Теория, конструкция и расчет строительных и дорожных машин Гоберман Л.А. и др.

Tags: строительство строительные материалы строительно-монтажные работы автомобильные дороги в целом внегородские дороги городские дороги
Similar
Самоходные погрузчики
Основы теории, расчета и проектирования строительных и дорожных машин
Строительные машины
Справочное пособие по строительным машинам. Машины и обрудование для погрузочно-разгрузочных работ
Text
                    ББК 38,6-5
тзз

УДК 69.002.5+625.7.08

Авторы: Л. А. ГОБЕРМАН, К. В. СТЕПАНЯН, А. А. ЯРКИН,
В. С. ЗАЛЕНСКИЙ

Рецензенты д-р техн, наук проф. И. А. ЛЕДОРЕЗОВ, Л. Б. КОГАН

Теория, конструкция и расчет строительных и дорож-
ТЗЗ ных машин: Учебник для техникумов по специальностям
«Строительные машины и оборудование» и «Дорожные
машины и оборудование»/!!. А. Гоберман, К. В. Степа-
нян, А. А. Яркин, В. С. Заленский; Под ред. Л. А. Го-
бермана.—М.: Машиностроение, 1979.— 407 с., ил.

В пер.: 1 р. 20 к.

30207-233

038(01)-79

233-79. 3204010000

ББК 38.6-5

6С6.08

© Издательство «Машиностроение». 1979 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ

Учебник для техникумов, ведущих подготовку специалистов по
специальностям «Дорожные машины и оборудование» и «Строительные
машины и оборудование», издается в нашей стране впервые в соответ-
ствии с новой программой, утвержденной Министерством строительного,
дорожного и коммунального машиностроения СССР.

При написании учебника авторы учитывали следующее.

1.	В настоящее время издано большое число работ, посвященных
устройству строительных и дорожных машин. Это позволило основное
внимание в учебнике уделить не описанию конструкций машин и оборудо-
вания, а их теории и расчету, т. е. тем вопросам, которые определяют об-
щетехническую культуру специалистов, работающих в области проектиро-
вания и производства машин.

2.	Современные требования научно-технического прогресса ставят на
повестку дня вопрос об определенной перестройке преподавания спе-
циальных дисциплин в машиностроительных техникумах, основанной на
более широком применении механико-математических методов при реше-
нии технических задач. В связи с этим в учебнике по возможности не даны
сведения узко практического характера, а также недолгосрочные рекоменда-
ции по отдельным машинам, а сделан упор на раскрытие общих методов
и принципов расчета строительных и дорожных машин и оборудования.

3.	Определенные трудности, особенно методического характера, при из-
ложении механико-математических методов возникают из-за необходимо-
сти научить учащихся переходу от абстрактных схем и понятий, которые
даются в общетеоретических дисциплинах, изучаемых на младших курсах,
к составлению расчетных схем реальных объектов . и от них к расчету
и оценке основных параметров и характеристик последних. Поэтому
в учебнике в отдельных случаях изложены некоторые основные определе-
ния и формулировки из курсов теоретической механики и математики,
а решение наиболее сложных задач проиллюстрировано на числовых
примерах.

При написании учебника помимо авторских разработок использовались
результаты научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ на-
учно-исследовательских и проектных организаций отрасли; материалы,
опубликованные в отечественной и зарубежной периодической печати.

Предисловие, § 8—11, 17, 18, 27—48, 70—71 написаны Л. А. Гоберма-
пом; § 4—7, 12, 16, 22—26, 49—52, 58—60, 68, 69—К. В. Степаняном; введе-
ние, § 14, 15, 53—56, 61—А. А. Яркиным; § 13, 20, 21, 57, 62—67—В. С. За-
ленским; § 19 по просьбе авторов написан Л. М. Пугачевской.
ВВЕДЕНИЕ

Дорожные и строительные машины предназначены для механиза-
ции различных строительных работ (рис. 1 и 2). К ним относятся экскава-
торы, бульдозеры, скреперы, автогрейдеры, грейдер-элеваторы, катки, при-
меняемые для различных земляных работ (копания грунта, его транспор-
тирования, планировки насыпей и откосов, уплотнения и т. п.); погрузчики,
предназначенные для погрузочно-разгрузочных работ; строительные
краны, используемые для строительно-монтажных работ при строитель-
стве зданий и гидротехнических сооружений; машины и оборудование для
строительства и ремонта дорожных покрытий; механизированный инстру-
мент.

В последние десятилетия значительно увеличился парк строительных
и дорожных машин; по числу выпускаемых экскаваторов, бульдозеров
и других машин и оборудования отечественная промышленность опереди-
ла многие высокоразвитые страны.

Быстрый рост доли строительства автомобильных дорог, газо- и нефте-
проводов, промышленных и коммунальных зданий и сооружений, водохо-
зяйственных объектов, добычи полезных ископаемых в общих объемах
проводимых в стране работ обусловливает необходимость ускоренного
развития дорожного и строительного машиностроения.

В связи с этим директивами XXV съезда КПСС и одобренными им
«Основными направлениями развития народного хозяйства СССР на
1976—1980 гг.» предусмотрены опережающие темпы развития строитель-
ного и дорожного машиностроения. Для обеспечения комплексной механи-
зации всех видов строительства ЦНИИОМТП Госстроя СССР И ВНИИ-
Стройдормашем Минстройдормаша разработана «Система машин для
комплексной механизации строительства на период 1976—1990 гг.», кото-
рая положена в основу планов производства и совершенствования дорож-
но-строительных машин в десятой и одиннадцатой пятилетках. Основны-
ми направлениями совершенствования машин являются:

создание систем, комплексов и конструктивно подобных рядов машин
с учетом перспективной технологии строительства, комплексной механиза-
ции и максимального исключения ручного труда;

освоение высокопроизводительных машин повышенной единичной
мощности, в том числе для работы в районах с холодным климатом при
низких отрицательных температурах;

совершенствование структуры парка, выпуска и типоразмерных рядов
машин для повышения средних удельных показателей (мощности, произво-
дительности) и выработки на одного работающего;

создание и развитие производства специализированной техники, обеспе-
чивающей скоростное строительство особо важных автомобильных дорог
и трубопроводов;
Рис'. 1. Строительные машины:

о — одноковшовый фронтальный погрузчик с жесткой ходовой рамой; б — одноковшовый
Фронтальный погрузчик с шарнирно-сочлененной рамой; & — неполноповоротный колесный
экскаватор с вилочным захватом; г — одноковшовый полноповоротный гусеничный экска-
ватор; д, е — автомобильные краны; ж — самоходный колесный кран
Рис. 2. Дорожные машины:

а —самоходный скрепер; б — авто грейдер с рыхлителем; « — гусеничный бульдозер с рыхли-
каток на пневматических шинах

повышение качества, надежности, технического уровня и эффективности
машин, начиная со стадии проектирования и кончая эксплуатационной
проверкой;

создание машин на основе последних достижений науки и техники (с ис-
пользованием энергии взрыва, ультразвука, лазерных устройств и др.)
и принципиально новых технологических процессов, в том числе с приме-
нением роботов и счетно-решающих устройств;
телем; г, д - экскаваторы непрерывного действия (траншейные цепные); е - самоходный
автоматизация управления машинами и гидрофикация их привода
и управления с применением гидрооборудования высокого давления;

обеспечение удобств для оператора путем повышения безопасности
и улучшения показателей эргономики;

применение новых материалов и высококачественных сталей, а также
специальных видов проката;

стандартизация машин, их испытаний, в том числе в рамках СЭВ
и Международной организации по стандартизации (ИСО);
повышение универсальности и мобильности машин малой и средней
мощности для строительства рассредоточенных объектов путем увеличе-
ния номенклатуры рабочего оборудования и применения колесных движи-
телей.

Большие масштабы работ по развитию строительных и дорожных ма-
шин, их сложность и необходимость освоения высокоэффективных и на-
дежных машин в короткие сроки уже в текущей пятилетке требуют суще-
ственного повышения уровня поисковых исследований, более совершенных
методов расчетов машин, новых методов проведения ускоренных, лабора-
торных и полевых испытаний. Значительный вклад в развитие различных
разделов теорий строительных и дорожных машин, совершенствование их
конструкций сделан советскими учеными и инженерами, коллективами на-
учно-исследовательских институтов отрасли, кафедрами строительных, до-
рожных машин и прикладной механики учебных институтов, специальны-
ми конструкторскими бюро по проектированию отдельных видов строи-
тельных и дорожных машин.
раздел первый

ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ
ПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН И ОБОРУДОВАНИЯ

Глава I

ОСНОВНЫЕ ЭТАПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И СВЯЗИ
МЕЖДУ ПАРАМЕТРАМИ МАШИН

§ 1. ОСНОВНЫЕ ЭТАПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

Проектирование начинается с момента, когда в самом общем ви-
де поставлена задача по созданию изделия, предназначенного для выпол-
нения определенных функций. Эта задача конкретизируется при разработке
технического задания на основе детального изучения предшествующих
конструкций изделий, родственных по своему назначению, результатов на-
учных исследований в данной области, изучения современных тенденций
их развития и обобщения опыта использования в народном хозяйстве.

Техническое задание представляет собой перечень основных требований
к изделию, выполнение которых должно обеспечить:

необходимое качество рабочих операций, выполняемых изделием;

необходимую производительность изделия и экономическую эффектив-
ность;

необходимый уровень надежности изделия;

безопасность использования изделия;

заданный уровень его унификации и стандартизации.

В техническом задании оговариваются также специальные требования
(вид источника энергии и тип привода, физико-механические свойства ма-
териалов, из которых должно быть изготовлено изделие, массовые и раз-
мерные показатели, стоимость изготовления изделия).

Следует особо отметить, что техническое задание обязательно должно-
включать все требования, которые обеспечивают соответствие качества из-
делия установленным стандартам.

Чем полнее обосновано техническое задание на изготовление изделия,
тем легче конструкторам на последующих этапах проектирования найти
наилучшие решения. Формирование решений начинается с разработки об-
щей идеи и принципиальной схемы конструкции. При этом необходимо
тщательно проанализировать существующие конструкции аналогичных из-
делии, учесть тенденции их развития, провести точный технический расчет
и экономическое обоснование. Разрабатывая общую идею конструкции,
нельзя, например, не учитывать такие факторы, как серийность производ-
ства и технологические возможности предприятия. То, что может оказать-
ся целесообразным при мелкосерийном производстве и для предприятия,,
имеющего малопроизводительный станочный парк, потребует иного
решения в условиях автоматизированного производства, специализирующе-
гося на выпуске массовой продукции. Поэтому конструктор должен иметь не-
обходимые сведения о прототипах и аналогах проектируемого изделия,
о их преимуществах и недостатках; должен знать особенности технологи-
ческого процесса, для выполнения которого предназначается изделие, усло-
вия его работы или эксплуатации; общие и специальные требования к ос-
новным параметрам изделия; предполагаемые условия и масштаб
производства изделий. Одновременно с техническим заданием разрабаты-
вают эскизный проект изделия (ГОСТ 2.103—68).

Следующий этап проектирования—анализ решений и разработка на
этой основе технического проекта. На этом этапе рассчитывают отдельные
элементы и изделие в целом, определяют его экономические показатели,
оценивают конструктивные и технологические решения. Пока это еще
предварительные расчеты и оценки, выполняемые для получения прибли-
женных значений тех или иных величин, сопоставления возможных вариан-
тов изделия по техническим, экономическим и технологическим критериям.
Если решений, подлежащих такому анализу, много и нужно сопоставить
достаточно большое число вариантов, то целесообразно использовать бы-
стродействующую вычислительную технику.

Применение ЭВМ связано с необходимостью математического описа-
ния объекта разработки или, иными словами, с составлением математиче-
ской модели объекта и последующего приведения ее к виду, удобному для
реализации на ЭВМ. Хотя эта часть работы выполняется обычно специа-
листами по прикладной математике и программистами, роль конструкто-
ра и на данном этапе проектирования остается чрезвычайно важной: он
дает математику исходные данные и описывает основные особенности
процесса, подлежащего моделированию, а после реализации модели на
ЭВМ анализирует и оценивает полученные результаты.

Наряду с математическим моделированием эффективным, хотя и не
столь универсальным, является физическое моделирование, при помощи
которого можно проверить работоспособность будущего изделия на его
упрощенной модели. Используя при этом основные положения теории
подобия, можно смоделировать не только геометрические параметры
оригинала, но и его кинематические и механические характеристики.

Эффективное использование современных методов расчета и вычисли-
тельной техники позволит конструктору наиболее полно учесть основные
факторы, влияющие на работоспособность и надежность изделия.

Следовательно, конструктор должен уметь правильно составить расчет-
ную схему, определить основные параметры и характеристики изделия,
обосновать экономическую целесообразность предлагаемого решения.
Кроме того, он должен знать возможности современной вычислительной
техники в области расчета, анализа и оптимизации параметров проекти-
руемых изделий.

После выбора оптимального варианта изделия, т. е. такого варианта,
который наилучшим образом удовлетворяет основным требованиям тех-
нического задания, и выполнения технического проекта приступают к рабо-
чему проектированию. Рабочий проект должен содержать необходимые
разрезы и сечения деталей изделия, размеры деталей с учетом характера
их сопряжения между собой по принятой системе допусков и посадок, ука-
10
-1ния о материале детали и ее термообработке, сведения о качестве обра-
ботки поверхностей, о конусности или овальности детали и т. п.

Чертежи и другую документацию на всех стадиях проектирования изде-
иЯ надо выполнять в соответствии с нормами ЕСКД—Единой системы
конструкторской документации (ГОСТ 2.001—70).

По окончании разработки рабочего проекта начинается изготовление
опытного образца изделия.

Следующий этап—испытание опытного образца для определения ос-
новных рабочих характеристик изделия, его работоспособности, надежно-
сти и долговечности. По данным испытаний окончательно корректируют
конструкцию, уточняют расчетные данные, отрабатывают технологию из-
готовления изделия, выбирают станочное оборудование и методы контро-
ля качества изделия, составляют калькуляцию затрат, связанных с его из-
готовлением. Эти задачи решаются конструкторами совместно с техноло-
гами и экономистами предприятия.

Экономические расчеты составляют важную часть проектирования ма-
шин и оборудования. Основной целью таких расчетов на начальной стадии
проектирования является экономическое обоснование выдвигаемых пред-
ложений, определение предполагаемых затрат на изготовление изделия,
расчет его технической производительности и стоимости эксплуатации. На
завершающей стадии более детально определяют все технико-экономиче-
ские показатели изделия, исходя уже из установленной номенклатуры за-
трат, себестоимости израсходованных материалов и скорректированных
в результате эксплуатации опытного образца данных.

Применение изделия в народном хозяйстве считается экономически це-
лесообразным, если оно способствует повышению производительности
и экономии общественного труда.

§ 2.	ОЦЕНКА ИЗМЕНЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ МАШИН
ПО СТАТИСТИЧЕСКИМ ЗАВИСИМОСТЯМ

Конструкторское мастерство во многом определяется умением ви-
деть основные тенденции развития техники, и в частности тенденции раз-
вития разрабатываемого изделия. Незнание их может привести к повторе-
нию давно известных технических решений.

Развитие техники подчиняется строгим закономерностям. Вначале раз-
витие того или иного изделия идет по пути только количественных изме-
нений—увеличивается скорость движения, повышается мощность двигате-
ля, возрастает точность и качество обработки материалов и т. п. Эти
количественные изменения со временем переходят в качественные: по-
являются принципиально новые конструкции машин и оборудования, от-
личающиеся и принципом действия и новой схемой выполняемого ими
технологического процесса. Однако до таких качественных скачков прохо-
дит довольно продолжительное время (15—30 лет), в течение которого раз-
витие техники идет эволюционным путем.

