пл. изн)
Силы для преодоления лобовых сопротивлений ножу выражаем
дующим образом:
Pee = 4>pmcebh,
tpp — коэффициент учета угла резания (табл. 15);
mcs — удельное сопротивление грунта резанию в лобовой части
прорези при угле резания б = 45°, определяется экспе-
риментально или аналитическим способом (табл. 16),
т —
П&С8-’ св *
Таблица 15
Коэффициент <рр
для различных грунтов
(по данным опытов)
Угол резания i в град	Пластичные гли- нистые грунты	Слоистые грунты (резание вдоль слоев)	Песчано-глинис- тые малопла- стичные грунты
25	0,59	1,15	0,78
30	0,66	1,00	0,78
32,5	0,70	0,93	0,78
35	0,74	0,85	0,78
37,5	0,78	0,78	0,78
40		0,85	
42,5		0,93	
45		1,00	
47,5		1,13	
50		1,35	
52,5		1,53	
55		1,70	
57,5		1,88	
60		2,05	
Таблица 16
Значения удельного сопротивления тсв
Кате- гория	Грунты	тсз в к Г[см2
I	Весьма слабые: пески, супеси, легкие суглинки без включе- ний, а также сыпучие и мелко- кусковые материалы, не обла- да'ющие сцеплением (гравий и щебень в штабелях и т. и.) • •	До 0,5
II	Слабые: суглинки без вклю- чений при среднем увлажне- нии, легкие глины средней и повышенной влажности • •  -р~~	; 0,5—1,0
III	Средней крепости: плотные руглинки при малом увлажне- нии, тяжелые суглинки с вклю- чением гравия и гальки, гли- ны средней плотности К. у У* • 	1,0—2,5
IV	Повышенной крепости: сла- бые песчаники на глинистом це- менте, слабые мергели и опоки, мел при повышенном увлажне- нии, плотная спондиловая гли- на, кембрийская глина		2,5—5,0
Силы разрушения в боковых расширениях прорези
Рбок — Рбок^бок^ Ctg	j
где тбок — коэффициент, характеризующий удельную силу раз-
рушения грунта в боковых частях прорези,
1	72
-- 2 Роок^бок ctg у.
Силы бокового среза
Рбок. ср	Рбок. О Л (1 ^бок)
где m.6oK.CJ) — коэффициент, характеризующий удельную силу
бокового среза грунта одним из боковых ребер
ножа.
Дополнительная сила резания
^зат [пл. изн)	св^аат (пл. изн)	св^^\зат (пл. изн) ’
.где ЛзатЩпл.изм) — коэффициент, учитывающий износ рабочего
органа,
____________Рзат <пл. изн>
Чзат (пл. изн) ^<5 = 45	•
55
Ниже приведены значения г\зат/г и т]пл.изн/а по данным опы-
: для суглинков и глин при угле резания 45°:
гбпна резания	h в см	5	10	15	20	25	30	35
„Л-...................... 0,096	0,072	0,061	0,054	0,049	0,045	0,042
,изн/а................... 0,360	0,224	0,175	0,137	0,129	0,116	0,107
При вычислении коэффициентов радиус затупления г принимают в мм,
шрину площадки а в см.
Тогда формула (10) примет вид
Рр = ™р = <Ppm™bh + 2тбоК№ + 2тбокД + тсвЫщзат (пл. изк) =
= q>pmcgbh + mcgbhx}np ф- mcebhr]3am {пл.изн] =
= Рсв (фр 4“ Т)пр Ч~ Лзат (пл. изн)),	(И)
г1ир — коэффициент учета пространственности процесса раз-
рушения (табл. 17).
Л пр
Рбок Т Рбок. ср
рб = 45°
Таблица 17
Коэффициент т]гар для глин и суглинков (по данным опыта)
среза я в сж	^пр при шиРине среза в сж								
	5	10	15	20	25	30	100	200	300
5	0,967	0,484	0,323	0,242	0,192	0,096	0,048	0,024	0,017
0	1,289	0,645	0,430	0,319	0,258	0,128	0,065	0,032	0,022
5	1,611	0,806	0,537	0,396	0,322	0,160	0,081	0,041	0,027
0	1,933	0,967	0,644	0,473	0,387	0,193	0,095	0,049	0,033
5	2,254	1,128	0,752	0,550	0,452	0,225	0,110	0,057	0,038
0	2,576	1,289	0,859	0,627	0,516	0,257	0,124	0,065	0,043
Если резание ведется по полусводной схеме, когда расширение
»рези образуется только по одну сторону ножа, то второй
\6oKh2) и третий (2m6oK'Cph) члены уравнения (И) уменьшаются
юе.
Удельное сопротивление резанию (удельная сила резания) к
i затупленного ножа определяется по формуле
^св	(ФрТ ЛпрТ^зат(пл. изи)) _
К	F + F-	~
1 Св ' ООК
^св 45°(фр+лпр + Тат (пл. иап',
h (6 + ^0KActg Y)
(12)
Для определения силы резания и силы сопротивления резанию
бходимо опытное определение т = Р®=45°. Для этого измеряют
у блокированного резания грунта эталонным ножом при двух
значениях ширины среза (bt и Ь2), одинаковой глубине резания
и угле резания 6 = 45°.
Тогда тсв определяется по формуле
Рг-Рг
тсй = Т7Г--ГТ,
св hlbz — bt)’
где Р2 и — соответствующие усилия при ширине резания
Ь2 и &j.
Нормальная сила, действующая на нож (нормальная к траекто-
рии движения ножа, составляющая сопротивления копанию),
Рис. 20. Изменение сил сопротивления резанию Wp и Рп и удельной силы
резания:
w
h — — р — ножей (по 10. А. Ветрову); 1 — незатупленный нож; 2— затупленный нож
г ср
с радиусом скругления 5 лсм; 3 — затупленный нож с площадкой износа 40 лип; 4 — за-
тупленный нож с площадкой износа 70 лип
определяется для простого острого ножа по касательной силе
резания и углам резания и внешнего трения:
Рп = (Рев + Рбоп + Рбок. сР) Ctg (6 4- Фг).	'	(13)
Для затупленных или изношенных ножей необходимо учиты-
вать силу, действующую на площадку износа или затупления.
В этом случае нормальная сила получает выражение
Рц (Рсв Н” Рбок Н- Рбок. ср) Ctg (6 + ф1) — Раат (ПЛ. иен) Cfcg 01 + Ф1), (14)
где 6j — угол между траекторией резания и площадкой износа
или нижней частью поверхности грунтового нароста.
Из формулы (14) следует, что для затупленного или изношенного
ножа результирующая нормальная сила может иметь различные
величину и направление. Влияние затупленного ножа на измене-
ние касательной и нормальной сил сопротивления резанию и удель-
ного сопротивления резанию показано на рис. 20.
57
Уравнениями (9) и (10) определяются так называемые средне-
ссимальные величины силы резания, соответствующие моменту
еления элемента стружки. Эти величины служат основанием
I расчета рабочего органа машины на прочность.
Следует отметить, что коэффициенты <р и тсв так же, как и рсв,
гут быть определены аналитическим путем по теории предельного
шовесия сыпучей среды.
Определение расхода энергии на резание грунта следует осно-
вать на величинах силы резания, средних за все время процесса.
I величины определяются произведением среднемаксимальных
[ичин для острого режущего инструмента и коэффициента
ргоемкости резания.
Коэффициент энергоемкости находится в пределах 0,5—0,6
в замерзших глинистых и хрупких полускальных грунтов и
0—0,95 у пластичных глин.
§ 15. ТЕОРИЯ РЕЗАНИЯ ГРУНТОВ, БАЗИРУЮЩАЯСЯ
IA ПОНЯТИИ О ПРЕДЕЛЬНОМ РАВНОВЕСИИ СЫПУЧЕЙ СРЕДЫ
Рассмотренные в § 14 теории резания грунтов базируются пре-
угщественно на экспериментальных данных. Ниже дается осно-
шое на понятии о предельном равновесии сыпучей среды теоре-
еское обоснование процесса резания и копания грунта, позво-
ощее определить сопротивление резанию при условии, что изве-
ы параметры рабочего органа, режим работы и следующие
овные параметры грунта: объемный вес, углы внутреннего
нешнего трения и коэффициент сцепления.
Кроме того, представляется возможным проанализировать
1яние угла резания, характера затупления рабочего органа
олщины вырезаемой стружки на сопротивление резанию.
Сравнительно просто решается вопрос о нормальной (вертикаль-
i) и касательной (горизонтальной) составляющей сопротив-
[ия резанию, а также о соотношениях между ними.
Для анализа процессов резания и копания грунтов исполь-
ались работы И. П. Прокофьева, С. С. Голушкевича, В. В, Соко-
ского, Г. К. Клейна и др.
Сопротивление грунтов резанию можно отождествить с пае-
вым отпором грунта при надвигании на него подпорной стенки,
пение вопроса о сопротивлении грунта резанию в большинстве
чаев возможно получить в аналитической форме. Там, где
литическое решение в замкнутой форме затруднительно, при-
лете я графо-аналитический метод. Сущность этого метода
лючается в том, что направления поверхностей скольжения
юдятся графическим методом, а окончательное решение дается
налитической форме. Для отыскания поверхностей скольжения
ользовалась система характеристических кругов С. С. Голуш-
ича.
В процессе резания прямолинейным ножом с острой режущей
кромкой на элементарную площадку грани ножа АВ шириной 1 м
(рис. 21) действуют нормальная dN1 и касательная dd\ составля-
ющие давления грунта dEr, равные:
dN\ = u1ds; d7\= тх ds,
где сц — нормальное напряжение в Т/м2;
Tj — касательное напряжение в Т/м2.
Усилие dEr, действующее на площадку ds шириной Ъ, равно
dE = —= —— h ds,
1 COS <Р1 COS ф!
где
th = Ki	+ С ctg q>2) — С ctg <р2.
Горизонтальная (касательная) составляющая Едв.г давления
на всю грань АВ определяется по формуле
h
Елв.г = М1Ь \ Oj dz =	+ Ch ctg cp2^ — Ch ctg <p2l, (15)
о
а вертикальная (нормальная) составляющая ЕдВ e по формуле
h
Едв.« — М2b ох dz = M2b^Kl + Ch ctg — Ch ctg <pJ, (16)
о
где уг — объемный вес грунта в Т/м1;
h — толщина срезаемой стружки в м;
59
ф2 и cpj — углы внутреннего и внешнего трения в град;
С — коэффициент сцепления в Т1м2;
b — ширина срезаемой стружки в м;
+ ctg6 tg qpT; Mt = ctg 6 — tg
cos q?! (cos <fi 4- К sin2 <p2 — sin2 <pj (sin <p2 cos q>k + У1 — sin2 <p2 sin2 срл )2.
-	cos2 <p2 (1 — sin q>2)	’
6 — угол резания в град.
В условиях резания горизонтальной стружки постоянной
лщины ножом с острой режущей кромкой касательная сила
противления резанию Wp будет равна горизонтальной составля-
цей давления грунта на грань А В:
Wp = EAB.e,
нормальная сила сопротивления резанию (нормальная реакция
унта на нож) Рн — вертикальной составляющей давления грунта:
Рн = Еа.в.в-
Соотношение между нормальной и касательной силами сОпро-
вления резанию для этих условий определится по формуле
^ = -^ = ctg(qp1 + 6).
При отсутствии жесткой связи между рабочим органом и маши-
й сопротивление резанию определяется по формуле
РВр = Еав. г 4~ (Gp. г Еав. tg фр	(17)
Из уравнения (15) видно, что влияние угла резания б на гори-
нтальную составляющую сопротивления резанию грунта пря-
линейным ножом с острой режущей кромкой для несвязных
унтов (С = 0) определяется произведением коэффициентов ML
Кх (табл.- 18).
Оптимальными углами резания (рис. 22) в этом случае будут
ляться следующие углы (6onm = f (ср2)):
в град.......................... 10-15	20	25 30 35 40
1т в град....................  .	40—45 30—40 30 30 25 25
Для грунтов с достаточно большими значениями коэффициентов
епления (С 0,1 кГ/см2), когда становится возможным прене-
ечь влиянием собственного веса вырезаемой стружки грунта,
ияние угла резания определяется произведением Мг — 1)
и. табл. 18), откуда следует, что для связных грунтов с любыми
лами внутреннего трения с увеличением угла резания удельное
противление резанию возрастает и наоборот (рис. 23).
Значения коэффициентов
Таблица 18
б°		М,	Ki		М, (А',-1)	6°		1W,	К1	ЛДМ,	М, (К,-!)
10	10	1.75	1.04	1.82	0.07	30	10	1.24	1.09	1,35	0.11
	15	2.14	0.98	2.10	0.04		15	1,35	1.13	1,52	0.17
	20	2.54	1.03	2.62	0,06		20	1,47	1,23	1,81	0Л34 ..
	25	2.98	1.06	3.06	0,18		25	1.60	1.32		-' ОД! '
	30	3.46	1.07	3.70	0.24		30	1,75	1.41	'2,48	0,73
	35	3.97	1.09	4.32	0.35		35	1.91	1,61	3,07	1,16
	40	4.57	1.17	5.35	0.78		40	2.09	1.87	3.92	1,83
15	10	1,49	1,04	1.55	0.06	35	10	1.19	1.12	1,33	0,14
	15	1.75	1.02	1.78	0,03		15	1.29	1,13	1,50	0,21
	20	2.02	1.08	2.18	0.16		20	1.39	1,33	1.85	0,46
	25	2.31	1.09	2,52	0,21		25	1.50	1,43	2,14	0,64
	30	2.61	1.14	2.98	0,37		30	1.62	1.58	2.56	0.94
	35	2.96	1.16	3.44	0.48		35	1.75	1,81	3.17	1,42
	40	3.35	1.22	4.10	0.75 *		40	1,90	2.12	4.09	2,13
20	10	1,36	1,05	1,43	0,07	40	10	1,16	1.16	1,34	0,18’
	15	1.55	1.07	1.66	0.11		15	1.24	1,19	1,47	0.23
	20	1,74	1.11	1,93	0,19		20	1.32	1.40	1.85	0,53
	25	1.96	1.15	2,26	0,30		25	1.42	1.54	2.19	0,77
	30	2.19	1.21	2.66	0,47		30	1.51	1.76	2.66	1,15
	35	2.44	1,29	3,05	0.61		35	1.62	2.04	3.30	1.68
	40	2,73	1.41	3.84	1,01		40	1.75	2.45	4.28	2.53
25	10	1,28	1,05	1,34	0.06	50	10	1,11	1,19	1,32	0,22
	15	1,43	1.11	1,59	0,16		15	1.17	1.30	1,52	0.35
	20	1.58	1,17	1.84	0.26		20	1.23	1.54	1,89	0.66
	25	1,75	1,25	2.18	0.43		25	1.29	1.82	2.34	1.05
	30	1,93	1,33	2.54	0.61		30	1.36	2.20	2.99	1.63
	35	2.12	1.44	3.05	0.93		35	1.44	2.51	3.61*	2.17
	40	2.35	1.64	3.85	1,50		40	1,53	3,36	5.15	3,62
В тех случаях, когда приходится учитывать как коэффициент
сцепления (С sg 0,1 кПсм1 и не равно 0), так и собственный вес
грунта, влияние угла резания определяется выражением
Сопротивление резанию грунта ножом с затупленной кромкой
определяется в соответствии со следующей расчетной схемой
(рис. 24).
Суммарное касательное сопротивление резанию гранью ABCD
= W АВ + IBfiC + WcD,	(18)
где — сопротивление резанию гранью АВ;
Wbc — сопротивление резанию гранью ВС;
Wan — сопротивление резанию гранью CD.
При резании горизонтальной стружки постоянной толщины
{h = const} эти сопротивления определяются следующим образом.
61
Сопротивление резанию гранью А В:
№лв = ЕдВ,г,	(19)
□.е Eab.s — касательная горизонтальная составляющая давления
грунта на грань АВ,
Елв.г = М1Ь	ctg ф2^ — Chr ctg ф2J.
iic. 22. Значения M, = f (6, <p2)
Рис. 23. Значения (Kt — 1) =
= / (5, ф2)
Нормальная вертикальная составляющая давления грунта
а грань АВ
Еав. в = М2Ъ [Кг	4- СЬЛ ctg — Cht ctg ф21.
Сопротивление резанию гранью ВС
WBc = Евс. г + Евс.«tg ф2.
(20)
Горизонтальная составляющая давления грунта на вертикаль-
ую грань ВС равна
К2 Г (Д2 — htf + g2 (Л2 — /гг) + С ctg ф2 (h2 — ht) 1 — С с tg <р2 (h2 — Aj,
!Щ
„ coscpi (cos (fi + Ksin2 <р2 —sin2 ф! )
A 9   ----——	-	-
“	1— sin <p2
X exp p — 20o 4- ф! 4- arcsill tg ф2
0o = 9Oc—6;
g2— равномерно распределенная пригрузка,
2 (ctg 6 +ctg ^с) ’
1]5С = 45°—у.
____________________________
Нормальная вертикальная составляющая давления на грань ВС
Евс. в	— tg ^Евс. г-
Рис. 24. Схема для определения сопротивления резанию грунта ножом
с затупленной режущей кромкой:
а — расчетная схема; б — система характеристических кругов; в — схема сил,
действующих на гранях ВС и CD\ г - схема для определения вертикальной составляющей,
действующей на грань ВС
Сопротивление резанию гранью CD
Wcd~ Ecd. s-]-tg (PjEcd. в-	(21)
Горизонтальная составляющая давления на грань CD
EcD.^M.K^^-hl)-^
+ Л/3 [tf3 ^/is + g3^ + C’ctg(p2/i5j— hbC ctg(p2j, (22)
63
Де
M3=l — tg Ф1 tg pj;
К  cos ф] (cos qii + l^siii3 q>2 —sin2 q)j)
1 — sin <p2
к IV no ।	।	 sinq>1\. 1
X exp Ц — 2p! + Ф, + arcsintg ф2 j;
ёз~2 (ctg6 + ctgipc)'
Вертикальная составляющая давления на грань CD
ECD.e = — М4[я3 (у ^i + ^5 + ^ctg фЛ)“ С ctg фЛ]> (23)
де
Mi = tg pi + tg фР
Полное вертикальное давление на нож Рн в этом случае можно
шределить (принимая его направленным вниз) по формуле
Ph=Eab.b—Евс. в~ Eqd. е.	(24)
При резании горизонтальной стружки постоянной толщины
>та сила вместе с силой тяжести рабочего органа воспринимается
;вязями, соединяющими рабочий орган с машиной.
Соотношение между нормальной и касательной силами сопро-
тивления резанию определяется по формуле
1 Рц
--- ГГ7
W ABCD
(25)
Поскольку на сопротивление резанию к наиболее существенное
злияние оказывает коэффициент сцепления С грунта, то при
эезании супесей и легких суглинков ножом заводского изготов-
зения, еще не бывшим в употреблении, при угле резания 6 ~ 30°
гожно рекомендовать следующую зависимость:
7 в кГ/см2 ........ 0,1	0,2	0,3	0,4	0,5
с в кГ/см2 .......... 0,3—0,4 0,6—0,75 0,95-1,1 1,25-1,4 1,5—1,7
§ 16. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ПЛОСКИЙ ПРЯМОЙ НОЖ
ПРИ РЕЗАНИИ ГРУНТА
Вопрос о силах, действующих на рабочие органы землеройных
дашин, связан с теорией резания грунтов и представляет большой
трактический интерес, так как дает возможность конструктору
гроизвести расчеты на прочность и устойчивость хода рабочего
зргана и самой машины.
Процесс резания рабочими органами можно в большинстве
случаев свести к рассмотрению действия на грунт простого или
косого клина.
>4
грунта, определяющие его
Рис. 25. Схема взаимодейст-
вия сил при работе плоского
(простого) клина
Наиболее интересным является изучение действующих си.Д
при установившемся режиме резания и постоянной толщине
стружки, а также во время заглубления и выглубления рабочего
органа. Здесь возможны два случая:
1) известны основные параметры
прочностные свойства, т. е. углы
внутреннего и внешнего трения, сцеп-
ление и объемный вес;
2) известно (или задается) удель-
ное сопротивление резанию.
В первом случае вопрос о силах,
действующих на прямой нож с ост-
рой или затупленной режущей кром-
кой, решается с помощью формул
(15) - (25).
Второй случай рассматривается
ниже.
Рассмотрение действия сил'при
установившемся движении следует
начать с простого клина при следующих допущениях: клин аб-
солютно острый, трение задней грани клина о грунт отсутствует.
В этих условиях на плоский клин действуют реакции грунта,
собственный вес клина и реакция связи, действующая в вертикаль-
ном направлении.
На плоский клин со стороны грунта действует (рис. 25) равно-
действующая N нормальных сил и сила трения [Ц/V по рабочей
грани клина. Проектируя эти силы на оси X и Z, получим
Rx = Wp = N sin б +	cos б;	(26)
Rz = PH = N cos 6 — p^JVsine.	(27)
Сила Rx — Wp определяет необходимое тяговое усилие Т
и находится опытным путем или по уравнению (9). Тогда абсолют-
ное значение равнодействующей нормальных сил определится
по формуле
Rx	Wp
N =--------------—--------?-----
sin 6-f-pt cos б	sin d-|-g! cos 6
Направление (знак) и величина силы Rz = Рн зависят от числен-
ных значений коэффициента внешнего трения р,г и угла резания б.
Так, например, при б > 45° и определенных значениях проис-
ходит выталкивание клина, т. е. Rz < 0, и для обеспечения равно-
весия необходимо приложить еще дополнительную силу — вес
клина или усилие, передаваемое через связь рабочего органа
с машиной.
В частном случае, когда cos б = pj sin б, т. е. = 90° — б,
имеем Rz = 0.
3 Алексеева, Артемьев
65
Для определения отношения делим уравнение (27) на урав-
1ение (26):
_ cos 6 — pi sin 6 _ 1 - tg <рг tg 6	л
Rx sin 6+щ cos 6 tg 6 + tg <px SWT )>
-де <pj — угол внешнего трения.
Если рассматривать действие сил на простой клин в действи-
тельных условиях, т. е. с учетом его затупления (рис. 26), то
с силам, действующим на клин, добавятся реакции грунта на
[лощадку затупления R± и Т?2. На рис. 27 показаны: х — проек-
(ия контура ME затупленного клина на линию аа и z — про-
Рис. 26. Схема взаимодействия
сил при работе плоского (просто-
го) клина с учетом его затупле-
ния
Рис. 27. Схема износа зубьев,
работающих с переменным уг-
лом резания (штриховой ли-
нией показано очертание из-
ношенного зуба)
кция того же контура на перпендикуляр к этой линии. Значе-
ия Rt и /?2 (рис. 26) найдутся из следующей схемы работы
атупленного клина. Затупленный клин движется по линии аа,
асаясь ее в точке М (рис. 27). Вершина Е клина разделяет сни-
аемую стружку на две части, на которых нижняя при движе-
ии зуба частично выдавливается вверх, а частично уплотняется
вдавливается криволинейной поверхностью ME клина вниз за
инию аа.
Значения реакций Rx и /?2 можно определить по формулам
R1 = k' (z& + pi3:b);
R.2 = k'xb + k2b,
io b — ширина клина в см;
к' — предельная несущая способность грунта в кПсм?
(табл. 19);
к2 — реакция грунта в «Г на 1 см ширины клина (см. табл. 19).
Следует учесть, что в этом случае на наклонную плоскость
лина будет передаваться не вся сила тяги, идущая на резание,
гк как часть ее будет восприниматься режущей кромкой клина.
Таблица 19
Удельное сопротивление грунта резанию к, предельная несущая способность
грунта к' и реакция грунта к2 (по данным А. С. Реброва)
Кате- гория грунта	А в кГ/CAI2	k' в hT/CAt2	Реакция грунта fe2 в кГ на 1 см ширины клина при различных углах резания									
			20°	2э°	30°	35°	40°	45°	50°	55°	60°	65°
I	0,25	2,50	0,25	0,5	0.78	0,8	1,1	1,5	2.1	2,67	3,49	4,45
II	0,6	6,00	0,56	1,1	1.76	2,0	2.56	3.4	4,72	6,0	7,84	10,0
III	1,00	10,00	0,87	1,74	2,74	3,11	3,98	5.28	7,34	9,33	12,2	15,55
IV	1,4	14,00	1,24	2,49	3,91	4,45	5,7	7,55	10,5	13,3	17,4	22,2
Тогда равнодействующая сил, нормальных к наклонной поверх-
ности клина (рис. 26), будет определяться
N- W?-Ri ' Wp-k'(zb + ^b)
sin 6 + pi cos б sin 6 + cos б ’
где
X
Для зубьев величина z не должна превышать 5—8 мм.
Вертикальная составляющая Rz будет равна
RZ = N cos б — и.хЛг sin б—А2;
горизонтальная составляющая
Rx = N sin б 4- px7V cos б + R{,
а отношение их
Rz   TV cos б — Щ-ZV sin 6 —Т?2   2V (cos 6 — Ц! sin 6) —
Rx	N sin 6 + pi-W cos 6 + -Ri	Wp
Силы, действующие на косой клин. Аналогичные теоретичес-
кие зависимости для работы трехгранного клина с острой кромкой
(плоский нож грейдера, землеройного струга, дисковый нож
грейдер-элеватора и т. д.) могут быть получены, если исходить
из условия, что все силы, действующие на рабочую плоскость
клина, независимо от происхождения сводятся к равнодействую-
щей N нормальных сил и силам трения рхА.
Система сил, которая может возникнуть на задней грани неза-
висимо от сил, действующих на рабочую плоскость, при этом
не учитывается.
Трехгранный клин получается пересечением трех взаимно
перпендикулярных осей координат наклонной плоскостью (рис. 28).
Положение косо поставленного ножа во время резания опре-
деляют угол б установки рабочего органа в вертикальной плоскости
3*
67
угол ф установки рабочего органа в плане к направлению
вижения. По теории клина частица грунта поднимается на нож не
о нормальному направлению к лезвию, а под углом 90° — фх к оси
'. На рабочей плоскости клина линия действия сил трения
□разует с нормалью к лезвию угол ®.
Из геометрических соотношений следует, что
cos лр! = sin 6 sin ф;
ctg (£> = cos 6 tg <p.
Составляющую Rx по оси X, которая определяет необходимое
ж движения клина усилие, получим, проектируя силы N
р1Л'' на ось X:
RX = N cos ipf + Pt'V sin фр
Нормальные и касательные реактивные сопротивления в плос-
сти резания, т. е. усилия, действующие нормально к режущей
юмке и вдоль нее, могут быть определены проектированием
л N и рф/V на эти направления:
Nt=N sin 6cos 8 cos co;
= pi^V sin co.
Переход к реактивным сопротивлениям по координатным осям
и У к плоскости XOY может быть сделан согласно геометри-
ской схеме, показанной на рис. 29, откуда следует, что
#2, = ^ ctg (Р' + ф),
8 значение угла |3' может быть найдено по формуле
. Q,	sin б	, .	с
ctg р = х :--------P ctg СО COS о,
°	#1	Ц! sin со 1 °
Вертикальная составляющая Rz определяется из уравнения
проекций сил на ось Z:
RZ = N cos 6 — ppV sin 6 cos co.
Используя полученные значения Rx, Ry, Rz, находим
Г / sin 6	\	1
Pi~ = ctg jarcctg int0 + cos2 6 tg <p J + ф ;	(28)
Rz __cos 6—gi sin 6 cos co
Rx ~ costpi + gi sin 4>! ‘	' a'
Для граничных углов, определяющих клин, т. е. когда S = 90°
(работа косого штампа) и ср = 90° (лобовое резание), соотношения
между составляющими реакции грунта принимают следующий вид:
6 = 90°, тогда со = 90° и
Ry
^- = ctg (ф + Ф1)}
ф = 90°, тогда ю = 0° и
•^ = ctg (6 + фД.
Для невращающегося дискового ножа грейдер-элеватора (если
1
пренебречь влиянием кривизны ^-«^0) выведенные зависимости
для составляющих реактивного сопротивления грунта будут
такими же. При работе с затупленными ножами необходимо
по аналогии с предыдущим случаем учесть дополнительную реак-
цию грунта, направленную вверх. Для косого клина с учетом
угла захвата ф эта реакция R, найдется из выражения
R2 = (k’y-\-k2) bsin ф.