Последнее позволяет делать достаточно верные прогнозы развития тех-
ники на значительный период времени—от 5 до 20 лет, а иногда
11 больше.
Точность прогноза зависит при этом от времени, на которое он делает-
ся и от темпов изменения тех или иных параметров изделия, Так, напри-
мер, по данным, приводимым И. П. Керовым (за период с 1960 по
1974 гг.), увеличение массы автогрейдеров за год составило 67 кг, их мак-
симальной скорости 1,34 км/ч, длины отвала 22,6 мм. Для самоходных
скреперов за тот же период прирост массы составил 187 кг, грузоподъем-
ности 0,68 т, ширины резания 23 мм. Очевидно, что в общем случае точ-
ность прогнозов снижается с увеличением их дальности, с ростом динами-
ки изменения параметров изделия. Опыт показывает, что большую часть
научных данных можно экстраполировать в пределах ближайших
12—15 лет с допустимой погрешностью + 15%.

Разработкой методов прогнозирования занимается сравнительно моло-
дая область науки—научно-техническая прогностика. Благодаря этой на-
уке сегодня можно очень точно определить основные направления измене-
ния параметров и конструкций многих изделий, в том числе дорожных
и строительных машин, и оценить основные технические и технико-эконо-
мические показатели будущей техники.

Как правило, зависимости между параметрами изделия носят вероят-
ностный характер. Объясняется это, с одной стороны, сложностью совре-
менных технических систем и невозможностью из-за этого учесть действие
многих переменных факторов, а, с другой стороны, тем, что некоторые из
этих факторов носят случайный характер. Так, например, многие краны,
погрузчики, экскаваторы и другие машины, рассчитанные на одну и ту же
грузоподъемность или на одно и то же тяговое усилие, но изготовленные
на разных предприятиях, спроектированные в разных конструкторских бю-
ро, имеют неодинаковые массу, размеры и другие параметры. Факторы,
которые обусловливают подобные различия однотипных машин одного
и того же класса, являются по своей математической природе случайны-
ми—различный технический уровень предприятий или отрасли в целом,
различная серийность и технологическая культура производства, конъюнк-
тура на мировом рынке, различные технические идеи, заложенные в кон-
струкцию, и различные методы ее расчета и т. п. Поэтому связи между от-
дельными параметрами изделия часто носят вероятностный характер.

Известны различные методы и приемы вероятностной оценки будущей
техники (экспертиза, экстраполяция*, математическое моделирование).
Среди математических моделей, применяемых для этой цели, отметим
корреляционные или регрессионные уравнения, получаемые на основе ста-
тистического анализа исходных данных, полученных из технических харак-
теристик изделия (как отечественного, так и зарубежного производства),
заявок на изобретения, патентов, публикаций и других источников. Эти
данные соответствующим образом обрабатывают и по ним строят мате-
матические модели. Некоторые из этих моделей, устанавливающие стати-
стические связи между отдельными параметрами дорожных и строи-

* Экстраполяция — это распространение выводов, полученных из наблюдения над одной
частью явления, на другую его часть, непосредственно не наблюдаемую. Под тем же терми-
ном можно понимать, например, продолжение кривой, начальный участок которой построен
по данным эксперимента.
ельных машин, приводятся ниже (данные по скреперам, бульдозерам,
автогрейдерам и пневмокаткам получены И. П. Керовым; по погрузчикам,
пневмоколесным и гусеничным тракторам—Л. А. Гоберманом).

пневмоколесные погрузчики и базовые тракторы (грузоподъемность Q = 1 + 15 т)

фронтальные

Паза, м  •
Колея, м  •
Высота разгрузки ковша, м.............

Масса машины (Г и В в м), т...........

Номинальное тяг свое усилие базового трак-
тора, тс..............................

Масса базового трактора, т............

Радиус поворота базового трактора с оди-
наковой колеей В и диаметрами В передних
и задних колес (£, В, D мм), м........

Фронтальные гусеничные погрузчики (2 = 1.0 . 7,0 т)

Опорная длина гусениц, мм................

Колея, мм................................

Ширина гусеницы, мм......................

Масса погрузчика, т......................

L = (0,90 + 1,10) (2,76 + 0,045 Q)
В = (0,95 + 1,12) (1,92 + 0,00546 Q)
Н = (0,90 + 1.17) (2,808 + 0,0375 Q)
ш = (0,90 = 1,20) (7,08 + 1,465 Q)
т = (0,80 = 1,0)(-20,49 + 12,82 В)
т = (0,80 = 1,0)(-2,634 + 1,79 L)

Рн = 0,349 + 1,555 Q - 0,0047 (Г
т = 0,152 + 2,143 Гц

R = -5,17 + 0,004 L

R = -6,80 + 0,0125 В - 0,0000028 В2
R = 2,42 + 0,0015 D + 0,00000087 D2

Lo = 1167 -1- 302Q - 18,90 22
В = 1069 + 250-17,20 Q2
Ьгус = 290 + 35 2 - 0,55 Q2
т = (0,90+1,15) (0,20 + 4,50 Q

Пневмоколесные и гусеничные тракторы

Масса трактора, т:

пневмоколесного (Р,, — номинальное тяго-
вое усилие в тс)........................

гусеничного общего назначения (мощность

N = 100 + 400 л.с.) ................  .

трелевочного (мощность N = 40+100 л. с.)

Прицепные скреперы (объем ковша V = 2 +16 м3)

Габаритные размеры, мм:
длина . . . , ..........................

ширина................................

высота....................

Радиус поворота, мм.....................

Масса скрепера, кг ... .................

т = 0,152+ 2,143 Ри
т = 0,536 + 1,679 Рн +0,086 Г2

т = (0,9 + 1,15)(3800 + 30 .V + 0,13 N2)
т = (0,9 = 1,15) (3000 + 51 N + 0,71 №)

Lc = (0,92 +1,08) (1150 + 2750 ]/v)

Вс = (0,86 +1,14) (1500 j/F)

Нс = (0,8+1,2) (1400 j/F)

R = (0Д2 = 1,08)(1900 + 33003|/П—2)

т = (0,78 + 1,22) (1000 V)

Навесные скреперы к одноосным тягачам (объем ковша V = 1 ч- 30 м3)

Габаритные размеры, мм:

длина ..............................

ширина..............................

высота

Ширина резания, мм....................

Грузоподъемность, т . ................

£с = (0,88 = 1,12)(4т 600

Вс = (0,89+1,11) (-200 +1500 ]/V^T)

Яс = (0,84 = 1,16) (900 + 1025

s = (0,90 +1,10) (- 500 +1620 j/F —4,7)

б = (0,89 = 1,11) (1,87 Г)
Диаметр колес, мм:

передних .............................

задних................................

Колея колес, мм: .

передних . . . ...................  .

задних ...............................

Масса скрепера, кг......................

D' = (0,83 ->1,17) (225 + 790 j/V)

D" = (0,87-=-1,13) (220 + 820 yvj

В' = (0,90+1,10)(1000 + 456 ]/V + 7,5)

В" = (0,90 +1,10) (450 + 780pV)
т = (0,81 + 1,19) (1920 V)

Гусеничные бульдозеры (мощность W = 25 4-310 л. с.)
Номинальное тяговое усилие, кгс ....

Габаритные размеры, мм;

длина ........................

ширина . ........... .

высота........................

Масса, кг:

машины........................

рабочего оборудования ........

Рк = (0,77 -41,23) (935 N)

Дб =(0,82+ 1,18) (1050 30V)
Вб= (0,80+1,20) (690 yW)
Нб = (0,80 + 1,20) (511 j/iV)

т= (0,77+1,23) (1175 j/tf)
m = (0,70+1,30) (188 Л)

Автогрейдеры (мощность /<-304-250 л. с.)

Габаритные размеры, мм:

длина ................................

ширина................................

высота (без кабины)...............  .

Радиус поворота, мм .........

Диаметр колес, мм:

передних..............................

задних................................

Колея колес, мм:

передних...............

задних................................

Масса автогрейдера, кг..................

Lr = (0,90 +1,10) (1560 VW)
Вг = (0,90 +1,10) (600 + 345 j/74410)
Нг = (0,815 + 1,185)(5OO + 38O30V + 3)

K=(O,8O+1,2O)(2,1230V)

Я = (0,80+ 1,20) (300 jZy)
D" = (0,90 +1,10) (300 + 2401+4+6)

В' = (0,80+1,10)(300 +340 30V)

В" = (0,90 +1,10) (450 + 310 J/JV)
т = (0,73 + 1,27) (200 + 90 N)

Самоходные двухосные пневмокатки (масса in = 1 + 16 т)
Мощность двигателя, л. с............... Лг + (0,7 +1,3)(40 + 6,2 tri)

Размеры катка, мм:

Длина........................................ LK	=(0,87 + 1,3) (2800 +1230 р^Г+з)
ширина

высота.......................

Ширина полосы укатки, мм . . .

Радиус поворота (внешний), мм .

Вк = (0,8 л-1,2) (1300 + 500 j/ m - 2)
Нк = (0,84 +1,16) (500 +1260 ]/т - 1,5)

5 = (0,8 -г 1,2) (970 + 680 ’[/т - 2)

R = (0,9 + 1,1) (275 N + 2500 ]/т - 1)

Приведенные уравнения регрессии позволяют определить современные
тенденции развития дорожных и строительных машин некоторых ос-
новных типов. Вместе с тем по этим зависимостям можно найти чис-
ленные значения основных параметров будущей техники по одному из
главных (или основных) параметров машины (грузоподъемности или емко-
сти рабочего органа, мощности или номинальному тяговому усилию ма-
шины либо ее массе).

Одним из важнейших требований научно-технического прогресса
является повышение производительности машин. Выполнение его связано
не только с совершенствованием конструкций машин и применением более
прогрессивных технологических схем переработки материалов, но и с даль-
нейшим повышением емкостей рабочих органов и грузоподъемности ма-
шин, увеличением полезных нагрузок на рабочие органы, скоростей движе-
ния и мощности машин. Именно в этом направлении в ближайшие
пятилетия будет развиваться основной парк строительных и дорожных ма-
шин. Значительно возрастет число самоходных кранов грузоподъемностью
от 25 до 100 т, башенных кранов грузоподъемностью до 12,5 т с вылетом
стрелы до 16 м, бульдозеров на базе мощных гусеничных тракторов типа
Т-330, прицепных скреперов с объемом ковша до 15 м3, одноковшовых по-
грузчиков грузоподъемностью до 10 т, роторных экскаваторов производи-
тельностью до 1000 м3/ч и т. д.

По приведенным выше формулам нетрудно установить, как. в этом слу-
чае будут изменяться размерные и массовые параметры машин, находя-
щиеся в определенной зависимости от их грузоподъемности и мощности.

Глава II

ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ,
ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ИЗДЕЛИЯМ

§ 3.	НАДЕЖНОСТЬ ИЗДЕЛИЙ

Под надежностью изделия понимают его свойство выполнять за-
данные функции, сохраняя во времени значения установленных эксплуата-
ционных показателей в заданных техническими условиями пределах. На-
дежность изделия определяется только в заданном промежутке времени,
обусловленном техническими условиями и соответствующем установлен-
ной продолжительности эксплуатации.

Надежность изделия является комплексным показателем и характери-
зуется работоспособностью, безотказностью, долговечностью и другими
показателями.
Работоспособность—это состояние изделия, при котором оно может
выполнять заданные функции при установленных параметрах функциони-
рования, например при заданных КПД уровне шумов, точности выполне-
ния рабочих, операций и т. п.

Свойство изделия сохранять работоспособность до предельного состоя-
ния называется долговечностью; последняя измеряется календарной про-
должительностью (ч) эксплуатации изделия, установленной техническими
условиями. Фактическое время наработки изделия до предельного состоя-
ния определяется ресурсом.

Понятие, обратное работоспособности,— отказ. Он определяет неспо-
собность изделия выполнять в заданных пределах свои функции из-за по-
ломки, нарушения системы, управления и т. д.

С точки зрения возможности устранения отказа изделия делятся на вос-
станавливаемые и невосстанавливаемые. По степени тяжести Отказы мо-
гут быть частичными, когда эксплуатационные характеристики выходят за
пределы, установленные техническими условиями, но изделие еще может
выполнять свои функции, и полными, когда дальнейшее функционирование
изделия оказывается невозможным.

Основные причины отказов следующие:

1)	несовершенство проектно-конструкторских решений (например, недо-
статочная прочность изделия, повышенный износ, несоответствие уровня
шумов и вибраций установленным нормам, неудовлетворительная защита
гидросистемы от внешней среды и т. п.);

2)	производственные дефекты, вызванные плохим качеством изготовле-
ния изделия, ошибками в монтаже электрической схемы, некачественной
сваркой, дефектами металлопокрытия и т. п.;

3)	неправильная эксплуатация—нагружение изделия силами, превы-
шающими допускаемые значения; работа изделия на режимах, не предус-
мотренных техническими условиями.

Основными комплексными показателями надежности являются коэф-
фициент технического использования, равный отношению времени нара-
ботки изделия за некоторый период эксплуатации к суммарному времени
наработки, включающему простои в ремонте и на техническом обслужива-
нии за тот же период эксплуатации, и коэффициент готовности, опреде-
ляющий вероятность того, что изделие будет работоспособным в про-
извольно выбранный момент времени в промежутках между выполнением
плановых технических обслуживании. Последний показатель, как и многие'
другие в теории надежности, выражается в терминах математической ве-
роятности. Напомним, что этими терминами характеризуются случайные
явления т. е. такие явления, которые при неоднократном воспроизведении
одного и того же опыта протекают каждый раз несколько по-иному. В со-
ответствии с этим вероятными событиями или вероятными величинами
называют такие, которые нельзя точно определить, хотя часто можно
предсказать их вероятные значения.

Нельзя в точности рассчитать и срок службы изделия или момент на-
ступления отказов, так как события, их вызывающие, носят случайный ха-
рактер. Однако на основании большого числа опытов можно определить
вероятность безотказной работы изделия или вероятное число отказов
в течение определенного отрезка времени. Допустим, что в результате ис-
16
таний X опытных образцов изделия установлено, что т из них не дора-
ботало до момента времени t. В этом случае вероятность безотказной ра-
боты изделия

p(t) = (X-m)/X.

Вероятность безотказной работы изделия в целом зависит от вероятно-
стей безотказной работы отдельных его элементов. Если, например, для
какой-либо машины установлено, что вероятность безотказной работы
двигателя рг (t) = 0,8, муфты сцепления р2 (t) = 0,7, главной передачи р3 (t) =
= 09 понижающего редуктора р4(1) = 0,75, то вероятность безотказной ра-
боты машины будет равна произведению указанных вероятностей:

р (0 = Pi (О Р2 (0 Рз W Р4 (0 = 0,428.

Случайные величины подчиняются определенным законам распределе-
ния, устанавливающим связь между их возможными значениями и со-
ответствующими вероятностями. Такие законы распределения часто
изображают в виде кривых, построенных в координатах частота появления
того или иного значения случайной величины (ордината) — возможные зна-
чения случайной величины (абсцисса).

Знание законов распределения случайных величин (например, законов
распределения числа отказов изделия) позволяет с помощью математиче-
ского аппарата теории вероятностей найти основные их характеристики.

Рассмотрим факторы, влияющие на надежность изделия и методы ее
.повышения.

Надежность изделия зависит от надежности составляющих его элемен-
тов, связанных между собой последовательно; в этом случае Отказ одного
из элементов неизбежно приведет к отказу машины в целом. Этого, одна-
ко, может не случиться, если элементы машины связаны между собой па-
раллельно или если при отказе одного из элементов его функции выпол-
няет «резервный» элемент машины. Характер и степень нагруженности
каждого элемента, например муфты трансмиссии машины, определенным
образом зависит от места его расположения в кинематической цепи меха-
низма— чем ближе он к источнику движения—двигателю, тем меньше
действующий на него момент и тем больше его скорость. Таким образом,
общая компоновка машины или отдельных ее механизмов является одним
из факторов, определяющих ее надежность.

Переменный характер нагружения машины при определенных условиях
приводит к возникновению больших нагрузок на отдельные ее элементы
и к разрушению последних даже при незначительных моментах и силах,
передаваемых от двигателя или рабочего органа. Происходит, это в резуль-
тате накопления возмущений, частота которых равна частоте собственных
колебаний конструкции, что вызывает резонанс. Для предупреждения резо-
нанса конструктор на стадии технического проектирования и расчета изде-
лия должен определить его частотно-амплитудную характеристику, устра-
нив возможность совпадения частот вынужденных и собственных колеба-
нии.

При неудачном выборе размеров отдельных элементов изделия нередко
возникают самовозбуждающиеся колебания (автоколебания). Такие коле-
этоТ МогУт возникнуть при движении колесной машины по рельсам, при
из-за нарушения устойчивости движения реборды колес начнут
ударяться о боковые грани рельсов. В экскаваторах и кранах автоколебаи
элементов конструкции могут появиться из-за колебательного характе]
скорости скольжения фрикционных муфт механизмов вращения.

Наличие зазоров в различных сочленениях изделия является одной
причин действия на них больших динамических усилий. В механизмах вр
щения кранов, экскаваторов, погрузчиков зазоры в кинематических пар
могут вызвать более чем четырехкратное увеличение нагрузки при разго:
и торможении, поэтому конструктор должен выбирать такие механизм
и такой характер соединения отдельных их элементов, при которых зазор
в кинематических парах имеют минимальное значение.

Следует указать и на некоторую специфику повышения надежное:
дорожно-строительных машин и их элементов.

При создании колесных дорожно-строительных машин особое внима
ние уделяется повышению срока службы шин. Достаточно, например, ска
зать, что стоимость эксплуатации шин составляет приблизительно 20/
стоимости общей эксплуатации машины и вдвое превышает стоимосп
эксплуатации двигателя. При этом с увеличением грузоподъемности и раз
меров машины стоимость эксплуатации шин возрастает на 20—50%. Ха-;
рактерной особенностью работы шин большинства дорожно-строительных’
машин в отличие от транспортных являются очень большие нагрузки
и сравнительно невысокие скорости. Такие шины должны иметь высокое:
сопротивление абразивному изнашиванию.

Для землеройных и землеройно-транспортных машин большое значе-
ние имеет срок службы рабочих органов технологического оборудования.
Для его увеличения рабочие органы изготовляют из металлов, имеющих
высокую износостойкость и не подверженных коррозии.

В связи с широким внедрением в конструкции современных дорожно-
строительных машин гидропривода и увеличением давления в гидросисте-
ме в среднем до 2940 104 Па (300 кгс/см2) серьезной проблемой стало по-
вышение надежности гидроаппаратуры. Полагают, что восьмидесятипро-
центный ресурс гидронасосов, рассчитанных на такое давление, не должен?
быть меньше 5000 ч. Одной из наиболее острых проблем является также
обеспечение надежной герметизации гидросистемы, предохранение ее от
загрязнения, для чего необходимо применять надежные и высокопроизво-
дительные фильтры, уплотнения из износостойких материалов.

В приводах дорожно-строительных машин широко используют зуб-
чатые передачи. При этом характерными условиями их работы являются
частое реверсирование хода машины и переключение передач под нагруз-
кой. Чтобы ресурс зубчатых передач составлял 5000—8000 ч помимо каче-
ственной термической обработки и цементации зубьев шестерен, надо при-
менять очень надежные уплотнения.

Разумеется, что решение задачи повышения надежности изделий дол-
жно быть поставлено в прямую зависимость от экономической целесо-
образности мероприятий, направленных на достижение этой цели. Не всегда
следует стремиться к обеспечению максимальной надежности или макси-?
мальной безотказности изделия и добиваться этого любыми средствами.
Устанавливая уровень надежности и способы его обеспечения, следует ис-
ходить из назначения и стоимости изделия, условий его работы, масшта-
бов выпуска, экономически оправданного срока службы.
§ 4.	БЕЗОПАСНОСТЬ РАБОТЫ И УЛУЧШЕНИЕ УСЛОВИЙ
ТРУДА ОПЕРАТОРОВ

Тяжелые режимы работы современных машин, повышенные ско-
сти и резко возросшие нагрузки, действующие на их рабочие органы,
пебукэт постановки с особой остротой задачи обеспечения безопасности
работы операторов.

г Большое внимание необходимо обращать на соответствие конструктор-
ских решений установленным требованиям и нормативам по безопасности.
Для различных грузоподъемных машин и оборудования такие требования
подробно изложены в «Правилах устройства и безопасной эксплуатации
грузоподъемных кранов», утвержденных Госгортехнадзором при Совете
Министров СССР. В этих правилах наряду с общими техническими требо-

ваниями к конструкциям отдельных элементов грузоподъемных машин
определены методы испытания опытных образцов, контроля качества
сварки отдельных элементов конструкции; установлены правила расчета
на прочность канатов, выбора запасов прочности для грузовых цепей, вы-
бора коэффициентов запаса торможения для тормозных устройств; огово-
рены требования, предъявляемые к механизмам и аппаратуре управления;
рассмотрены основные правила эксплуатации грузоподъемных машин.

Для колесных и гусеничных машин, работающих в строительстве,
а также в сельском хозяйстве, на лесоразработках, особое значение при-
обретают проблемы обеспечения устойчивости к опрокидыванию и за-

щиты операторов при опрокидывании машин, а также от падающих пред-
метов. В настоящее время они разрабатываются Международной органи-
зацией по стандартам ИСО (международные стандарты ИСО 3164—1974;
3449—1975; 3471—1975) и составляют важную часть общей теории машин

на колесном и гусеничном ходу.

Снижение уровня шумов и вибраций дорожно-строительных машин
является серьезной задачей улучшения труда операторов. Известно, что
длительное воздействие их на человека приводит к нарушениям сердечно-
сосудистой и дыхательной системы, к нарушениям органов слуха и т. п.

Колебания плотности воздуха с частотой от 16 до 20 000 Гц и эффек-
тивным давлением 9, 81 (10 “5 —10) Па (10“ 9 — 10“ 3 ат) воспринимаются
человеком как шум. При этом изменение частоты колебаний влияет на вы-
соту тона, а изменение давления—на громкость звука.

Уровень шума (дБ) определяется по формуле

i = 20 lg (z/z0),

где zколебательная скорость источника шума, см/с; д = 5 х 10“ 6 см/с —
колеоательная скорость, соответствующая пороговому уровню шума.

Если, например, в кабине экскаватора вибрация пола и потолка проис-
ходит с колебательной скоростью 1,77 см/с, то уровень шума внутри ка-
ины, вычисленный по указанной формуле, будет около 71 дБ. Следует
заметить, что шум, уровень которого превышает 70 дБ, раздражает и
Утомляет оператора. Воздействие шума с уровнем 90 дБ и выше в течение

Ухудшает слух человека, снижая восприимчивость его к шуму на 20 дБ
1 даапазоне частот 1000—4000 Гц).

сточниками шумов являются колебания, создаваемые работающими
двигателями, механизмами приводов, неровностями дороги, колесами
и гусеницами машины и т. п.

Основная частота колебаний, вызывающая шум при работе зубчатых
.передач, определяется числом соударений зубьев шестерен в секунду:

f = nz/60,	\

где и—частота вращения шестерни, об/мин; z — число зубьев.

Шум выхлопа имеет основную частоту, определяемую частотой враще-
ния вала двигателя и числом его цилиндров. Для четырехтактных двигате-
лей

/ = ид//120,

где Ид — частота вращения вала двигателя, об/мин; i — число цилиндров
двигателя.

Наиболее эффективным способом борьбы с шумом является уничтоже-
ние его в самом источнике. Для звуков ударного происхождения это до-
стигается применением материалов и конструкций, не способных прихо-
дить в интенсивное колебание благодаря большому внутреннему затуха-
нию. При наличии в механизме металлических деталей, способных
к мембранным колебаниям, хорошие результаты дает, например, замена
этих деталей текстолитовыми и пластмассовыми деталями или подклейка
к ним димпфирующих материалов — асбестовой или хлопчатобумажной
ткани, войлока, картона и т. п. Немалое значение имеют точность и чисто-
та обработки соприкасающихся поверхностей деталей, устранение люфтов
и свободного хода в механизмах.

Другим средством снижения шумов и вибраций является амортизация
колеблющихся элементов; отделение механизмов, являющихся источником
вибраций, от соседствующих с ними элементов при помощи амортизирую-
щих прокладок и пружин. Однако такой способ снижения уровня шума це-
лесообразно применять только в том случае, когда источником шума
являются вибрации элементов конструкции, на которых крепятся меха-
низмы. Если же шум от механизма распространяется непосредственно
в окружающую среду, то помимо амортизирующих устройств необходимо
использовать специальные звукоизоляционные кожухи, выполненные из
звукопоглощающего материала. Так, например, по данным фирмы
«Оренштейн и Коппель» (ФРГ), применение звукопоглощающего материа-
ла для капота двигателя аВтогрейдера и глушителя усовершенствованной
конструкции позволило снизить уровень шумов в кабине на 18 дБ (10 дБ
благодаря использованию звукопоглощающего капота и 8 дБ—глуши-
теля).

Двигатели и трансмиссии машин являются также одними из основных
источников высокочастотных вибраций, которые передаются через метал-
лические элементы кабины окружающему воздуху. Воздействие таких ви-
браций на оператора можно ослабить, если выполнить металлическим
только каркас кабины, а обшивку сделать из пластичного материала, не
способного к возбуждению вибраций. Другим мероприятием, напра-
вленным на изоляцию оператора от вибраций, идущих от двигателя
и трансмиссии, является установка пульта управления на упругих элемен-
тах, поглощающих высокочастотные колебания. Положительные резуль-
20
таты получаются и при замене механических механизмов системы упра-
вления гидравлическими.

Воздействие низкочастотных колебаний машин (до 15 Гц), обусло-
вленных взаимодействием их движителей с дорогой, можно уменьшить
применением специально сконструированных сидений, обеспечивающих
эффективное гашение колебаний оператора, либо подрессориванием
и амортизацией всей машины. Следует, однако, отметить, что подрессори-
вание многих дорожно-строительных машин, особенно среднего и тяжело-
го классов, приводит к значительному ухудшению их эксплуатационных
свойств и для них такой способ снижения влияния дороги на оператора не
является удачным.

Вертикальные колебания передаются через сиденье в том случае, когда
их частота (практически не менее 10 Гц) по крайней мере вдвое меньше
собственной частоты колебаний сиденья. Поэтому передаваемые через
сиденье колебания от двигателя, работающего с частотой вращения
1000 об/мин, не оказывают на оператора сколько-нибудь заметного влия-
ния. Значительно сильнее колебания двигателя воспринимаются операто-
ром через ноги и рулевое колесо.

Для оценки вибраций с точки зрения их воздействия на оператора мож-
но принять следующее соотношение (по Р. Мейстеру):

j = 20 lg (zmax/z0),

где zmax — максимальное ускорение оператора, вызванное колебаниями,
м/с2; z0 =0,316 см/с2— пороговая величина максимального ускорения.

О влиянии вертикальных ускорений на состояние оператора можно су-
дить по данным табл. 1.

В 1974 г. разработан международный стандарт ИСО 2631—1974 (Е)
для оценки воздействия на человека колебаний его корпуса.

Уровень горизонтальных ускорений при работе машины обычно бы-
вает несколько ниже, чем вертикальных, однако степень чувствительности
к ним сидящего оператора заметно больше.

На рис. 3 показаны различные схемы подвешивания и подрессоривания
сидений тракторов и прочих самоходных машин, рекомендуемых в ряде
стран (Англии, Австрии, Швейцарии и др.) в качестве устройств, снижаю-
щих опасные для операторов уровни вибраций. Основными являются
Х-образная (рис. 3, а, б) и параллелограммная (рис. 3, в—з) схемы подвеши-
вания сидений. Схемы первого вида отличаются компактностью и отсут-
ствием неприятных горизонтальных колебаний, что присуще параллело-
граммным схемам.

!• Влияние вертикальных ускорений на состояние оператора	(по данным С. ЛипПерта)
Характер воздействия ускорений	Максимальное ускорение (в единицах ускорения сво- бодного падения g)
Не ощущаются  Ощущаются слабо	  ВыЗЫВаК>Т сла®ые неприятные ощущения	  зывак>т весьма неприятные ощущения	  Опасное воздействие		Менее 10-3 ю-3- 10“2 10-2—1 1-10 10-100
Рис. 3. Схема подвешивания сидений операторов:	|

-4 — Х-образная со стержнем, работающим на скручивание; б — Х-образная с пружиной!
растяжения; & — параллелограммная с пружиной растяжения; г — параллелограммная с пру- ]
живой сжатия; д — параллелограммная со стержнем, работающим на скручивание; е — с ро- 1
ликовым перемещением и пружиной растяжения; ж — параллелограммная с пневматическим I
упругим элементом; з — параллелограммная с пружиной кручения	1

Решение задач по обеспечению безопасности операторов машин тесно |
связано с выполнением эргономических требований к конструкциям. Эрго- ]
номика (греч. ergon—работа, nomos — закон) — это наука, занимающаяся |
проблемами взаимодействия человека с машиной и окружающей средой 1
в трудовом процессе; ее основной целью является создание для человека 1
таких условий, при которых его труд был бы возможно производительнее |
и вместе с тем безопасным для здоровья.	1

На основе изучения влияния различных факторов окружающей среды |
на функциональные и физиологические реакции человека и его работоспо- 1
собность эргономика разрабатывает практические рекомендации по защи- |
те операторов от вредных влияний окружающей среды и возможного 1
травматизма в аварийных ситуациях. Это могут быть рекомендации, отно- 1
сящиеся к конструктивному решению рабочих органов и расположению I
органов управления в кабине машины, к средствам защиты, предохраняю-1
щим операторов при опрокидывании машины, к окраске машин, к осве- |
щеннОсти и обзорности из кабины оператора и т. Д.	|

Около 65—85% информации поступает к оператору через органы зре-1
ния, поэтому важно, чтобы конструкции кабин и рабочего места обеспечи- 1
вали возможно большую обзорность. Угол обзора вперед должен быть не 1
менее 220°; оператор должен видеть дорогу на расстоянии 3 м перед'Я
машиной:	I

Обзорность зависит от многих факторов, основными из которых 1
являются габаритные размеры машины, ее база и колея; степень застек- I
ценности кабины и расположение в ней сиденья оператора; высота радиа- 1
тора и ширина капота двигателя; высота расположения глаз оператора от ]
земли; расстояние от спинки сиденья до радиатора. Таким образом, для |
улучшения обзора необходимо, в первую очередь, выбрать рациональное 1
2 Эксплуатационные требования к тормозным системам				
Типы машин	Скорость, км/ч	Масса машины, кг	Максимальный тормоз- ной путь (м) при тормо- жении	
			рабочем	аварийном
фронтальные погрузчики и бульдозеры	24	До 16 300 16 300-32000 32000-64000 64000-127 000 Свыше 127 000	9  11  14  16  20	26  34  41  48  53
Автогрейдеры	30	До 16000  Свыше 16000	11  14	32  41
Скреперы	32	До 23 000 23000-45000 45 000-68 000  Свыше 68 000	18  21  27  30	55  64  82  91
Самосвалы и землёвозы	32	До 45 000 45000-90000 90 000-180000 Свыше 180000	18  22  38  53	55  82  114  160

место кабины в общей компоновке машины, а также сиденья в кабине,
предусмотрев возможность регулирования его в зависимости от роста опе-
ратора и, наконец, обеспечить необходимое застекление кабины для увели-
чения боковой и задней обзорности.