Равнодействующая сил, нормальных к наклонной плоскости
косого клина с учетом силы Rr (рис. 26), может быть определена
по формуле
N Rx~ -RiSincp	tPp — 7?isincp
cosipi-j-g! sin чрх cos epi 4-pi sin фх ’
Тогда
RZ = N cos 6 — цДУ sin 6 cos co—7?a
и отношение
Rz   N cos 6 — щТУ sin d cos co — 7?2  
Rx AT cosipi + piTV sintpi-p/fi sin cp
N cos d — Д!'V sin d cos co — R2
Расчетные соотношения RZIRX и Rv/Rx для некоторых углов
69
три ф = 45° (по данным М. И. Эстрина) применительно к диско-
вому ножу грейдер-элеватора Д-192 приведены ниже:
Значения независи-
мых переменных:
угол 6 в град .... 47	58	62	47	58	62	47	58	62
коэффициент тре-
ния [Tj......... 0,3	0,5	0,7
Соотношения:
RJRX.............. 0,723	0,471 0,415 0,505 0,320 0,277 0,413 0,206 0,177
Ry!Rx............. 0,598	0,567 0,556 0,381 0,374 0,327 0,271 0,232 0,231
Эти же соотношения для плоского ножа приведены в табл 20.
Таблица 20
Rz Ry
Соотношения и для системы прямых ножей
(по данным 3. Е. Гарбузова)
Показатели	При ширине стружки в м					
	1		2		3	
	! й Я В 1	« ft:	N | К а:	И к: 	1	1 «	о:
При уплотнении . . .	0,35	—0.064	0,427	0.023	0,33	0.12
При сдвиге	 По эксперименталь-	0,34	-0,113	0,43	-0,038	0,34	0,076
ным данным		0,34	0,11	0,4	-0,19	0,262	-0,092
Для определения числовых значений сил Ry и Rz при расчете
>абочего органа на прочность и устойчивость хода принимается
юэффициент трения р1; равный 0,5.
Опыты на грунтах II категории показали, что при лобовом
1езании (ф = 90°) боковая составляющая Ry практически равна
гулю.
Оптимальными по энергоемкости углами установки дисковых
южей являются углы ф = 40 ч- 50° и б — 40 ч- 50°.
Для плоских ножей на грунтах II категории было получено
тношение = 0,330 ч- 0,668.
Из табл. 20 следует, что для машин с системой прямых ножей
струг Д-264) вертикальная составляющая резания не превосходит
5% тягового усилия, а горизонтальная составляющая по оси
- 15%.
Определение соотношений между Rx, Ry, Rz производилось
ри условии, что известно нормальное давление N на наклонную
лоскость клина (рабочего органа). Рекомендуется принимать
а горизонтальную составляющую Rx сопротивление резанию,
пределяемое опытным путем или по эмпирическим уравнениям,
"огда не представит особых затруднений определение абсолютных
начений составляющих Rz, Ry к нормального давления N.
Для различных землеройных машин нормальное давление на
наклонную плоскость, а следовательно, и составляющие Rx, Ry
и Rz будут определяться не только усилиями резания грунта,
ряд побочных сопротивлений, возникающих при работе этих
машин, в особенности скрепера, будет влиять на эти величины.
Процесс выглубления рабочего органа можно рассматривать
в одном из двух положений: при неподвижной машине или во
время движения машины.
В первом случае процесс выглубления можно рассматривать
по схеме на рис. 30.
Рис. 30. Схема сил, действующих на рабочий орган
при его выглублении
На рабочий орган действуют: вес рабочего органа G, вес грун-
та Gs, лежащего на рабочем органе, и сопротивление сдвигу Q по
поверхности
Тогда усилие Р, необходимое для выглубления рабочего органа,
будет равно
P^G+G^Q,
при этом G и Сг определяют исходя из размеров рабочего органа
и размеров вырезаемой стружки;
Q = FC,
где F = bh — поверхность, по которой происходит сдвиг (условно
принимается, что сдвиг происходит по вертикаль-
ной стенке, проходящей через острие ножа);
С — сцепление грунта при сдвиге в кПсм2 (табл. 5 и 6).
Процесс выглубления рабочего органа движущейся машины
можно рассматривать по схеме на рис. 30.
На рабочий орган так же, как и в предыдущем случае, дейст-
вуют: вес рабочего органа G, вес грунта G3, расположенного на
рабочем органе, сопротивление грунта сдвигу Q по поверхности
тт^. Усилие Р, необходимое для выглубления рабочего ор-
гана, будет равно
P = G + GS + Q,
где G и Gs определяют, как и в предыдущем случае;
Q^T-t-CF,	(29)
71
Т — сила тяги, приложенная к рабочему органу;
р2 — коэффициент внутреннего трения грунта.
§ 17. КОПАНИЕ ГРУНТА ЭКСКАВАТОРАМИ
Понятие копания грунта является более широким, чем понятие
)езания грунта. В связи с этим касательная сила сопротивления
гопанию грунта Р01 (преимущественно экскаваторами) рассмат-
швается Н. Г. Домбровским как сумма трех сил:
Р01 = Рр + Рт + Рп,	(30)
де Рр — сопротивление грунта резанию;
Рт — сопротивление трению рабочего органа о грунт;
Рп — сопротивление перемещению призмы волочения и дви-
жению грунта в ковше.
Величины, составляющие силу сопротивления копанию, изме-
лются для различных типов грунторазрабатывающих органов.
В более развернутом виде формула (30) может быть написана
ак:
^о1 = ^^ + р1Лг1 + е(1 + 7„р) qkH,	(31)
де к — удельное сопротивление резанию в пПсм1',
b и h — соответственно ширина и толщина срезаемого пласта
грунта в см',
lil — коэффициент трения ковша о грунт;
Nr — давление ковша на грунт в кГ;
qnp — объем призмы волочения, выраженный в частях
емкости ковша q;
е — коэффициент сопротивления наполнению ковша и
перемещению призмы волочения;
кн — коэффициент наполнения ковша (отношение объема
разрыхленного грунта в ковше к геометрическому
объему ковша).
Приняв за основу второй член уравнения (5), Н. Г. Домбров-
кий предложил для расчета суммарного касательного усилия
опания уравнение
Pn — kibh^kiF,	(32)
де kY — удельная сила копания, которая включает в себя не толь-
ко сопротивление резанию, но и все другие сопротивления
(трение ковша о забой, сопротивление грунта при его
продвижении в ковше и др.), определяется эксперимен-
тально применительно к рабочему органу землеройной
машины.
Значения к и кг для экскаваторов и скреперов приведены в
гбл. 21. Меньшие значения к и кг относятся к грунтам мягким
три влажности, обусловливающей меньшее сопротивление копа-
2
ншо), большие к крепким (с влажностью, при которой большинство
связных грунтов имеют наибольшее сопротивление копанию).
Таблица 21
Удельное сопротивление резанию к и копанию экскаваторами
। Категория грунта 1.				Грунты	Удельное сопротивле- ние резанию k в кГ/смг	Удельное сопротивление копанию ht в кГ/смг						А	и.
			Экскаваторы одноковшовые			Экскаваторы многоковшовые				
			Лопата	Драглайн	Струг	цепные по- перечного копания 		| роторные 1	..	_ .	траншейные		
1 11 III IV	Песок, супесь Суглинок	без включений Суглинок плотный, глина средняя Суглинок крепкий со щебнем или галь- кой, глина крепкая и очень крепкая влажная	0,1- 0,55 0,57 — 1,1 1,1- 1,7 1,6- 2,4	0Д6— 0,8 0,7- 1,6 1,2- 2.5 2.2- 3.6	0,3- 1,2 1,2- 2,0 1.6- 3.0 2.5- 4,2	0,4- 1,3 1,4— 2,0 1.8- 3.2 2.7- 4,5	0.5- 1,8 1.5- 3.0 2.4— 4.5 3.7— 6,0	0.4- 1,3 1.2- 2.5 2.0— 3.5 3.0- 4.5	0.7- 0.23 2.1- 4.0 3.8- 6.0 5.5— 8,0	5 10 16 26	1,1 2,8 3,6 4,5
Эти значения кг учитывают сопротивления резанию, все внеш-
ние и внутренние силы трения, возникающие при работе и напол-
нении ковша, а также влияние характерного для машин данного
типа наклона траектории ковша к горизонту. Они относятся
к моменту, соответствующему предельно возможному заполнению
ковша при максимально возможных сечениях стружки, и к полу-
свободному копанию (рис. 15) при соотношении у 0,15 ч- 0,33
(толщине стружки h не менее 20 см и ширине b не менее 40 см).
При расширении этих пределов до= 0,05ч-0,5 значение/q,
указанное в табл. 21, увеличивается в среднем на 20—25%.
Значения по табл. 21 также отвечают нормальному износу
и обычной конструкции ковшовых рабочих органов, снабженных
зубьями по передней кромке, имеющей форму прямолинейную
пли закругленную по радиусу, не меньшему ширины ковша.
Нормальным износом считается затупление, радиус которого
порядка 2—3 мм для самых малых емкостей (0,1 м3) и 7—10 мм
для самых больших емкостей (50—100 Л13) или при котором угол
заострения от износа увеличивается не более чем на одну треть,
независимо от емкости ковша.
73
Поскольку результирующее сопротивление копанию Ронаправ-
эно под некоторым
Геометрические па-
клиновидной части
органа и обычная
ic. 31.
метры
бочего
ема действия на нее внеш-
них сил
32. Максимальные коэф-
Рис. !
фициент ф и силы сопротив-
лений Р01 и Р03 для ковшей
драглайна
углом к траектории ковша (рис. 31),
Н. Г. Домбровским предложена фор-
мула, позволяющая определять нор-
мальную составляющую сопротивле-
ния копанию Ро2 как функцию каса-
тельной составляющей Р01:
Р02 = ^Р»1,	(33)
где ф — коэффициент, зависящий от
режима копания (соотноше-
ния скоростей копания и
подачи), угла копания, а
также от износа (затупле-
ния) режущей кромки.
При обычных для экскаватора ус-
ловиях копания сила Р02 направлена
со стороны забоя, а значения Ф = ^—
колеблются в широких пределах:
ф = 0,1	0,45.
Большие значения принимаются для более тонких стружек,
гтенсивного заглубления и затупленного рабочего органа. Значе-
:я ф для ковша драглайна в зави-
мости от угла откоса а0 (наклона
аектории) приведены на рис. 32.
Таким образом, расчет составляю-
их усилия копания грунта ковшом
скаватора практически сводится к
ределению кх и ф.
Зависимость = / (h) по разным
следованиям имеет близкий, но не-
олько различный характер с неиз-
нным возрастанием кг в зоне тон-
х стружек.
Н. Г. Домбровский предлагает
я учета влияния толщины струж-
менее 20 см определять расчет-
е сопротивление копанию к± по
рмуле с использованием данных
5л. 21 по одноковшовым и ротор-
гм экскаваторам:
/С1 = Л1 + Т’
» А — коэффициент (табл.21).
Для траншейных экскаваторов
и толщине стружки меньше 5 см следует пользоваться этой же
рмулой с подстановкой значения (табл. 21) вместо значения А.
Нормальная толщина стружки h
Таблица 22
г Емкость ковша В Л1®	Ь в см	h в см	X,’	Емкость ковша в м8	Ъ в см	h в см	Л, »
0.25	75	12	0,11	4,0	190	30	0,044
0'5	95	15	0,088	6,0	228	34.5	0,038
1.0	122	19	0.068	8,0	232	38,0	0.034
2'0	152	23.5	0,056	15,0	262	48	0,029
3,0	180	27,5	0,047				
	L ,	2h 4 ь					
* X,	- ьн +	bh					
Влияние емкости ковша на сопротивление копанию. При изме-
изменяются параметры стружки (Ь и h)
нении емкости ковша
и толщина р ежущих кромок d.
Н. Г. Домбровский считает,
что при данной емкости ковша
в среднем для стружек нор-
мальной толщины изменения
этих параметров пропорцио-
нальны корню кубическому из
емкости ковша (jZ q), так как
все они представляют линейные
величины, зависящие от емко-
сти.
При увеличении емкости
ковша от 0,25 до 15 м3, струж-
ках нормальной толщины(табл.
22) и работе в грунтах средней
крепости и крепких грунтах
сопротивление копанию падает
на 12-16%.
Увеличение толщины режу-
щей кромки d при обычных
для одноковшовых и траншей-
ных экскаваторов отношениях
— > 5 ведет к незначительному
увеличению сопротивления ко-
панию. Так, при увеличении d
в 7 раз удельное сопротивление
копанию кг возрастает всего на
10—30% в зависимости от грунта
стружек
2 -ь 31 влияние режущей
Рис. 33. Влияние толщины стружки
h и толщины режущей кромки ков-
ша на сопротивление копанию к.
Кривые 1, 2, 3, 4 и 5 относятся к
режущим кромкам толщиной соот-
ветственно 55, 45, 30, 22 и 7,5 мм;
I—IV — категории грунта
(рис. 33). Однако в области тонких
кромки резко возрастает.
75
Большое влияние на усилие копания оказывает наклон траек-
>рии рабочего органа при движении его сверху вниз. В этом
тучае имеем, например, для суглинка и рыхлой глины следующие
(отношения:
гол наклона траектории в град....................... 30	40	55
шженпе усилия копания в %........................... 10	30 60—70
с. 34. Схема к определению параметров
зуба
тивление копанию на 6—15%. а
Уменьшение угла копания 6 от 50 до 20° и угла заострения
;жущей кромки или зубьев от 45 до 15° при заднем угле копания
5° и легких грунтах и а>8° в крепких грунтах влечет
собой уменьшение до 5% в легких грунтах и до 15% в крепких,
з соображений износа угол заострения кромки и зубьев Р не
гедует назначать меньше 20—22° для влажных пластичных грун-
тов и менее 22—25° для тя-
желых каменистых. Зад-
ний угол а должен быть
не менее 3—7°.
Тогда минимальный
угол резания
6 = ра = 28 ч-30°.
Разработка грунта ков-
шами с зубьями произво-
дится при углах резания
б = 25 - 55°.
Острые зубья на пря-
моугольной режущей кром-
ке уменьшают общее соп-
сопротивление резанию на
—25%. Они позволяют увеличить сосредоточенную нагрузку
единицу длины режущей кромки в 2—2,5 раза по сравне-
ю с нагрузкой на прямоугольную кромку и предохраняют от
носа стенки ковша.
Установка зубьев на полукруглой режущей кромке, выступа- '
дей вперед, увеличивает сопротивление копанию. При работе
галосвязных грунтах зубья увеличивают сопротивление копанию.
Нормальная длина зуба определяется по формуле (рис. 34)
Расстояние а не должно быть больше 40—50% толщины
)ужки.
Ширина зуба Ъг выбирается минимальной по условиям проч-
ей так, чтобы нагрузка на 1 см длины его кромки не превосхо-
дя 700 кГ, что отвечает расстоянию между зубьями, равному
!—1,25 ширины зуба.
А. С. Ребров рекомендует определять касательную к траек-
>ии движения составляющую реакции грунта при резании
стружек толщиной h, равной от 1/6 до 1/7 ширины ковша, по сле-
дующему уравнению (для ковшей прямых и обратных лопат):
Р01 = kbh (0,7 + 0,0156) + к' (zna + ^упа),	(34)
где Ъ — ширина ковша в см;
h — толщина стружки в см;
кик' — среднее удельное сопротивление грунта резанию
в кГ/см2 и средняя предельная несущая способность
грунта в кГ/см2, приводимые в табл. 21 для грунтов
различных категорий;
п — число зубьев у ковша;
а — ширина зуба в см;
z и у — проекции линии износа зубьев (см. рис. 27) на верти-
кальную и горизонтальную оси в см;
рх — коэффициент трения стали о грунт, p,t = tg <р1Ф
В формуле (34) учтено трение на задней грани зубьев.
§ 18. КОСОЕ РЕЗАНИЕ И КОПАНИЕ ГРУНТА
По принципу косого клина устроены рабочие органы грейдера,
поворотного бульдозера, грейдер-элеватора. В данном случае
процесс резания сопровождается перемещением грунта вдоль
рабочего органа. Теория работы ко-
сого и прямого клина разработана
акад. В. П. Горячкиным.
Косой трехгранный клин (рис.
35), который получается пересече-
нием трех взаимно перпендикуляр-
ных осей координат наклонной пло-
скостью, можно рассматривать как
клин, состоящий из трех простых
клиньев, выполняющих следующие
функции.
Клин, расположенный в плоско-
сти ZOX с углом наклона 6', подни-
Рис. 35. Косой клин
мает пласт; клин, расположенный в
плоскости YOZ с углом наклона 0,
поворачивает пласт; клин с углом <р,
расположенный в плосокости XOY, подрезает и отодвигает его в
сторону. На основании теоретического анализа процесса резания
косым клином акад. В. П. Горячкин пришел к выводу, что пе-
ремещение косо поставленного клина требует меньше усилий, чем
простого клина, если учитывать и трение, появляющееся на ра-
бочей поверхности.
Экспериментальные материалы подтверждают справедливость
такого вывода. В частности, на рис. 36 графически показана зави-
симость удельного сопротивления резанию к от угла захвата ср
по данным И. А. Недорезова.
77
С приближением угла захвата ф к нулю значения к начинают
зко возрастать, так как при ф
c. 36. Зависимость удельного соп-
тгвлепия резанию к от угла захвата
при резании ножом без отвала)
= 0 нож превращается в элемен-
тарный профиль большой дли-
ны.
Им проведены дополнитель-
ные экспериментальные иссле-
дования при следующих исход-
ных данных: ф = 30 4- 90°;
h = 2 4- 15 см; В = 1,5 м;
б = 40°; грунт — суглинок.
Эксперименты показали, что
в диапазоне исследуемых глу-
бин все зависимости тяговых
усилий W р являются замедлен-
-возрастающими по мере увеличения угла захвата ф и могут
ть выражены функцией вида
Wp = Ah'n,
п = 0,6;
Л = 362 при ф = 60; 75; 90°;
Л =307 при ф = 45°;
А =285 при ф = 30е.
Удельные сопротивления к (в кПсм2') с увеличением глубины
зания снижаются и могут быть выражены зависимостью
k = Bhm,
т = — 0,4;
В = 2,4 при ф = 60, 75, 90°;
2? = 2,0 при ф = 45°;
2? = 1,9 при ф=30°.
Таким образом, уменьшая угол захвата, по данным И. А. Недо-
юва, можно снизить к на 20—30% по сравнению с лобовым реза-
!М.
Исследования, проведенные Д. И. Федоровым с ковшами
1глайна, производящими косое резание благодаря режущей
>мке, выпуклой в плане и изогнутой по радиусу в поперечном
ении, показали снижение усилия резания грунта в 1,2—1,3 раза.
Аналитическое определение сопротивления резанию грунта
ножом с криволинейной острой режущей кромкой делается
I следующих допущениях:
угол резания 6 остается постоянным по всей поверхности ножа;
режущая кромка очерчена по
определякнцими очертание
ножа, являются ширина ре-
зания 2&т = b и толщина
вырезаемой стружки h (рис,
37).
По аналогии с предыду-
щими случаями суммирова-
ние усилий проводим по осям
г и y.
При резании горизонталь-
ной стружки постоянной тол-
щины (h = const), когда вер-
тикальная реакция Рн и вес
ходовую часть машины, сила
параболе; основными параметрами,
Рис. 37. Схема для определения соп-
ротивления резанию грунта ножом
с криволинейной острой режущей кром-
кой
ножа через связи передаются на
сопротивления резанию Wp равна
ъ h .
bl 2 = h~b-^‘
= dy \ a1dz =
— bt	о
= f M,hb [4 K17sh + c ctg <p2 (K, -1)].	(35)
/
Вертикальная реакция грунта на нож Рн (вертикальная состав-
ляющая сопротивления резанию) равна
Ь, z
Р„=£'в = Л/2 $ dyfadz^
— bt о
= f M2hb[l K^h + Cctgq^-l)].	(36)
Соотношение между вертикальной и горизонтальной состав-
ляющими сопротивления резанию к для рассматриваемого случая
определяется по формуле
A, = ^ = ctg (фг + 6).
Ковши с полукруглой выступающей режущей кромкой (ковш
Д. И. Федорова), имея сравнительно тонкую режущую кром-
ку, не требуют установки зубьев даже при работе на плотных
грунтах.
Их применение при благоприятных условиях может снизить
сопротивление копанию в 1,4—1,5 раза по сравнению с ковшами
обычной конструкции.
Ю. А. Ветров в тех же целях предлагает для одноковшовых
экскаваторов режущую кромку, выступающую вперед треуголь-
ником с общим зубом в его вершине, а для роторных экскаваторов
с двумя зубьями.
79
При копании грунта косо поставленным отвалом (автогрейдеры,
широтные бульдозеры) большое значение имеет скорость пере-
мцения грунта в сторону, повышение которой ведет к уменьше-
но размеров призмы волочения, передвигаемой отвалом.
Перемещение грунта с одновременным вырезанием происходит
[тенсивнее, чем чистое перемещение.
Наиболее эффективно перемещает грунт в сторону профиль,
сказанный на рис. 38, а, при угле резания 40°, а наименее эффек-
вно — профиль, изображенный на рис. 38, в.
Из этого следует, что поворотные отвалы автогрейдеров и буль-
зеров желательно изготовлять с постоянным радиусом кривизны,
поперечные отвалы неуниверсальных бульдозеров — с перемен-
Рис. 38. Профили отвала
м радиусом кривизны при большей кривизне внизу, как обда-
ющие наибольшей накапливающей способностью.
Полученные из опытов закономерности изменения суммарного
тротивления копанию отвалами с профилями, изображенными
рис. 38, а и б, в пересчете на удельное, т. е. отнесенное к единице
ощади сечения стружки, графически показаны на рис. 39.
Максимальный эффект достигается при угле резания порядка
\ Оптимальный угол захвата <ропт при постоянном угле резания,
при разных формах отвала, изменяется незначительно и зависит
удельного сопротивления резанию.
На рис. 40 построены зависимости изменения оптимального
та захвата (ропт от величины А:1? полученные И. А. Недорезовым,
Так как автогрейдеры эксплуатируются на грунтах с удельным
[ротивлением копанию до 2,5 кГ/см2, можно считать, что угол
т колеблется в диапазоне 28—38°.
Энергетически наиболее выгодно вырезать грунт с одновремен-
и перемещением его при фопт ~ 35° независимо от характера
’нта.
При перемещении грунта в сторону косо поставленным отвалом
вырезания существует свой оптимальный угол захвата q>onm.
Величина этого угла, которая обозначает предел установки ножа
п ниже которого вовсе не рекомендуется работать, может быть най-
дена по формуле
Рис. 39. Зависимость удельного
сопротивления копанию кг от уг-
ла захвата:
1 — профиль (рис. 38, а) при угле ре-
зания 6 = 40°; 2 — профиль (рис.
38, б) при д -- 40°; 3 — профиль (рис.
38, а) при 6=60°; 4— профиль (рис.
38, б) при б = 60°; 5 — профиль (рис.
38, е) при 6 = 60°
Рис. 40. Зависимость оптимального уг-
ла захвата от удельного сопротивления
копанию:
1 и 3 — профиль по рис. 38, а; 2 и 4 — про-
филь по рис. 38, б; 5 — профиль по рис.
38, в.
где т — коэффициент, зависящий от характера грунта,
т = — 
Н’
ц2 — коэффициент внутреннего трения грунта;
ptj — коэффициент трения грунта о сталь.
В зависимости от грунта cporim = 35-5- 48°.
§ 19. ВЛИЯНИЕ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ РАБОЧЕГО ОРГАНА
НА СОПРОТИВЛЕНИЕ РЕЗАНИЮ И КОПАНИЮ ГРУНТА
Вопрос о влиянии скорости рабочего органа на возникающие
сопротивления остается еще недостаточно изученным. Вместе
с тем считается общепризнанным, что сопротивление резанию
с увеличением скорости резания должно возрастать: во-первых,
из-за необходимости расходовать энергию на отбрасывание выре-
заемого грунта и, во-вторых, за счет того, что при быстром нараста-
нии внешней нагрузки деформации в грунте отстают от задаваемых
нагрузок, происходит уменьшение величин деформаций, т. е.
будет наблюдаться как бы повышение временного сопротивления
грунта.
81
Как показывают опыты, увеличение сопротивления грунта
занию от действия физических факторов соизмеримо и даже
евосходит увеличение от затрат энергии на сообщение движения
зрасываемому грунту.
Опыты, проведенные в 1956 г. А. И. Сургучевым, показали, что
эльное сопротивление грунта резанию возрастает с увеличением
эрости резания и угла резания 6.
Рис. 41. Влияние скорости рабочего органа v на сопро-
тивление резанию и копанию по данным различных ис-
следователей:
1 — сопротивление резанию для песка (по И. Ратье) и супеси (по
А. Н. Зеленину); 2 — сопротивление копанию при работе экскава-
тора в суглинке (по Н. Г. Домбровскому); з — то же для супеси
при работе фрезерных машин (по А. Д. Далину); 4 — то же для
крепкого суглинка (по IO. А. Ветрову); 5 — то же для глины (по
Ю. А. Ветрову и А. И. Дионисьеву); 6 — то же для мерзлого угля
(по Ю. А. Ветрову); 7 — то же для суглинка (по П. И. Клиопе);
8 — то же для суглинка при угле резания 55° (по П. И. Клио-
пе); 9 и 10 — то же при разрезающем ноже; 11 и 12 — то же для
серо-зеленой мергелистой глины (по Ю. А. Ветрову); 13, 14 и 15 —
то же для суглинка (по И. П. Сургучеву) при угле резания 20,
30 и 35°; 16 — для суглинка (по Н. Д. Устинкину)
Для практического определения влияния скорости на силу реза-
я Ю. А. Ветровым предложена формула
Pv = kvPp + bPKUH,
) Рр — сила резания при скорости рабочего органа, близкой
к нулю;
kv — опытный коэффициент учета влияния физических
факторов резания;
м/сек........ 1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
............. 1,0	1,04	1,05	1,08 1,1	1,15	1,19	1,24	1,3	1,7
кРкин — дополнительная сила резания для сообщения дви-
жения отбрасываемым кускам грунта;
д р РУгУ2 sin б cos 0
g • (ё + 6)’
F — площадь среза;
уг — объемный вес грунта;
и — скорость резания;
6 — угол резания;
О — угол между траекторией ножа и направлением дви-
__х о ~ жения отбрасываемых кусков грунта;
О g — ускорение свободного падения.
II. Г. Домбровский считает, что увеличение скорости от 1 до
7 м/сек при б = 40° вызывает рост сопротивления резанию на 28%,
а при б = 55° — на 78%. Он полагает, что при б = 22 4- 35°
и рациональной форме режущей кромки ковша увеличение сопро-
тивления грунта при скорости резания 5—6 м/сек будет не более
10-15%..	х
На рис. 41 показано влияние скорости рабочего органа на сопро-
тивление резанию и копанию по данным различных исследователей.
Влияние вибрирования на сопротивление копанию еще недо-
статочно изучено. При определенных соотношениях параметров
виброударного действия следует ожидать снижения сопротивления
копанию не только в малосвязных грунтах, где этот эффект
может быть наиболее существенным, но и в тяжелых скальных
и мерзлых грунтах. Применение виброударного действия в вязких
глинистых грунтах будет, видимо, малоэффективным.
§ 20. РЕЗАНИЕ МЕРЗЛЫХ ГРУНТОВ
Наибольшее применение в практике строительства имеет меха-
нический способ разрушения мерзлых грунтов. Им разрабатыва-
ется свыше 75% мерзлоты.
Определяющими показателями при непрерывном процессе
разрушения мерзлых грунтов являются: для резания — удельное
W
сопротивление резанию к = кГ/см2; для ударного разруше-
ния — удельная энергоемкость Е квт-ч/м3 (или кГ-м/м3), т. е.
количество энергии, идущей на разрушение (отделение от массива)
1лг3 грунта.
Усредненная энергоемкость разрушения 1 м3 мерзлого грунта
методом резания (ширина резца 3 см, угол резания 90°) составляет
1,5 • 10е кГ-м/м3, или 4—6 квт-ч/м3.