Важным фактором безопасности колесных и гусеничных машин являет-
ся надежное действие тормозных систем. Международный стандарт ИСО
3450—1975 устанавливает специальные требования к тормозным системам
для основных типов внедорожных землеройных машин (пневмоколесных
погрузчиков, пневмоколесных автогрейдеров, самоходных скреперов, буль-
дозеров; внедорожных самосвалов и землевозов). Машины этого типа, по
указанному стандарту, должны быть оборудованы основной тормозной
системой, предназначенной для остановки машины, системой стояночных
тормозов, применяемых для удержания остановленной машины на месте,
и системой аварийного торможения, используемой для остановки машины
в случае любой неисправности в системе рабочих тормозов.

Тем же стандартом устанавливаются эксплуатационные требования
к тормозным системам машин, определяющие максимально допускаемый
путь, который может пройти машина с момента включения тормозов
(табл. 2).

§ 5.	ТЕХНОЛОГИЧНОСТЬ КОНСТРУКЦИЙ

Существенное влияние на качество и стоимость изделия оказывает
его технологичность, т. е. соответствие конструкции изделия определенным
технологическим требованиям, обеспечивающим минимальную материа-
нииМК0СТЬ’ гРУдоемкость и себестоимость его изготовления при сохране-
неооходи.мых эксплуатационных качеств и требуемой долговечности.
Многолетний опыт предприятий строительного и дорожного машин<
строения показывает, что технологическая отработка конструкции поза

ляет снизить трудоемкость изготовления машин в среднем на 20—3№
и уменьшить металлоемкость на 15—20%.

Большое значение для снижения массы изделия имеет правильный вь
бор способа получения заготовки. Необходимо стремиться к тому, чтоб]
форма и размеры заготовки были возможно близкими к форме и разм(
рам готовой детали. Известно, что из-за больших припусков коэффициев
использования металла весьма невысок (0,5—0,7), причем его значение chi

жается- с уменьшением серийности выпуска изделия. Поэтому часто быва<

целесообразно выбрать более точный,

хотя и более дорогой способ

полу

нения заготовок, например заменить литье в земляную форму литьем в к<

киль или свободную ковку точной штамповкой либо вместо горячека

таных труб для гидроцилиндров применить цельнотянутые трубы, пр,
этом последующая механическая обработка будет менее трудоемкой и бо-
лее экономной.

Не меньшее влияние на снижение металлоемкости и массы изделия*
оказывает конструктивное выполнение его элементов. Так, переход от кле-’
паных конструкций к сварным позволяет, как правило, сэкономить
15—25% металла за счет устранения накладок и ослабления листов отвер-j
стиями под заклепки. В отдельных случаях выгодно применять литые кон- •

струкции вместо сварных. Например, в ФРГ путем замены сварных секций;

монорельсовых путей подвесных дорог на литые (из легких сплавов) доби-

лись снижения массы каждой секции монорельсового пути с 14,2 до 6,6 кг,

а замена сварной опоры мотор—насоса погрузчика литой позволила зна-
чительно сократить число производственных операций.	J

При технологической отработке изделий окончательно решаются во-)
просы, связанные с выбором материалов, видов механической обработки,)
точности и качества поверхностей, необходимой точности сборки узлов,)
видов термообработки и защитных покрытий и т. п. На этапах техническо-j
го и рабочего проектирования устанавливаются сборочные размеры, сте-
пень унификации деталей, уточняются геометрические формы последних,’
обеспечивается взаимозаменяемость элементов изделия в соответствии’

с поставленными требованиями. Решение всех указанных вопросов не мо-
жет, однако, быть однозначным; в каждом отдельном случае следует)
учитывать имеющееся станочное оборудование, организацию произвол-;
ства, масштаб выпуска, наконец, тип и назначение изделия. Чем выше тех-)
нический уровень производства, чем больше выпуск изделий, тем выше)
должны быть и требования технологичности.	]

Отрабатывая технологичность, изделия, следует учитывать трудоем-;

кость всего процесса, а не отдельно взятой операции; точно также техно-

логичность каждого элемента конструкции должна решаться с учетом тех-)

нелогичности изделия в целом.	<

О технологичности конструкции судят по основным и дополнительным;
показателям. К первым относятся технологическая себестоимость изделия,j
трудоемкость изготовления, уровень технологичности, а ко вторым — от-!
носительная трудоемкость подготовки изделия к функционированию,
коэффициент эффективности взаимозаменяемости, удельная трудоемкость -
изготовления изделия и др.
§ 6.	СТАНДАРТИЗАЦИЯ И УНИФИКАЦИЯ

Большое значение для улучшения качества продукции и удешевле-
ния производства изделий приобретают стандартизация и унификация.

Основная цель стандартизации состоит в установлении уровня норм
и требований при выполнении опытно-конструкторских работ, изготовле-
нии изделий и их эксплуатации. Охватывая все сферы производства изде-
лия и его эксплуатации, стандарты регламентируют:

терминологию, обозначения и правила выполнения рабочих чертежей;
методы расчета;

габаритные и присоединительные размеры деталей;

состав и свойства применяемых материалов;

содержание технологических процессов, параметры оборудования
и контрольно-измерительного инструмента;

методы испытания и оценки основных показателей изделия;

правила и нормы его эксплуатации.

В зависимости от области применения различают стандарты предприя-
тия (СТП), республиканские (РСТ), отраслевые (ОСТ), государственные
(ГОСТ) и международные стандарты.

Унификация необходима для обеспечения рационального сокращения
Многообразия типов конструкций, материалов, технологических процессов
изготовления, размеров и других параметров изделий одинакового функ-
ционального назначения. На стадии проектирования унификация позволяет
использовать уже готовые чертежи отдельных деталей или сборочных еди-
ниц, что значительно сокращает сроки проектирования и изготовления из-
делия и позволяет получить большую экономическую эффективность.

Уровни стандартизации и унификации изделий определяются по отно-
шению числа стандартизованных или унифицированных деталей к общему
числу деталей в данном изделии. Эти уровни должны быть достаточно вы-
сокими, однако определяя их пределы, следует учитывать специфику изде-
лия, требования к надежности отдельных его деталей и сборочных единиц,
серийность производства и исходить при этом из общего народнохозяй-
ственного эффекта, который дает унификация или стандартизация.

С понятием унификация тесно связано и другое понятие—агрегатиро-
вание, т. е. метод компоновки машин из унифицированных деталей, сбо-
рочных единиц и агрегатов разных типоразмеров. Разработанные на осно-
ве какой-то базовой машины, остальные машины данного ряда (модифика-
ции базовой машины) отличаются от нее лишь значениями главного
параметра (грузоподъемностью, объемом ковша, мощностью двигателя,
тяговым усилием) и незначительными конструктивными изменениями от-
дельных частей.

Характерным примером являются типоразмерные ряды дорожно-
строительных машин фирмы «Интернейшнл» (США) на базе колесных
и гусеничных тракторов, одноосных и двухосных колесных тягачей (рис. 4).

Одним из важных направлений унификации дорожно-строительных ма-
шин является применение сменного рабочего оборудования. Так, для оте-
чественных погрузчиков освоено более 20 видов сменного оборудования,
я бульдозеров и корчевателей — более 10. Сменное рабочее оборудова-
е имеют также автогрейдеры, краны, экскаваторы.
сь



Модель...	560

Мощность, кВт... 283

H-100G

215

Н-90Е

178

Н-80В

Н-65С

137

110

Масса, т...	31,3	23	17	7^,2	72Д

Модель...	580	H-400G	560	H-100G

Мощность, кВт...	802	432	283	215

Объем ковша, м3...	16,1	8,41	5-9	3,44-4,2

Н-90Е	Н-808

180	137

3,1-5,35	2,67-4,6

3300В	Н-25В	3200В

27	38	22

Модель...	Н-50С- Н-ЗОВ H-30F	3850	2500	2400В

Мощность, кВт... 60а69 4би51	46 а 51	59	44 а 52	39

Объем ковша, М3... 1,15~2,68. 0,76-1,9	0,76-1,7	0,96-1,15	0,57	0,57

0,25-0,48

0,45-1,15 0,25-0,48

100Е	50 Е

Модель...	250О

Мощность, кВт... 142

Объем ковша, ms... 1,9-2,48

175С
97
1,52-1,72

125 Е
28
0,96-1

48	33

0,76-0,86	0,57

Модель... ТД-250 ТД-20Е	ТД-15С ТД-8Е	переднего...	231

Мощность, кВт... 231	157	104 $в	заднего...	138

Масса, т...	31,6	21,1	14,3 у,7 Объем ковша, м3...	16,8

Модель...	442	9-31

Мощность, кВт...	231	-231

Объем ковша,м3...	16,8	16

231

138

16

Модель... 3820А

Мощность,кВт... 63

Глубина выемки
грунта,м... 4,97

412

Модель...

Мощность, кВт...

Объем ковша, м3...
Глубина выемки
грунта, м...

3,89

4,83

4,34

Рис. 4. Типоразмерные ряды некоторых дорожно-строительных машин:

а — лесопогрузчики на базе колесных тракторов с шарнирно-сочлененной рамой; б — фронтальные ковшовые погрузчики на базе колесных трак-
торов с шарнирно-сочлененной рамой; « — фронтальные ковшовые погрузчики с жесткой ходовой рамой; г — фронтальные ковшовые погрузчики
на базе гусеничных тракторов; д — бульдозеры на базе гусеничных тракторов; е — самоходные двухдвигательные скреперы; ж — самоходные
скреперы; з — колесные тракторы с фронтальным погрузочным оборудованием и обратной лопатой; и — гидравлические экскаваторы
В конструкциях ряда зарубежных машин применяется сменное ходов<л
оборудование, а также сменные двигатели. Примером последнего могу;
служить некоторые типы выпускаемых в США экскаваторов, имеющи
в качестве сменных двигателей карбюраторный, электрический и ди
зельный. При замене одного типа двигателя на другой трансмисса
остается прежней.

Большое значение имеет унификация таких элементов дорожно-строи
тельных машин, как гидроцилиндры в гидравлических приводах, фри®
ционные муфты, опорно-поворотные устройства, стрелы и т. п.

Унификация распространяется не только на конструкции, но и на кине
магические схемы машин или отдельных механизмов. Так, например, кине
магические схемы многих стреловых кранов в Англии и ФРГ не отличают
ся от кинематических схем экскаваторов, имеющих тот же привод.
Унифицированная схема объемного гидропривода, применяется для пнев
моколесных кранов различной грузоподъемности.

§ 7.	ТЕХНИЧЕСКАЯ ЭСТЕТИКА ИЗДЕЛИЙ

С требованиями эргономики, о которых уже говорилось в § 4, тес
но связаны и требования технической эстетики или художественного кои
струирования изделия. Задачей художественного конструирования являете,
выбор геометрических пропорций изделия, его цветового оформленш
и формы с учетом функционального назначения, материала и технологии
изготовления.

Благодаря физиологическим особенностям человека выполнение требо-
ваний технической эстетики в немалой степени способствует более береж
ному отношению его к красиво изготовленному изделию, более качестве»
ному выполнению тех или иных операций, меньшей утомляемосп
и большей безопасности во время работы. Все эти факторы приводят к по
вышению производительности труда.	’

Одним из элементов художественного конструирования является ра-
циональное проектирование рабочего места оператора и органов управле^
ния машиной. При этом необходимо учитывать размеры оператора (его
антропометрические показатели), физиологические особенности, возраст!
Так, например, пальцы рук обеспечивают наибольшую точность движений^
наибольшее усилие при управлении водитель создает ногой при упоре
в стенку сиденья; наибольшей силы человек достигает приблизительна
к 25 годам, усилия рук и ног к 65 годам уменьшаются на 50%, а усилия ки-
стей рук—на 16,5%. На основе этих данных определяют размер рабочег
зоны оператора (в пределах которой он производит рабочие движения)
расположение рычагов, педалей и кнопок системы управления, их размеры
форму, окраску.

Большое значение для безопасной работы оператора и для понижен®
его утомляемости имеет выбор цвета окраски отдельных элементов и ча
стей машины. Известно, например, что красный цвет способствует повы-
шению внутриглазного давления, тогда как зеленый цвет снижает его
очень спокойным является и синий цвет. В инструкциях техники безопасно
сти в США в красный цвет рекомендуется окрашивать противопожарны!
инвентарь, в зеленый (либо серый, белый или черный)—безопасные мате-
в синий—защитные материалы (например, вещества для защиты
Ри ядоВитых газов), в фиолетовый—ценные материалы и т. д.	>

°Т Для окраски дорожно-строительных машин следует использовать яркие
„ м стпемитьея к тому, чтобы по цвету движущиеся рабочие органы
ко контрастировали с остальными частями машины, что обеспечивает
их хорошую видимость и безопасность.

Глава III

ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКИХ
РЕШЕНИЙ

§ 8.	ОЦЕНКА ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ И КАЧЕСТВА
ИЗДЕЛИЙ

Технический уровень — величина относительная. Она показывает,
насколько изменилось значение того или иного параметра или техническо-
го показателя изделия по сравнению с теми же параметрами изделия,
принятого за эталон. В качестве последнего в общем случае может быть
выбрано любое изделие отечественного или зарубежного производства.
При оценке технического совершенства изделие целесообразно сравни-
вать с лучшими образцами аналогичных изделий. Сравнение проводят по
определенным показателям, которые выбирают в зависимости от функцио-
нального назначения изделия. Для дорожно-строительных машин такими
показателями могут быть мощность двигателя и расход топлива, грузо-
подъемность, масса и габаритные размеры машины, объем или ширина за-
хвата рабочего органа, радиус поворота машины или ее устойчивость про-
тив опрокидывания и т. п. Для инструмента — это точность обработки,
масса и габаритные размеры, мощность и скорость рабочего элемента,
сложность настройки и т. д.

Оценивая технический уровень изделий, следует рассматривать их пара-
метры не только с чисто технических позиций, считая, что чем выше значе-
ние того или иного показателя, тем выше и технический уровень изделия.
Основным критерием является способность изделия обеспечить высокое
качество и необходимую производительность выполняемых им работ при
сравнительно небольшой их стоимости. Так, например, самоходный каток,
применяемый для уплотнения грунтов, имеющий скорость около 20 км/ч,
может оказаться хуже более тихоходного катка, так как качество уплотне-
ния грунтов снижается при слишком высоких скоростях движения трам-
У шего органа. С технической точки зрения можно легко добиться,
3 5 ь3 продолжительность рабочего цикла экскаватора с ковшом объемом
Даже Не ПРевышала 16 с, но оператор не выдержит таких темпов работы
с в течение 1 ч. Следовательно, в приведенных примерах повышение
ствуетТеИ Движения 11 соответственно мощности машин не свидетель-
0 повышении их технического уровня, так как высокие значения
этих параметров приводят к ухудшению качества выполняемых работ и
по тем или иным причинам не могут быть реализованы.	1

Высокий технический уровень изделия во многом предопределяет и а
высокое качество. Однако понятие качество продукции значительно шм
Согласно ГОСТ 15467—70 под качеством продукции следует понимать q
вокупность свойств, обусловливающих ее пригодность удовлетворяй
определенные потребности в соответствии с ее назначением. Эти свойсц
характеризуются техническими, экономическими, эксплуатационными, а
гономическими и художественно-эстетическими показателями, которй
в целом определяют потребительские качества изделия.	|

При оценке качества дорожно-строительных машин основными я
ляются показатели экономичности; надежности; безопасности, гигиеничй
сти и удобства управления; технологичности, удобства обслуживав^
стандартизации, унификации и агрегатирования; внешнего оформления, q
вершенства форм и компоновки. Некоторые из них легко можно измерив
но такие, как показатели удобства управления, безопасности, комфорт
конструктивно-художественного решения элементов машины, определи*
непосредственно нельзя. В таких случаях используют косвенные методы^
экспертные опросы и балльные оценки.

Последний метод заключается в том, что каждому показателю по ст
пени его важности для данного изделия присуждают соответствующ!
оценки, которые затем суммируют и подсчитывают общий итог. Отнощ
ние суммарного итога к общим затратам на изготовление и эксплуатации
изделия определяет интегральный показатель качества. Чем выше значея
этого показателя, тем выше качество изделия.

Экспертами являются наиболее опытные специалисты, которые ц|
оценке качества изделия руководствуются как собственным опытом, q
и выработанными в данной конкретной области науки общими пределу
лениями о возможных вариантах технического, экономического или ка
структивно-художественного решения изделия.

§ 9.	УПРАВЛЕНИЕ КАЧЕСТВОМ ИЗДЕЛИЙ

С помощью принятых методов и показателей можно достаточ!
объективно контролировать качество изделий. Но не менее важной задач<
является управление их качеством.	1

По определению ГОСТ 15.467—70 управление качеством изделий—з|
установление, обеспечение и поддержание необходимого уровня качесИ
изделий при их разработке, производстве и эксплуатации или потреблен^
осуществляемые путем систематического контроля качества и целенапра
ленного воздействия на условия и факторы, влияющие на качеств
Процесс управления качеством изделий охватывает, таким образом, в
основные этапы их создания и эксплуатации. На каждом этапе разрабаП
вается определенная система мероприятий для обеспечения требуемо!
уровня качества.

Качество изделий на этапе проектирования зависит от степени прор
ботки технического задания и положенных в его основу результатов нау
но-исследовательских и экспериментальных работ, от уровня проектно-ра
четных работ, точного соответствия принимаемых решений требования
30
яПтов и оформления технической документации в соответствии с тре-
иЯМИ ЕСКД, наконец, от взаимодействия с другими службами пред-
®° ятия участвующими в изготовлении опытного образца.

jqa Этапе производства качество изделий обусловливается техническим

„„нем и состоянием станочного оборудования, оснастки и измеритель-
ной техники, качеством сырья, материалов и комплектующих изделий, ор-
анизацией их хранения, применением прогрессивных технологических ме-
тодов изготовления изделия и соблюдением технологической дисциплины.

Важным фактором повышения качества изделий является квалификация
исполнителей—рабочих и инженерно-технического персонала. От качества
их труда во многом зависит и качество выпускаемых ’изделий.

В последние годы на многих предприятиях сложились системы управ-
ления качеством продукции, предусматривающие оценку труда исполните-
лей не только по количеству, но и по качеству (бездефектное изготовление
продукции и сдача ее ОТК с первого предъявления); четкую организацию
взаимодействия всех служб предприятия и контроля за уровнем качества
изделия; заводскую, отраслевую и государственную аттестации качества
продукции; моральное и материальное стимулирование исполнителей. Не-
малое значение в системе управления качеством продукции имеют также
стандарты предприятия.

§ 10.	ОЦЕНКА ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
НОВОГО ИЗДЕЛИЯ

Измерение затрат и результатов социалистического производства,
измерение эффективности труда является одной из главных задач экономи-
ческой науки. Решение этой задачи тесно связано с определением эффек-
тивности капиталовложений, расчетом себестоимости, производительности
труда, установлением основных принципов ценообразования.

Рассмотрим экономическую природу затрат общественного труда.

Затраты общественного труда состоят из двух составляющих—прош-
лого труда (овеществленного, например, в средствах производства) и живо-
го или предстоящего труда, который должен быть непосредственно затра-
чен на производство будущего продукта. Если к оценке этих составляю-
щих подойти с позиций математики, то можно сказать, что прошлый
ТРУД—это постоянная величина, ее нельзя изменять; живой труд—это
переменная составляющая общих затрат, зависящая от способа производ-
ства продукта и целого ряда других факторов.

Такое дифференцирование затрат общественного труда оказывается, та-
ким образом, удобным и с точки зрения математических законов, так как
известно, что изменение суммы постоянной и переменной величины цели-
ком зависит от того, какие значения будет принимать переменная состав-
ляющая. Поэтому при минимизации суммарных затрат задача будет сво-
ться к минимизации затрат живого труда. При этом затраты прошлого
РУДа можно соответствующим образом учесть в предстоящих затратах в той
Ре> в какой их использование будет экономить живой труд общества.
^На указанных положениях основывается решение задач по минимиза-
Мак суммаРных затрат, выполняемое методами Лагранжа (нахождение
пмума или минимума функции) или линейного программирования.
Одним из показателей, характеризующих затраты труда, является сеД
стоимость изделия или удельная себестоимость, отнесенная к единице ппВ
изведенных за определенный период (например, за год) изделий. Чем ме]Д
ше значения этих величин, тем эффективнее производство данной пгД
дукции. Однако это не всегда так. В практике проектирования и выбоД
наиболее целесообразных вариантов изделия часто сталкиваются с теД
что вариант изделия, более дешевый в эксплуатации, требует больших кад
питальных вложений на его изготовление. В таких случаях необходима
очевидно, каким-то образом «взвесить» все «за»и «против», т. е. соразма
рить преимущества, получаемые при эксплуатации данного изделия с дд
полнительными капитальными вложениями, которые приходится вкладу!
вать для нового (проектного) варианта изделия.	>я

Допустим, что Cj и — эксплуатационные затраты и капитальная
вложения в производственные фонды для изделия первого варианта; С2 
К2 — те же величины для изделия второго варианта. Тогда отношение дЯ
полнительных капитальных вложений К2~К1 (будем считать эту величвя
ну положительной) к величине экономии эксплуатационных затрат Сл — СЯ
определит время, в течение которого окупятся	капитальные затраты н|

производство нового изделия:	Я

т=(К2-К1)/(С1-С2).	(1|

В экономических расчетах часто пользуются величиной, обратной сроку
окупаемости—расчетным коэффициентом	эффективности	’

£=1/т = (С1-С2)/(К2-К1).

Коэффициент эффективности определяет экономию эксплуатационный
затрат, которую дает 1 руб. дополнительных капитальных вложений в прей
изводство изделия нового варианта.	3

При планировании устанавливают определенные (нормативные) срои
окупаемости капитальных вложений тн и соответственно нормативид
коэффициенты эффективности Ен. Для дорожно-строительного мапгииИ
строения принимают Ен = 0,15, а для народного хозяйства в целом срД
окупаемости принят т = 8 лет и £н = 0,12. Последнее означает, что 1 рД
дополнительных капитальных вложений должен давать 12 коп. эконохД
на эксплуатационных затратах. Если это условие не выполняете^, г. е. рд
четный коэффициент эффективности меньше нормативного или, что то, Д
фактический срок окупаемости капитальных вложений цо новому изделД
будет больше нормативного срока окупаемости изделия, то производсяД
изделия будет экономически нецелесообразным.	<1Д

Пример 1. Определить срок окупаемости капитальных вложений для нового изДИ|М
Данные. Для прежней модели изделия К. = 70 руб., С, = 30 руб., для предполагаемой мН
Дели (нового варианта) изделия	ЯМ

К2 = 120 руб., С2 = 25 руб.	Д

Решение. По формуле (1) находим	'Д

т = (120—70) / (30—25) - 10 лет.	Д

Как видно, срок окупаемости капитальных вложений больше нормативного, равного 8 гоДД
и поэтому, несмотря на меньшую себестоимость новой продукции, ее производство ЭКОНОМЯ
чески нецелесообразно.

Наиболее обобщенным показателем суммарных затрат являются лД
веденные затраты	Д

32	Д
3 = С + ЕаК,	(2)

где С—себестоимость единицы продукции, руб.; К—удельные капи-
тальные вложения в производственные фонды, руб.

В формуле (2) первым членом определяются затраты, связанные с ис-
пользованием (эксплуатацией) изделия, а вторым — приведенные к одному
году капиталовложения (ЕНК}, связанные с изготовлением изделия.

Основное преимущество приведенных затрат перед себестоимостью
продукции состоит прежде всего в том, что приведенные затраты позво-
ляют ответить на вопрос, за сколько лет окупятся капитальные вложения
или, иначе, какую экономию эксплуатационных затрат надо получить с
1 руб. дополнительных капитальных вложений, чтобы изделие было окуп-
лено в установленные сроки.

Рассмотрим структуру составляющих приведенных затрат.

Затраты, связанные с эксплуатацией изделия (например, дорожно-строи-
тельной машины), можно разделить на три группы.

1.	Затраты, которые образуются при работе машины. К ним относятся
затраты на смазочные материалы, топливо, техническое обслуживание, те-
кущие и капитальные ремонты машины. Расходная ставка устанавливается
на единицу времени чистой работы.

2.	Затраты, которые образуются в рабочее время, но не зависят от того,
работает машина или простаивает. К этой группе затрат относится зара-
ботная плата с начислениями. Расходная ставка устанавливается на едини-
цу сменного времени.

3.	Затраты, которые образуются не только в рабочее, но и в нерабочее
время; они связаны с амортизационными отчислениями на реновацию тех-
ники. Расходная ставка устанавливается на единицу календарного времени.

Капитальные вложения включают затраты, связанные с изготовлением
изделия, его доставкой к месту эксплуатации и с монтажом. Сюда, в част-
ности, относятся: стоимость основных материалов; заработная плата про-
изводственных рабочих; цеховые и общезаводские расходы, включая рас-
ходы, связанные со стоимостью необходимых производственных площадей
и с работой оборудования; внепроизводственные расходы; затраты на на-
учно-исследовательские и опытно-конструкторские работы, включая испы-
тание и доработку опытного образца (только в варианте новой техники).

Важным элементом в экономических расчетах является определение го-
довой экономической эффективности Э (руб.), получаемой в результате
применения нового изделия, новых технологических процессов, механиза-
ции и автоматизации производства.

Годовую экономическую эффективность от производства и использова-
ния новой техники находят путем сравнения затрат на производство ново-
го изделия с затратами на производство базового изделия, принятого за
эталон. В качестве последнего принимают лучшие образцы отечественной
или зарубежной техники, имеющей наименьшие приведенные затраты.

Разумеется, однако, что сравнивая затраты по новому и базовому изде-
',ИК)’ необходимо исходить из одинаковых условий, так как основные пока-
атели приведенных затрат (себестоимость, капиталовложения и др), зави-
°т таких факторов, как размеры выпускаемой серии (чем больше серия,
м Меньше себестоимость), года производства изделия (чем больше

П/Р- Гобермана	33
прошло времени от начала выпуска изделия, тем меньше его себестоимость™
Поэтому необходимо предварительно скорректировать показатели базовой
го и нового изделия, приведя их к одинаковым условиям при помощи с<>Я
ответствующих коэффициентов [3]. С учетом указанных замечаний годов
вая экономическая эффективность от применения нового изделия 

Э = [(Зб.и^1&2 4- АЗ) — Зн. и] -4,	I

где Зб.и и Зн.и—приведенные затраты для базового и нового изделия соЯ
ответственно; к,—коэффициент, учитывающий рост производительностям
нового изделия по сравнению с базовым; к2—коэффициент, учитывающие
изменение срока службы нового изделия по сравнению со сроком службиИ
базового; ДЗ — экономия, получаемая на текущих издержках эксплуатаций
и отчислениях от сопутствующих капитальных вложений за весь ером
службы нового изделия по сравнению с базовым; А—годовой объем вьм
пуска нового изделия в расчетном году (за расчетный принимается обычИ
но год, соответствующий второму или третьему году выпуска изделияИ

§ 11. РАСЧЕТ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ МАШИН	1

Производительность машины определяет ее способность выпол-J
нять в единицу времени те или иные рабочие операции, связанные с изго- |
товлением изделий, переработкой материалов, транспортированием грузов,!
и т. п. Чем меньше времени затрачивает машина на выполнение таких one-1
раций, тем выше ее производительность. Производительность машины мо- |
жет совпадать с производительностью труда, но может и отличаться от!
нее. Последнее имеет место тогда, когда один оператор обслуживает не-1
сколько машин или на операции, выполняемой одной машиной, занято не- |
сколько рабочих. В первом случае производительность труда будет выше,
а во втором случае—ниже производительности одной машины.	Я

Различают теоретическую и фактическую производительность машины.!
Теоретическая производительность машины, зависящая от принципа вы-Я
полнения ею рабочих операций, измеряется количеством выполненной за!
единицу времени работы при условии, что все факторы, связанные с потеЯ
рей времени или материала в течение рабочего цикла, отсутствуют. ФактцЯ
ческая производительность машины измеряется количеством выполненном
В единицу времени работы в условиях нормальной эксплуатации. Я

Максимально возможная фактическая производительность машишД
При непрерывной работе в течение 1 ч определяет техническую производив
дельность машины	Я

Пт: IlTeopkJiv,	Я

где ПТеор'—теоретическая производительность машины; к4—коэффициент,а
учитывающий неполное использование емкости рабочего органа или грУдд
зоподъемности машины из-за потери или разрыхления материала, посту%|
лающего в рабочий орган (например, в ковш) машины, либо из-за мало™
объемной массы перемещаемого материала (груза); kv—коэффициен1Я
учитывающий снижение скорости рабочего органа или машины по сравнеЯ
нию с расчетной.	Я

Фактическая производительность машины, определенная с учетом пот^Д
ри времени из-за перерывов в работе, связанных с заправкой и смазком
34	Я
шиньг с подготовкой ее к работе и т. п., характеризует эксплуатацион-
ную производительность машины

дэ == 17/А'в = Птсорк^кд,	(3)

где д-в_коэффициент использования машины по времени.

Одной из главных задач конструкторов и эксплуатационников является
сокращение разрыва между теоретической и фактической производитель-
ностью машин. Эта задача решается путем совершенствования конструк-
ций рабочих органов, позволяющих наиболее полно использовать гру-
зовые или тяговые качества машин и добиться минимальной потери
материала при его переработке; выбора оптимальных значений основных
технических параметров машин (объема ковша, ширины захвата и т. д.),
наилучшим образом соответствующих их назначению и условиям работы;
рациональной эксплуатации машин, которая позволила бы свести к мини-
муму непроизводительные простои и потери рабочего времени.

Наиболее высокую теоретическую производительность имеют машины
непрерывного действия, обеспечивающие непрерывность технологического
процесса, в отличие от машин периодического действия, выполняющих ра-
бочие операции циклично.

- Теоретическую производительность машин непрерывного действия
определяют по следующим зависимостям, записанным в наиболее общей
форме:

Птеор = 3600Fu (м3/ч);	(4)

П1еор = 3600Fvp (кг/ч) = 3,6Ft’p (Мг/ч);	(5)

Птюр = 3,6дс (Мг/ч),

где F—площадь сечения потока материала на рабочем органе, м2; v—
скорость рабочего органа, м/с; р—объемная масса материала, кг/м3; q—•
масса перемещаемого материала, отнесенная к 1 м рабочего органа, кг/м.

Если рабочий орган выполнен в виде связанных между собой от-
дельных ковшей или скребков, расположенных один от другого на
расстоянии а (шаг рабочих органов), то

4 = Кр/а,

где I/—объем каждого ковша или объем материала, перемещаемого Од-
ним скребком, м3.

Тогда

у

ПКор = 3,6 — гр (Мг/ч).