Теоретическому и экспериментальному исследованию рабочих
органов для резания мерзлых грунтов посвящены работы А. Н. Зе-
ленина, Ю. А. Ветрова, М. И. Гальперина, В. Д. Абезгауза,
А. Ф. Николаева и др.
83
A. H. Зеленин предлагает разделять мерзлые грунты (супеси,
у’глинки и глины) на следующие четыре категории по их сопро-
гвляемости резанию:
атегория грунта ............... V VI VII VIII
исло ударов Су................. 35—70 70—140 140—280 280—550
Наиболее часто встречаются грунты первых трех категорий —
V по VII и редко VIII категории.
Исследования показали, что на величину усилия резания
1ияет характер резания, прочность разрабатываемого грунта,
гзмеры стружки и угол резания рабочего органа.
Сила сопротивления резанию мерзлых грунтов Wp элементар-
ями режущими профилями (шириной 1—10 см) может быть опре-
!лена по формуле А. Н. Зеленина
Wp = Cyk (1 + 0,555) (1 —кГ,	(37)
;е С — число ударов ударника ДорНИИ с площадью штампа
1 см2;
h — глубина резания в см;
Ъ — ширина резания в см;
6 — угол резания рабочего органа в град\
р — коэффициент, учитывающий характер разработки грунта:
для свободного резания ц = 0,5 ч- 0,55; для полусво-
бодного резания ц — 0,7 ч- 0,75; для несвободного
резания ц = 1,0.
Уменьшение угла резания понижает удельные усилия резания
> сравнению с усилием при б = 90°: при б = 60° — на 27%,
»и б = 45° — на 35%, при б = 30° — на 45%.
Задний угол резания, исключающий трение задней грани резца
грунт, должен составлять 5—10°. Передняя (рабочая) грань
зца выполняется плоской; А. Ф. Николаев рекомендует прини-
ль следующие углы в град для резцов:
передний угол........................... 25—15
задний угол.............................. 10—15
угол заточки............................ 55—60
Ниже приводится шкала сопротивляемости мерзлых грунтов
занию, предложенная А. Н. Зелениным (табл. 23).
Работа одного удара, соосность ударения и угол наклона сим-
тричного клина к горизонту являются основными факторами,
ределяющими энергоемкость процесса разрушения.
Принцип разрушения мерзлого грунта падающими шар-ба-
ми заключается в объемном разрушении грунта ударными па-
узками.
Показатели различных способов разработки мерзлых грунтов
введены в табл. 24.
Таблица 23
Сопротивление мерзлых грунтов резанию
Грунт	Влаж- ность В %	При температуре в °C						
		-1	-3	-5	-10	-15	-25	-40
Тяжелая	12,0	40-50	55—65	90-95	140-155	170-185	230-	310-
супесь			55-65	85-100	140-160	165-185	240	330
		65—75	120-130	165-190	215-230	280-300	400-	460—
		65-75	110-130	150-180	220-240	280-310	420	480
Сугли-	10,0	28-33	34-37	36-40	40-43	43-50	50-	60-
нок		30-35	35-38	37-40	40-45	45-50	51	65
	25,0	70-80 80-90	150-160 150-160	195-220 180-210	260-280 250-270	330-340 320-340	425— 460	480— 510
Г липа	17,0	35-40	70-80	100-110	150-165	180-200	250-	290-
		35-40	70-85	100-115	150-170	180-200	270	315
	31,0	65-70	120-130	140-160	210-220	290-310	290-	330-
		65-70	115-130	140-160	210-230	280-310	320	360
Песок	6,0	12-14	15-18	20-22	25-27	28-30	32— 35	40— 45
	18,0	150- 160	200-210	220—230	240-250	260-280	285— 300	325— 340
П р и м е ч а		н и е. В	числителе число ударов динамического плотномера					
в знаменателе удельные сопротивления резанию (h в кГ/с.иг) при Ь, равном 3 см.
Таблица 24
Показатели различных способов разработки мерзлых грунтов
Способ разработки	Энергоемкость		Трудо- емкость	Стоимость 1 Л13
	в	в квт-ч/м3	в чел.-днях на 1 м3	в руб.
Предохранение от про- мерзания 	 Оттаивание: огневое 	 пароводяное .... электрическое . . . Ручная разработка . . Механизированный руч- ной инструмент . . . Буро-взрывной инстру- мент 	 Механические способы: резание	 УДар • 		 вибрация 	 ударный отрыв . .	5- Ю5 5 • 107 7- 107 3- Ю7 6,5 • 106 5,1 • 105 2- 10° 2- 105 6- 106 1- 106	1,36 136 190 81 17,7 1,4 5,45 0,55 1,64 0,28	0,02-0,002 0,11-0,14 0,16 0,7-0,28 1,9 0,57-0,85 0,048 0,003—0,09 0,005—0,05 0,044-0.08 0,025	0,015-0,24 0.3-0,9 0,67—0,92 0,32-1,76 До 4,6 2,3 0,52-0,66 0,32-1,46 0.25-0,9 0,43-0,69 0,17
85
ГЛАВА IV
ДВИГАТЕЛИ И ТРАНСМИССИИ МАШИН
ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ
§ 21. ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
В настоящее время на подавляющем большинстве машин для
ляных работ преимущественное распространение получили
гатели внутреннего сгорания. Электрические двигатели иногда
анавливают на одноковшовых строительных экскаваторах
ta землеройно-транспортных машинах с дизель-электрическим
1ВОДОМ.
Режимы нагрузки двигателей машин для земляных работ явля-
’,я неустановившимися и носят переменный характер. Колеба-
: нагрузки происходит непрерывно в течение всего периода
ючего цикла.
Наибольшее значение имеет колебание нагрузки на коленча-
: валу двигателей одноковшовых экскаваторов скреперов и
[ьдозеров. У двигателей автогрейдеров колебание нагрузки
колько меньше.
Двигатель грейдер-элеватора работает при нагрузках, близких
остоянным, хотя их колебания имеют место.
При работе двигателя на неустановившихся режимах нагрузки
жается его мощность, ухудшается топливная‘экономичность
окращается срок службы.
Исследования работы двигателей на машинах для земляных
ют показывают, что наиболее пригодны четырехтактные дви-
ели, снабженные всережимными регуляторами.
На таких машинах применяются главным образом автомобиль-
? и тракторные дизели.
Автомобильные дизели хорошо приспособлены к переменным
химам работы, но не могут длительное время работать на режиме
гениальной мощности. При установке их на машинах для земля-
l работ из-за тяжелых условий работы рекомендуется дефор-
овать их по мощности на 40—50%. При соблюдении этого усло-
[ моторесурс дизеля остается примерно таким же, как и при
ановке его па автомобиле.
Тракторные дизели могут длительное время работать на режиме
максимальной мощности и при неустановившейся нагрузке.
Однако они имеютбольший вес и хуже приспосабливаются к пере-
менной нагрузке. J
К двигателям строительных и дорожных машин предъявляются
следующие'обновные требования:
1.	Двигатели должны быть оборудованы всережимными регу-
ляторами.
2.	Степень неравномерности центробежного регулятора должна
составлять 0,08—0,10.
3.	Из-за возможных перегрузок двигателя коэффициент приспо-
собляемости должен быть не менее 1,15.
4.	Номинальная частота вращения коленчатого вала дизеля
должна составлять 1500—2500 об!мин.
5.	Долговечность (срок службы до капитального ремонта)
автотракторных дизелей при установке на строительные и дорож-
ные машины должна составлять не менее 3000—3500 ч, что соответ-
ствует 4000 ч работы на тракторах и автомобилях.
6.	Запуск дизеля должен осуществляться электростартером
или пусковым двигателем с электростартерным запуском послед-
него.
7.	Двигатели должны быть рассчитаны на работу при про-
дольном наклоне до 35° и поперечном наклоне до 15°.
При подборе двигателей к машинам для земляных работ необ-
ходимо принимать во внимание следующие рекомендации:
1.	Двигатели к машинам для земляных работ должны подби-
раться с учетом режимов и условий эксплуатации.
2.	Двигатель должен быть подобран таким образом, чтобы
большую часть времени цикла он работал на регуляторной ветви
характеристики. Переход на безрегуляторную ветвь допускается
только при преодолении временно возросших сопротивлений и дол-
жен быть по возможности непродолжительным.
3.	При подборе двигателя необходимо учитывать неустановив-
шийся характер нагрузки, имея в виду, что при неустановившейся
нагрузке выходные мощностные показатели и наилучшая топлив-
ная экономичность могут быть получены при загрузке двигателя
меньше номинального крутящего момента.
4.	Для дизеля, работающего на переменных режимах, вели-
чина оптимальной загрузки составляет 78% номинального кру-
тящего . момента.
5.	При использовании абсолютных непрозрачных гидродина-
мических трансформаторов, которые обеспечивают работу двига-
телей на постоянном режиме, гидротрансформатор необходи-
мо подбирать так, чтобы двигатель работал на номинальном ре-
жиме.
Следует также отметить, что неустановившаяся нагрузка
не оказывает существенного влияния на внешнюю характеристику
гидродинамического трансформатора.
87
§ 22. ХАРАКТЕРИСТИКА ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
На рис. 42 приведена скоростная характеристика дизеля
регуляторной ветвью (регуляторная характеристика).
Основными зависимостями этой характеристики являются
е = Мр (пе) и Ge = Ge (пе), замеряемые при проведении стендо-
:х испытаний, а производными — Ne = Ne (nJ и ge = ge (nJ.
'есь Me — крутящий момент двигателя; пе — частота вращения
ленчатого вала; Ge — часовой расход топлива двигателем;
, — мощность двигателя; ge — удельный расход топлива двига-
дем. Как известно,
яг А/.
^е~716,2 Л‘ С’’ %e=N^ г^Л‘ С' Ч'
Характерными точками регуляторной характеристики дизеля
дут следующие:
стота вращения:
номинальная............................................ Пеп
минимальная............................................ пе n) in
на холостом ходу....................................... п»х
при максимальном крутящем моменте двигателя............ пем
утящий момент:
номинальный............................................... Ме	н
максимальный........................................... м
еПШ
,ксимальная мощность ..................................N
совой расход топлива:
минимальный на холостом ходу	. ...................... ^eniin
при максимальной мощности.............................. GeN
шимальный удельный расход топлива...................... £emin
Возможность преодоления двигателем повышенных сопро-
влений вращению коленчатого вала оценивается коэффициентом
паса крутящего момента <о, который определяется с помощью
едующей зависимости:
М — М
„ emax ен
<В =------------>
Afe)t
и коэффициентом приспособляемости двигателя /, представля-
цим собой отношение
'^«гпах
% д/ •
ен
У дизелей, не имеющих корректора подачи топлива, % =
1,00 -т- 1,05, а при наличии корректора — % = 1,1 -ь 1,2.
.зница в частоте вращения коленчатого вала пех и пен определя-
ет степенью нечувствительности регулятора которая может
ль подсчитана следующим образомГ
п пех пен
В среднем для тракторных дизелей й — 0,08	0,10.
Коэффициент приспособляемости двигателя по частоте враще-
ния Q дает представление о степени сниженния угловой скорости
вращения коленчатого вада при перегрузке двигателя и находится
из отношения
У/
У дизелей, снабженных
= 1,3 4- 1,6.
всережимными регуляторами, Q ==
Регуляторные характеристики двигателя принято строить
не только в функции частоты вращения коленчатого вала, но и в
функции мощности двигателя или его крутящего момента (рис. 43).
§ 23. ТРАНСМИССИИ
Режим работы двигателя определяется частотой вращения
коленчатого вала и соответствующими ей крутящим моментом
и мощностью. Если двигатель снабжен всережимным регулятором
и работает при максимальной подаче топлива, то при прочих
равных условиях частота вращения коленчатого вала будет зави-
сеть от момента сопротивления вращению коленчатого вала.
Таким образом, если передаточное число трансмиссии будет оста-
ваться постоянным, а режим работы машины будут меняться,
то это, в свою очередь, приведет к изменению частоты вращения
коленчатого вала, т. е. режимов работы двигателя.
89
Для обеспечения работы двигателя на наивыгоднейшем режиме
именяются трансмиссии, которые позволяют изменять переда-
1ное число. Например, необходимо, чтобы машина обеспечивала
нболее высокие тяговые качества при различной скорости дви-
ния. Для этого следует изменять передаточное число трансмиссии
<им образом, чтобы двигатель всегда работал на постоянном
киме, соответствующем режиму максимальной мощности.
Из числа трансмиссий, применяемых на машинах для земляных
5от, будут рассмотрены только два типа — механическая и
1ромеханическая, как получившие наиболее широкое примене-
е.
Механическая трансмиссия. Основным положительным качест-
и механической трансмиссии является сравнительная простота
нструкции и надежность в работе.
Однако, чтобы эффективно использовать мощность двигателя
а переменных тяговых или скоростных режимах работы машин,
)бходимо часто переключать соответствующие ступени коробки
зедач. Из-за ограниченного числа ступеней нет возможности
:тоянно рационально загружать двигатель машины. Это явля-
я существенным недостатком механической трансмиссии. Чем
це изменяются режимы работы машины, тем в большей степени
^являются эти недостатки.
Передачи коробки передач машин для земляных работ по назна-
[ию разделяются на рабочие, транспортные и ползучие. На рабо-
с передачах машины работают при копании грунта или переме-
яии его рабочими органами. Эти передачи в значительной сте-
ш определяют тяговые качества, а следовательно, и эффектив-
:ть работы машин при выполнении главной операции рабочего
кла — копании грунта.
Транспортные передачи используют при перевозке грунта
г холостых пробегах машин. Транспортные передачи, как изве-
о, характеризуют скоростные качества машин для земляных
5от.
Ползучие передачи необходимы для работы некоторых видов
ясного оборудования, агрегатируемого на машинах для земля-
х работ и колесных тягачах (например, трамбующие плиты,
»раторы, фрезы, роторные снегоочистители). Скорости этих
>едач весьма низкие и определяются особенностями техноло-
еского процесса навесного оборудования.
Рабочие и транспортные передачи машин для земляных работ
[яются основными, ползучие — вспомогательными.
При выполнении тягового расчета этих машин в числе прочих
овных параметров устанавливаются минимальная расчетная
рость vv rain на первой передаче и максимальная расчетная
нспортная скорость на высшей передаче гргпах-
Следовательно, общие передаточные числа трансмиссии при-
а колесного движителя, соответствующие указанным скоростям
гжения iM1 и 1мп будут:
b,i = 0,377
пенгс ,
v ’
vp тш
= 0,377
^енгс
V
p max
где rc — силовой радиус колесного движителя в
пен — номинальная частота вращения коленчатого вала дви-
гателя в об!мин. '
Напомним, что в этих формулах значения УргП(П и рр тах нужно
подставлять в км!ч.
Ряды передаточных чисел тяговых машин чаще всего подби-
раются по геометрической прогрессии:
'.«II 1м III	'.««
= 1----= •  • = I--—= 7,
6 All	М II	М (П— 1)
где 1л1п, гЛ1ш — соответственно общие передаточные числа транс-
миссии привода колесного движителя на второй
и третьей передачах;
q — знаменатель геометрической прогрессии.
Поскольку окружная сила колесного движителя Рк и расчетная
скорость движения могут быть определены из выражений:
р ,
г	»
' С
«=0,377^^,
где Ме — крутящий момент двигателя;
iM — общее передаточное число трансмиссии привода колес-
' ного движителя на данной передаче;
т]л — механический к. п. д. трансмиссии привода колесного
движителя,
то
РК1 ^K(n — 1) vpll Vpn
где Рк[, Рк [I — окружные силы колесного движителя на первой
и второй передачах (Рк1 = РКГПах);
Ркп — окружная сила на высшей передаче (Рпп —
= Рк mtn) J
vpi, Vpii — расчетные скорости движения на первой и второй
передачах;
v — расчетная скорость движения на высшей пере-
даче (ирп = кртах);
п — число передач.
Знаменатель геометрической прогрессии будет
п~1/'~р	~	п-г/^
__ "1/ к min  -1/ pmin
max	vp шах
91
Располагая значением гл11, можно рассчитать ряд общих пере-
точных чисел трансмиссии привода колесного движителя
£иП = Ёи1?, j-И III = ijA 1	• • • > 1мп:=1м1<] \
также значения расчетных теоретических скоростей движения
разных передачах:
7»	t) •	Л
__уртш	_______vpmin	__ ______vpmin
Ml—	&рШ—	5 ••• J VPn— VV max— j •
Гидромеханическая трансмиссия. Применение гидромеханичес-
х трансмиссий на машинах для земляных работ повышает их
лговечность, облегчает управление и в большинстве случаев
вышает производительность.
Так, при наличии в трансмиссии гидродинаминического транс-
рматора автоматически изменяется скорость движения в зави-
мости от сопротивления на рабочем органе на тяговом режиме
боты или в зависимости от сопротивления движению на транс-
ртном режиме. В результате этого машина всегда работает
наивыгоднейшем режиме.
Указанные качества гидромеханических трансмиссий обуслов-
вают целый ряд преимуществ машин для земляных работ.
В настоящее время гидромеханические трансмиссии получили
грокое распространение на экскаваторах, машинах для земляных
бот — самоходных скреперах, колесных бульдозерах, колес-
[х погрузчиках.
На автогрейдерах гидромеханические трансмиссии применя-
ся реже вследствие того, что они работают на более установив-
хся режимах и поэтому преимущества- гидромеханических
шсмиссий проявляются в меньшей степени, чем, например,
колесных тягачах.
§ 24. ПАРАМЕТРЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Гидродинамическая муфта. Основными ее параметрами явля-
ся: крутящий момент вала насосного колеса, к. п. д. и коэф-
диент проскальзывания.
Крутящий момент вала насосного колеса Мн определяется
уравнению
М „ =	(38)
кн — коэффициент крутящего момента насосного колеса в
1
м (об/мин)2,1
Уж ~ удельный вес рабочей жидкости в кПм\уж — 820 кГ/м3);
пн — частота вращения вала насосного колеса в об/мищ
Dг — активный диаметр гидродинамической муфты (наиболь-
ший диаметр рабочей камеры) в м.
При работе гидродинамической муфты крутящие моменты валов
насосного Мн и турбинного Мт колес практически одинаковы,
а трансформируется только их частота вращений. Поэтому гидро-
динамическая муфта является вариатором скорости, кинемати-
ческое передаточное отношение 1 которого устанавливается авто-
матически в зависимости от степени загрузки вала турбинного
колеса. Следовательно, если Мн = Мт, то к. п. д. гидродинами-
ческой муфты цгд1, определяемый отношением снимаемой и подво-
димой мощностей, будет равен ее кинематическому передаточному
отношению 1гм, поскольку
•	„  Мт пт    fyn _ j	/оп\
М • „	— ~п — 'гл-
Il	tt	rl
где пт и пн — частота вращения валов турбинного и насосного
колес.
Коэффициент проскальзывания гидродинамической муфты опре-
деляется уравнением
ЮО = (1 - ти,) 100 = (1 - iSM) 100%.	(40)
Для оценки преобразующих свойств гидродинамических муфт
широкое применение получили внешние безразмерные характе-
ристики, определяемые экспериментальным путем и представля-
ющие собой графическую зависимость коэффициента крутящего
момента насосного колеса л,;
и к. и. д. ц8Д1 от кинематиче-
ского передаточного отноше-
ния Чм (рис. 44).
Достоинством таких ха-
рактеристик является то, что
они справедливы не только
для одной гидродинамической
муфты, но и для целого се-
мейства геометрически подоб-
ных ей гидродинамических
муфт.
На основе безразмерной
характеристики можно весь-
Рис. 44. Внешняя безразмерная харак-
теристика гидродинамической муфты
ма просто построить внеш-
нюю размерную характеристику конкретной гидродинамической
муфты, если известен ее активный диаметр Ог, удельный вес
рабочей жидкости уж и частота вращения насосного колеса пн.
Для этого необходимо воспользоваться зависимостями внешней
безразмерной характеристики Д, = Хн(ггл!), цгл1 = (гЗЛ1) и
формулами (38) и (39). Таким образом, внешняя размерная харак-
теристика гидродинамической муфты выражает в графической
1 Величина, обратная передаточному числу.
93
юрме зависимость крутящего момента на валу турбинного коле-
а Мт и к. и. д. т]гл, от частоты вращения вала турбинного ко-
еса пП1.
Гидродинамический трансформатор. Основными его парамет-
рами являются: крутящий момент вала насосного колеса, коэф-
шциент трансформации крутящего момента, кинематическое пере-
аточное отношение, к. п. д.
Крутящий момент вала насосного колеса 7Ин определяется по
равнению (38), а крутящий момент вала турбинного колеса
1т — по формуле
(41)
де Хт — коэффициент крутящего момента турбинного колеса
1
в _________•
м (об/мин)^
пт — частота вращения вала турбинного колеса в об/мин.
В связи с тем, что гидродинамический трансформатор является
втоматическим преобразователем энергии, при оценке его преоб-
азующих свойств пользуются коэффициентом трансформации
рутящего момента кТ, определяемым из уравнения
<42)
кинематическим передаточным отношением 1гт, равным
К. п. д. гидродинамического трансформатора определяется по
ормуле
^гт = 377 ' ДГ ~ ^rhm-	(44)
Для оценки преобразующих свойств гидродинамических транс-
эрматоров также нашли широкое применение внешние безраз-
эрные характеристики, определяемые экспериментальным спосо-
)м. Последние представляются графической зависимостью коэф-
тциента крутящего момента насосного колеса кн, коэффициента
шнсформации кТ и к. п. д. к]гт от кинематического передаточного
ношения ism (рис. 45).
Внешние безразмерные характеристики гидродинамических
шнсформаторов, так же как и гидродинамических муфт, явля-
гся справедливыми для целого семейства геометрически подоб-
>ix трансформаторов.
При наличии внешней безразмерной характеристики можно
ютроить внешнюю размерную характеристику, которая пред-
авляет собой зависимость крутящего момента вала насосного
'леса Мп, крутящего момента вала турбинного колеса М т,
'эффициента трансформации кТ и к. п. д. ргт от частоты вращения
вала турбинного колеса пт, если известны значения уж, Dг и и;„.
Для этого следует воспользоваться зависимостями безразмерной
характеристики Х?( = rkH (iem), кТ = кТ (1гт) и формулами (38),
(41), (42), (44).
На рис. 46 в качестве примера показана внешняя размерная ха-
рактеристика непрозрачного гидродинамического трансформатора.
г 1,0
Рис. 45. Внешние безразмерные
характеристики гидродинамиче-
ских трансформаторов:
а — прозрачного; б — непрозрачного;
в — комплексного
Автоматичность работы гидродинамического трансформатора,
заключающаяся в его способности автоматически изменять в неко-
торых пределах крутящий момент и частоту вращения вала тур-
бинного колеса в зависимости от внешнего сопротивления, явля-
ется одним из наиболее важных достоинств гидродинамических
передач.
Из внешней размерной характеристики гидродинамического
трансформатора видно, что крутящий момент вала насосного колеса
Мп практически остается постоянным во всем диапазоне частоты
вращения вала турбинного колеса пт, а Мт изменяется в широких
пределах-.
При увеличении внешнего сопротивления возрастает момент
Мт, а частота вращения пт при этом снижается.
Наибольшее значение момента М т соответствует заторможен-
ному состоянию вала турбинного колеса. Если внешнее сопро-
тивление, а следовательно, и момент Мт будут снижаться, то
частота вращения пт будет возрастать. Рассмотренные свойства
гидродинамического трансформатора, определяемые с помощью
его внешней размерной характеристики, позволяют машине с гид-
95
гомеханической трансмиссией автоматически приспосабливаться
< условиям работы.
Так, например, при работе машины на тяговом режиме при
юстоянной подаче топлива в двигатель возрастающее сопротив-
гение грунта копанию будет автоматически увеличивать силу тяги
солесного движителя и снижать действительную скорость движе-
ния машины. При уменьше-
нии сопротивления грунта
копанию будет происходить
обратное явление — сила тя-
ги будет снижаться, а дейст-
вительная скорость движе-
ния землеройно-транспорт-
ной машины возрастать. В
результате этого при измене-
нии силы тяги колесного дви-
жителя в сравнительно широ-
ком диапазоне снижение тя-
говой мощности, а следо-
вательно, и теоретической
производительности у машин
будет значительно меньше,
чем, например, у такой же
машины с механической
трансмиссией при прочих
’ис. 46. Внешняя размерная характе- равных условиях.
шстика непрозрачного гидродинамике- Под нагружающими свой-
ского трансформатора	ствами гидродинамического
трансформатора принято по-
гимать его способность изменять степень загрузки двигателя. Они
щениваются зависимостью внешней безразмерной характеристи-
ки	(i3m).
У гидродинамического трансформатора, который называют
шпрозрачным (рис. 45, б), изменение крутящего момента вала
’урбинного колеса М не вызывает изменения крутящего момента
ЭХ-
шла насосного колеса Мн. В этом случае Хя = const или дт-у- = 0.
и1гт
Вследствие этого двигатель будет работать на постоянном
зежиме при любой степени загрузки вала турбинного колеса.
эежим работы двигателя, приводящего непрозрачный гидродина-
гический трансформатор, может быть изменен только за счет
^,1.
изменения подачи топлива.
У гидродинамического трансформатора, называемого прозрач-
тым (рис. 45, а), изменение крутящего момента вала турбинного
голеса Мт вызывает изменение крутящего момента вала насосного
голеса Мн, а следовательно, и двигателя. В этом случае /.ц const
<9Х„. " п
гли	0.
^1гт
16
Следует отметить, что гидродинамические трансформаторы
могут иметь прямую, обратную и смешанную прозрачность.
У гидродинамического трансформатора, обладающего прямой
прозрачностью, с увеличением момента Мт, приводящим к сниже-
нию частоты вращения пт, момент Мн уменьшается. Из этого
следует, что у гидродинамического трансформатора с прямой
прозрачностью ординаты кривой внешней безразмерной харак-
теристики Л.н = л)( (Ст) уменьшаются с увеличением передаточного
отношения ism. Это условие может быть записано следующим обра-
зом:
т~-<0.
и1гт
У гидродинамических трансформаторов, обладающих обратной
прозрачностью, нагружающие свойства будут другими. Увели-
чение Мт, приводящее к снижению пт, будет вызывать увеличе-
ние Мн. Вследствие этого у гидродинамического трансформатора
с обратной прозрачностью ординаты кривой кн = (ism) увели-
чиваются с увеличением передаточного отношения 1гт. Это условие
может быть записано так:
дЪн Q
Необходимо обратить внимание, что кривые внешней безраз-
мерной характеристики кТ = кт (1гт), т)гт = т]гт (ггт) для гид-
родинамических трансформаторов с разной прозрачностью будут
различны.
У гидродинамических трансформаторов со смешанной прозра-
чностью имеются участки внешней безразмерной характеристики
с различной прозрачностью: например начальный участок непро-
зрачный, а далее прямая прозрачность, или начальный участок
с обратной прозрачностью с дальнейшим переходом в прямую
прозрачность. Такие характеристики имеют комплексные гидро-
динамические трансформаторы (рис. 45, в).
Степень прозрачности гидродинамических трансформаторов
принято оценивать коэффициентом прозрачности Пе, который
определяется отношением
где Хнктах — коэффициент крутящего момента насосного колеса
при работе гидродинамического трансформатора
на режиме трогания, т. е. при iem — 0 и кт =
= kr max >
AKK_i — коэффициент крутящего момента насосного колеса
при работе гидродинамического трансформатора
на режиме гидродинамической муфты, т. е. при
кт = 1.
4 Алексеева, Артемьев
97
Гидродинамические трансформаторы, у которых Пг~=^ 1,6,
принято относить к категории прозрачных. При Пг — 1,0 гидро-
динамические трансформаторы являются совершенно непрозрач-
ными. Когда Пг = 1,0 ~=- 1,2, то гидродинамический трансформа-
тор является практически непрозрачным. Наконец, если Пг <
< 1,0, гидродинамический трансформатор обладает обратной
прозрачностью, которой можно пренебречь при Пг 0,9 ч- 0,85.