При перемещении штучных грузов, расположенных один от другого на
Расстоянии а,

Ч = Щш.т/а,

гДе шщ.г — масса каждой единицы груза, кг.

При этом

^теор = 3,6	(Мг/ч).
Теоретическая производительность машин периодического действия
определяется по формулам:

•^теор =	(м3/ч);	ч

Лтеор = Тицр (Мг/ч);	1

Пгеор = -штИц(шт/ч),	J

где V—объем груза (материала), перерабатываемого или перемещаемого]
за один рабочий цикл; пц—число рабочих циклов, выполняемых машиной
за 1 ч; гшт—число единиц груза, перемещаемых за 1 цикл.	]

Число рабочих циклов	1

Иц = 3600/Тц,	j

где 7ц—продолжительность одного рабочего цикла машины, с.	1

Продолжительность рабочего цикла дорожно-строительных машинй
складывается из времени, которое затрачивается на резание, копание или:
укатывание грунта, зачерпывание материала, его перемещение или выпол-
нение других рабочих операций на управление рабочими органами (подъем
и опускание стрелы или отвала, изменение их направления) на время дви-
жения порожней машины и ее маневрирование.
Раздел второй

ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ И РАБОЧЕЕ
ОБОРУДОВАНИЕ МАШИН

Глава IV

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

§ 12.	НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ МАШИН

В основу классификации дорожных и строительных машин поло-
жены различные признаки. По назначению их разделяют, на землеройные,
землеройно-транспортные и землеройно-планировочные; машины для вы-
полнения подготовительных работ, уплотнения грунтов и дорожных по-
крытий; погрузочно-разгрузочные и подъемно-транспортные; машины для
приготовления и распределения дорожно-строительных материалов, пере-
работки каменных материалов, содержания и ремонта дорог.

По способу перемещения и установки машины и оборудование разде-
ляют на стационарные, переносные и передвижные. Последние в свою оче-
редь разделяют по типу ходового оборудования на колесные (пневмоко-
лесные и рельсоколесные), гусеничные и шагающие.

По способу передачи движения ходовому оборудованию различают
самоходные машины, имеющие собственный двигатель, передающий кру-
тящий момент к ведущим элементам ходового оборудования, и прицепы,
не имеющие собственного двигателя и работающие с тягачом.

По принципу действия машины, и установки бывают периодического
и непрерывного действия. У машин периодического действия (одноков-
шовых экскаваторов и погрузчиков, кранов, бульдозеров, скреперов и др.)
рабочие операции чередуются с операциями холостого или обратного хо-
да^ маневрирования или перемещения материала. Машины непрерывного
действия (транспортеры, траншеекопатели и др.) все рабочие операции вы-
полняют непрерывно.

Основным конструктивным признаком любой машины является нали-
чие трех основных механизмов—-двигательного, передаточного и исполни-
тельного. Двигательный механизм или, иначе, двигатель является энерге-
тической установкой машины, в которой вырабатываемая энергия
преобразуется в механическую. Передаточный механизм передает механи-
ескую энергию от двигателя к исполнительному механизму, непосред-
у енно связанному с исполнительными (рабочими) органами машины.
ЗВеТЯГача или трактора такими органами являются ведущие колеса или

ЗДочки и гусеницы гусеничного хода, у рабочего оборудования погруз-
ров_^ Экскаваторов и скреперов—ковши, у бульдозеров и автогрейде-
°твалы, у ленточных транспортеров-—ленты.
Рис, S. Схема машины с навесным погрузочным оборудованием

Двигатель, передаточный механизм и аппаратура для управления ими ]
составляют привод машины. Передаточный механизм привода часто назы-1
вают силовой передачей или трансмиссией машины.

В приводах дорожно-строительных машин наибольшее применение по- 1
лучили механические передачи, передающие механическую энергию при |
помощи валов, зубчатых или фрикционных передач (последние являются ]
разновидностью механических передач), гидравлические передачи, передаю- ]
щие механическую энергию при помощи жидкости, и гидромеханические,]
включающие элементы механических и гидравлических передач.	1

В соответствии с типом передаточного механизма получили название]
и приводы—механические (зубчатые), фрикционные, гидравлические и др.|

По принятой в СССР терминологии привод характеризуется и по типу|
двигателя, например дизель-электрический или дизель-гидропривод, турбо-1
гидропривод и т. д.	I

На рис. 5 показана схема колесной машины, несущей рабочее (погру-|
з очное) оборудование. Основными частями машины являются привод, со-|
стоящий из двигателя 1, трансмиссии 6 и ведущих колес 7; несущая рама]
машины 2, на которой крепятся двигатель, все элементы трансмиссии ия
части машины; портал 5, представляющий собой несущую конструкцию,]
к которой непосредственно присоединяется рабочее оборудование машины;!
кабина 3 оператора и рабочее оборудование с рабочим органом (ковшом) 4Д

В кабину оператора выведены все рычаги, педали и прочие элементы|
для управления машиной и рабочим оборудованием.	|

Несущая рама машины представляет собой, сварную или клепаную кон-1
струкцию, состоящую из двух продольных балок (лонжеронов), связанным
между собой поперечинами (траверсами). Такая конструкция рамы харак-в
терна для тракторов, тягачей, экскаваторов, автомобильных и самоходных!
кранов.	1
§ 13.	НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ РАБОЧЕГО
ОБОРУДОВАНИЯ

Широкое распространение в строительстве получили бульдозеры,
автогрейдеры, экскаваторы, краны, погрузчики и другие машины, выпол-
няющие операции по разработке материалов и их транспортированию.
Многие современные машины оснащают большим набором сменного ра-
бочего оборудования (рис. 6). Строительные и дорожные машины часто
создаются на базе колесных и гусеничных тягачей. Все рабочее оборудова-
ние можно разделить на группы по технологическому назначению: грузо-
подъемное, погрузочное, планировочное, рыхлительное, сваебойное, экска-
вационное и др.

a"c'Сменное оборудование к колесным и гусеничным машинам:

- бульдозерные отвалы; .6 — корчеватели-собиратели; в —кусторез; г — снегоочиститель;

-лесовал; е — корчеватель; ж — толкатель; «-рыхлители; к —катки; л —скреперы; м —
левозные тележки; н — грейдер; п — грейдер-элеватор; р —канавокопатель; с —крановое
ооРУдование
Рис. 7. Рабочее оборудование:	|

л,—.обратная лопатаб — прямая лопата с открывающимся днищем; в—прямая лопата |
с опрокидывающимся ковшом; г — ковшовый погрузчик; 1 — поворотная платформа;!
2 — кабина машиниста; 3 — стрела; 4 — верхняя удлиняющая часть стрелы; 5 — гидроци- |
линдр рукояти; 6 — гидро цилиндр ковша; 7 —рукоять; 8 — рычаг ковша; 9 —ковш; 70 —зуб |
ковша; 77 — тяга; 72 — гидроцилиндр стрелы; 13 — петля днища ковша; 74 — гидроцилиндр|
днища ковша	|

Машины большой мощности обычно имеют рабочее оборудование!
одного вида. Средние по мощности машины оснащают сменным оборудо-j
ванием двух-трех видов. Машины малой мощности часто изготовляют!
универсальными с большим набором сменного- рабочего оборудования.!

На рис. 7, 8 и 9 показано рабочее оборудование прямой и обратной ло-1
паты, ковшового погрузчика, телескопического планировочного устройства|
и грейфера.	]

В качестве рабочих органов многих землеройных и погрузочных машин|
используют ковши, отвалы, ножи, зубья. Ковши режущей кромкой илй-|
зубьями рыхлят и отделяют грунт (перерабатываемый материал) от мас-|
сива, набирают и при помощи системы рабочего оборудования перегру-|
жают его в транспортные средства или в насыпь. Отвал режущей кромкой!
(ножом) срезает и перемещает грунт по направлению движения или!
в сторону. Нож отделяет грунт от основного массива и перемещает его!
в ковш, на отвальную поверхность, на ленточный конвейер и др. ЗубьЯЯ
2] 22	23 24 25 26

Рис. 8. Рабочее оборудование экскаватора-планировщика:

1 — рама стрелы; 2 — гидроцилиндр поворота стрелы вокруг оси; 3 — задняя стенка стрелы;
4, 7, 16, 25, 26 — ролики; 5, 8 — неподвижная и подвижная секции стрелы; б, 11, 20 — оси;
Р - гидроцилиндр поворота рабочего органа; 10 — шток; 12— палец; 13 — рабочий орган;
/'/—проушина; 15, 19 — подвижный и неподвижный штоки; 17 — сдвоенный гидроцилиндр
механизма выдвижения (втягивания); 18, 22 — трубы; 21 — уголки; 25 — полая часть штока;
24 — кронштейн

рыхлят и отделяют грунт от основного массива. Зубья и ножи могут быть
как самостоятельными рабочими органами (зуб рыхлителя, дисковый нож
грейдера-элеватора), так и дополнительными элементами других рабочих
органов.

Основными параметрами, характеризующими рабочие органы и их эле-
менты, являются:

для ковша — объем V, ширина Вк, высота Hf:, длина LK (рис. 10, а);

для ножа—угол резания у0, угол заострения р, задний угол 0, длина LH,
ширина Вн (рис. 10,6);

для отвала с ножом—параметры ножа, угол захвата (угол поворота
отвала в плане относительно продольной оси машины), центральный угол
радиус кривизны R, высота отвала Но, длина отвала Lo, угол наклона
отвала / (рис. 10, в);

Для зуба — угол резания у0, угол заострения 3, задний угол 0, ширина
&з> Длина L3, расстояние между зубьями (рис. 10, г).

Рабочее оборудование кранов и экскаваторов (рис. 11) может иметь не
“только жесткую подвеску с использованием тяг, рычагов и гидроцилин-
лров, НО и гибкую.

Прямая лопата (рис. 11, а) предназначена дая разработки грунтов, рас-
положенных выше уровня стоянки экскаватора. Она состоит из стрелы 5,
3

Buff A

Рис. 9. Рабочее оборудование грейфера:

1 — стрела; 2 — гидроцилиндр рукояти; 3 — рукоять; 4 — подвеска; 5 — гидроцилиндр по-
ворота ковша; 6 — гидроцилиндр открывания и закрывания створок ковша; 7 —стойка; ;

8 — ползун; 9 — тяги; 10 — створки ковша

рукояти 4, ковша 3, головных блоков стрелы, напорного механизма и ка-
натов: подъемного 1 и стрелового 2. Цикл работы одноковшового экскава-
тора. оборудованного прямой лопатой, включает следующие операции: ко-
пание грунта (выдвижение и подъем рукояти с ковшом), поворот на раз-
грузку (платформа со стрелой, рукоятью и ковшом поворачивается отно-
сительно ходовой части), разгрузку (открывается днище ковша), поворот;
в забой, возврат рукояти и опускание ковша на подошву забоя. Для вы-
полнения перечисленных операций экскаватор, оборудованный прямой ло-1
патой, имеет следующие механизмы: напорный для выдвижения и возвра-
та рукояти с ковшом, подъемный (главная лебедка) для подъема и опус-
кания ковша и поворотный для вращения платформы со стрелой^

Рис. 10. Элементы рабочих органов землеройных машин:
а — ковш с ножом; б — нож; в — отвал; г — зуб
и рукоятью. Для изменения угла наклона стрелы служит стреловая лебед-
ка, а для передвижения экскаватора—ходовой механизм.

Экскаваторы с гибкой подвеской рабочего оборудования и ковшами
объемом до 0,3 м3 не имеют напорного механизма. Напорное движение
рукоять получает при одновременном подъеме ковша и опускании стрелы.

Драглайн (рис. 11,6) разрабатывает грунты, расположенные ниже уров-
ня стоянки экскаватора. В состав его оборудования входят стрела 5, ковш
3, наводка—система направляющих блоков 8 и канаты—стреловой 2,
подъемный 1, тяговый 7 и разгрузочный 6. Цикл работы драглайна вклю-
чает следующие операции: копание грунта (подтягивание ковша тяговым
канатом), подъем ковша (одновременное натяжение подъемного и тягового
канатов), поворот платформы на разгрузку, разгрузку (опускание тягового
каната при натянутом подъемном), поворот платформы в забой, опускание
ковша на грунт (опускание тягового и подъемного канатов).

Грейферное оборудование (рис. 11, в) применяют при погрузочно-раз-
гРУзочных работах с сыпучими, мелкокусковыми и штучными материала-
ми и грузами, а также при разработке колодцев, траншей, котлованов
в Легких грунтах. Грейферный ковш состоит из двух створок (челюстей) 9,
присоединенных к шарнирам нижней траверсы 13 и тягам 12. Подъемный
канат 1 закреплен на верхней траверсе 11, замыкающий 10—на нижней.
Замыкающий канат- предназначен для стягивания челюстей ковша, вре-1
давшегося в грунт, в перегружаемый материал. Цикл работы грейфера!
включает следующие операции: копание грунта (смыкание челюстей)-!
подъем ковша при одновременном натяжении подъемного и замыкающего!
канатов; поворот платформы на разгрузку; разгрузку (опускание замыкаю-1
щего каната); поворот платформы в забой и опускание раскрытого ковша]
на грунт.	1

Крановое оборудование (рис. И, г) служит для выполнения погрузочно-1
разгрузочных и строительно-монтажных работ. Оно состоит из стрелы 5,1
стрелового каната 2 и подъемного 1, крюковой обоймы 14. Для крепления!
к грузовому крюку крана поднимаемых грузов применяют различные гру-1
зозахватные устройства: стропы, траверсы, захваты.	I

Рабочими органами бульдозеров и автогрейдеров являются отвалы,!
имеющие механическую или гидравлическую систему управления, а рабо-1
ними органами погрузчиков—ковшовые и челюстные захваты, оснащен-1
ные, как правило, гидравлической системой управления. Рабочие органы!
скреперов—ковши,	1

§ 14. ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ГРУНТОВ	3

Грунт представляет собой дисперсную субстанцию с твердой (ми- |
неральные частицы), жидкой (вода) и газообразной (обычно пары) состав- |
лающими. При отрицательных температурах в состав грунта дополнитель- 1
но входит лед. Физические и механические свойства грунта 'зависят от 1
гранулометрического состава, влажности и плотности.

Гранулометрический состав характеризуется процентным соотношением 1
частиц различного размера, по которому обычно классифицируют грунты |
(табл. 3).	I

Объемная масса р0 характеризуется отношением массы грунта тг при I
естественной влажности к	его объему 70:	|

Ро ~ mr/VQ.	1

3. Классификация грунтов

Грунт	Содержание частиц		
	песчаных размером  2,0—0,05 мм	пылеватых разме- ром 0,05-0,005 мм	глинистых разме- ром менее 0,005 мм
Песчаный			Менее 15%	Менее 3%
Песчаный пылеватый		15-20%	То же
Супесчаный		Более 50%	Меньше, чем пес- чаных	3-12%
Супесчаный мелкий . . .	Менее 50%	То же	То же
Пылеватый ......	••	Больше, чем песча- ных	Более 12%
Суглинистый		Больше, чем пыле- ватых	—	12-18%
Тяжелый суглинистый . .	То же	—	18-25%
Суглинистый пылеватый	«в	Больше, чем песча- ных	12-25%
Глинистый			—	Более 25%
Объемная масса грунтов обычно составляет 1,5—2,0 т/м3, а легких
скальных пород и каменных материалов 2,0—3,0 т/м3.

Влажностью w называется процентное отношение массы воды тв, со-
держащейся в грунте, к массе сухого грунта тс:

W = JHB100/nie.

В условиях умеренного климата в сухую погоду грунты обычно имеют
влажность 1(К-20%.

Объемная масса скелета грунта 50 — масса его твердых частиц без
массы воды и дор?

,_______Ро

д° "'1 + vr/100'

Этим показателем обычно пользуются при определении степени уплот-
нения грунта. Наибольшую плотность грунта, полученную методом стан-
дартного уплотнения, называют максимальной стандартной плотностью
Зтах, а соответствующую ей влажность—оптимальной влажностью wonT.

Удельной массой А грунта называют отношение массы твердых частиц
грунта к объему вытесненной ими жидкости.

Удельная масса большинства минеральных частиц грунта составляет
2,4—2,8 т/м3, органических веществ 1,2—1,4 т/м3.

Пластичность—это способность грунта изменять свою форму без из-
менения объема, характеризуемая пределами пластичности и раскатывания
по влажности.

Граница раскатывания юр’ (предел пластичности) характеризуется влаж-
ностью, при которой раскатываемый из грунта стержень диаметром 3 мм
начинает крошиться, а граница (предел) текучести wT—влажностью грун-
та, при которой стандартный конус с утлом при вершине 30° и массой
76 г за 5 с погружается на 10 мм под действием собственной массы.

Числом пластичности и!п называют разность между этими показате-
лями :

ИД = И-г - Н’р.

Число пластичности супеси составляет 1—7, суглинка 7—17, глины бо-
лее 17.

Консистенция связных грунтов определяется в количественном отноше-
нии по показателю В, зависящему от естественной влажности we, предела
пластичности ivp и числа пластичности wn:

-В = (we - wp)/wn.

Для глинистых грунтов при текучей консистенции показатель В более
1,0, при текучепластичной составляет 0,75—1,0; мягкопластичной 0,5—0,75;
тугопластичной 0,25—0,50; полутвердой О—0,25; твердой — менее 0.

Липкостью называют способность пластичных грунтов прилипать
к различным объектам. Липкость характеризуется удельной силой рл, не-
ооходимой для преодоления налипания на единице площади рабочего
органа.

Для глин р т составляет 6860—7840 Па (700—800 кгс/м2), для суглинков
4900 7840 Па (500—700 кгс/м2).
Водопроницаемость — это спосооность грунта пропускать (дренировать)
воду, зависящая от гранулометрического состава, влажности, объема
пустот.

Разрыхляемостью называют способность грунта, пород и материалов
увеличиваться в объеме при разработке. Разрыхляемость характеризуется
коэффициентами ку и кр.

Коэффициент уменьшения объемной массы ку определяют отношением
объемной массы грунта или материала в разрыхленном состоянии (после
разработки или погрузки) рр к объемной массе в естественном залегании
Ро:

ку ~ Рр/Ро-



















i















Коэффициент разрыхления кр равен отношению объемных масс мате-
риала в естественном и разрыхленном состояниях:

кр = Ро/ Рр-

При расчете уплотнения перевозимого материала

после его разгрузки





и распределения учитывают коэффициент уплотнения fcyn, равный

отноше

нию объемных масс материала в естественном залегании и после уплотне-

ния ру.

fcyn — Ро/Ру-

Для большинства грунтов Ау = 0,65 ч-0,90, а кр = 1,12ч-1,40. Для
мерзлых грунтов и легких скальных пород кр= 1,5 ч-1,7. Коэффициент куа
для грунтов составляет обычно 0,75—0,88 (для чистого песка или гравия:
сухого 0,88, мокрого 0,86; для суглинков 0,83; поверхностных слоев обыч-
ных грунтов 0,80; плотной глины 0,75).

§ 15. ПРОЦЕССЫ ВЗАИМОДЕЙСТВИЯ РАБОЧИХ ОРГАНОВ
С ГРУНТОМ

Несмотря на большое многообразие конструкций рабочих орга-
нов основных типов строительных и дорожных машин, большинство из
них можно представить в виде отдельных клиньев или сочетаний клиньев
с различными элементарными профилями. Так, например, рабочие органы
автогрейдеров, бульдозеров, грейдер-элеваторов можно представить в виде
клина с отвальной поверхностью, рыхлителя—в виде клина со стойкой,
а скреперов и экскаваторов—в виде клина с ковшом, который может
иметь зубья. Рабочие органы криволинейной формы, например дисковый
нож грейдер-элеватора или ковши с полукруглым днищем погрузчиков,
представляют, собой совокупность клиньев и элементарных Профилей.
При помощи рабочих органов выполняют операции, объединяемые об-
щим названием—копание грунтов. Процесс копания состоит из резания—

отделения части грунта от основного массива, перемещения его вдоль или
впереди рабочего органа—отвала или ковша и перемещения грунта

внутри ковша.

' Аналогичные

операции, связанные с переработкой

сыпучих

материалов

ковшами погрузчиков или кранов, снабженных ковшами грейферного типа,

составляют процесс зачерпывания материалов.


a)	5)	6)

Рис. 12. Виды резания:

а — свободное; о — блокированное; в — полублокированное

Самостоятельную группу представляют рабочие органы и оборудова-
ние, применяемые для уплотнения грунтов и материалов. Процесс уплот-
нения связан с воздействием на грунт или материал внешних нагрузок ста-
тического, ударного или вибрационного характера, распределенных по
некоторой площади.

Копание грунтов относится к числу наиболее важных технологических
процессов в строительстве. Характер его протекания и возникающие при
этом сопротивления зависят от двух основных факторов: физико-механи-
ческих свойств грунтов и конструктивных параметров рабочих органов.

Отделение грунта от массива при помощи рабочего органа, которое ус-
ловно называют резанием, практически в чистом виде не встречается, так
как оно всегда сочетается с подъемом или отодвиганием грунта, формиро-
ванием из него стружки и перемещением ее по рабочему органу, образова-
нием призмы волочения из грунта, возникновением давления на срезаемый
грунт и т. д. Тем не менее для понимания физической картины взаимодей-
ствия рабочего органа с грунтом этот процесс рассматривают отдельно.

Различают свободное (рис. 12, а), блокированное (рис. 12, б) и полубло-
кированное (рис. 12, в) резание грунта. В первом случае рабочий орган
взаимодействует с грунтом только режущей кромкой, передней и задней
поверхностью, клина. Во втором случае в работе участвуют также обе бо-
ковые стороны, а в третьем—одна из них.

При свободном резании клин сначала уплотняет грунт перед собой
(рис. 13, а). При достижении предельного напряженного состояния грунта
клин сдвигает его по поверхности, наклоненной к направлению движения
под ут лом ф1 (рис. 13,6), и перемещает по своей лобовой поверхности, пре-
одолевая при этом не только сопротивление грунта сдвигу и перемещению
по лобовой поверхности, но также и силы трения, возникающие на задней
поверхности клина из-за остаточных деформаций грунта.

Характер деформации грунта зависит от его связности, влажности
и плотности (рис. 14). Практически на процесс резания влияют параметры

Рис. 13. Свободное резание грунта клином:

а — начальное положение; б — положение в момент скола
Рис. 14. Характер деформации грунта:

а — средней связности и влажности; S' —связного сухого; в — связного влажного; г — несвя!-
кого сухого

рабочего органа, обеспечивающего передачу грунта в ковш или на отваль-
ную поверхность. Для обеспечения износостойкости угол резания клина у0
для большинства рабочих органов всегда принимают больше оптимально-
го. Современные рабочие органы в большинстве случаев обеспечивают
периодический скол грунта (рис. 14, а, б) или его сгруживание (рис. 14, г).

Существуют различные теории резания грунтов, базирующиеся на ос-
новных положениях механики сплошной среды, теориях упругости и проч-



























ности с использованием экспериментальных данных по

грунтам и

учетом:

параметров рабочих органов и их соотношений. Трудности, связанные

с получением необходимых физико-механических показателей грунтов, ши-
рокий диапазон изменений грунтовых условий, а также сложность суще-
ствующих зависимостей и формул для определения сопротивлений реза-
нию обусловили применение этих теорий в основном для исследователь-
ских целей.

По таким же причинам в практических расчетах мало используют тео-
рию резания грунтов, базирующуюся на экспериментальных исследова-
ниях процесса резания и полностью учитывающую его физическую сущ-
ность, физико-механические показатели грунтов, параметры, размеры
рабочих органов и соотношения между ними.

Наибольшее применение в настоящее время получило определение дей-
ствующих сопротивлений на рабочем органе с помощью эмпирических
формул и зависимостей, в которых используются только основные пара-
метры и соотношения размеров рабочих органов, удельные показатели
грунта и условий его разработки. В этом случае рабочий орган в виде
клина, который производит резание, характеризуется углом резания у0>
задним углом 0 и шириной b (см. рис. 13, а). Клин перемещается в гори-
зонтальном направлении без изменения глубины резания h.

Сила сопротивления перемещению клина Pr при резании грунта

складывается из силы сопротивления грунта отделению от массива и де-
формации Ро, силы тяжести грунта на передней грани клина 6Г, сопротив-
ления трения этого грунта по передней грани Grcosy0Pi (здесь
Pi—коэффициент трения между грунтом и клином) и сопротивления тре-
ния грунта но задней грани клина,, обусловленного пластической
^/1 z.

Pp

Рис. 15. Силы, действующие на клин
при резании:

а —свободном; б, « — блокирован-
ном

деформацией грунта (рис. 15, а). Если принять, что на заднюю грань грунт
после прохода режущей кромки действует равномерно с давлением р0, то
последнее сопротивление можно определить как произведение ДсДоИг где
Fo — площадь опорной площадки на задней грани.

Горизонтальную Рр и вертикальную Ра составляющие силы сопротив-
ления перемещению клина Р% можно определить как сумму проекций всех
сил сопротивления на соответствующие оси X и Z. Из-за сложности экспе-
риментального определения отдельных сил сопротивления и отдельных ха-
рактеристик грунтов для нахождения горизонтальной составляющей силы
сопротивления резанию обычно используют удельное сопротивление реза-
нию fc соответствующее силе, необходимой для свободного резания
и приходящейся на единицу площади поперечного сечения срезаемого
грунта:

Рр = kpbh,

где Ь — ширина клина; h — глубина резания.

Удельное сопротивление резанию кр зависит от физико-механических
свойств грунта, параметров режущей части рабочего органа и состояния ее
поверхности. Оно определяется экспериментально для основных, наиболее
распространенных грунтов и каждого тина рабочего органа. Значения кр
Для разных рабочих органов приведены в соответствующих разделах.

Экспериментально установлено, что оптимальный угол резания у0 для
большинства грунтов составляет 20—30°, а задний 9 = 7-?10°.

Для обеспечения необходимых эксплуатационных качеств, прочности
й Долговечности режущей части угол резания обычно принимают больше
его оптимального значения, хотя с его увеличением на каждый градус
Удельное сопротивление возрастает на 1 —1,2%, Так, для бульдозеров угол
резания чаще всего выбирают равным 55°, автогрейдеров 30—50°, скрепеЦ
ров 30—35°, экскаваторов 20—35°.	1

По этим же причинам кр определяют при практически используемым
углах у0 и 0, а также с учетом качества поверхности режущей части рабо-|
чего органа.	J

Вертикальную составляющую Рв результирующей силы сопротивления
при свободном резании грунта определяют экспериментально непосреда
ственным измерением или по углу наклона результирующей, который не<|
обходимо знать для тяговых и других расчетов машин.	1

Практически свободное резание встречается редко. Удельное сопротив-1
ление кр при блокированном резании определяют с учетом износа рабочей
тО органа, который может вызывать рост сил сопротивления резаники
в 1,5—3 раза, несоответствия угла резания оптимальному значению и нару-1
шения соотношения между глубиной и шириной резания. При этом общее!
сопротивление блокированному резанию составляет	|

Робщ = ^рфр + -^6 + 2Рд.ср + -Рд,	|

где Рр — сила сопротивления свободному резанию при оптимальном для!
данного грунта угле резания (см. рис. 14); срр — коэффициент, учитывающий!
отличие угла резания от оптимального значения; Рб — сила сопротивления!
разрушению в боковых расширениях прорези (рис. 15,6; точки обозначают,|
что силы действуют перпендикулярно плоскости чертежа); Рб ср—сила]
сопротивления резанию боковыми поверхностями клина (рис. 15, в);]
Рд — дополнительная сила сопротивления резанию, возникающая при из-’
нашивании рабочего органа (рис. 15,6).	J

Сила сопротивления Рб пропорциональна площади сечения бокового!
расширения, мало зависит от угла резания и определяется в основном
прочностью грунта; при обычных для землеройных машин отношениях]
h/b < 0,5 ее определяют без учета ширины клина:	|

dg^6,	1

где к$ р'—коэффициент глубины бокового расширения прорези, равный!
для разных грунтов 0,5—0,95; ф— угол скола бокового расширения,!
равный для большинства грунтов 30—45° (см. рис. 15); кб—удельная сила|
разрушения грунта в боковых расширениях, приходящаяся на единицу плоя
щади поперечного сечения.	1

Удельная сила разрушения к& в боковых расширениях для рабочих орЯ
ганов типа рыхлительных зубьев с отношением h/b > 2-?3 превышает анаЯ
логичный показатель для рабочих органов типа отвала бульдозера или аи
тогрейдера с h/b < 0,5 в несколько раз, что объясняется разницей в физиЯ
ческой картине процесса разрушения. При рыхлении существенная ДОЛЯ
разрушаемого грунта вдавливается в массив.	1

Сила сопротивления резанию боковыми поверхностями клина практик
чески мало зависит от угла и ширины резания. Она пропорциональная
глубине резания и определяется прочностью	грунта:	j

•^б. ср ^б. ср-^б. срфр»	Я

где /г5 ср — удельная сила сопротивления резанию боковыми поверхностями
50	1
-пина при оптимальном угле резания, отнесенная к единице глубины
*езания; L5.cp = h(l - k6p) - разница между глубиной резания и глубиной
бокового расширения прорези (см. рис. 15, в).

физический процесс разрушения грунта в этом случае лишь условно
называют резанием, поскольку боковые грани рабочих органов обычно

яе имеют заострении.

Удельная сила сопротивления к5 ср также резко различается для рабочих
органов с h/b > 2 -:- 3 и h/b < 0,5.

Дополнительная сила сопротивления резанию Рд, вызываемая износом
рабочего органа, зависит от формы площадки износа и прочности грунта
(см. Рис- 15,6). Затупленный клин движется в направлении X — X.
Вершина затупленной части Б-, разделяет отделяемый от массива грунт
на два потока, из которых нижний при движении клина частично
вы давливается вверх, а частично вдавливается криволинейной поверхностью
AiBt вниз за линию X — X.

Пренебрегая изменением угла резания над точкой и перенеся
поверхность А^, вниз (линия АБ) на величину пластической деформации
грунта, вызывающей сопротивление трения грунта по задней грани, до-
полнительное сопротивление резанию Рд и вертикальное сопротивление

отпора Рв можно определить по следующим выражениям:

Рд = {zb + pi-xb);

Р„ = xb {кп + ко),

(6)

(7)

где k:i — предельная несущая способность грунта; z — глубина вдавливания
клина; х — глубина внедрения клина; fc0 — удельное сопротивление отпора
грунта, приходящееся на единицу площади горизонтальной проекции
площадки износа.

Характер износа, режущей части клина зависит от многих факторов
(диапазона изменения угла резания, вида работ и грунтов и т. д.), поэтому
влияние его различно не только в количественном, но и в качественном
отношении, т. е. Р„ может действовать как вверх, так и вниз. По этим
причинам формулы (6) и (7) корректируют с учетом отношения h/b и
несоответствия угла резания оптимальному значению. Значения к0 для
рабочих органов с h/b < 0,5 резко отличаются от значений при h/b > 2 ч- 3.