§ 25. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ДВИГАТЕЛЯ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С ГИДРОДИНАМИЧЕСКИМИ
ПЕРЕДАЧАМИ
Агрегат двигатель — гидродинамическая передача можно услов-
но рассматривать как некоторую самостоятельную силовую
установку, обладающую своими выходными параметрами. Тогда
характеристики двигателя и гидродинамической передачи, взятые
отдельно друг от друга, можно считать внутренними характери-
стиками агрегата, а результаты совместной работы двигателя
и гидродинамической передачи следует оценивать выходной харак-
теристикой. Последняя представляет собой графическую зависи-
мость крутящего момента вала турбинного колеса Мт, мощности
гидродинамической передачи Nm, часового Ge и удельного ge
расхода топлива двигателем, а также к. п. д. гидродинамической
передачи т]гп от частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Зависимости выходной характеристики Мт = Мт (nm), Ge =
= Ge (nm), Пгп “ Ягп^/п) являются основными, а зависимости
Nm = KJ- Se = ge (nm) — производными.
Все возможные схемы соединений коленчатого вала двигателя
с валом насосного колеса гидродинамической передачи можно
разделить на схемы с последовательным и с параллельным вклю-
чением.
При компоновке гидромеханической передачи по схемам с после-
довательным включением гидродинамической передачи вся мощ-
ность, подводимая от двигателя к колесному движителю, пе-
редается через гидродинамическую передачу. Поэтому такие
схемы соединения часто называют схемами с последовательным
потоком мощности.
В гидромеханических передачах, выполненных по схеме
с параллельным включением, мощность двигателя к колесному
движителю подводится минимум двумя или несколькими потоками,
в один из которых вводится гидродинамическая передача.
В связи с этим, через гидродинамическую передачу к колес-
ному движителю передается только часть мощности двигателя,
гак как ее другая часть подводится к колесному движителю че-
рез механические звенья, минуя гидродинамическую передачу.
Схемы второго вида, по указанным особенностям передачи мощ-
ности, принято называть схемами с параллельным потоком мощ-
ности.
98
Рассмотрим наиболее характерные структурные схемы после-
довательного включения в связи с тем, что они получили наиболее
широкое распространение в гидромеханических трансмиссиях
машин для земляных работ (рис. 47).
При таких схемах соединения не всегда вся мощность, разви-
ваемая двигателем, расходуется на привод колесного движителя.
Рис. 47. Структурные схемы последовательного соеди-
нения гидродинамической передачи с двигателем:
а — непосредственное соединение; б — соединение через проме-
жуточный механический редуктор; в — непосредственное соедине-
ние с отбором мощности двигателя на привод вспомогательных
механизмов; г — соединение через промежуточный редуктор с ва-
лом отбора мощности двигателя на привод вспомогательных ме-
ханизмов: 1 —двигатель; 2— гидродинамический трансформатор;
3 — промежуточный механический редуктор; 4 — вспомогатель-
ные механизмы; -3 — редуктор привода вспомогательных механиз-
мов. Стрелками обозначено направление потока мощности
Часть мощности двигателя может использоваться для привода
вспомогательных механизмов (рис. 47, в и г). Кроме того, в этих
схемах вал двигателя и вал насосного колеса гидродинамической
передачи могут соединяться непосредственно (рис. 47, в), если
их параметры удовлетворяют условиям совместной работы.
В том случае, когда это требование не соблюдается, между двига-
телем и гидродинамической передачей устанавливается проме-
жуточный механический редуктор (рис. 47, б и г), который может
быть либо повышающим, либо понижающим.
Таким образом, при рассмотрении совместной работы двига-
теля с гидродинамической передачей необходимо для каждого
конкретного случая компоновки гидромеханической трансмиссии
привести характеристику двигателя к валу насосного колеса,
учитывая наличие промежуточного механического редуктора
и отбор мощности двигателя на привод вспомогательных механиз-
мов машин для земляных работ.
4*
99
Рассмотрим способы получения регуляторной характеристики
двигателя, приведенной к валу насосного колеса гидродинамиче-
ской передачи для структурных схем соединения, показанных
на рис. 47.
При непосредственном соединении коленчатого вала двигателя
с валом насосного колеса, когда нет отбора мощности двигателя
(рис. 47, а), необходимо соблюдение только одного условия:
за расчетную принимается эксплуатационная регуляторная харак-
теристика двигателя.
Тогда будем иметь
Иц —	= TWg,
NH = N’ = Ne>
пде пн, Мн, NH — соответственно частота вращения, крутящий
момент и мощность на валу насосного колеса
гидродинамической передачи;
пе, М'е, N'e — соответственно частота вращения, крутящий
момент и мощность двигателя, приведенные
к валу насосного колеса;
гае, Ме, Nе — соответственно частота вращения, крутящий
момент и мощность двигателя.
Если между двигателем и гидродинамической передачей
остановлен промежуточный механический редуктор (рис. 47, б),
i отбора мощности нет, то параметры регуляторной характеристики
двигателя можно привести к валу насосного колеса, воспользо-
завшись следующими зависимостями:
= = Мн=М'е — М<ЛрХ\р\ NH=N'e-=Ne'r\p, (46)
Ср
де ip — передаточное число промежуточного механического
редуктора;
т]р — механический к. п. д. промежуточного механического
редуктора.
На рис. 48 показаны регуляторные характеристики двигателя,
риведенные к валу насосного колеса гидродинамической передачи
виде кривых М’е = М'е (п'е) и N'e — N'e (п'е) с помощью выражений
i6) при наличии понижающей (штриховые кривые) и. повышающей
нтрих-пунктирные кривые) передач. Для сравнения на этот же
эафик нанесена регуляторная характеристика двигателя при его
^посредственном соединении с валом насосного колеса гидро-
шамической передачи (сплошные кривые).
Применение понижающей передачи обеспечивает увеличение
эутящего момента М'е и расширение диапазона его изменения,
ри этом уменьшается величина и сужается диапазон частоты
защения вала насосного колеса гидродинамической передачи
О
Когда используется повышающая передача, происходит обрат-
ное явление — уменьшается величина и диапазон изменения кру-
тящего момента, но увеличивается частота вращения вала насос-
ного колеса гидродинамической передачи и диапазон ее изменения.
В том случае, когда имеет место отбор мощности двигателя
на привод вспомогательных механизмов, а коленчатый вал дви-
гателя соединяется непосредственно с валом насосного колеса
гидродинамической передачи (рис. 47,а), приведение регуля-
торной характеристики двигателя к валу насосного колеса можно
осуществить следующим образом.
Рис. 48. Регуляторная характери-
стика двигателя, приведенная к ва-
лу насосного колеса гидродинамиче-
ской передачи.
Рис. 49. Регуляторная характе-
ристика двигателя, перестроенная
с учетом отбора мощности на при-
вод вспомогательных механизмов
В первом приближении можно считать, что на привод вспомо-
гательных механизмов при любой частоте вращения коленчатого
вала двигателя расходуется постоянный крутящий момент Мео,
следовательно, величина свободного крутящего момента Месв,
т. е. момента, который может быть использован для привода колес-
ного движителя на любом режиме работы двигателя, будет
Месе = Ме — Ме0.	(47)
Располагая регуляторной характеристикой двигателя и при-
меняя зависимость (47), не представляет труда построить кривую
М№е = Месв (пе) (рис. 49).
Свободная мощность двигателя Nece, т. е. мощность, которая
может расходоваться на привод колесного движителя при раз-
личных режимах работы, определяется с помощью формулы
дг ,__Месв^-е _ Мео)пе . _	f/,Q\
1V ем — -716^
где Ме, пе — крутящий момент двигателя и соответствующая ему
частота вращения коленчатого вала.
101
Значение Ме0 в каждом конкретном случае устанавливается
путем проведения соответствующих расчетов. Если, например,
отбор мощности двигателя осуществляется только на привод
гидронасосов рулевого управления машины для земляных работ,
то Мео ж 0,17Йеи, где Мен — номинальный крутящий момент
двигателя. Тогда для указанного расчетного случая формула (48)
примет следующий вид:
Nece = -7е~7°1б^н) "	(48а)
На рис. 49 кривые Месв = Месв (пе) и Nece = Nece(ne) обозна-
чены пунктирными линиями.
Таким образом, будем иметь в данном случае
пн = п'е = пе; Мн = М'с = М,:св, NH = N'e=zN№e.
Если наряду с отбором мощности двигателя на привод вспомо-
гательных механизмов соединение его коленчатого вала с валом
гасосного колеса гидродинамической передачи осуществляет-
ся через промежуточный редуктор (рис. 47, а), то приведение
эегуляторной характеристики к валу насосного колеса можно
асуществить следующим образом.
Применяя формулы (47) и (48), необходимо перестроить регу-
щторную характеристику двигателя с отбором мощности. После
лого остается осуществить ее приведение к валу насосного колеса,
юспользовавшись зависимостями (46).
§ 26. ПОСТРОЕНИЕ ВЫХОДНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ СИСТЕМЫ
ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ —
ГИДРОДИНАМИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА
Для того чтобы получить выходную характеристику, необхо-
димо предварительно установить зависимости между соответст-
ующими параметрами двигателя и гидродинамической передачи
ри их работе на различных режимах.
Это можно сделать только при наличии у двигателя и гидро-
инамической передачи параметров, имеющих одинаковые раз-
ерности. За такие параметры можно принимать коэффициент
рулящего момента двигателя приведенный к валу насосного
олеса, и коэффициент крутящего момента насосного колеса
ядродинамической передачи.
Исходными данными, необходимыми для построения выходной
арактеристики системы двигатель — гидродинамическая пере-
ача, будут: регуляторная характеристика двигателя (см. рис. 42),
гешняя безразмерная характеристика гидродинамической пере-
ши (см. рис. 44 и 45), ее активный диаметр Ds и удельный вес
абочей жидкости Коэффициент крутящего момента насосного
2
колеса гидродинамической передачи можно определить из уравне-
ния
J  Мн
н v и2£>5 '
1ж,1нг
(49)
Если в это выражение подставить приведенный крутящий
момент двигателя М'е и соответствующую ему частоту вращения
коленчатого вала п'е, принятые по регуляторной характеристике
двигателя и приведенные к валу насосного колеса гидродинами-
ческой передачи, то можно найти коэффициент крутящего момента
двигателя Ке, приведенный к валу насосного колеса, который
будет равен
м-
(50)
При установившихся режимах работы двигателя и соединенной
с ним гидродинамической передачи имеют место следующие
зависимости: М'е = Мн п п'г = пп. Принимая во внимание выраже-
ния (38) и (39), не трудно прийти к заключению, что обязательным
условием совместной работы системы двигатель — гидродинами-
ческая передача на установившемся режиме является равенство
коэффициентов Хё и Хн, т. е.
Ze = AH.	(51)
В том случае, когда между двигателем и гидродинамической
передачей нет механического редуктора и коленчатый вал двига-
теля и вал насосного колеса гидродинамической передачи соеди-
няются непосредственно, то к'е = ке. Тогда условие (51) примет
следующий вид:
= V	(51а)
Все последующие расчеты, связанные с построением выходных
характеристик системы двигатель — гидродинамическая передача,
будем рассматривать для общего случая, описываемого условием
(51).
Таким образом, если, с одной стороны, определить приведен-
ные к валу насосного колеса параметры двигателя М'е, п'е, G'e,
а с другой — параметры гидродинамической передачи ism, кт,
цгт при равных значениях Лё и А.н, то можно установить зависи-
мости, необходимые для построения выходных характеристик
системы двигатель — гидродинамическая передача при их совмест-
ной работе.
Следовательно, равенство (51) является основой построения
выходной характеристики системы рассматриваемым методом.
Воспользуемся этим методом для построения выходных харак-
теристик системы двигатель — гидродинамическая передача для
гидромеханических передач с последовательным включением гид-
родинамической передачи.
Гидродинамическая муфта. На регуляторной характеристике
103
двигателя, приведенной к валу насосного колеса гидродинамиче-
ской муфты, строим кривую приведенного коэффициента крутя-
цего момента двигателя (рис. 50, б), подсчитывая его значения
то формуле
м'е
е Уж (n'eyDr
Справа от нее наносим внешнюю безразмерную характеристику
идродинамической муфты (рис. 50, в), при этом масштабы шкал
v и должны быть обязательно одинаковыми.
1.	Строим основную зависимость выходной характеристики —
:ривую крутящего момента вала турбинного колеса Мт в функ-
,ии его частоты вращения пт (рис. 50, а).
с. 50. Характеристика совместной работы двигателя с гидродинамической
муфтой
Для этого задаемся некоторой частотой вращения коленчатого
ла двигателя, приведенной к валу насосного колеса n'et, и откла-
ваем ее на ось абсцисс (отрезок Оа^. Из точки ^восстанавливаем
рпендикуляр к оси абсцисс и продолжаем его до пересечения
всеми кривыми приведенной регуляторной характеристики
ягателя (точки а2, aa, at, а5). Через точки а4 и а2 проводим гори-
гтали: первую до пересечения с осью ординат графика (точка й8),
вторую — до пересечения с кривой А.и безразмерной характе-
зтики гидродинамической муфты, причем полученную точку ав
«но спроектировать на ось абсцисс. Тогда по величине отрезков
I и Оа7 можно определить значения Ме1 и iSMi, соответствующие
,анной приведенной частоте вращения коленчатого вала дви-
еля пе,.
Воспользовавшись уравнением (39) и принимая во внимание,
пн = пе, находим частоту вращения вала турбинного колеса
= (Ой^)
Найденное значение nmi откладываем по оси абсцисс (рис. 50, а),
а из точки ай восстанавливаем перпендикуляр до пересечения
с продолжением отрезка а4а8. Тогда полученная точка а10 будет ха-
рактеризовать зависимость Mmi = Mmi (nmi) при заданной частоте
вращения коленчатого вала двигателя, приведенного к валу
насосного колеса nei.
2.	Строим основную зависимость выходной характеристики —
кривую приведенного часового расхода топлива двигателем G'e
в функции частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Приведенный часовой расход топлива двигателем G'ei в функции
частоты вращения вала турбинного колеса nmi можно найти, если
через точку а3 провести горизонталь до пересечения с прямой
а9а10. Тогда точка ап будет определять зависимость Ge = G'e
3.	Строим производную зависимость выходной характерис-
тики — кривую мощности на валу турбинного колеса Nm в функ-
ции его частоты вращения пт.
Мощность на валу турбинного колеса для данного режима
работы можно найти, воспользовавшись выражением (39), из кото-
рого, поскольку М’е = Af„, следует, что
Nmi== Пэ.пгТМ ei.
В данном случае определяется отрезком а7а13, a N'ei — отрез-
ком ахаъ. Следовательно,
Nmi = (я7«1з)	= «На-
значение Nmi также можно найти по формуле
дг ________________________тгптг
^тг— 71б,2 ’
имея в виду, что MTOi и nmi определяются соответственно отрезками
а9а10 и Oas.
Получив рассмотренным выше методом достаточное количество
точек, строим кривые выходной характеристики системы двига-
тель — гидродинамическая муфта: Мт — Мт (пт); G'e = G'e (пт)’,
Nт Nт (^от).
4.	Строим производную зависимость выходной характери-
стики — кривую приведенного удельного расхода топлива двига-
телем g’e в функции частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Для этой цели нужно воспользоваться выражением
'__Ек
ge
которое представляет собой отношение ординат Ge и Nm при одной
и той же частоте вращения вала турбинного колеса.
Для заданного режима работы
-  апа»
О12“9 '
Эта кривая во избежание усложнения графика не нанесена.
105
В заключение заметим, что если Хётах ^итах, то в случае
терегрузки гидродинамической муфты остановка вала турбинного
«леса происходит вследствие полного проскальзывания насос-
юго колеса относительно турбинного. Если же имеет место обрат-
гая зависимость, т. е. Хёшах < A,Hmax, то в случае перегрузки
'идродинамической муфты остановка вала турбинного колеса
гроизойдет по причине заглохания двигателя.
Значение Мттах для первого случая можно найти, если через
юнец отрезка ОЬ± (соответствует ХНП1ах) — точку Ьг — провести
оризонталь до пересечения с кривой %ё, а затем через полученную
очку Ь2 провести вертикаль до пересечения с кривыми приведен-
юй регуляторной характеристики двигателя и осью ординат.
)трезок ОЬе будет определять минимальную приведенную частоту
ращения коленчатого вала двигателя при заторможенном вале
урбинного колеса или то же самое на режиме трогания. Проекти-
уя точки Ья, Ья на соответствующие шкалы оси ординат графика
овместной работы (б7, Ь8), можно найти максимальный крутящий
.омент Мттак и расход топлива на режиме трогания гидродина-
ичсской муфты.
Когда 1гл, = 0, пП1 = 0, а следовательно, Nm = 0.
Прозрачный гидродинамический трансформатор. Используя
режние способы, на регуляторной характеристике двигателя,
риведенной к валу насосного колеса гидродинамического транс-
орматора, строим кривую %ё (рис. 51, а). Рядом с ней (рис. 51, б),
)блюдая равенство масштабов шкал К и А,к, размещаем безраз-
ерную характеристику гидродинамического трансформатора.
1.	Строим основную зависимость выходной характеристики —
ривую крутящего момента вала турбинного колеса Мт в функции
ю частоты вращения пт.
Задаемся некоторой частотой вращения коленчатого вала дви-
»теля, приведенной к валу насосного колеса пе, и откладываем
г оси абсцисс (отрезок Оал). Из точки аг восстанавливаем перпен-
гкуляр, продолжая его до пересечения со всеми кривыми приве-
шной регуляторной характеристики двигателя (точки а2, а3,
и Gs)-
Через точку а2 проводим горизонталь до пересечения с кривой
, безразмерной характеристики гидродинамического трансфор-
1тора, а через полученную точку ае проводим вертикаль так,
обы она пересекла все кривые графика и ось абсцисс. Отрезки
г7 и а7аа будут определять значения ismi и kTi гидродинамического
ансформатора, соответствующие режиму работы двигателя,
:ределенному значением приведенной частоты вращения колен-
того вала двигателя n'ei.
Применяя уравнения (43) и (42), определяем nmi и Mmi, вос-
льзовавшись данными графиков:
Птг = ЧтгПе1 = РЯ7) = °<hv
mi к^М= (<lj&g) (^1^4) == 0^14*
Найденные nmi и Mmi откладываем на соответствующих осях
строящегося графика выходной характеристики (рис. 51, в),
а затем определяем положение одной из точек о13 с координатами
Mmi и nmi, через которую пройдет искомая кривая Мт = Мт (пт).
2.	Строим основную зависимость выходной характеристики —
кривую приведенного часового расхода топлива двигателем G’e
в функции частоты вращения вала турбинного колеса пт.
О	Пе 0	0	Лт
а)	б)	6)
Рис. 51. Характеристика совместной работы двигателя с прозрачным гидро-
динамическим трансформатором
Для этого через точку а3 проводим горизонталь до пересечения
с прямой а10а13. Полученная точка ап будет определять искомую
зависимость G'e = G'e (пт).
3.	Строим основную зависимость выходной характеристики —
кривую к. п. д. гидродинамического трансформатора г\гт в функ-
ции частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Через точку ай проводим горизонталь до пересечения с прямой
а10а13. Точка а12, которая получается в результате пересечения этих
двух прямых, и будет определять искомую зависимость rjgm «
Лет (^т)'
4.	Строим производную зависимость выходной характеристи-
ки кривую мощности на валу турбинного колеса Nm в функции
его частоты вращения пт.
Методика построения этой зависимости остается такой же,
как при совместной работе двигателя с гидродинамической
107
яуфтой. Во избежание усложнения графика эта кривая не нане-
:ена.
Кривая приведенного удельного расхода топлива двигателем
। функции частоты вращения вала турбинного колеса строится
ак же, как при совместной работе двигателя с гидродинамиче-
кой муфтой.
Получив изложенным выше методом достаточное количество
очек, строим кривые выходной характеристики системы двига-
ель — гидродинамический трансформатор: Мт — Мт (nm);G'e =
— Ge (пт), Т|гт —- T)anj (ит), Nm Nm (пт).
Непрозрачный гидродинамический трансформатор. Как из-
естно, отличительная особенность непрозрачных гидродинами-
ке. 52. Характеристика совместной работы двигателя с непрозрачным
гидродинамическим трансформатором
ских трансформаторов заключается в том, что крутящий момент
ла насосного колеса практически является постоянным и не зави-
г от крутящего момента вала турбинного колеса. В связи с этим
игатель, соединенный с гидродинамическим трансформатором,
эгда работает на постоянном режиме, который можно установить
едующим образом.
Прямую Лн (она параллельна оси абсцисс) безразмерной харак-
шетики гидродинамического трансформатора (рис. 52, б) продол-
ен до пересечения с кривой Лё, нанесенной на приведенную
’уляторную характеристику двигателя (рис. 52, а). Из точки а2
рскаем перпендикуляр на ось абсцисс и продолжаем его до
юсечения с кривыми G'e, М'е, N'e. Отрезки ara3, a1ai, позволят
'ановить значения Ge, М’е, N'e и при работе двигателя на искомом
'лояпном режиме.
Следовательно, в данном случае для построения выходной
>актеристики достаточно рассмотреть совместную работу гидро-
динамического трансформатора на переменном режиме с работой
двигателя на постоянном режиме.
Задаваясь ismi (отрезок Оа6 на рис. 52, б) по безразмерной
характеристике двигателя определяем соответствующие кт (отре-
зок й6«г7) и 'Чгтг (отрезок а6а8), выполнив построения, показанные
на графике.
После этого, пользуясь уравнением (43), устанавливаем частоту
вращения вала турбинного колеса nmi = iami nHi = ism ne =(Оай)Х
x(Oa^) — Oa^, а применяя выражение (41), находим его крутящий
момент.
Найденные nmi и Mmi наносим на оси координат (рис. 52, в)
и определяем положение точки а11г через которую должна пройти
кривая искомой зависимости М,,, = Мт (nm). В случае надобности
можно отложить т|гт = а9а10 = a6as, необходимое для построения
кривой к. п. д. в функции пт, и Ge =	причем необхо-
димо отметить, что G'e на графике выходной характеристики будет
выражаться прямой, параллельной оси абсцисс. Мощность уста-
навливаем но формуле
лт Мтпт
716>2 >
а удельный расход топлива — по соотношению соответствующих
ординат кривых G'e и Nm. Эти кривые на графике не показаны.
Сопоставляя полученную выходную характеристику системы
с внешней характеристикой непрозрачного гидродинамического
трансформатора (см. рис. 46), можно прийти к заключению, что они
обе содержат зависимости Мт — Мт (пт) и = цгт (nm).
Следовательно, внешняя характеристика непрозрачного гидро-
динамического трансформатора одновременно является выходной
характеристикой рассматриваемой системы. Поэтому при ее нали-
чии нет надобности проводить указанные построения. Если рабо-
чие качества непрозрачного гидродинамического трансформатора
заданы только в виде его безразмерной характеристики, проведе-
ние указанных расчетов и построений является необходимым.
§ 27. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Расчет основных параметров гидродинамических передач бази-
руется на рациональном согласовании режимов работы двигателя
и гидродинамической передачи, обеспечивающем наилучшие пока-
затели их выходной характеристики.
Указанный расчет выполняется при решении двух задач:
1. Заданы: регуляторная характеристика двигателя и безраз-
мерная характеристика гидродинамической передачи. Необходимо
определить основной параметр передачи — активный диаметр Ds.
2. Заданы: регуляторная характеристика двигателя, безраз-
мерная характеристика гидродинамической передачи и ее активный
109
циаметр. Необходимо определить передаточное Число механичес-
кого редуктора ip, устанавливаемого между двигателем и гидро-
динамической передачей.
Непрозрачный гидродинамический трансформатор. Двигатель,
сблокированный с непрозрачным гидродинамическим трансформа-
юром, практически всегда работает на постоянном режиме.
Поэтому при агрегатировании двигателя с непрозрачным гидро-
(инамическим трансформатором с точки зрения наиболее рацио-
1ального использования мощности двигателя целесообразно, чтобы
>н работал на режиме максимальной мощности. В этом случае
Рис. 53. Расчет основных параметров гидромеханической
трансмиссии с непрозрачным гидродинамическим трансформа-
тором
нпина, снабженная гидромеханической трансмиссией, будет обда-
ть наиболее высокими как тяговыми, так и скоростными качест-
ми, конечно, при условии, если правильно будут выбраны
редаточные числа механической части трансмиссии.
Предположим, что необходимо определить основные параметры
юектируемого гидродинамического трансформатора, при которых
будет загружать двигатель на максимальную мощность. Тогда
дача расчета будет заключаться в определении активного диа-
тра гидродинамического трансформатора.
Для выполнения расчетов нужно располагать регуляторной
рактеристикой двигателя, представленной в функции частоты
ащения коленчатого вала (см. рис. 42), и безразмерной харак-
)истикой проектируемого гидродинамического трансформатора
[. рис. 45, б).
Рассмотрим порядок расчета.
1. Регуляторную характеристику двигателя необходимо пере-
доить с учетом отбора мощности на привод вспомогательных
механизмов (см. § 25), если в этом есть необходимость
(рис. 53).
2. Находим номинальный свободный крутящий момент Менсв
по перестроенной регуляторной характеристике двигателя.
Затем, воспользовавшись формулой (38) и полагая, что Мн —
Менсв и пн = пеи> гДе пси — номинальная частота вращения
коленчатого вала двигателя, находим значение активного диаметра
непрозрачного гидродинамического трансформатора из выражения
(52)
гл __"I / Менсв
s г ЪнЧжп'ен ’
Напомним, что здесь Менсв и пен принимаем по регуляторной
характеристике двигателя, а %и по безразмерной хат актеристике
непрозрачного гидродинамического трансформатора (см. рис. 45, б).
Если теперь на регуляторную характеристик.» двигателя
(рис. 53) нанести кривую коэффициента крутящего момента двига-
теля, построенную с помощью -известной формулы
2		 М
е~ У’
а рядом разместить безразмерную характеристику гидродинами-
ческого трансформатора, сохраняя равенство масштабов шкал
и и если продолжить прямую обозначенную отрезком сс.
то она обязательно пройдет через точку ат.
При таком расчете активного диаметра гидродинамического
трансформатора, коленчатый вал двигателя будет всегда вращаться
с постоянной частотой вращения, равной номинальной пен, дви-
гатель будет работать при номинальном свободном крутящем
моменте Менсв, развивая при этом максимальную свободную мощ-
ность Necemw
При указанном сочетании параметров двигателя и гидродина-
мического трансформатора машина для земляных работ, как уже
говорилось выше, при прочих равных условиях, будет развивать
наибольшую тяговую мощность и иметь лучшие скоростные каче-
ства.
Необходимо иметь в виду, что постоянная загрузка двигателя
на максимальную мощность даже при постоянном режиме работы
может в ряде случаев привести к снижению моторесурса вслед-
ствие более интенсивного износа. Поэтому иногда экономически
целесообразно, чтобы двигатель работал с некоторой недогрузкой,
т. е. на регуляторной ветви характеристики.
В этом случае незначительное снижение тяговых качеств
машины и некоторое ухудшение топливной экономичности будет
компенсировано более высоким моторесурсом двигателя.
Степень рациональной загрузки двигателя при работе с непро-
зрачным гидродинамическим трансформатором зависит главным
образом от типа двигателя и должна быть установлена по согла-
сованию с заводом-изготовителем.
Ш
Предположим, что рациональная загрузка двигателя по мощ-
ности установлена и составляет Necep (рис. 53). Если теперь из
очки а2 опустить перпендикуляр на ось абсцисс, то можно найти
оответствующий ей крутящий момент двигателя Ме и соответст-
вующую частоту вращения коленчатого вала пер. В этом случае
ктивный диаметр непрозрачного гидродинамического трансфор-
[атора 1)г найдем с помощью формулы (52), подставляя полученные
рутящий момент двигателя и частоту вращения коленчатого вала,
'огда получим
_ 5/~ Месер
3	V мл 
Будем теперь считать, что задан двигатель и подобран
аиболее подходящий непрозрачный гидродинамический транс-
орматор из числа существующих. В данном случае должны
лть известны регуляторная характеристика двигателя, безраз-
врная характеристика непрозрачного гидродинамического транс-
орматора и его активный диаметр. Необходимо определить гр.
Рассмотрим порядок расчета.
1.	Регуляторную характеристику двигателя перестраиваем
учетом отбора мощности на привод вспомогательных механизмов,
жоводствуясъ соображениями, приведенными выше.
2.	На регуляторную характеристику двигателя наносим кри-
гю коэффициента крутящего момента двигателя Ле, выполняя
обходимые расчеты по формуле
У. _ есв
е~ Ужп^г ’
в Месв — свободный крутящий момент двигателя, принимаемый
по регуляторной характеристике;
пе — частота вращения коленчатого вала двигателя, соот-
ветствующая принятому значению Месе (берется также
по регуляторной характеристике двигателя).
3.	Пользуясь регуляторной характеристикой двигателя и кри-
и = ке (пе) находим коэффициент крутящего момента двига-
гя \.„сй при максимальной мощности двигателя.
4.	Определяем передаточное число механического редуктора ip
анавлипаемого между двигателем и непрозрачным гидрЪдина-
ческим трансформатором.
Передаточное число механического редуктора будет
i
Р ^енсв'Пр
Подставляя значение 71/н, определяемое формулой (38) и имея
иду, что нн = ”-, получим
1р
I -
р~ К ’
(53)
Полагая К = Х0нсе, получим формулу для определения пере-
даточного числа механического редуктора, при котором непроз-
рачный гидродинамический трансформатор будет загружать дви-
гатель на полную мощность:
t =ч/Х_.А
Г ^-енсв Др
Поскольку Г]р 1, ИЗ ЭТОЙ формулы ВИДНО, ЧТО при К, <_ Киев
для согласования режимов работы необходима ускоряющая пере-
дача, так как ip < 1 (положение прямой для того случая согла-
сования обозначено отрезком ее на рис. 53), Когда > Киев*
для согласования режимов работы между двигателем и непро-
зрачным гидродинамическим трансформатором должна быть вве-
дена замедляющая передача, поскольку теперь i > 1 (положение
К обозначено отрезком dd). Наконец, когда = Киев’ то нет
надобности устанавливать промежуточный редуктор.
Если передаточное число механического редуктора расчитыва-
ется при условии загрузки двигателя на мощность Necep, то в пер-
вую очередь необходимо установить соответствующее Лесвр, а затем
определить z , воспользовавшись формулой (53), которая для
данного случая имеет следующий вид:
. J/xT.
р V Keep Цр
Если при согласовании режимов работы заданы регуляторная
характеристика двигателя и внешняя размерная характеристика
непрозрачного гидродинамического трансформатора (см. рис. 46),
то передаточное число механического редуктора i при условии,
если двигатель загружается на полную мощность, будет
• Мп
Л^емсеЛр
где Мн — крутящий момент на валу насосного колеса непро-
зрачного гидродинамического трансформатора;
Л/ексв — номинальный крутящий свободный момент двигателя;
т]р — к. п. д. механического редуктора.
Из этой формулы следует, что при Мн < Менсв необходима уста-
новка ускоряющей передачи (z < 1), при Мн > Менсв передача
должна быть замедляющая (z > 1).
Если двигатель загрузить на мощность Necep, то ip можно
рассчитать по формуле (54), подставляя в нее вместо Менсе вели-
чину Месвр. Тогда получим
(54)
i ~
P Л^есврйр
Прозрачный гидродинамический трансформатор. Ранее было
сказано, что характерной особенностью работы прозрачного гидро-
динамического трансформатора является то, что изменение крутя-
(13
его момента на валу турбинного колеса приводит к изменению
зутящего момента на валу насосного колеса, а следовательно,
на коленчатом валу двигателя.
В связи с этим, например при различных загрузках колесного
жжителя машин для земляных работ двигатель будет работать
1 на постоянном режиме, а в пределах какой-то зоны характе-
1стики, положение которой зависит от характера согласования,
размеры — от степени прозрачности гидродинамического транс-
>рматора. Поэтому изменение положения участка совместной
боты двигателя и гидродинамического трансформатора может
1тъ получено путем изменения активного диаметра или переда-
нного числа промежуточного механического редуктора.
При агрегатировании прозрачного гидродинамического транс-
фматора с двигателем необходимо наиболее рационально исполь-
вать мощность двигателя для того, чтобы машина, имеющая
дромеханическую трансмиссию, обладала наиболее высокими
говыми и скоростными качествами. В данном случае, в отличии
предыдущего, необходимо установить не постоянный режим ра-
боты двигателя, а рациональную зону его работы по регулятор-
й характеристике двигателя.
Для обеспечения этого условия необходимо, чтобы при работе
озрачного гидродинамического трансформатора на режиме мак-
мального к. и. д. i%mmax двигатель работал на режиме, близком
максимальной мощности.
Если гидродинамический трансформатор будет перегружаться,
это обстоятельство вызовет переход работы двигателя на более
пряженные режимы работы.
Для предотвращения заглохания двигателя и его перегрузки
)бходимо соблюдение следующего условия: А.етах К.max, где
пах — максимальный коэффициент крутящего момента двига-
1я; Литах—максимальный крутящий момент вала насосного
леса гидродинамического трансформатора.
Поэтому будем считать, что в первую очередь необходимо рас-
гтать основные параметры прозрачного гидродинамического
реформатора, обеспечивающего наиболее рациональное исполь-
>ание мощности двигателя при их совместной работе.
Исходные данные, необходимые для решения этой задачи, ос-
этся прежними, т. е. необходимо располагать регуляторной
>актеристикой двигателя, представленной в функции частоты
прения коленчатого вала (см. рис. 42), и внешней безразмерной
)актеристикой прозрачного гидродинамического трансформа-
а (см. рис. 45, а).
Порядок расчета может быть следующий.
1.	Регуляторную характеристику необходимо перестроить с
том отбора мощности на привод вспомогательных механизмов
с. 54), если в этом есть необходимость.
2.	Находим номинальный свободный крутящий момент двига-
я Менсв по его регуляторной характеристике.
3.	Определяем активный диаметр гидродинамического транс-
форматора, пользуясь выражением
____М енев__
ЧЛ’
нмгт max м
где Хнпгт тах — коэффициент крутящего момента вала насосного
колеса при максимальном значении к. п. д.
Рис. 54. Расчет основных параметров гидромеханической
трансмиссии с прозрачным гидродинамическим трансформато-
ром
На регуляторную характеристику двигателя наносим кривую
коэффициента крутящего момента двигателя, выполняя необходи-
мые расчеты по формуле
1  ^есе
• «АС v G
Воспользовавшись графиком или приведенной формулой, на-
ходим коэффициент крутящего момента двигателя X«max> соответ-
ствующий Месвта^
4.	Проверяем устойчивую работу двигателя при перегрузке
гидродинамического трансформатора
max ^нг|гт тах.
При соблюдении этого условия вследствие защитного действия
гидродинамического трансформатора двигатель не будет загло-
хать.
В том случае, когда это условие не соблюдается, необходимо
уменьшить активный диаметр гидродинамического трансформатора
и провести повторные расчеты в той же последовательности, доби-
ваясь соблюдения устойчивой работы двигателя.
115
В связи с тем, что двигатель в сочетании с прозрачным гидро-
динамическим трансформатором работает на переменных режимах,
в ряде случаев экономически целесообразно снизить расчетную
загрузку двигателя. По мере увеличения степени прозрачности
гидродинамического трансформатора точку совместной работы
при 1гт = 0 нужно смещать в зону большей частоты вращения
коленчатого вала двигателя.
Некоторая недогрузка двигателя хотя и приведет к снижению
тяговых качеств и ухудшит топливную экономичность его, но при
этом будет компенсирована увеличением моторесурса двига-
теля.
Предположим теперь, что задан двигатель и к нему подобран
наиболее подходящий прозрачный гидродинамический трансфор-
матор. Следовательно, известна регуляторная характеристика
двигателя, безразмерная характеристика прозрачного гидродина-
мического трансформатора и его активный диаметр.
Как и в предыдущем случае, необходимо определить передаточ-
ное число механического редуктора, обеспечивающее эффективную
совместную работу двигателя с гидродинамическим трансформа-
тором.
Порядок расчета будет следующий.
1.	Регуляторную характеристику двигателя перестраиваем
•, учетом отбора мощности на привод вспомогательных механиз-
юв (см. рис. 54).
2.	На регуляторную характеристику двигателя наносим кри-
вую коэффициента крутящего момента двигателя Хе, производя
[еобходимые расчеты для этой цели по формуле
1 __ ^есв
е~Чж^РГ
де Месв — свободный крутящий момент двигателя.
3.	Пользуясь кривой графика или рассчитывая по приве-
энной выше формуле (для чего необходимо принять Месв — Мепсв),
аходим коэффициент крутящего момента двигателя, соответст-
рощий максимальному свободному крутящему моменту двига-
!ля Менсв или его максимальной мощности Afecemax.
4.	По безразмерной характеристике прозрачного гидродина-
аческого трансформатора определяем коэффициент крутящего
)мента насосного колеса, соответствующий максимальному к. п. д.
[дродинамического трансформатора т]гттах-
5.	Определяем передаточное число механического редуктора гр,
танавливаемого между двигателем и прозрачным гидродинами-
ским трансформатором, из отношения
__ к'1гттах
Р	М енсвЦр
По аналогии с таким же выводом, выполненным при рассмотре-
нии расчета основных параметров непрозрачного гидродинамиче-
ского трансформатора, можно написать
3	Г
£ __1 /	'“1гт max 1
v V ^епси'Цр Лр
6.	Определяем устойчивость работы двигателя при перегрузке
прозрачного гидродинамического трансформатора:
max 2& Х1( щах-
Комплексный гидродинамический трансформатор. Расчет основ-
ных параметров его принципиально не отличается от методики
расчета прозрачного гидродинамического трансформатора.
Гидродинамическая муфта. При согласовании режимов работы
двигателя с гидродинамической муфтой необходимо обеспечить,
Рис. 55. Расчет основных параметров гидромеханической трансмиссии
с гидродинамической муфтой
с одной стороны, устойчивую работу двигателя при перегрузке
машины, а с другой — высокие тяговые и скоростные качества.
Эти требования наиболее полно будут соблюдаться в том слу-
чае, когда между максимальным коэффициентом крутящего мо-
мента двигателя Хе тах и максимальным коэффициентом крутящего
момента насосного колеса шах существует зависимость (рис. 55)
Ki шах щах •
В данном случае, как и при расчете основных параметров гид-
родинамических трансформаторов, необходимо определить либо
активный диаметр гидродинамической муфты £>г, либо передаточ-
ное число механического редуктора ip.
117
При первой постановке вопроса необходимо располагать регу-
ляторной характеристикой двигателя в функции частоты враще-
ния коленчатого вала (см. рис. 42) и безразмерной характеристикой
гидродинамической муфты (см. рис. 44).
Порядок расчета будет следующий.
1.	Регуляторную характеристику двигателя необходимо пере-
строить с учетом отбора мощности на привод вспомогательных ме-
ганизмов (рис. 55).
2.	Воспользовавшись перестроенной регуляторной характе-
шстикой двигателя, определяем номинальный свободный крутя-
ций момент Менсв и максимальный свободный крутящий момент
max-
3.	Определяем расчетный крутящий момент двигателя Мерсв,
ориентируясь на следующие условия:
Месе шах	Л/ ерся Менсв*
При таком значении Мерсв двигатель будет защищен от пере-
рузки, вследствие чего будет исключено его заглохание. Кроме
ого, машина будет обладать высокими тяговыми качествами.
Следовательно, активный диаметр гидродинамической муфты
южно найти из выражения (38), если принять, что Мн = Мерсд
пн ~ пер, где пер — расчетная частота вращения двигателя, соот-
етствующая принятому Мерсд (устанавливается по регуляторной
арактеристике двигателя).
Тогда получим
£>=]/' _ 5^_______
2 V Kt тахУж пер’
te щах — максимальный коэффициент крутящего момента на-
сосного колеса (принимается по безразмерной харак-
теристике гидродинамической муфты).
Если задан двигатель, т. е. известна его регуляторная харак-
ристика и подобрана гидродинамическая муфта (известна ее
!зразмерная характеристика и активный диаметр), то для опре-
1ления передаточного числа механического редуктора можно
шменить следующую методику расчета:
1.	Регуляторную характеристику двигателя перестраиваем
учетом отбора мощности двигателя на привод вспомогательных
>ханизмов машины (рис. 55).
2.	На регуляторную характеристику двигателя наносим Кри-
те коэффициента крутящего момента двигателя Хе, производя
ебуемые расчеты по формуле
у  М есв
? Меса — свободный крутящий момент двигателя, принимаемый
по регуляторной характеристике;
пе — частота вращения коленчатого вала двигателя, соот-
ветствующая принятому значению Месв (берется также
по регуляторной характеристике двигателя).
3.	Определяем передаточное число механического редуктора,
устанавливаемого между двигателем и гидродинамической муфтой.
По аналогии с гидродинамическим трансформатором
__д / 'и так 1
^ерсв Лр
где max —максимальный коэффициент крутящего момента на-
сосного колеса, принимаемый по безразмерной харак-
теристике гидродинамической муфты;
Чрев — расчетный коэффициент крутящего момента двигателя,
соответствующий Мерсв (принимается по регулятор-
ной характеристике двигателя).
После того как определим D, или i , остается построить харак-
теристику совместной работы двигателя с гидродинамической
муфтой, применяя методики, изложенные в § 26.
§ 28. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДВИЖУЩЕЙ СИЛЫ МАШИНЫ
С МЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИЕЙ
При установившемся движении машины крутящий момент ко-
лесного движителя Мк связан с крутящим моментом двигателя Ме
уравнением
М.=М.1яп м,	(55)
где iM — общее передаточное число трансмиссии привода колес-
ного движителя;
т),{ — механический к. п. д. этой же трансмиссии.
В общем случае
...............................пе __ (ое
1м 1к1д1ри1г1б1кр = -^ —
где iK — передаточное число коробки передач;
id — передаточное число демультипликатора;
jpB — передаточное число раздаточной коробки;
1г — передаточное число главной передачи;
i6 — передаточное число бортовой передачи;
— передаточное число колесного редуктора;
пе, а>е — частота вращения и угловая скорость коленчатого
вала двигателя;
пк, <вк — частота вращения и угловая скорость колесного
движителя.
В свою очередь,
Чм«т|?Ч?.	(56)
119
где т|ч — к. п, д. одной цилиндрической пары (цч = 0,985);
— к. п. д, одной конической пары (цк = 0,970);
пц, пк — соответственно число цилиндрических и конических
пар, последовательно включенных в трансмиссию
привода колесного движителя на данной передаче.
В результате взаимодействия колесного движителя с грунтом,
)бусловливаемого подводимым от двигателя крутящим моментом
Мк, последний преобразуется в окружную силу Рк, а вращатель-
юе движение колесного движителя — в поступательное движе-
гие машины.
Окружную силу колесного движителя Рк можно определить
ю крутящему моменту двигателя:
Рк =	кГ	(57)
!ЛИ по его мощности
= 7-16у~де1^Л{ кГ,	(58)
де гс — силовой радиус колесного движителя в м;
Ne — мощность двигателя в л. с.
В этих уравнениях Ме подставляется в кГ -м, а пе — в об/мин.
При неустановившемся движении машины для земляных
абот крутящий момент колесного движителя, а следовательно,
окружная сила будут другими. Так, при ускоренном движении
1сть энергии двигателя затрачивается на ускорение вращения
аховика и связапных с ним деталей трансмиссии. Поэтому крутя-
ий момент, передаваемый от двигателя к трансмиссии, умень-
ается на
ДМ=У,^.
;е Je — момент инерции вращающихся деталей двигателя транс-
миссии, приведенных к коленчатому валу;
угловое ускорение маховика (при замедленном движе-
нии оно берется со знаком минус).
Следовательно, при неустановившемся движении момент, под-
димый к колесному движителю, будет
Часть энергии, передаваемой колесному движителю, затрачи-
этся на ускорение вращения колес. В связи с этим окружная
та составит
<59)
।	— суммарный момент инерции всех колес;
dcoK
— угловое ускорение колесного движителя.
г
Максимальная величина окружной силы колесного Движителя
ограничивается условиями сцепления пневматических шин с грун-
Лтах=фЯ + /2Я,	(60)
где <р — коэффициент сцепления шин колесного движителя с по-
верхностью качения;
7? — нормальная реакция поверхности качения на колес-
ный движитель;
— нормальная реакция на все колеса.
Теоретическая скорость движения машины (без учета потерь
скорости за счет буксования колесного движителя) может быть
подсчитана по уравнению
i?m = 0,377к.м/ч.	(61)
Здесь значения гс в м, а пе в об!мин.
•Действительная скорость движения землеройной машины опре-
деляется по уравнениям
<в2>
или
г>9 = 0,377(^Г||л.л/ч,	(63)
где А, В, п — коэффициенты, принимаемые по табл. 25;
R — нормальная реакция грунта на колесный движи-
тель;
Т — сила тяги.
Размерности величин гс и пе те же, что и в уравнении (61).
Расчетная скорость движения машины может быть определена
по формуле (61), если вместо пе подставить номинальную частоту
вращения коленчатого вала двигателя пен.
Номинальную скорость движения машины ин принято опре-
делять при коэффициенте буксования 6 = 20% и частоте враще-
ния коленчатого вала двигателя, соответствующей этому режиму
работы. Скорость ип можно рассчитать по формуле (62).
Для применения уравнения (63) необходимо знать функцио-
нальную зависимость Ме = Ме (пе}, пользуясь которой с помощью
уравнения (57) можно определить Рк, соответствующее заданному
значению пе, а следовательно, и Т = Рк — Pf, где Pf — сила
сопротивления качению колес машины для земляных работ. Эта
зависимость устанавливается по регуляторной характеристике дви-
гателя (см. рис. 42).
Определение движущей силы и действительной скорости дви-
жения машин для земляных работ с гидромеханической трансмис-
сией может производиться с использованием изложенных выше
методов с той лишь разницей, что в качестве исходного фактора
121
должна приниматься не регуляторная характеристика двигателя,
а выходная характеристика системы двигатель — гидродинами-
ческая передача. Следовательно, при выполнении указанных рас-
четов зависимость между Мт и пт должна приниматься по кри-
вой Мт = Мт (пт) выходной характеристики системы.
§ 29.	ОБЪЕМНЫЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ
Объемными гидравлическими приводами являются гидросисте-
мы, предназначенные для приведения в движение исполнительного
механизма машины с преобразованием, как правило, скорости
и изменением сил или моментов.
Гидравлический привод (гидропривод) состоит из объемного
насоса, который преобразует механическую энергию двигателя
в энергию потока рабочей жидкости, гидродвигателя в виде сило-
вого цилиндра или роторного двигателя, который преобразует
энергию потока жидкости в механическую энергию исполнитель-
ного органа машины, и устройств и механизмов, обеспечивающих
управление и регулирование гидроприводом.
Объемные гидроприводы получили широкое применение в раз-
личных землеройных машинах: у одноковшовых универсальных
экскаваторов для изменения положения стрелы, рукояти, ковша,
ыя поворота рабочего оборудования и выдвижения выносных
эпор; у машин для земляных работ для изменения положения
эабочего органа машины, в рулевых механизмах, у самоходных
пашин и тягачей для привода ходового оборудования; кроме того,
эбъемный гидропривод используется для управления вспомога-
тельными механизмами (муфтами, тормозами, передачами и т. п.).
Объемные гидроприводы машин для земляных работ классифи-
цируются:
а)	по конструктивному признаку — открытые, в которых слив-
ши магистраль соединена с окружающим воздухом, и закрытые,
[меющие небольшой подпор жидкости на сливе (2—3 ат), соз-
ываемый дополнительным насосом;
б)	по виду энергопреобразователя — шестеренные, поршневые,
[ластинчатые;
в)	по свойству регулируемости параметров — регулируемые и
.ерегулируемые;
г)	по характеру движения выходного звена — с возвратно-
юступательным движением (силовые цилиндры), с вращательным
вижением (гидромоторы) и с возвратно-поворотным движе-
ием;
д)	по назначению привода — для рабочего органа машины,
ля ходового оборудования, для систем управления вспомогатель-
ный механизмами (муфтами, тормозами, передачами и т. п.);
е)	по режиму действия — цикличные и непрерывные;
ж)	по системе управления — с ручной, электрической, гидрав-
ической и с электрогидравлической системой управления.
’.2
Наибольшее распространение на машинах для земляных работ
получили гидроприводы в системах изменения положения рабочих
органов. На этих машинах и одноковшовых экскаваторах приме-
няют в основном открытые, нерегулируемые гидроприводы воз-
вратно-поступательного действия, работающие циклично, с руч-
ным или электрогидравлическим управлением. Примеры подобных
схем представлены на рис. 56.
Рис. 56. Схемы гидроприводов для машин земляных работ:
а — скрепера; б — экскаватора; 1 — насос; 2 — фильтр; 3 — предохра-
нительный клапан; 4 — распределитель; 5 — цилиндр; 6 — гидромотор
Гидроприводы вращательного действия начинают применять
для ходовых механизмов самоходных машин, для приводов лебе-
док экскаваторов и других механизмов с вращательным движением
выходного звена.
Широкое применение объемных гидропередач в этих машинах
обусловлено их преимуществами, основными из которых являются:
а) простота осуществления больших передаточных чисел,
трансформации вращательного движения в поступательное, регу-
лирования параметров, реверсивности действия, разветвления
мощности к источникам потребления, предохранения от пере-
грузки;
123
б)	независимость расположения узлов и связанная с этим ком-
актность передан;
в)	малая металлоемкость при оптимальных параметрах (вес
асосов и моторов составляет от 10 до 20% веса электроагрегатов
одобного назначения и мощности) и в связи с этим малая инер-
ионность и относительно высокое быстродействие;
г)	легкость стандартизации и унификации узлов и деталей,
следовательно, возможность увеличения серийности изготовле-
ия.
Имеются и другие сопутствующие достоинства: самосмазывае-
ость, простота предохранительных устройств, надежность и
гтойчивость работы и др.
Гидропередачи не лишены недостатков. К основным из них сле-
зет отнести:
а)	некоторое влияние температуры внешней среды на пара-
етры привода;
б)	потери мощности из-за внутренних и внешних утечек жид-
)сти и на преодоление трения жидкости в трубопроводах;
в)	возможность аэрации жидкости и уменьшение жесткости
[стемы.
Перечисленные недостатки могут быть частично уменьшены
шменением специальных рабочих жидкостей, повышением ка-
ства гидропередач и ухода за ними.
В соответствии с температурой внешней среды в качестве ра-
ней жидкости в гидропередачах машин для земляных работ
шменяют минеральные масла различных марок с вязкостью от
3 до 3,3° Е.
В настоящее время отечественной промышленностью освоена
вая всесезонная рабочая жидкость ВМГЗ, рекомендуемая для
именения в условиях низких температур, и рабочая жидкость
^-30, которая может заменить большую номенклатуру специаль-
х масел, имеет пониженную вязкость, обладает антиокисли-
гьными и противопенными свойствами. Эти жидкости рекомен-
этся применять в диапазоне температур от —35 до Ч~50° С.
В гидроприводах машин для земляных работ широко приме-
ют шестеренные насосы типа НШ с автоматической компенса-
±й торцового зазора между шестернями и корпусом, поршневые
та НПА — аксиально-плунжерные, реже используют пла-
гнчатые типа ЛНМ и радиально-поршневые. Все типы
юсов, как правило, могут быть использованы в качестве гидро-
горов.
Шестеренные насосы применяют в нерегулируемых приводах
ередачей относительно небольшой мощности (не более 20 л. с.),
аксимально развиваемым давлением до 100—130 кПсм1. Акси-
.но-поршневые насосы и гидромоторы распространены в при-
ах с повышенным давлением 200—400 кПсм2, для передачи
осительно больших мощностей (от 30 л. с. и выше).
Радиально-поршневые насосы применяют в гидроприводах
вращательного действия с передачей большой мощности. Наиболее
перспективны регулируемые насосы и гидромоторы.
В последнее время специально для гидроприводов строитель-
ных и дорожных машин отечественной промышленностью освоены
аксиально-плунжерные насосы и гидромоторы с бескарданным
ведением поршней и самоцентрирующимся блоком, с постоянной
удельной производительностью q, равной 11,6; 23,1; 54,8; 107 и
225 смЧоб и регулируемые насосы и гидромоторы на 54,8; 107 и
225 см31об. Эти насосы и гидромоторы имеют высокий к. п. д. —
цоб = 0,96 + 0,94; ть = 0,92 -ь 0,93.
Перспективным развитием гидроприводов машин для земляных
работ предусматривается их широкое применение.
Для выполнения поступательного движения применяют сило-
вые цилиндры одностороннего и двустороннего действия. В маши-
нах для земляных работ получили наибольшее распространение
цилиндры двустороннего действия. Телескопические цилиндры,
являющиеся разновидностью цилиндров одностороннего действия,
применяют редко, только при необходимости выполнения зна-
чительных ходов.
Гидроприводы вращательного действия применяют в машинах
для земляных работ в основном для привода ходового оборудова-
ния, частично для привода поворотных механизмов экскаваторов,
для привода элеватора скрепера и др.
Основными параметрами объемного гидропривода являются:
рабочее давление жидкости р в кГ /см2; расход жидкости Q в л!мин
или в м2/ч; мощность, передаваемая энергоносителем (насосом),
в л. с. или кет; к. п. д. привода.
Параметрами выходного звена являются: для гидропривода
вращательного действия — крутящий момент Мм в кГ  м и ча-
стота вращения вала гидромотора пм, а для гидропривода посту-
пательного действия — сила 8Ш в кГ на штоке гидроцилиндра и
скорость его передвижения vn в м/сек.
Расчет гидропривода состоит из обоснования выбора и опреде-
ления его основных параметров, обеспечивающих заданные вы-
ходные параметры на исполнительном звене гидропередачи. Рас-
четные схемы гидроприводов поступательного и вращательного
действия представлены на рис. 57.
Рабочее давление в объемных гидропередачах машин для зем-
ляных работ колеблется в широких пределах — от 70 до 240 кГ/см2;
имеется общая тенденция в повышении этих величин до 320—
450 кГ/см2. С увеличением давления металлоемкость и стоимость
гидросистем снижаются. Так, например, в гидропередачах мощно-
стью 35 л. с. при переходе с давления 70 кГ/см2 на 420 кГ/см2
стоимость снижается в 1,7 раза, а металлоемкость при этих же
параметрах уменьшается почти в 2 раза.
Выбор давления обусловливается многими факторами — назна-
чением гидропривода, технологическими возможностями изготов-
ления гидроаппаратуры, эксплуатационной целесообразностью и
125
задежностью,- иногда и наличием серийно изготовляемых энерго-
зреобразователей. Обоснование выбора рабочего давления для
Рис. 57. Расчетные схемы гидроприводов:
а — возвратно-поступательного действия; б — вращательного действия
идропередачи является очень ответственным вопросом и требует
it проектировщика комплексного рассмотрения всего многооб-
разия технических, экономических и эксплуатационных требова-
ис. 58. График влияния ве-
ичины давления на металло-
икость и стоимость изготов-
ления цилиндров:
— металлоемкость; С — стоимость
ний, предъявляемых к машинам.
Трудность выбора давления объяс-
няется еще и тем, что обычно этот
параметр гидропривода выбирается
не на основании конструктивных
расчетов, как это делается для дру-
гих основных параметров (мощность
и расход), а путем многостороннего
технико-экономического и логическо-
го обоснования. Наглядное представ-
ление влияния давления на металло-
емкость и стоимость изготовления
цилиндров дает график (рис. 58).
Расход в гидропередаче обуслов-
ливается производительностью насо-
а, которая определяется его геометрическими параметрами и
астотой вращения.
Расход рабочей жидкости в гидропередачах зависит от переда-
аемой мощности и назначенного давления, так как эти величины
вязаны гиперболической зависимостью
N=CiPQ,
(64)
хе Са — переводной коэффициент размерностей.
Для выражения N в кет, при Q — л/мин и р — кГ/смг С„ =
1 1
= 612’ для выРажения N в л. с. С2 = ^.
Q
При одной и той же мощности чем больше будет задано дав-
ление, тем меньший расход, а следовательно, и скорость движения
выходного звена может обеспечить гидропередача.
В современных машинах для земляных работ мощность, пере-
даваемая объемными гидропередачами, достигает 100—250 кет
(экскаваторы, привод активных рабочих органов, ходовые меха-
низмы тягачей и т. п.). Мощность гидропередач для изменения
положения рабочих органов у этих машин составляет 20—50%
мощности основного двигателя машины и в отдельных моделях
доходит до 120—170 кет.
Основные параметры гидропривода связаны следующими из-
вестными зависимостями:
м —	
м г с1Пм ’
= C2QHpH; ' Мн = С8#л|>и;
Qh Ян^н^'н' Qm
(65)
где qH и дм — геометрические постоянные соответственно на-
соса и гидромотора;
фк и фЛ — коэффициенты регулируемости, которые ха-
рактеризуют возможность изменения геометри-
ческой постоянной насоса и гидромотора;
Сг, С2 и Са — коэффициенты, учитывающие размерности ве-
личин, входящих в формулы;
пн и пм — частота вращения вала соответственно насоса
и гидромотора;
QH и QM — производительность соответственно насоса и
гидромотора.
Из уравнения постоянства расходов для привода вращения
с регулируемым насосом и гидромотором и наличием механиче-
ской передачи с iM можно записать
фнРн^н пПпРобн (]м^м~ Фл-	(66)
ЧобЛ1
К. п. д. гидроприводов определяется к. п. д. отдельных агрега-
тов передачи (насоса, распределителя, цилиндра и т. п.), зависит
от правильности выбора параметров и расчета гидропривода, а
также от эксплуатационных условий (температуры внешней среды,
запыленности, режима действия и т. п.).
В общем виде полный к. п. д. передачи может быть представ-
лен выражением
г] = т11112т]3 ... ц„ = т1обТ1г,	(67)
где гц, т]3, ..., т)п — к. п. д. отдельных агрегатов и узлов;
цо6 — объемный к. п. д. передачи;
щ — гидравлический к. п, д. передачи.
127
Объемный к. п. д. передачи
п
q.	Sд?
=	= 1 - 4-.	(68)
XT	XT
’де QT и Q& — соответственно теоретический и фактический рас-
ходы;
Aq — объемные потери в отдельном узле.
Гидравлический к. п. д. передачи
п
= =	(69)
Рн	Рн
де рд\ рн — соответственно давление рабочей жидкости в испол-
нительном звене и давление, развиваемое насосом;
Ар — потери давления жидкости на отдельном участке,
в узле гидропередачи;
п — число элементов.
'Для определения потерь в прямолинейных или с плавными за-
:руглениями трубах длиной I и диаметром d можно пользоваться
ависимостыо
/	7)2
&Р = S • 2J кГ/см\	(70)
де X — коэффициент трения жидкости о стенки;
уж — удельный вес жидкости;
v — скорость движения жидкости по трубам.
При ламинарном течении минерального масла для жестких тру-
.	75	64	й
опроводов принимают ?.=	для гибких шлангов Z =
=	-г- при турбулентном режиме л = 0,316 Re (Re — число
’ейнольдса).
Потери давления в местных сопротивлениях определяются по
юрмуле
кГ/см2,	(71)
де £ — коэффициент местных сопротивлений, колеблется в широ-
ких пределах и может для примера составлять: для пово-
рота трубы под углом 90° — £ = 1,12; ответвление под пря-
мым углом — £ = 1,3; дроссель (в зависимости от открытия
щели) — £ = 0,05 ч- 106; распределитель — £ = 2 ч- 4.
Направление потока рабочей жидкости от насоса к двигателям
^уществляется распределителями. Распределители также фикси-
уют исполнительное звено в заданном положении, осуществляют
вверсирование и в некоторых случаях автоматически переключают
гстемы на холостой ход. Распределители могут быть золотнико-
28
вые и крановые, последние применяют редко и только в системах
с низким давлением (не выше 10 кПсм2).
Золотниковые распределители классифицируются;
по числу «ходов» (трехходовые, четырехходовые и т. д.), коли-
чество которых определяется числом трубопроводов, подводящих
жидкость к распределителю и отводящих от него;
по числу положений плунжера распределителя (двухпозицион-
ные, трехпозиционные и т. д.);
по конструктивному оформлению — моноблочные и секцион-
ные;
по системе управления — с ручным, электрическим, гидравли-
ческим и электрогидравлическим управлением.
Сила, необходимая для перемещения золотника распредели-
теля, может быть найдена по зависимости
р — k^.udnlcp^^f,	(72)
где kT'U — коэффициент, характеризующий точность изготовления
распределителя, кт.и — 0,2 4- 0,15;
dn — номинальный диаметр плунжера распределителя;
1С — длина скалки, находящейся под односторонним дарле-
нием;
Ртах — максимальное давление;
/ — коэффициент трения плунжера во втулке.
Распределители с ручным управлением применяют на маши-
нах малых моделей. Необходимость дистанционного управления
приводит к применению распределителей с электрическим или
электрогидравлическим приводом золотника.
Скорость движения рабочего органа (поршня или гидромотора)
регулируется посредством изменения количества жидкости, про-
текающей через этот орган в единицу времени. Существуют два
способа регулирования:
а)	дроссельное, при котором регулированием сопротивления
участка трубопровода, дросселя, при постоянном давлении изме-
няется количество жидкости, поступающей в исполнительный
орган гидропривода;
б)	объемное, при котором посредством регулирования рабочего
объема насоса изменяется его производительность.
Выбор способа регулирования зависит от многих факторов, ос-
новными из которых являются передаваемая мощность, требуемый
режим работы.
При дроссельном регулировании мощность, потребляемая насо-
сом, остается постоянной, а скорость рабочего органа меняется
в зависимости от сопротивления дросселя. Часть масла через
предохранительный клапан сливается в бак, не выполнив полезной
работы. Дроссельное регулирование основано на изменении по-
терь, т. е. на изменении к. п. д. гидросистемы, в связи с чем его
рационально применять только при передаче сравнительно не-
большой мощности (до 5 кет).
б Алексеева, Артемьев
129
По схеме расположения дросселя в системе дроссельное регу-
лирование может быть трех видов:
а)	дроссель расположен «на входе» в исполнительный орган
гидропривода (рис. 59, а);
б)	дроссель расположен «на выходе» из исполнительного ор-
гана (рис. 59, б);
в)	дроссель расположен параллельно исполнительному органу
(рис. 59, в).
В гидропередачах машин для земляных работ применяются все
три вида схем, выбор которых объясняется требованиями, предъ-
являемыми к гидроприводу.
Рис. 59. Схемы дроссельного регулирования скорости:
а — дроссель «на входе»; б — дроссель «на выходе»; в — дроссель установлен параллельно
цилиндру
Объемное регулирование может быть осуществлено тремя спо-
собами:
а)	при насосе с переменной производительностью;
б)	при гидромоторе с переменной производительностью (воз-
можно только для гидропривода с вращательным движением);
в)	при насосе и гидромоторе с переменными производительно-
стями.
В гидроприводах машин для земляных работ наибольшее рас-
тространение получила система с регулируемым насосом.
Баланс расхода для гидропривода с поступательным движением
три объемном регулировании:
п
Янпн^н = vnFn + 2 Л?,	(73)
т
де qH — объемная постоянная насоса;
пн — частота вращения насоса;
фк — коэффициент регулирования насоса, равный отношению
установленного параметра регулирования насоса к его
наибольшему значению, т. е. для радиально-поршневых
и лопастных	и для аксиально-плунжерных
ib sin V* 
’н sin у ’
Fn — площадь поршня.
!0
Скорость движения поршня в этом случае
=		(74)
1 п	1 п
Для гидропривода вращения: текущая частота вращения вала
гидромотора
<75>
Чм1м	тл
Диапазон регулирования комбинированного привода вращения
равен
д,'I'1.1.; max'Ci max	-	(76)
'Kt min 'М’-н min
Безразмерная характеристика привода вращения с комбиниро-
ванным регулированием представлена на рис. 60.
Обычно диапазон регулиро-
вания гидромотором делают не-
большим, примерно 1 : 3, тогда
как диапазон регулирования на-
сосом — 1 : 400 ч- 450. Таким
образом, общее передаточное
число может достигать 1 : 1000.
Регулирование насосом обе-
спечивает постоянный крутя-
щий момент на валу гидромо-
тора и переменное потребление
мощности. Такая характеристи-
ка особенно полезна при пуске
машин для земляных работ,
когда необходим наибольший
крутящий момент; она приме-
няется в системах с ручным уп-
равлением, а также при авто-
матическом регулировании.
В таких передачах обычно
используют высокомоментные
гидромоторы, которые обеспе-
чивают передачу большого кру-
тящего момента при небольшой
частоте вращения вала гидро-
мотора.
Схемы объемного регулиро-
вания целесообразно применять
Рис. 60. Безразмерная характери-
стика регулируемого объемного гид-
ропривода
при сравнительно больших мощностях, а также в тех случаях,
когда требуется большой диапазон регулирования скоростей (к
более 10—12).
5*
131
ис. 61. Выходная характеристика
шолнительного органа объемного
[дропривода вращательного дейст-
вия:
. — окружное усилие на колесах; v —
скорость передвижения
Как показывают исследования, регулируемые гидроприводы
по сравнению с нерегулируемыми имеют значительные преимуще-
ства — лучшее использование мощности, меньшая относительная
стоимость и металлоемкость.
На рис. 61 представлена характеристика объемной гидравли-
ческой трансмиссии с аксиально-плунжерными энергоносителями.
В этой трансмиссии при изме-
нении угла наклона шайбы на-
соса в пределах от у = 30° до
у = 4,5° окружное усилие на
колесных движителях, может
быть обеспечено в пределах от
50 до 850 кГ при соответствую-
щем изменении скорости пере-
движения. Объемная гидравли-
ческая трансмиссия должна
быть проверена по тепловому
режиму (см. гл. VI).
Важным показателем объем-
ных гидропередач является на-
дежность, т. е. вероятность без-
отказной работы системы в уста-
новленное время, с заданными
показателями, в требуемых экс-
плуатационных условиях. Ос-
новными показателями надеж-
ности действия объемного гид-
ропривода являются: частота
отказов a (f), среднее время без-
отказной работы Тср, интенсив-
ность отказов X (t) и вероят-
)сть безотказности работы в заданное время Р (t). В гидропере-
шах могут быть три вида отказов:
а)	«уход» основных параметров (производительности и давле-
ния) за допустимые пределы;
б)	разрыв гидравлической цепи, приводящий к утечкам жид-
кости (внешним и внутренним);
в)	нарушение гидравлической цепи вследствие ее засорения,
попадания воздуха, износа трущихся пар и т. п.
Для обеспечения требуемой надежности гидросистемы должны
[ть соблюдены три основные условия:
1)	правильный расчет и проектирование системы;
2)	качественное изготовление при выполнении технических тре-
ваний;
3)	строгое соблюдение правил эксплуатации.
Одним из средств, повышающим надежность и стабильность
боты гидросистемы, является включение в нее гидроаккумуля-
>а — устройства, предназначенного для накопления рабочей
жидкости под давлением с целью последующего использования ее
потенциальной энергии в гидроприводе.
В зависимости от того, за счет изменения потенциальной энер-
гии какого тела происходит накопление и возврат потенциальной
энергии, различают — аккумуляторы гидравлические, грузовые,
пружинные и пневматические.
От вида конструктивного элемента, непосредственно воздейст-
вующего на жидкость, аккумуляторы бывают камерные — порш-
невые и диафрагменные и пневмоаккумуляторы без разделителя.
В гидроприводах машин для земляных работ аккумулятор мо-
жет служить вспомогательным источником питания при недоста-
точной мощности насоса и демпфирующим устройством — для
сглаживания пульсации.
Основными параметрами пневматического аккумулятора яв-
ляются:
VK — общий конструктивный объем;
Vn — полезный объем или ,объем жидкости, забираемый из
аккумулятора (при падении давления с р{ до р2)-
В общем случае параметры наиболее распространенного гидро-
пневмоаккумулятора связаны уравнением
А А
Vп   fДо \га __ (Ро \та	Н7\
VK-\\-P3)	\Р1) . ’	1 >
где Ро ~ предварительное давление газа в аккумуляторе (без
рабочей жидкости), рекомендуется ра ~ 0,9 pmin;
п — показатель политропы процесса расширения или
сжатия газа (при длительности процесса менее
1 мин рекомендуется п ~ 1,4);
Pi и ?2 — максимальное и минимальное давление масла в ак-
кумуляторе, соотношение которых может быть при-
нято исходя из степени неравномерности давления
в аккумуляторе
с Ртах Pmin
=------------•
г шах
Для гидроприводов машин для земляных работ рекомендуется
принимать <5Ц = 0,15 4- 0,20.
ГЛАВА V
ХОДОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ И ОСНОВЫ
ТЯГОВОЙ МЕХАНИКИ МАШИН
ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ
Основным видом ходового оборудования машин для земляных
абот, исключая экскаваторы, являются колеса с пневматическими
[инами. Использование колес с пневматическими шинами низкого
авления и большой грузоподъемности в качестве ходового обору-
эвания позволило создать самоходные колесные машины для зем-
яных работ, обладающие высокими тяговыми и скоростными
ачествами.
Колеса с пневматическими шинами самоходных колесных ма-
йн выполняют функции:
1)	движителя, преобразовывающего вращательное движение
здущих колес в поступательное движение машины;
2)	поддерживающего элемента, передающего вертикальные
тгрузки на поверхность качения;
3)	направляющего элемента, обеспечивающего возможность
шенения направления движения машины;
4)	упругой подвески, создающей плавность хода машины.
Таким образом, в соответствии с основными функциями/ вы-
)лняемыми колесом, различают:
1)	ведущее колесо, являющееся движителем и поддерживаю-
им элементом;
2)	ведомое колесо, выполняющее только функции поддержи-
нощего элемента;
3)	ведомое и направляющее (управляемое) колеса, служащие
щдерживающим и направляющим элементами;
4)	ведущее и направляющее колеса, являющиеся движите-
1ми, поддерживающими и направляющими элементами.
Самоходные колесные машины для земляных работ разрабаты-
ют грунт своими рабочими органами только при движении за
ет силы тяги, создаваемой колесным движителем.
Преобразование крутящего момента (подводимого от двигателя
колесному движителю) в силу тяги самоходной колесной машины
уществляется пневматическими шинами колесного движителя
результате их взаимодействия с поверхностью качения. Эффек-
тивность этого процесса в значительной степени определяет тяго-
вые качества самоходных колесных машин.
Потери мощности при работе колесного движителя обуславли-
ваются, с одной стороны, проскальзыванием элементов пневмати-
ческих шин, находящихся в пределах области контакта, относи-
тельно поверхности качения, приводящем к снижению скорости
поступательного движения машины, а с другой — за счет наличия
сопротивления качению.
Факторы, определяющие проскальзывание и сопротивление
качению, а следовательно, тяговые и скоростные качества машин
для земляных работ в значительной степени зависят от параметров
колесного движителя и режимов его работы.
§ 30. РАБОТА КОЛЕСА С ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ШИНОЙ
В зависимости от механических свойств пневматических шин
и поверхности качения возможны следующие характерные осо-
бенности их взаимодейст-
вия при качении колеса:
1.	Деформируется как
пневматическая шина, так
и поверхность качения.
2.	Деформируется толь-
ко пневматическая шина.
3.	Деформируется толь-
ко поверхность качения.
Рассмотрим равномер-
ное качение деформируе-
мого колеса, вращающего-
ся с угловой скоростью <йк,
по горизонтальной неде-
формируемой поверхности
качения (рис. 62).
Рис. 62. Качение колеса с пневматиче-
ской шиной
Если центральная опорная точка О контакта пневматической
шины не проскальзывает относительно поверхности качения, то
мгновенный центр качения колеса будет находиться в этой же
точке. Следовательно, радиус качения колеса будет равен
Гк — Г о —
где г0 — радиус недеформированной пневматической шины;
X — нормальная деформация пневматической шины;
а действительная поступательная скорость оси колеса и^д составит
==
Если в точке О будет иметь место отрицательное проскальзы-
вание, направление которого противоположно направлению дви-
жения оси колеса (буксование) со скоростью скольжения — ДгД,
то мгновенный центр качения колеса переместится в точку О".
135
адиус качения колеса в этом случае будет меньше, чем в преды-
/щем, так как г'к <Z (г0 — к), а следовательно, и поступательная
(орость и'кд также будет меньше, поскольку
к.
В данном случае колесо будет катиться с буксованием.
Если точка О имеет положительное проскальзывание, направ-
шие которого совпадает с направлением движения оси колеса
>з) со скоростью 4- Днп', то мгновенный центр качения колеса
феместится в точку О"'. Радиус качения колеса будет самый
>лыний г'к > (r0 — X), так же как и действительная скорость
и колеса и'ко, равная
Юк?к •
В последнем случае колесо будет катиться с проскальзыванием
>зом). Возможность качения колеса с юзом или буксованием зави-
з. 63. Кинематика взаимо-
гствия колеса с пневматиче-
>й шиной с опорной поверх-
ностью
сит от режимов его работы и от про-
цесса взаимодействия с поверхностью
качения. Для того, чтобы выявить ха-
рактер протекания этого процесса,
рассмотрим равномерное качение де-
формируемого колеса с пневматиче-
ской шиной по недеформируемой по-
верхности качения (рис. 63).
Для удобства рассуждений пола-
гаем, что ось колеса неподвижна, а
поверхность качения движется в про-
тивоположную сторону с постоянной
скоростью, равной действительной
поступательной скорости оси колеса
vKd. Примем обоснованные экспери-
ментальными исследованиями допу-
щения, что при деформировании эле-
ментов пневматической шины в обла-
г контакта пт они перемещаются только в радиальном направле-
и. Тогда при вращении колеса каждая точка пневматической
ни, начиная с момента входа ее в контакт (точка п), будет
ггаться вдоль поверхности качения и в радиальном направ-
гии. Рассмотрим движение элемента пневматической шины, на-
щщегося в точке |.
Очевидно, что скорость и± движения точки £ вдоль поверхности
гения можно рассматривать как результирующую скорость
гх составляющих: окружной скорости v3 точки направленной
шендикулярно к радиусу, и скорости, направленной по радиусу
'скорость радиальной деформации пневматической шины).
Воспользовавшись построениями, выполненными на схеме, и
!я в виду принятые обозначения, можно составить следующие
исимости:
г
(78)
(79)
,, _ °>КГ .
С/-| - о- я
1 cos2 а ’
co~rsina
v2 = -?—^—.
£ cos2 а
Из формул (78) и (79) следует, что скорости vl и г» являются
функцией угла а, который определяет положение элемента пнев-
матической шины относительно вертикали, проходящей через
центр колеса; причем скорость меняется по величине, но не
меняется по направлению для ф- а и — а. Скорость г2 меняется
как по величине, так и по направлению. Так, при ф- а скорость и2,
направленная но радиусу к центру колеса, является скоростью
сжатия элемента пневматической шины, при — а скорость v2
направлена по радиусу от центра колеса и является скоростью
восстановления шины до недеформированного профиля.
Если точку £ рассматривать как точку, принадлежащую по-
верхности качения, то ее скоресть будет величиной постоянной,
равной икд. В том случае, когда эта точка будет отнесена к поверх-
ности пневматической шины, ее скорость будет переменной, за-
висящей от положения рассматриваемой точки на поверхности
контакта пневматической шины. Поэтому все элементы пневма-
тической шины, за исключением тех, у которых = кк0, неиз-
бежно будут проскальзывать относительно поверхности качения,
если считать, что рабочий сектор пт пневматической шины не ис-
пытывает тангенциальной деформации. Возникающая при этом
скорость проскальзывания Агп будет равна
= V1 —
Если при качении колеса в некоторой точке контакта Агп > 0
(что может быть при пх > икд), то данный элемент пневматической
шины будет проскальзывать относительно поверхности качения
в сторону, противоположную движению оси колеса. Такое про-
скальзывание, как уже говорилось, называется буксованием.
Когда ДгТ1 < 0 (при vt <С икд), происходит обратное явление —
рассматриваемый элемент пневматической шины будет проскаль-
зывать в сторону, совпадающую с движением оси колеса. Отметим
еще раз, что такое проскальзывание называется юзом.
Проскальзывание элементов пневматической шины можно оце-
нивать относительным показателем — коэффициентом проскаль-
зывания 6g, который определяется выражением
е =ЗТ = ю«г
5 VKd	vKd cos2 a
Заметим, что при буксовании некоторого элемента пневматиче-
ской шины коэффициент его проскальзывания 9g > 1; если имеет
место юз — 6g < 1; когда 9g = 1, то это значит, что данный эле-
мент пневматической шины не проскальзывает относительно по-
верхности качения.
(80)
137
Предполагая, что в формуле (80) ос = 0, получим выражение
[я определения коэффициента проскальзывания 0 центральной
юрной точки пневматической шины (точка О):
(81)
Тогда выражение (80) можно представить в следующем виде:
9^ = Ж-	(82)
Из формулы (82) видно, что разные элементы пневматической
тны, положение которых в области контакта определяется уг-
м а, будут иметь различные коэффициенты проскальзывания.
) указанной причине коэффициент 9g не может служить крите-
:ем оценки проскальзывания колеса с пневматической шиной,
in этой цели принято пользоваться коэффициентом проскальзы-
ния 9 центральной опорной точки (точки О) пневматической
1ны. Тогда при 0 > 1 качение колеса будет происходить с бук-
ванием; если 9 < 1, процесс качения будет сопровождаться
ом; наконец, когда 9=1, проскальзывания колеса относи-
тьно поверхности качения происходить не будет.
Воспользовавшись выражением (78) с учетом зависимости (80),
лучим
тда
Аг ----------(84)
п \cos2 а у ка	4 ’
На рис. 64, я, бив показаны эпюры скоростей проскальзыва-
я элементов пневматической шины Ац(, построенные с помощью
ражения (84).
При построении эпюр величины Ац, отложены по вертикали,
ичем их положительные значения направлены вниз, а отрица-
[ьные — вверх от поверхности контакта пневматической шины.
При 0 = 1 (рис. 64, а) все элементы пневматической шины,
исключением находящегося в центральной опорной точке О,
вскальзывают в сторону, противоположную направлению посту-
гельного движения оси колеса, т. е. буксуют. Степень их бук-
шина определяется значением Агп — возрастает по мере удале-
1 от вертикали, проходящей через центр колеса, достигая макси-
тьного значения в точках пит.
При 0 > 1 (рис. 64, б) все без исключения элементы пневмати-
кой шины проскальзывают в сторону, противоположную на-
1влению поступательного движения оси колеса, т. е. буксуют.
Наконец, когда качение колеса сопровождается юзом, то в за-
;имости от значения 0 < 1 (рис. 64, в) проскальзывание эле-
1тов пневматической шины может носить двоякий характер.
При Э незначительно меньше единицы элементы пневматической
шины, находящиеся в центральной части области контакта, про-
скальзывают в направлении, совпадающем с направлением посту-
пательного движения оси колеса. Что касается элементов пневма-
тической шины, расположенных на периферийной части, то они
будут проскальзывать в противоположную сторону, т. е. буксо-
вать.
Если же 0 значительно меньше единицы, то эпюра Дгп будет
только отрицательной, поскольку все элементы пневматической
шины будут скользить в одном направлении, совпадающем с на-
правлением поступательного движения оси колеса.
Рис. 64. Эпюры скоростей проскальзывания элементов пневматической
шины при 6 = 1 (а), при 6 > 1 (б) и при 0 < 1 (в) и эпюра скорости ра-
диальной деформации пневматической шины (г)
На рис. 64, г показана эпюра скорости радиальной деформации,
построенная по формуле (79). Как видно, в зоне загрузки пневма-
тической шины эпюра является положительной и характеризует
скорости сжатия пневматической шины и2, которые отложены вверх
от поверхности качения. В зоне разгрузки эпюра имеет отрица-
тельные значения и определяет скорости восстановления формы
шины до недеформированной. Следует отметить, что эпюра ско-
рости v., не зависит от режима работы колеса.
На рис. 65, а показана схема сил и моментов, действующих на
колесный движитель с пневматической шиной при работе на ре-
жиме «ведущего колеса». Принято, что поверхность качения гори-
зонтальна, а движение равномерное.
На схеме использованы следующие обозначения:
GK — вертикальная нагрузка на ось колеса с учетом его
собственного веса;
FK — горизонтальная реакция на ось колесного движителя
(сила сопротивления движению);
139
Мк — крутящий момент, подводимый к колесному движи-
телю;
R и Т — вертикальная и горизонтальная реакции поверхности
качения — составляющие равнодействующей реак-
тивных сил, действующих на пневматическую шину
со стороны поверхности качения;
гс — силовой радиус колесного движителя;
а — коэффициент трения качения.
ас. 65. Схема сил и моментов, действующих на колесо с пневматической
шиной при работе на режиме:
а — «ведущего колеса»; б — «свободного колеса»; в — «ведомого колеса»
Уравнение равновесия колесного движителя можно записать
[едующим образом:
Мк — Тгс — Ra = 0.
Разделив это уравнение на ге и имея в виду, что GK — R, полу-
IM
Отношение — = Рк характеризует окружную силу колес-
Р с
►го движителя.
Горизонтальная составляющая равнодействующей реактивных
л Т представляет собой силу тяги, которая передается от оси
лесного движителя к раме машины для земляных работ. Отно-
эние — = /характеризует приведенный коэффициент сопротивле-
гс
[я качению колесного движителя, или сокращенно коэффициент
противления качению. Тогда представленное выше выражение
жет быть переписано следующим образом;
Рк —7 —/Ск = 0.
Произведение fGK — фиктивная сила сопротивления качению,
торую обозначим Pf. Следовательно, окончательно будем иметь
РК^Т + Р}.	(85)
)
Таким образом, в тех случаях, когда рассматриваются силы,
действующие на колесный движитель, можно вводить фиктивную
силу сопротивления качению Р, = fR = fGK.
Максимальное значение силы тяги Tv, которую может раз-
вить колесный движитель, определяется условием сцепления пнев-
матической шины с поверхностью качения
T<p = qR = <pGK,	(86)
где ср — коэффициент сцепления пневматической шины колесного
движителя с поверхностью качения.
На рис. 65, б показана схема сил и моментов, действующих на
колесный движитель при работе на режиме «свободного колеса» Ч
На ось колесного движителя в данном случае действует только
одна сила — вертикальная нагрузка GK. В связи с этим равно-
действующая реактивных сил, действующих на пневматическую
шину со стороны поверхности качения, будет направлена верти-
кально. Обозначим ее как и раньше через R. Тогда уравнение рав-
новесия колесного движителя будет
Mn—Ra — 0.
Разделим это уравнение на гс и, принимая во внимание, что
GK = R, получим
Обозначая, как и в предыдущем случае,—- = РК и — =/,
гс	гс
будем иметь
PK—fGK — 0,	(87)
или
pK=pf,
где, как и прежде,
/^=Л-
Следовательно, окружная сила колесного движителя, рабо-'
тающего на режиме «свободного колеса», равна силе сопротивле-
ния качению. Схема сил, действующих на ведомое колесо с пнев-
матической шиной при качении по горизонтальной поверхности
с равномерной действительной скоростью поступательного движе-
ния оси колеса, приведена на рис. 65, в.
Качение колеса происходит под действием толкающей силы
Рк, приложенной к его оси и направленной параллельно поверх-
ности качения. Горизонтальная составляющая равнодействующей
реактивных сил у ведомого колеса направлена в сторону, проти-
воположную направлению поступательного движения его оси.
1 Крутящий момент расходуется только на преодоление сопротивления
качению колеса.
141
доставляющая Т равнодействующей реактивных сил является
уилой трения, обуславливающей возможность качения ведомого
колеса.
Условие равновесия ведомого колеса определяется равенством
Trc—Ra = 0,
тли
Pnrc = Ra,
?ак как
Т = Р'К.
Таким образом, сила Рй совместно с горизонтальной составляю-
щей Т, равнодействующей реактивных сил, образует пару сил,
томент которой при равномерном поступательном движении оси
:олеса уравновешивается моментом сопротивления качению. Сле-
(овательно, сила Рк по абсолютному значению равна фиктивной
иле сопротивления качению Pf. Тогда, разделив приведенное
>ыше уравнение на ге и имея в виду, что R = GK, окончательно
юлучим
PK=pf=GK~=fGK.	(88)
" с
§ 31. СОПРОТИВЛЕНИЕ КАЧЕНИЮ КОЛЕСА
С ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ШИНОЙ
В качестве примера рассмотрим расчет сопротивления каче-
ию ведущего колеса, когда деформируется как шина, так и по-
ерхность качения — грунт.
Преобладающим видом деформации грунта колесом является
ертикальное сжатие. Поэтому в первую очередь необходимо при-
ять закон, характеризующий зависимость между нормальными
онтактными напряжениями о и полной деформацией грунта х.
В типичных грунтовых условиях работы машины для земляных
абот, когда о 2,5 кГ 1см2, закон деформации сжатия грунта для
лучая деформирования грунта колесом с пневматической шиной
ожет быть представлен следующим образом:
в зоне загрузки (рис. 66, участок пО)
о — Сгх,
ще Cj — коэффициент полной деформации грунта;
х — полная деформация грунта;
в зоне разгрузки (участок тО)
о = С2х,
щ С2 — коэффициент упругой деформации грунта;
х — упругая деформация грунта.
Основой оценки механических свойств пневматических шин
ри исследовании процесса взаимодействия является закон де-
2
формации шины, определяющий зависимость нормальных контакт-
ных напряжений о от радиальной деформации шины у.
Пусть радиальная деформация пневматической шины у не пре-
вышает своего критического значения, тогда законы деформации
будут:
для грунта
в зоне загрузки
в зоне разгрузки
для пневматической шины
в зоне загрузки
в зоне разгрузки
о =	Cjx;	(89)
о =	Сгх‘,	(90)
о =	К1У;	(91)
а =	К2у.	(92)
Расчетная схема взаимодействия пневматической шины колес-
ного движителя с грунтом, полученная на основании анализа опыт-
ных данных, показана на
рис.66. В этой схеме приня-
то, что радиальной дефор-
мации подвергаются эле-
менты шины, находящиеся
на участке пт. Кроме то-
го, предполагается, что в
местах контакта шины с
грунтом в зоне загрузки и
в зоне разгрузки поверх-
ность имеет цилиндриче-
скую форму радиусами Вл
и Т?2. Центры их О2 и О3
расположены на вертика-
ли, проходящей через
центр колеса — точку OL.
Ширина поверхности кон-
такта пневматической ши-
ны является постоянной и
Рис. 66. Схема взаимодействия пневмати-
ческой шины с грунтом
равна где $ — коэффициент увеличения ширины колеи за
счет боковой деформации шины; Вш — ширина профиля шины.
Контакт пневматической шины с грунтом начинается в точке п
и заканчивается в точке s, т. е. еще до выхода шины из грунта.
Это объясняется тем, что скорость иг восстановления упругой де-
формации грунта в колее равна скорости ир разгрузки грунта.
При дальнейшем перемещении точки s иг < и , поэтому происходит
отрыв протектора пневматической шины от поверхности грунта.
Под скоростью разгрузки понимается скорость перемещения не-
которого элемента пневматической шины в вертикальном напра-
влении относительно горизонтали, проходящей через точку О
при качении колеса.
Пренебрегая пока влиянием сил трения, возникающих вслед-
ствие скольжения элементов пневматической шины, будем счи-
тать, что элементарная реакция dN направлена по радиусу ци-
линдрической поверхности контакта пневматической шины с
143
грунтом к ее центру, находящемуся в точке О2. Разложив dN =
на вертикальную dR и горизонтальную dT составляющие, будем :
иметь dR — dN cos р и dT = dN sin |3.
Из условия равновесия колесного движителя, работающего
га режиме «свободного колеса», следует, что
s d7? = s cos р
sinp = O.
Так как dN cos |3 = ods,&Bul cos |3 = csdl'&Bul, то зависимость
тежду вертикальной нагрузкой на ось колеса GK и нормальными
юнтактными напряжениями о определяется уравнением
GK = Ww
-ai	О
$осй;+ dl,
-О	-а3
(93)
Чтобы проинтегрировать это уравнение, необходимо знать за-
исимость о = ст (£). Для первого интеграла она может быть
становлена следующим образом. Из схемы, представленной на
ис. 66, следует, что
х-{-у=сд— uq.
Из треугольников дОАп и qO^, которые являются прямоуголь-
ыми,
ai = (2r0 — qc) qc 2rogc;
£2 = (2r0 — qu) qu 2rQqu.
Тогда получим
(94)
Принимая во внимание законы деформации грунта и пневмати-
юкой шины в зоне загрузки, определяемые выражениями (89) и
1), находим
СА / а; _ ГД
Ci + ^i \2г0	2г0/
(95)
Для второго интеграла зависимость ст = ст (с) можно устано-
[ть аналогичным образом. Действительно
(96>
Учитывая законы деформации грунта и пневматической шины
юне разгрузки, которые выражаются теперь уже зависимостями
)) и (92), получим
. Mi __
С2 + -ЙГ2 \2г0	2г0/
(97)
Подставим в первый интеграл уравнения (93) значение а,
определяемое зависимостью (95), а во второй — зависимостью (97):
га,	0
Сз'Д'г ! ai____jg
С2 + К2 \2r0	2ra I ~ 
ClKl ________g_
„ Ci + Кi \2r0	2r0
Lo
Произведя интегрирование и преобразования, получим
С — Л Д Г ClKl ai | С^К2	___]
+	’ 3r0 ^С2 + ^2 \2r0	6rJJ-
Теперь установим зависимость между и а2. Закон деформа-
ции пневматической шины (91) в точке | — 0 примет следующий
вид: о — откуда
GK = '&BW
(98)
Х=4-
(99)
soEi-e
Для этой же точки зависимость
(Г — — х—-1. -
^4-А
(100)
(95) будет
2r0‘
Подставляя в выражение (99) значение о, определяемое урав-
нением (100), найдем, что
,,  С, а\
Аналогичным образом можно получить зависимость
(101)
(102)
С2 + #2 2г0
Приравнивая правые части уравнений (101) и (102), установим
Подставляя найденное значение а2 в уравнение
преобразований получим
Z1 __ an | С1К1 з ,	С|/<2ал	2 С2К2
^-и^ш| (С1 + 7Г1)3го а1Т(С1 + 7Г1)2г0 а1 (С2+#2)
(103)
(98), после
Я-(104)
Значение а3 может быть найдено, исходя из следующих со-
ображений. Воспользовавшись рис. 66, составим приближенную
зависимость
(105)
Скорость разгрузки грунта при качении колеса с пневмати-
ческой шиной может быть определена дифференцированием урав-
нения (105) по времени t\
=—==:____1 .
vp dt R2' dt'
(106)
д2 —
x-~hv 2Н2-
145
При равномерной скорости поступательного движения колеса,
>гда г’ка= {^ < получим зависимость для определения абсолют-
но значения скорости разгрузки грунта
=	(Ю7)
В точке s с координатой £ = а3, соответствующей моменту от-
гва протектора пневматической шины от грунта, скорость раз-
узки грунта ир равна скорости восстановления упругой деформа-
ш грунта в колее ve. Поэтому ее значение будет
=	(Ю8)
Применим формулу, предложенную В. Ф. Бабковым, согласно
(ТОроЙ
/?2 = г0(1+Д	(109)
Далее заметим, что для точки £ = 0 законы деформации грунта
шины, определяемые зависимостями (90) и (92), позволяют на-
нять C2hy — K./k, откуда следует, что
ЙА-	(110)
Подставляя выражение (109) в формулу (108) и имея в виду
висимость (110), окончательно получим
»г = ~таз с \	(111)
Ч1- Ч)
Таким образом,
а3 = Го(1 —(И2)
\	Л2/ Укд
Необходимо указать, что максимальное значение «згаах ограни-
вается величиной а2, т. е. аЗГПах = а2.
Произведем перестановку членов уравнения (104):
_з I	2 / GK . СгК2 al \„	...
(С^^ОЗго “1-Г(С1+^1)2г0 1	'	6r0';^ ’
затем представим его в следующем виде:
Aaf-j-ffaf — £ = 0,	(114)
д__	.
тт_ G1K2as
П-(С1 + К1) 2г0 ’
Г (j К । С О -К 9	a q
£=ЖГ+ с2+к2  67/
Решить уравнение (114) относительно аг проще всего можно
графическим методом.
Для определения действительных корней достаточно построить
кривые у1 = Аа:( и у2 = L — Hal (рис. 67). Тогда абсцисса точки
их пересечения определит искомый корень уравнения (114), т. е.
значение ал. Поскольку значение а± может быть только положи-
тельным, достаточно ограничиться построениями, выполненными
в первом квадранте.
Определив значение п1, не трудно рассчитать значение а2, при-
меняя зависимость (103).
Полную глубину колеи hn можно найти, воспользовавшись
выражением (94), полагая g = 0 и имея в виду, что в этом случае
у = X, х = hn, если вместо Л подставить ее значение, определяемое
выражением (101), то
Рис. 67. Графический спо-
соб определения корней
кубического уравнения
hn 2ц> G +
Величину упругой деформации грун-
та в колее h находим аналогичным об-
разом, принимая во внимание, что при
^ = 0х = Ьуиу = к, а также применяя
выражение (96) и зависимость (102):
л=^-(1--^—\ (Н6)
v 2г0 ) С3 + л2/	v '
После этого можно рассчитать оста-
точную глубину колеи h0 имея в виду,
что h0 = hn — hy.
Крутящий момент Мк, подводимый
к колесному движителю, расходуемый
на преодоление момента сопротивления
качению, обусловливаемый процессом деформации грунта и ги-
стерезисными потерями в пневматической шине, возникающими
вследствие ее радиальной деформации, можно определить, вос-
пользовавшись зависимостью
о
— Яз

(117)
Для того чтобы проинтегрировать это выражение, необходимо
подставить значение а в первый интеграл, определяемое выраже-
нием (95), а во второй — выражением (97). После указанной под-
становки получим
-at
.0
С1К1
С1 + К1
М =$В
о
М _ вч ?	, С сгк2
\2ru	) С’2--/Г2
— аз
147
Производя интегрирование и преобразования, будем иметь
=	(118)
8го С2Н~-Й^ \ iro 8r0 jJ	'
Значения ar, а2, as, входящие в эту формулу, можно определять
из уравнений (114), (103) и (112).
По крутящему моменту в дальнейшем не трудно рассчитать
коэффициент трения качения а, воспользовавшись зависимостью
м
(119)
тли приведенный коэффициент сопротивления качению / (коэффи-
циент сопротивления качению):
/ =	= - Мк ,	(120)
ГС Г®	(г0 X)
ще
гс^г0 — %.	(120а)
Значение X можно найти, применяя зависимость (101).
§ 32. СКОЛЬЖЕНИЕ И СЦЕПЛЕНИЕ
ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ШИНЫ КОЛЕСНОГО ДВИЖИТЕЛЯ
Скольжение и сцепление пневматической шины колесного дви-
кителя с поверхностью качения в значительной степени зависит
>т возникающего при этом внешнего трения резины.
Рис. 68. Расчетный вид функциональной за-
висимости щ = Це (0$)
В первом приближении можно считать, что коэффициент тре-
ия скольжения резины п,. некоторого элемента пневматической
[ины при работе колесного движителя является функцией коэф-
ициента проскальзывания этого элемента 9. и нормального кон-
штного напряжения о, т. е.
Hc = Hc(6b °)-
На рис. 68 показан расчетный вид функциональной зависимости
, = р.с (0£). Правая ветвь графика отображает эту зависимость
8
при буксовании элементов пневматической шины, когда 052sl.
Что касается левой ветви, то она дает ту же функциональную
зависимость, но при движении элементов
пневматической шины юзом, при этом
0. < 1.
При равной относительной величине
проскальзывания элементов пневматиче-
ской шины в ту или другую сторону, т. е.
при буксовании или юзе значение р,с бу-
дет одинаковым, поэтому ветви графи-
ка симметричны относительно оси орди-
нат.
Коэффициент трения скольжения ре-
зины элемента пневматической шины о
Рис. 69. Расчетный вид
функциональной зависи-
мости Нед = Цсе (и)
поверхность качения может быть представлен следующими эмпи-
рическими уравнениями:
при 0г 1	'
М<= — М« 4“ (|4s Мп) (1
\ 6s
(121)
при 05 - 1
Мс = Мп + (Мее —Мп) (! —
(122)
где рс0 — коэффициент трения скольжения резины о поверх-
ность качения при 0£ -> оо или при 9. -> 0 и задан-
ном значении о;
п — параметр, зависящий от вида и состояния поверхности
качения.
Расчетный вид функциональной зависимости цс9 — цсв (о) по-
казан на рис. 69. При изменении о = 1 4- 3 кГ/см? ее можно вы-
разить приближенным эмпирическим уравнением
Мсв — Mc0o	UG,
(123)
где p,cg3 — условный коэффициент трения скольжения резины
при S. —> 0 или ф -> оо и а -> 0;
U — угловой коэффициент
C/ = tga=Mc6qg	.
Подставляя цса, определяемое выражением (123), в уравне-
НИЯ	(121)	и	(122), получим:	
при	0.: - £	1	г	11 Мс — Мп4“[(Мс0а Uo) Цп] 1 n 1 ’ J	(124)
при	0.	1		
			Рс— рпН- [(РебJ U о) рп] [1	9g]*	(125)
149
Имея в виду обозначения, принятые на схеме, отображающей
кинематику качения колеса с пневматической шиной (рис. 66),
формулу (82) представим в следующем виде:
еЕ = (1+^)б.
Подставляя значение 9., определяемое этой зависимостью,
в уравнения (124) и (125), получим формулы, с помощью которых
можно определить коэффициенты трения скольжения резины в
любой точке пневматической шины, находящейся в пределах об-
ласти контакта, если задан коэффициент проскальзывания 6 цент-
ральной опорой точки шины.
Имея в виду сказанное выше, получим:
при 0	1
Цс — Цп ~(- [(peSo U<j) Цп] 1
при 9	1
Г f Е2 \ П
Pc = Pn + [(PcO<J — С7п) — Цп] I 1 — ^l+|rj е”
(126)
(127)
Здесь, как и прежде, через £ обозначена координата точки
пневматической шины, в которой определяется коэффициент тре-
ния скольжения резины (см. рис.
63).
?ис. 70. Эпюра скоростей про-
жальзывания и элементарных
ил трения в области контакта
1ри работе колесного движителя
на режиме «свободного колеса»
Теперь перейдем к рассмотре-
нию трения не отдельных элемен-
тов пневматической шины, а всей
поверхности контакта для случая,
когда работа колесного движите-
ля сопровождается деформацей
только одной шины.
При работе колесного движите-
ля на режиме «свободного колеса»
(см. рис. 65, б) на его ось не дей-
ствуют никакие горизонтальные
силы. Вследствие этого равно-
действующая элементарных сил
трения 2 АТ1, возникающая на
площади контакта пневматической
шины и обусловливаемая про-
скальзыванием ее элементов, дол-
жна быть равна нулю. Это воз-
можно только тогда, когда эпюра
жоростей проскальзывания меняет свой знак (рис. 70). В этом
;лучае элементы пневматической шины, находящиеся на перифе-
)ии области контакта (участка — dx и а2 — d2), будут проскаль-
150
зывать в сторону, противоположную направлению поступатель-
ного движения оси колеса, т. е. буксовать, а элементы шины, рас-
положенные в центральной части (на участках d} и d2), — в обрат-
ном направлении, т. е. двигаться юзом. Напомним, что первое
направление скорости проскальзывания ранее было принято за
положительное, а второе — за отрицательное.
В результате проскальзывания будут возникать элементарные
силы трения АТ1, направления действия которых противоположны
направлениям скоростей проскальзывания элементов пневмати-
ческой шины. Направление сил трения, совпадающее с направле-
нием поступательного движения оси
колеса, условимся считать
Рис. 71. Эпюры скоростей про-
скальзывания и элементарных
сил трения в области контак-
та при работе колесного дви-
жителя на режиме «ведущего
колеса»
положительным, а направление сил
трения, противоположное направле-
нию поступательного движения оси
колеса, — отрицательным.
Таким образом, при работе ко-
лесного движителя на режиме «Сво-
бодного колеса» SA71 = 0. Посколь-
ку центральная опорная точка будет
проскальзывать в направлении по-
ступательного движения оси колеса,
то скорость икд будет больше окруж-
ной скорости центральной опорной
точки г10 = (окг. Следовательно, ко-
эффициент проскальзывания цент-
ральной опорной точки 0, с помо-
щью которого оценивается проскаль-
зывание колеса с пневматической
шиной: 6 = ^-°-<1.
vk0
Таким образом, при работе ко-
лесного движителя с пневматической
шиной на режиме «свободного колеса» коэффициент проскальзы-
вания центральной опорной точки всегда меньше единицы.
Если колесный движитель работает на режиме «ведущего ко-
леса» (рис. 65, п), то сила тяги Т = Fn будет представлять собой
равнодействующую элементарных сил трения, возникающих вслед-
ствие проскальзывания элементов пневматической шины относи-
тельно поверхности качения, т. е. Т = SAT7. При очень малых
значениях Т эпюра скоростей проскальзывания может менять
свой знак, но при больших значениях силы тяги она будет эпю-
рой только одного положительного знака (рис. 71).
Таким образом, при работе колесного движителя на режиме
«ведущего колеса», если он развивает значительную силу тяги,
элементы пневматической шины будут проскальзывать только
в одном направлении, которое будет противоположно поступатель-
ному движению оси колеса. Что касается скоростей проскальзы-
вания, то они будут положительными и, кроме того, будут возрас-
151
тать по мере удаления от центральной опорной точки О к перифе-
рии области контакта, достигая максимального значения в край-
них опорных точках пит. Что же касается возникающих эле-
ментарных сил трения АТ1, то они будут также иметь только одно —
положительное направление.
Поскольку в данном случае проскальзывание всех элементов
пневматической шины и в том числе центральной опорной точки
9 происходит в сторону, противоположную направлению посту-
пательного движения оси колеса, будет иметь место следующее
неравенство: икд < у10, где t>10 = <окг. Тогда 9 — — >1.
®кд
Итак, при работе колесного движителя на режиме «ведущего
колеса», если оно развивает значительную силу тяги, коэффициент
проскальзывания центральной опорной точки будет больше еди-
ницы.
Теперь перейдем к решению плоских задач скольжения пневма-
тической шины колесного движителя.
Элементарная сила трения dT, возникающая на участке dt.
контакта пневматической шины при условии, что ширина иоверх-
юсти контакта равна ширине протектора шины Вш, будет
dT = ^B'mdt	(128)
При изменении силы тяги от Г = 0, когда 0 < 1, до Т, соот-
ютствующего 0 = 1, элементарные силы трения dT будут иметь
зазные направления (см. рис. 70).
Принимая во внимание сказанное выше, можно составить ис-
содную зависимость, связывающую силу тяги колесного движителя
; возникающими при этом элементарными силами трения в разных
очках области контакта пневматической шины вследствие про-
жальзывания:
Полагая, что
пц — а*, — а и dy — d2 — d,
!удем иметь
Или, подставляя значение dT, применив для этого зависимость
128), получим
d
Т = 2
jj pcol?'[U dE — цссг5ш dE
d	О
52
В первый интеграл подставляем значение цс, определяемое
зависимостью (126), а во второй — зависимостью (127):
Т = 2БШ
Г а
г* I
4“ [(М-сОсг' U(f) Цп]
-d

d
- § {Нп + [((Ма— U(f)— Ц.п][1— 4+14 6"]|о^
О
(129)
Полученное уравнение устанавливает зависимость между си-
лой тяги колесного движителя и коэффициентом проскальзывания
центральной опорной точки пневматической шины при 0 sg 1.
При силе тяги, соответствующей 0 = 1, и ее большем значе-
нии эпюра скоростей проскальзывания будет только положитель-
ной (см. рис. 71). Поэтому элементарные силы трения dT приобре-
тут также одно и при том положительное направление, показан-
ное на данной схеме. Тогда в рассматриваемом диапазоне работы
колесного движителя зависимость, связывающая силу тяги Т с
возникающими элементарными силами трения dT, будет
Полагая, что = а2 = а, будем иметь
р?'
о
или
Т = 2	.
о
Подставляя значение цс, определяемое зависимостью
получим
(126),
(130)
Т = 2В'Ш
ЦпЧ_[(ЦсЭсг (7ст) Цп]
Данное уравнение устанавливает зависимость между силой
тяги колесного движителя и коэффициентом проскальзывания
центральной опорной точки пневматической шины при 0	1.
В качестве примера рассмотрим решение уравнений (129) и
(130) при законе деформации пневматической шины:
в зоне загрузки
o = ^* = const;	(131)
в зоне разгрузки
o^/<* = const,	(132)
153
отображающем равномерное распределение нормальных контакт-
ных напряжений на площади контакта. Тогда формулу, устанавли-
вающую зависимость силы тяги колесного движителя от коэффи-
циента проскальзывания центральной опорной точки при задан-
ных параметрах пневматической шины, когда последний изменя-
ется в пределах от 9 < 1 до 9 = 1, можно получить, решая уравне-
ние (129) при принятом законе деформации пневматической шины.
Законы деформации пневматической шины в зоне загрузки (131)
и зоне разгрузки (132) необходимо заменить общим видом
o = /f*p = const,	(133)
где
JZ* #* + ^2
Лсг>— 2
который будет справедливым для всей области контакта пневма-
тической шины с поверхностью качения.
Подставляя значения о, определяемые выражением (133),
в уравнение (129) после интегрирования и соответствующих пре-
образований, получим
Т = 2ВшКсР [(HcSct — UK*P) (а — 2d) — (цс8а—— UK*P) X
V 1 1 rl\ п(а? — &) , п (и + 1) (a6 — d8) |
Х	а' Зг2 + ЮН ]
—enp + ^4---^ 7? ЛЯ-	(134)
[_	1 Зг2 1	10Я |JJ	v '
Функциональная зависимость d = d(0), которую необходимо
знать для выполнения расчетов по формуле (134), может быть ус-
тановлена следующим образом.
Уравнение (84) приводим к виду
тринимая во внимание схему, показанную на рис. 63.
В точке, имеющей координату g = dt = d, всегда Дг>п5 = 0.
Имея это в виду, находим
d = r]/|-l.	(135)
С помощью полученной зависимости можно определить зна-
гение d при заданном коэффициенте проскальзывания 0 централь-
гой опорной точки.
Формулу, устанавливающую зависимость силы тяги колесного
щижителя от коэффициента проскальзывания центральной опор-
гой точки, когда он изменяется в пределах от 0 = 1 до 0 = оо,
тожно получить, подставляя значение а, определяемое выражением
133), в уравнение (130).
54
Выполнив интегрирование и преобразования, придем к сле-
дующему конечному результату:
Т = 2ВШК*Р |(pcSa — UКсР) а — (р.с9а — р „ — UКер) X
Формулу (136) можно рассматривать, как частный вариант
формулы (134). Действительно, полагая d = 0, что может быть
при 71, соответствующем 0 = 1, или большем значении, из фор-
мулы (134) получим формулу (136).
Максимальная сила тяги бывает при скольжении, близком к
полному, когда действительная скорость поступательного движе-
ния оси колеса vKd стремится к нулю, а, как следует из выражения
(81), в этом случае 0 -> оо.
При 0 > 1,2 коэффициенты трения скольжения р(. практи-
чески не зависят от коэффициентов проскальзывания элементов
пневматической шины, находящихся в области контакта.
Таким образом, применявшаяся ранее функциональная зави-
симость р,с = яс (0£о) примет вид цс = цс (о).
Следовательно, задача о сцеплении пневматической шины мо-
жет рассматриваться как частное решение задачи о ее скольжении.
Так, например, полагая в формуле (136) 0 = сю и имея в виду,
что в этом случае Т = получим
7ф = 2ад«р[(рсва-^ср)а].	(137)
Поскольку 2В'Ш Кер а = GK, где GK — вертикальная нагрузка
на ось колеса, окончательно получим
T^GAv^-UKep).	(137а)
Коэффициент сцепления пневматической шины с поверхностью
качения можно определить по формуле
гр = ^ = рсео-№р.	(138)
Применение формул (118) и (120), а также (136) —(138) в ряде
случаев затруднительно из-за того, что входящие в них коэффи-
циенты получены для ограниченного числа и состояния грунтовых
поверхностей.
Поэтому для определения приближенных значений коэффициен-
тов / и ф, а также для построения кривой скольжения можно поль-
зоваться эмпирическими данными.
На основе экспериментальных исследований получена формула
для построения кривой коэффициента буксования колесного дви-
жителя с пневматической шиной.
6 = [Л g.) + 5(J)"]100o/o,	(139)
где А, В и п — коэффициенты, принимаемые по табл. 25.
155
Таблица 25
Значения коэффициентов А, В, п для построения кривой
коэффициента буксования колесного движителя с пневматической шиной
на связных грунтах
Состояние грунта	Относительная влажность грунта					Давление воздуха в пневматической шине в кГ/см2										
						1					2					
	w^en		w/w0			А		в		п	А		В		п	
Рыхлый (насыпной)	0,4 0,6 0,7 0,8		0,67 1,00 1,17 1,33			0,11 0,12 0,13 0,14		2,79 2,97 2,73 2,53		6 6 5 4	0,11 0,12 0,13 0,14		5,15 6,58 6,29 6,68		6 6 5 4	
Плотный (свежесре- занный)	0,4 0,6 0,7 0,8		0,67 1,00 1,17 1,33			0,09 0,10 0,12 0,15		1,50 2,31 2,56 2,81		8 8 6 4	0,09 0,10 0,12 0,15		2,34 5,48 7,76 10,03		8 8 6 4	
Состояние грунта	Относитель- ная влаж- ность грунта			Давление воздуха в пневматической шине в кГ/см1												
				3					4			5				
	w'wen	w/wo		А	в		п		А	в	п	А		в		п
Рыхлый (насыпной)	0,4 0,6 0,7 0,8	0,67 1,00 1,17 1,33		0,11 0,12 0,13 0,14	7,82 11,13 10,06 11,72		6 6 5 4		0,11 0,12 0,13 0,14	10,24 14,74 14,15 19,14	6 6 5 4	0,11 0,12 0,13 0,14		12,31 18,10 18,88 24,96		6 6 5 4
Плотный (свежесре- занный)	0,4 0,6 0,7 0,8	0,67 1,00 1,17 1,33		0,09 0,10 0,12 0,15	2,81 9,25 14,79 27,35		8 8 6 4		0,09 0,10 0,12 0,15	3,38 14,40 24,47 70,82	8 8 6 4	0,09 0,10 0,12 0,15		3,73 18,10 42,18 210,28		8 8 6 4
56
Отметим, что между коэффициентами скольжения и буксова-
ния существует следующая взаимосвязь:
Значения коэффициентов сопротивления качению / и сцепле-
ния ср приведены в табл. 26.
Таблица 26
Значения коэффициентов сопротивления качению и сцепления
пневматических шин колесного движителя на различных
поверхностях качения
Относитель-		Давление воздуха в пневматической шине в иГ/с.и2									
ность грунта		1		2		3		4		5	
	ти/%	/	Ф	/	Ф *	/	ф	/	ф	f	Ф
			Групп	г связный рыхлый (насыпной)							
0,4	0,67	0,10	0,83	0.14	0,75	0,17	0,70	0.18	0,67	0,19	0,65
0,6	1.00	0,11	0.82	0,15	0,72	0,18	0.66	0,19	0.63	0.20	0,61
0,7	1,17	0.12	0,80	0,16	0,68	0,19	0,62	0.21	0,58	0.22	0,55
0,8	1,33	0,12	0.77	0,18	0,61	0.21	0,53	0,23	0,47	0,24	0,44
		Грунт связный			плотный (свежесрезанный>						
0,4	0,67	0.05	0.94	0.04	0.89	0,04	0,87	0.04	0,85	0,05	0,84
0.6	1.00	0.05	0.89	0,05	0.80	0.06	0,75	0,06	0,71	0.07	0.69
0,7	1,17	0.06	0.84	0,06	0,70	0.07	0,63	0,08	0,58	0,09	0,53
0,8	1,33	0,07	0,75	0,08	0,55	0,09	0,43	0,10	0,34	0,11	0,26
		Грунт несвязный			плотный (свежесрезанный				)		
0,5	0,83	0,06	0,78	0,06	0,70	0,07	0,65	0,08	0,62	0,09	0,60
		Асфальтобетонное покрытие (сухое)									
		0,03	0,90	0,02	0,82	0,02	0,76	0,02	0,72	0,02	0,70
§ 33. СОПРОТИВЛЕНИЯ, ВОЗНИКАЮЩИЕ ПРИ РАБОТЕ
МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ
Рабочий процесс машин для земляных работ включает в себя
два характерных режима — тяговый и транспортный.
На тяговом режиме машины работают при копании грунта.
Его отличительная особенность — наличие высоких сопротивле-
ний, возникающих при взаимодействии рабочих органов с грун-
том, для преодоления которых необходима большая сила тяги.
На транспортном режиме работают самоходные скреперы при
транспортировании грунта и при холостых пробегах, а также буль-
дозеры, автогрейдеры и грейдер-элеваторы ‘на холостых ходах.
157
Для машин периодического резания грунта указанный выше
ежим является составной частью рабочего цикла и поэтому ока-
лвает большое влияние на их производительность. Для эффектив-
ого осуществления этого режима работы необходимо, чтобы ма-
[ины обладали высокими скоростными качествами при движении
о дорогам и по пересеченной местности, и кроме того, они должны
оладать высокой проходимостью и хорошей маневренностью.
При работе машин непрерывного резания грунта (автогрей-
эров, грейдер-элеваторов и др.) транспортный режим не оказы-
ает столь существенного влияния на их производительность, как
машин периодического резания, поскольку такой режим в боль-
шинстве случаев не является составной частью рабочего цикла
ашин.
Тяговый режим работы. Методы расчета сопротивления грунта
опанию WK зависят от вида машин для земляных работ и поэ-
эму будут рассмотрены ниже в соответствующих главах.
Сопротивление качению колес
iG cos а кГ,	(140)
щ / — коэффициент сопротивления качению колес машины;
G — полный вес машины;
а — угол наклона поверхности движения к горизонту.
Сопротивление при движении на подъем
H/A = Gsina кГ.	(141)
Сопротивление преодолению сил инерции
ру	Н42)
i g at '	'	'
щ v. — коэффициент учета вращающихся масс;
— поступательное ускорение машин в м/сек2,
g—ускорение свободного падения, g = 9,81 м/сек2.
Значение х можно определить по уравнению
G . П.	у' 1
- + -/Л-£ +
»	'с	с
g
je Jм — момент инерции вращающихся деталей двигателя в
кГ  сек2  м;
iM — общее передаточное число трансмиссии привода колес-
ного движителя;
г|Л( — к. п. д. трансмиссии привода колесного движителя;
— суммарный момент инерции колес в кГ • сек2 • м;
гс — силовой радиус колесного движителя в м.
Следует заметить, что моментами инерции других вращающихся
!талей ввиду относительной малости обычно пренебрегают.
3
Таким образом, на тяговом режиме работы машины сумма всех
сопротивлений будет
=	+	+	(143)
Или, подставляя значения составляющих, получим в развер-
нутом виде
2WT:=n\ + /Gcosa±Gsma + y G (143а)
Транспортный режим работы. Сопротивления, возникающие на
транспортном режиме работы, могут быть рассчитаны аналогично
для различных видов машин для земляных работ. Так, например,
сопротивление качению колес определяется по формуле (140),
сопротивление при движении на подъем рассчитывается по форму-
ле (141).
Сопротивление воздуха движению
=	(144)
где Kw — коэффициент обтекаемости (по аналогии с грузовы-
ми автомобилями можно принимать Kw = 0,06 4- 0,07);
F — площадь лобового сопротивления в ж2;
vd — действительная скорость движения машины в км/ч.
Под площадью лобового сопротивления машины для земля-
ных работ понимается площадь ее проекции на плоскость, пер-
пендикулярную к направлению движения. Эту площадь прибли-
женно можно определить, как произведение ширины колеи на
высоту машины.
Следовательно, на транспортном режиме работы машины сумма
всех сопротивлений составит
£WTp = Wf±Wh + W^Ww.	(145)
В развернутом виде это уравнение примет следующий вид:
X?	х dva	K,„Fvi
—/Gcosa±Gsina-\- — G-j—+	9  кГ.	(145a)
p	g	dt	3,63	' z
§ 34. ТЯГОВЫЙ БАЛАНС И БАЛАНС МОЩНОСТИ МАШИН
ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ
Тяговый режим работы. Сопротивления, возникающие при ра-
боте машин для земляных работ, преодолеваются окружной си-
лой колесного движителя Рк, поэтому, приравнивая Рк —
уравнение (143а) можно представить в следующем виде:
PK — WK -}-fG cos а ± G sin a-f- — G^- кГ. (146)
S at
На преодоление сопротивления грунта копанию расходуется
159
[асть силы тяги колесного движителя, т. е. так называемая свобод-
ой сила тяги Тс. Тогда, полагая, что WK = Тс, получим
гс = рк — G (f cos а ± sin а + у •	кГ.	(147)
У машин с механической трансмиссией Рк должна определяться
ю формуле (57). Если же у машин трансмиссия гидромеханиче-
ская, то расчет Рк нужно вести по формуле (57) при использова-
ли выходной характеристики совместной работы двигателя с
идродинамической передачей.
Следует отметить, что коэффициент учета вращающихся масс
с машины для земляных работ с гидромеханической трансмиссией
следует определять по формуле
V	dnH.J 'Л VI J
Х =	— + — + 2JK- >	(148)
\	С	W-	с	с '
де JH — момент инерции насосного колеса и жестко связанных с
ним вращающихся деталей двигателя;
к? — коэффициент трансформации крутящего момента гидро-
динамического трансформатора;
iM — передаточное число механической части гидромехани-
ческой трансмиссии;
т]„ — к. и. д. механической части гидромеханической транс-
миссии;
пн — частота вращения насосного колеса гидродинамического
трансформатора;
пт — частота вращения турбинного колеса гидродинамиче-
ского трансформатора;
гс — силовой радиус колесного движителя машины;
Jm — момент инерции турбинного колеса и жестко связанных
с ним деталей трансмиссии.
Зависимость между мощностью двигателя Ne и мощностью,
юдводимой к колесному движителю NK у машин для земляных
забот с механической трансмиссией, можно установить, если из-
юстен механический к. п. д. трансмиссии привода колесного дви-
кителя машины п„, так как
N==i\Np,
К 1М в‘
[ЛИ
.^ = ATT + 2V/ + JV6±^ + ^,	(149)
де NT — тяговая мощность, расходуемая на копание грунта;
Nf — мощность, потребная для преодоления сопротивления
качению колес;
N6 — мощность, затрачиваемая на буксование колесного
движителя;
60
Nh — мощность, потребная для преодоления сопротивления
подъему;
Nj — мощность, потребная для преодоления сопротивления
сил инерции.
Составляющие баланса мощности можно определить по следую-
щим формулам:
Л. о.	(450)
(где Т — сила тяги колесного движителя в кГ);
л‘ с-	(151)
(где va — действительная скорость движения машины);
N6 = Pn{v™~Vd}- л. с.	(152)
ы IV
*
(где vm — теоретическая скорость движения машины);
Кк = ^^л. с.;	(153)
<154>
Подставляя полученные значения составляющих в общее вы-
ражение мощностного баланса (149), получим
TV п Л7 — Тид л /Gcosra'd-< ! Рк (vm — Уд) _|_
— '1.Иг — 270 I- 270 "г 270	—
• ^Gsinavg , hGvq dog
—	270	+ §270 ’ dt
При составлении уравнения баланса мощности скорости vm
и ид следует определять по уравнениям (61) и (62).
Оценку тяговых качеств машин для земляных работ можно
производить по тяговому к. п. д. цт, под которым понимается от-
ношение тяговой мощности NT в данный момент времени к соот-
ветствующей мощности двигателя Ne, т. е.
(156)
Это выражение можно представить в следующем виде:
Т1т = г1л.^.	(156а)
или
6 Алексеева, Артемьев	161
Таким образом, тяговый к. п. д. машины равен произведению
механического к. и. д. трансмиссии т)ж на к. п. д. колесного дви-
жителя г]к или произведению механического к. п. д. на силовой
г)с и скоростной 7]ск к. п. д. колесного движителя.
Если машина для земляных работ имеет гидромеханическую
трансмиссию, то при составлении уравнения мощностного баланса
необходимо учесть к. п. д. гидродинамической передачи т]г)1.
В этом случае
N =
Принимая во внимание зависимость (149) после подстановки
шачений составляющих, получим уравнение баланса мощности
пашины с гидромеханической трансмиссией
ДГ _- -П Г| /V _п ДГ _^Уд I COS avd I Рк (Ут vd) _|_
к Ь We 'Lil2' m 270	270	"T"	270	—
, G sin gvs	kGvq dvd
—	270	+ g-270 ’ dt ‘
Тяговый к. п. д. машины с гидромеханической трансмиссией,
<ак и прежде, будет определяться отношением (156), которое для
щнного случая можно представить так;
Л'
Окончательно получим
^ЛЧсЛп-	(158)
Следовательно, тяговый к. п. д. машины для земляных работ
гидромеханической трансмиссией равен произведению механи-
еского к. п. д. механической части трансмиссии силового
с и скоростного рск к. п. д. колесного движителя, а также к. п. д.
идродинамической передачи т]гп.
Транспортный режим работы. Тяговый баланс машин для зем-
яных работ с механической трансмиссией на транспортном ре-
шив отличается от тягового баланса на тяговом режиме работы
ем, что в него входит сопротивление воздуха движению вслед-
гвие высоких скоростей движения и не принимается во внимание
^противление грунта копанию. Поступая так же, как и в пре-
ыдущем случае, т. е. приравнивая Рк — SWTp, получим
х dv-. К .„Fvi.
Р = fG cos а ± G sin а — G	Н—	кГ. (159)
к '	1 g dt 1	3,62	'	’
По аналогии с балансом мощности на тяговом режиме работы
ожно составить уравнение баланса мощности для транспортного
ежима
+ N6 + Nh + Nj + Nw. (160)
>2
Подставляя значения мощностей, необходимых для определе-
ния отдельных сопротивлений, получим
IV IV — 1G cos aVd 4- Рк	t G sin avd .
'VK — TI.MJVC —	270	270	"T"	270
, *Gvd dvg ( KwFvl
+ g270 ’ dt ' 3,62-270
При составлении уравнения баланса мощности машины значе-
ние vd нужно подсчитывать по уравнению (62). Если движение
машины происходит на высших передачах, приближенно можно
принять, что ив = vm и тогда расчет скорости движения машины
для земляных работ можно выполнить по уравнению (61).
Для машин с гидромеханической трансмиссией по аналогии с
тяговым режимом работы таких же машин будем иметь
7У„==т]„г) 7V_
п >М ISil fz
fG cosюд PK (vm—Vd) -f-
270	270	~
^_nGvg dvg *
~ g-270 ' dt + 3,62-270
(162)
Заметим, что при составлении уравнения мощностного баланса
значение vg нужно подсчитать по уравнению (62).
Если пренебречь потерями скорости движения машины для
земляных работ за счет буксования колесного движителя, что воз-
можно при работе на высоких передачах, то ve = vm и для определе-
ния vm необходимо применять формулу (61).
§ 35. ПОСТРОЕНИЕ ТЯГОВЫХ ХАРАКТЕРИСТИК
САМОХОДНЫХ КОЛЕСНЫХ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ
Тяговые качества машин для земляных работ оцениваются
тяговыми характеристиками.
Тяговые характеристики представляют собой графическое вы-
ражение реальных выходных тяговых параметров машин, опреде-
ляемых результатами совместной работы колесного движителя,
трансмиссии и двигателя. При работе на тяговом режиме тяговые
характеристики машин в графической форме выражают зависи-
мость коэффициента буксования колесного движителя б, действи-
тельной скорости движения vg, часового расхода топлива GT, тя-
говой мощности NT, тягового к. п. д. т]т и удельного расхода топ-
лива gT от силы тяги Т при ее изменении от нуля (холостой ход)
до максимальной величины, определяемой условиями сцепления
пневматических шин колесного движителя с поверхностью каче-
ния или мощностью двигателя при равномерном движении машины
по горизонтальной поверхности на разных передачах. Указанные
выше зависимости тяговой характеристики соответствуют работе
двигателя машин для земляных работ с максимальной подачей
топлива.
6*	163
Тяговые характеристики являются основным техническим доку-
ментом всех тяговых машин и в том числе для земляных работ.
Эни широко используются при конструировании машин и при
'ис. 72. Экспериментальная тяго-
ая характеристика самоходного ко-
лесного скрепера Д-567
выполнении эксплуатационных
расчетов.
На рис. 72 показана экспе-
риментальная тяговая характе-
ристика самоходного колесного
скрепера Д-567.
Порядок построения тяговой
характеристики машины с
механической трансмиссией
1.	В первом квадранте(рис.
73) строим кривую буксования
колесного движителя 6 в функ-
ции силы тяги Т машины, при-
нимая за начало координат си-
лы тяги точку О.
2.	Подсчитываем силу соп-
ротивления качению колес Pf
машины и откладываем найден-
ное значение влево от точки О.
Заметим, что полученная
колесного
очка Ох будет началом координат окружной силы Р
вижителя.
3.	Во втором квадранте размещаем регуляторную характери-
тику двигателя, перестроенную в функции крутящего момента
4.	В первом квадранте для каждой передачи строим график,
станавливающий зависимость крутящего момента двигателя Ме
г окружной силы колесного движителя Рк.
Здесь эта зависимость, а следовательно, и все кривые строя-
;ейся тяговой характеристики будут построены только для од-
ой передачи.
5.	Строим основную зависимость тяговой характеристики ма-
йны — кривую действительной скорости движения vd в функции
1ЛЫ тяги Т.
Для этой цели задаемся силой тяги Т\‘, откладываем его на гра-
ике (отрезок О а^, а затем восстанавливаем перпендикулярно из
)чки ах до пересечения с лучом Рк. Через полученную точку а3
эоводим горизонталь до пересечения с кривыми регуляторной
1рактеристики двигателя (точки а4, а5, ав).
Проектируя точку ае на ось абсцисс по шкале пе, находим час-
>ту вращения коленчатого вала двигателя, соответствующую
)инятой силе тяги.
И
Определив коэффициент буксования (отрезок ах й2), который
соответствует той же силе тяги, по формуле
^ = 0.377^(1-А) км/ч.
подсчитываем искомую действительную - скорость движения ма-
шины. Эта скорость ив обозначена на графике тяговой характе-
ристики точкой а7.
Выполнив указанные построения и расчеты и получив доста-
точное количество точек, строим кривую vg = vd(T). Крайние
значения va при построении искомой кривой в данном случае
можно определить следующим образом.
Максимальная скорость vg max = vm, как уже говорилось выше,
будет на холостом ходу машины, тогда Т = 0 и б = 0.
Для определения частоты вращения коленчатого вала двига-
теля при работе машины на указанном режиме необходимо через
точку dr провести горизонталь до пересечения с кривой пе, а за-
тем полученную при этом точку с?2 спроектировать на ось абсцисс.
Тогда по шкале пе можно определить частоту вращения коленча-
того вала двигателя на холостом ходу машины пеХ. Формула для
определения t)9max при Т — 0 и 6 = 0 примет следующий вид:
аЭтах ==0,377 кл/ч.
1М
Скорость аллах откладываем на оси ординат (отрезок Odg).
165
Для определения минимальной скорости va прежде всего
1еобходимо установить максимальную силу тяги по сцеплению
to лес с грунтом Ту, а затем выявить максимальную силу тяги
рметах, К0Т0Рая может быть получена на данной передаче при
•аботе двигателя на режиме максимального крутящего момента
4? max-
Проектируя точку et, расположенную на кривой коэффициента
уксования и соответствующую б = 100%, по величине отрезка
>е.2 находим силу тяги Т9.
Через конец отрезка Obt (точку Ьг), определяющего максималь-
ый крутящий момент двигателя Метах, проводим горизонталь
о пересечения с лучом Рк (точка Ь2) и кривыми регуляторной ха-
актеристики двигателя. После того через точку Ь2 проводим вер-
икаль до пересечения с осью абсцисс первого квадранта (точка
3) и с кривой 6 (точка Z>4).
Тогда по величине отрезка ОЬ3 определяем силу тяги машины
'ме шах, соответствующую работе двигателя на режиме максималь-
ого крутящего момента, а по величине отрезка b3bi — степень
уксования колесного движителя при том же режиме работы дви-
ыеля.
В данном случае Тме гаах < поэтому минимальная действи-
(льная скорость движения машины может быть вновь подсчитана
) приведенной выше формуле, если в нее подставить минималь-
/ю частоту вращения коленчатого вала двигателя пем и коэффи-
1ент буксования колесного движителя б, определяемый отрез-
>м Ь3Ь^.
При неравенстве ТМе шах остановка машины при перегрузке
зоисходит вследствие полного буксования колесного движи-
ля.
В этом случае кривая vg будет пересекать ось абсцисс в точке
и поэтому vg min =0 при силе тяги, обусловливаемой сцепле-
®м колесного движителя с грунтом.
6.	Строим основную зависимость тяговой характеристики ма-
1ны для земляных работ — кривую часового расхода топлива
в функции силы тяги Т.
Часовой расход топлива при силе тяги Тг может быть найден,
ти точку а4 спроектировать на ось абсцисс второго квадранта,
затем найденное значение Ge отложить в первом квадранте (от-
зок а4а8). При этом считаем, что масштабы шкал Ge и GT одина-
вы, а их началом является точка О. Попутно заметим, что при
гтроении данной и прочих зависимостей тяговой характерис-
ки машины точка О будет служить началом отсчета всех шкал,
ределение крайних и промежуточных значений часового рас-
щ GT производится аналогично. Кривую Gr — GT(T) строим
точкам.
7.	Построение производных зависимостей тяговых характе-
стики Nr, gT и г]г производится аналогично рассмотренному
выше методу. Так, кривая тяговой мощности строится по точкам,
которые определяются по формуле
N — л с
Т~~ 270
путем последовательной подстановки различных значений силы
тяги Т и соответствующих им скоростей ид.
При силе тяги Тг тяговая мощность NT определяется отрезком
ага9. Кривая зависимости удельного расхода топлива gT от силы
тяги машины строится с помощью формулы
ут = 1000^-г/(л. с. ч.).
Например, для режима работы при силе тяги часовой рас-
ход GT определяется отрезком as, а тяговая мощность NT от-
резком ага9. Их отношение, представленное отрезком ага10 в соот-
ветствующем масштабе, выражает удельный расход топлива во
время работы машины при силе тяги Тг. Кривую зависимости
тягового к. п. д. от силы тяги машины строим, применяя фор-
мулу
При этом тяговую мощность машины во время работы с силой
тяги Т\ находим по величине отрезка а{а^ с учетом масштаба шка-
лы NT, а соответствующую мощность двигателя — по шкале Ne
второго квадранта путем проектирования на нее точки аъ. Зна-
чение т]т для рассматриваемого режима работы машины для зем-
ляных работ обозначено отрезком а1а11.
В заключение остается только заметить, что приведенный ме-
тод может одинаково успешно применяться для построения тяго-
вой характеристики машины для земляных работ на любой из
передач.
Порядок построения тяговой характеристики
машины с гидромеханической трансмиссией
Выше было показано, что тяговые качества машин для земляных
работ с механической трансмиссией определяются совокупностью
свойств двигателя и колесного движителя, а также кинематиче-
скими параметрами трансмиссии. В связи с тем, что кинематиче-
ские параметры механической трансмиссии на данной передаче
всегда остаются постоянными при построении тяговых характе-
ристик, оказалось достаточным рассмотреть совместную работу
двигателя и колесного движителя при различных режимах работы
и на разных передачах.
При наличии в трансмиссии машин гидродинамических передач
решение различного рода тяговых задач значительно усложняется,
так как в данном случае тяговые качества машин определяются
уже совокупностью свойств двигателя гидродинамической пере-
167
,ачи и колесного движителя, а также и кинематическими пара-
1етрами механической части трансмиссии.
Таким образом, теперь уже для построения тяговых характе-
ристик необходимо рассмотреть совместную работу двигателя,
идродинамической передачи и колесного движителя при различ-
:ых режимах работы машин на различных передачах.
Однако если воспользоваться приведенными выше методами и
остроить выходную характеристику системы двигатель — гид-
одинамическая передача, то последующее решение всех тяговых
адач значительно упрощается.
Ранее было показано, что при совместной работе двигатель в
очетании с гидродинамической передачей можно рассматривать
ак некоторый агрегат, имеющий определенную выходную ха-
актеристику: Мт = Мт(пт)-, Nn = Nm (пт)-, Ge = Ge(nm).
Принимая выходную характеристику за исходную и сопостав-
яя ее с характеристикой колесного движителя, можно построить
яговую характеристику машины. В данном случае построение
яговой характеристики принципиально ничем не отличается от
ассмотренных выше методов построения тяговых характеристик
ашин с механической трансмиссией.
В качестве примера рассмотрим построение тяговой характерис-
яки машины для земляных работ, в трансмиссию которой входит
епрозрачный гидродинамический трансформатор.
Наряду с исходными данными, перечисленными выше, необ-
эдимо иметь выходную характеристику системы двигатель —
вдродинамический трансформатор, которая вместе с тем для не-
розрачного трансформатора является и внешней характеристи-
)й. Кроме того, необходимо знать структурную схему соедине-
1я гидродинамического трансформатора с двигателем, а также
>щность двигателя, отбираемую на привод вспомогательных ме-
лизмов и агрегатов машины, и передаточное число промежуточ-
но механического редуктора.
Для возможности построения тяговой характеристики необ-
>димо также привести регуляторную характеристику двигателя
валу насосного колеса и представить ее в функции приведенного
>утящего момента двигателя М'е.
Зная крутящий момент Мн (принимается во внешней характе-
штике гидродинамического трансформатора), с помощью регу-
[торной характеристики двигателя можно определить соответ-
вующую мощность двигателя N'e, частоту вращения коленчатого
ла пе и часовой расход топлива Ge. Перечисленное нетрудно
йти, если спроектировать на ось ординат точки пересечения'кри-
[X Ne, G'e, п'е, с вертикалью, проведенной на расстоянии М’н от
чала координат (точки ах, п2, аз на Рис- 43).
Последовательность построения тяговой характеристики ос-
этся прежней.
1.	Во втором квадранте (рис. 74) наносим внешнюю характерис-
ку гидродинамического трансформатора, перестроенную в функ-
ции крутящего момента вала турбинного колеса Мт. Для этого по
оси ординат откладываем крутящий момент Мт, а по оси абсцисс —
соответствующие частоту вращения пт вала турбинного колеса
гидродинамического трансформатора в минуту, к. п. д. гидроди-
намического трансформатора и\гт, коэффициент трансформации
кТ крутящего момента и часовой расход топлива G'e.
2.	В первом квадранте строим кривую буксования колесного
движителя б в функции силы тяги Т.
3.	Определяем силу сопротивления качению колес машины
Ру. Отложив найденное значение Pf по оси абсцисс, устанавливаем
начало координат окружной силы — точку Ог.
Рис. 74. Построение тяговой характеристики землеройно-тран-
спортной машины с гидромеханической трансмиссией
4.	Строим график, устанавливающий зависимость окружной
силы РК от крутящего момента вала турбинного колеса гидродина-
мического трансформатора Мт, пользуясь формулой
р   МщЁ.м'П.М у.р
к~	Г с
5.	Строим основную зависимость ргговой характеристики ма-
шины vg в функции силы тяги Т, применяя формулу
^ = 0,377^(1-Л)™/ч.
Способы определения пт и б, необходимых для расчета vg,
аналогичны изложенным выше. Так, например, требуется опре-
делить действительную скорость движения машины при заданной
силе тяги (отрезок Оаг). Необходимо в первую очередь из точки
169
z, восстановить перпендикуляр до пересечения с лучом Рк, а затем
герез точку а3 провести горизонталь до пересечения со всеми кри-
зыми внешней размерной характеристики гидродинамического
трансформатора (точки а5,	а7, а8). Проектируя точку а, на ось
збсцисс, по шкале пт находим частоту вращения вала турбинного
<олеса, соответствующую заданной силе тяги Т\.
Определив коэффициент буксования (отрезок а4а2), который
юответствует той же силе тяги, рассчитываем действительную
жорость движения машины по приведенной выше формуле. Эта
зкорость vdi обозначена на графике тяговой характеристики точ-
кой п12.
6.	Строим основную зависимость тяговой характеристики ма-
шины — кривую часового расхода топлива двигателем GT в функ-
ции силы тяги Т.
В связи с тем, что двигатель практически работает на постоян-
гом режиме, вне зависимости от степени нагрузки рабочего органа
аашины для земляных работ, часовой расход топлива на тяговой
характеристике может быть представлен прямой, параллельной
>си абсцисс. Значение G'e определяется по приведенной регуля-
торной характеристике двигателя. Если эта зависимость представ-
гена на внешней размерной характеристике гидродинамического
'рансформатора, то при условии равенства масштабов и начала
зтсчета шкал G'e и GT в точке О на тяговой характеристике доста-
точно отложить отрезок а1а11 = а4а8 и через точку провести
грямую, параллельную оси абсцисс, которая и будет представ-
гять собой искомую зависимость тяговой характеристики Gr —
- ад.
7.	Построение производных зависимостей тяговой характерис-
ики машины: тяговой мощности NT, удельного расхода топлива
fT и тягового к. п. д. в функции силы тяги Т производится с
грименением формул
= 17^ Л' С‘ ’
gT = 1000	г!(л. с. ч),
N-
Т1т —zV; •
При силе тяги Ti соответствующие тяговая мощность машины
t удельный расход топлива обозначены на графике тяговой ха-
(актеристики отрезками а4 а10, полагая, что началом отсчета
[х шкал будет точка О.
Необходимо заметить, что кривая NT в определенном масштабе
ыражает т]т. Это объясняется тем, что в связи с рассмотренными
ыше особенностями внешней характеристики непрозрачного
идродинамического трансформатора, мощность двигателя N'e на
яговой характеристике выражается прямой, параллельной оси
70
абсцисс. Поэтому для рассматриваемого режима работы машины
для земляных работ значение пт будет определяться отрезком
§ 36. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЯГОВЫХ И ТОПЛИВНО-ЭКОНОМИЧЕСКИХ
КАЧЕСТВ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ
На примере машины для земляных работ с механической транс-
миссией рассмотрим, каким образом можно с помощью тяговой ха-
рактеристики выявить технико-экономические качества машины,
воспользовавшись следующими оценочными показателями, ус-
танавливаемыми для каждой передачи при различных значениях
силы тяги: тяговой мощностью NT, коэффициентом буксования б,
действительной скоростью движения ид, тяговым к. п. д. т]г, часо-
вым GT и удельным gT расходом топлива, запасом силы тяги, оп-
ределяющим способность машины преодолевать повышенные со-
противления грунта копанию без перехода на пониженную пере-
дачу.
Последний показатель находится, как разность между макси-
мальной силой тяги Гф, определяемой условиями сцепления ко-
леса с поверхностью качения, или силой тяги при максимальном
крутящем моменте двигателя Тм и силой тяги при данном режи-
ме работы машины Т.
Кроме этого, можно определить следующие характерные зна-
чения силы тяги (рис. 75): максимальную силу тяги Гф, определяе-
мую условиями сцепления колес с поверхностью качения, силу
тяги при максимальном крутящем моменте двигателя Тм и его
максимальной мощности Те, силу тяги Tnt при максимальной тя-
говой мощности, номинальную силу тяги Тн, т. е. силу тяги при
буксовании колесного движителя б = 20%, силу тяги Уц, соот-
ветствующую максимальному тяговому к. и. д., максимальную
допустимую силу тяги Та шах при кратковременной работе, соот-
ветствующую буксованию колесного движителя б = 30%.
Между некоторыми из перечисленных характерных значений
сил тяги машин при работе на свежесрезанном связном грунте с
влажностью около 0,55 от верхнего предела пластичности суще-
ствуют следующие соотношения (при условии, если максимальная
сила тяги определяется условиями сцепления колес с поверхностью
качения);
Уп = (0,50-4-0,55) Уф;
= (0,70-4-0,73) Уф;
Тд max =(0,73-4-0,75) Уф;
Tn ъ Тп.
т
Как уже говорилось, скорости движения машин делятся на тео-
ретические vm и действительные va. Первые не учитывают потери
171