Так как удельные сопротивления определить очень сложно, в большин-
стве случаев находят общую силу сопротивления копанию с учетом всех
физических процессов, происходящих на рабочем органе машины, не
определяя отдельно силу сопротивления резанию (в общем балансе сил
сопротивления копанию сила сопротивления резанию грунта при устой-
чивом процессе работы составляет для многих машин 10 — 30%).

Такие процессы, как формирование стружки из отделенного от массива
гРУнта при действии дополнительной силы со стороны призмы волочения
11 ее перемещение по отвальной поверхности бульдозера и автогрейдера
Или в толще грунта, ранее набранного в ковш скрепера, требуют наи-
ольщих затрат энергии. Кроме того, они влияют на сам процесс резания
гРУНта и его перемещения, создавая дополнительную силу и изменяя
Сдельные сопротивления.

Практически для рабочих органов всех типов процессы резания и ко-
пия разделить можно лишь условно.
по формуле

Ряс. 16. Силы действующие при Kfej
Пайни бульдозерным отвалом:	|

Силу сопротивления ко!
панию Р;., действующую J
горизонтальном направле!
нии, определяют в зависи!
мости от площади вырезаем
мото грунта hb и удельнога
сопротивлений копанию JtJ
полученного при стандарт!
ном (принятом) исполнении
конструкции и оптимальном
угле резания для данного!
рабочего органа и грунтов
вых условий, а также устой-1

чивом процессе копания (рис. 16). Силу сопротивления копанию определяют.

Рк = kykjtb,

где ку — коэффициент, учитывающий несоответствие ут ла резания 0пти-1
мальному значению.	|

Глубина резания при этом должна быть в определенных пределах!
обеспечивающих нормальный ход процесса копания. Последнее являете»
необходимым условием, так как процессы копания при малой и большой!
глубине резания резко отличаются.	1

Вертикальную (нормальную) силу сопротивления копанию Ри чаще|
всего определяют по углу наклона v результирующей а силы РК к силе|
сопротивления копанию Рк, который получают для типовых условий при!
определении кК:	’|

PH = ^Ktgv.	1

Значения Рк, Рп, v и расстояния а от условной точки приложения
результирующей сил сопротивления копанию до базы отсчета необходима
знать для расчетов рабочих органов и механизмов управления на долго!
вечность, определения центра давления на ходовую часть машины в про|
цессе работы и т. д.	Д

Для прочностных расчетов используют такие параметры, как масса ма!
шины, ее тяговое усилие ТК, возможные по опрокидыванию усилия выглуба
пения Рв и заглубления Р3.	Я

Удельное сопротивление копанию кК обычно определяют для типовым
грунтовых условий, в которых рабочий орган данной машины работаем
наибольшую часть времени. Например, для бульдозера стандартными
типовыми условиями является работа на суглинке с объемной массой
1,8—2,0 г/см3 и влажностью 10—20%. Значения кк для других грунтовый
условий и влажности учитывают коэффициентами. Удельное сопротивлеЯ
ние кК существенно неодинаково не только для разных рабочих органом
но также и для одного и того же рабочего органа при различном состоЛ
нии грунта, например, при разной влажности. Коэффициентами можНЯ
учитывать отдельные конструктивные особенности рабочих органов. ЗнЯ
2

Рис. 17. Силы, действующие при резании грунта косым клином

ЧСНИя для отдельных рабочих органов и грунтовых условий приведены
в соответствующих разделах.

Силы сопротивления резанию, действующие на косой трехгранный
клин (нож автогрейдера, грейдер-элеватора), можно получить, если все
силы сопротивления на передней грани свести к равнодействующей нор-
мальных сил сопротивления N и силе трения (рис. 17, а). Силы сопро-
тивления на нижней грани клина при этом можно не рассматривать, так
как они не имеют принципиальных отличий от сил, действующих на про-
стой клин.

Положение косопоставленного клина при резании определяет угол
8 установки его в вертикальной и угол ср в горизонтальной плоскости по
отношению к направлению движения ОХ.

Частица грунта поднимается на переднюю грань АВС клина под углом
90° — к оси- X, а не по нормали к режущей кромке АС. На передней гра-
ни клина линия действия сил трения щУ образует с нормалью BD к ре-
жущей кромке угол со.

Из геометрических соотношений получим

г О'О 0'0 OD

ОС ОС OD

О'О OD . е .
--------= sin б sin ср;
OD ОС---Y

аналогично

ctg со = cos 8 tg ср.

Составляющую Rx сил сопротивления резанию по оси X, определяю-
щую необходимое для движения клина усилие, получают в виде суммы
проекций сил N и на ось X;

N cos i|fx + ppV sinij/r.

Силы сопротивления, действующие нормально режущей кромке и
Додь ее, также можно найти в виде суммы проекций сил N и ЦхЛ’’ на эти
направления:

^i = NsinS + PiNcosScosco; = piNsinco.
Для определения силы сопротивления, действующей по оси X исполь-1
зуют графическое построение (рис. 17,6). При этом	1

2^, = Rx ctg (|У + ср),	|

ЛГ1 sin 8	о	1

где Ctg р - - —— =-;----1- Ctg со cos 5.	3

Ft	sin со

Силу сопротивления резанию Rz, действующую по оси Z, находят про-1
ектированием сил А? и на эту ось (см. рис. 18, а):	|

R- = N cos 8 — Pi Ат sin 5 cos co.	i

Определив Rx, Ry и R. и отношения R}./Rx и R:/Rx, можно найти резуль-1
тирующую сил сопротивления R, углы ее наклона и условную точку!
приложения.	I

Для определения сил Rp резания и RK копания также используют удель-1
ное сопротивление резанию кр и копанию кК, как и для простого клина I
с необходимыми поправочными коэффициентами. В этом случае другие а
составляющие сопротивления находят по углам, определяемым опытным |
путем для разных грунтов.	j

§ 16.	НЕКОТОРЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ	|

КОНСТРУКЦИЙ РАБОЧИХ ОРГАНОВ	1

Повысить производительность машин можно	путем	увеличения ;

мощности, грузоподъемности и тяговых усилий. При этом за единицу I
времени перемещается или перерабатывается большее количество мате-
риала (грунта). Другими направлениями повышения производительности |
машин являются совершенствование их технологической схемы и кон-1
струкций рабочих органов. Последнее позволяет, не увеличивая мощность |
и тяговое усилие машины, повысить ее производительность путем сниже-1
ния сил сопротивления, возникающих при взаимодействии рабочего орга-1
на с перерабатываемым материалом.	1

Исследования показали, что силы сопротивления зависят не столько от I
физико-механических свойств материала, сколько от конструкции и кине-1
матики рабочих органов, применяемых для выполнения данных работ, по-я
этому большое значение для их уменьшения имеет выбор оптимальной!
формы рабочих органов, конструкции и размеров их режущих кромок,!
траекторий и скоростей движения.	]

Снизить силы сопротивления, действующие на рабочие органы дорож- |
но-строительных машин, которые выполняют землеройные или землерой-1
но-транспортные операции, можно и другими путями, основанными на!
применении вибрации, удара или взрыва. Рабочие органы, использующие!
эти эффекты, называют активными.	Я

К вибрационным относятся такие рабочие органы, на которых уста-а
навливают источники вибраций, сообщающие им колебания определенной!
частоты и направления. Возникающие при этом импульсные нагрузки раз-’Я
54	1
„ушают грунт и тем самым способствуют снижению сопротивления
внедрению в него рабочего органа.

В землеройных машинах с ножевыми, отвальными или ковшовыми ра-

бочими органами вибрации сообщаются обычно зубьям, выдвинутым впе-
ред относительно режущей кромки рабочего органа. При этом в зависимо-
сти от наклона рабочего органа к поверхности разрабатываемого грунта
изменяется соотношение между вертикальной и горизонтальной состав-
ляющими импульсной нагрузки.

К ударным относятся активные органы, получающие импульсные на-
грузки только в одном направлении от соответствующей ударной массы.
В отличие от вибрационных активных органов, которым импульсные на-
грузки могут сообщаться в разных направлениях, ударные активные ор-
ганы под действием импульсных нагрузок движутся только в сторону

грунта.

Взрывные активные органы разрушают и перемещают грунт, используя
энергию взрыва газообразных, жидких и твердых веществ.

На рис. 18 показаны схемы различных активных органов, применяемых
для разработки грунта.

Вибрационный рыхлитель (рис. 18, а) имеет гидродвигатель 1, приводя-
щий вибровозбудитель 2, жестко установленный на стойке 3. Колебания от
вибратора передаются стойке и от нее инструменту—рыхлителю 5, уста-
новленному в подшипниках тягового бруса 4.

Другим примером вибрационных рабочих органов являются грейфер-
ные механизмы канатного типа, на челюстях которых установлены
вибраторы (грейферные механизмы конструкции Московского лесотехни-
ческого института). Внедрение челюстей такого грейфера в перегружаемый
материал происходит в основном за счет вибраций челюстей, разрушаю-
щих массив материала, а не за счет собственного веса грейфера.

Использование вибрационного эффекта позволило в данном случае
значительно снизить металлоемкость грейфера и одновременно улучшить
наполнение его материалом.

Импульсная нагрузка рыхлителю ударного действия (рис. 18, б) сооб-
щается ударной массой 6 через вертикальный стержень 7 и промежу-
точный стержень 8. От последнего нагрузка передается хвостовику 9 зуба
рыхлителя 10.

Основными элементами рыхлителя взрывного действия (рис. 18, в) яв-
ляются специальная камера 11, в которой сгорает топливо, и трубопровод
12, направляющий газы, образовавшиеся при сгорании топлива, к зубу 13
рыхлителя. Газ под давлением (343—441) 104 Па (35—45 кгс/см2), попадая
в трещину грунта, образованную зубом рыхлителя, нарушает сцепление
между частицами грунта и разрушает его. В качестве рабочего тела в ак-
тивных органах взрывного действия можно использовать и сжатый воздух,
подаваемый от компрессора.

На рис. 18,г показан вибрационный отвал бульдозера. Вибратор, уста-
новленный на отвале, сообщает последнему колебания в направлении дви-
жения машины.

Бульдозерный отвал взрывного типа изображен на рис. 18,3; взрывные
газы из камеры сгорания 15 через канал 14 подводятся в отверстие в режу-
щей кромке отвала 16.
1

Рис. 18. Активные рабочие органы дорожно-строительных машин:

а — вибрационный, рыхлитель; б —рыхлитель ударного действия; в —рыхлитель взрывною
действия; г вибрационный отвал бульдозера; д — вибрационный ковш экскаватора; е — ковш с
вибрирующими зубьями

Экскаваторный ковш с вибрирующими зубьями показан на рис. 18, е.
В передней стенке ковша установлены зубья 23, хвостовики которых могут
перемещаться в направляющих 22. Каждый хвостовик шарнирно соединен
с шатуном 21 коленчатого вала 20. Последний приводится через цепную
передачу 19 от гидродвигателя 18, соединенного с гидросистемой экскава-
тора шлангами 17.
Глава V

РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ

§ 17.	КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ

Задачей кинематического расчета является нахождение скоростей*
ускорений и траекторий отдельных точек механизма.

Движение точки определяется законом, который описывается уравне-
нием или задается векторным способом.

Скорость точки, как известно из механики, есть производная по вре-
мени от радиус-вектора, определяющего положение точки в пространстве,
а ускорение—производная от скорости по времени или вторая производ-
ная от радиус-вектора по времени.

Движение точки относительно некоторой неподвижной системы коор-
динат называется абсолютным, а движение точки относительно подвижной
системы координат — относительным. Движение точки подвижной си-
стемы координат относительно неподвижной называется переносным. Так,
например, перемещение оператора в кабине движущейся машины относи-
тельно элементов кабины является относительным, перемещение операто-
ра вместе с машиной относительно земли в предположении, что относи-
тельно кабины он не перемещается—переносным, а движение перемещаю-
щегося оператора в кабине движущейся машины относительно земли—аб-
солютным.

Соответственно этим движениям различают абсолютные, переносные
и относительные скорости и ускорения. При этом абсолютная скорость
V точки равна геометрической сумме переносной ve и относительной vr
скоростей:

V = ve + Vr.

Абсолютное ускорение а точки равно геометрической сумме перенос-
ного ае, относительного аг и кориолисова ак ускорений:

й = ае + аг + ак,

где ак = 2соегг sin (<йе, гг) (здесь йе — вектор угловой скорости переносного
Движения).

Величина як обращается в нуль, когда имеет место только переносное
Поступательное движение и <7)е = 0; угловая скорость переносного движения
параллельна относительной скорости, т. е. sin(coe, гг) = 0; относительная
скорость vr = 0. В этих случаях

й = ае + аг.

Если движение точки является криволинейным, то переносное ускоре-
ние удобно представить как геометрическую сумму нормального а" и тан-
генциального al переносных ускорений; то же можно сказать и об
относительном ускорении, которое при этом равно геометрической сумм®
нормального а" и тангенциального относительных ускорений. Я

Нормальное и тангенциальное ускорение определяют по формулах®
а" = со2р; ат = £р,	Я

где со и е — соответственно угловая скорость и угловое ускорение точкйя
р—радиус кривизны траектории; например расстояние от оси вращении
тела до его центра масс.	1

Тогда суммарное ускорение	4

а = ап + а1; а = р |/со4 .+ е2.	(8и

По формуле (8) определяют абсолютное ускорение поступательного неЯ
равномерного движения точек звена по криволинейным	траекториямЯ

В частном случае, когда точки поступательно движущегося звена переЦ
мещаются по прямолинейным траекториям,	1

а = ат.	?>|

При вращательном равномерном движении точек	звеньев	!’|

я = ап.	|

Нормальное ускорение всегда направлено вдоль звена к точке, относи-1
тельно которой происходит вращение, а ташенциальное-перпендикулярно!
вращающемуся звену.	1

Для определения значений скоростей и ускорений можно пользоваться!
как аналитическими, так и графическими методами. К последним относит-!
ся определение скоростей и ускорений методом планов. Рассмотрим этот!
метод на простом примере-кинематическом исследовании шарнирного!
четырехзвенного механизма (рис. 19, а). Подобные механизмы характерны!
для рабочего оборудования строительных и дорожных машин (рис. 20). 1

Пусть требуется определить скорость и ускорение точки Е звена 21
и угловые скорости и ускорения звеньев 2 и 3, если ведущее звено 1 вра-|
щается с постоянной угловой скоростью <вх,	|

Скорость точки В известна по величине и направлению:	1

Вектор vB перпендикулярен звену АВ и направлен в сторону его вращения,!
Точка В имеет только нормальное ускорение, так как оэ1 = const:	|

ав = апБ =	I

где 1дв~расстояние точки В от оси вращения Л.	я

Ряс. 19. Определение скоростей и ускорений точек шарнирного четырехзвешюго механизма* |

а — схема механизма; б — план скоростей; в — план ускорений	1
Рис. 20. Кинематическая схема рабочего оборудования фронтального погрузчика

Вектор ав направлен по звену АВ от точки В к точке А.

Так как точка D неподвижна, то ее скорость и ускорение равны нулю?
= 0, aD = 0. Для определения скорости точки Е звена 2 построим план
скоростей (рис. 19,6). Для этого воспользуемся векторными уравнениями

fc = vB + vCB; vc = vD + vCD,

где vCB—вектор скорости точки С в ее относительном движении относи-
тельно точки В; vCD — вектор скорости точки С относительно точки D.

Вектор vCb перпендикулярен звену ВС, а вектор vCD перпендикулярен
звену CD.

Задавшись теперь на плане скоростей длиной отрезка pb, изображаю-
щего вектор vB скорости точки В, определяем масштаб [м/(с/мм)] плана

Рг = 1'в/(рЬ)

и затем из точки р, принятой за полюс, откладываем перпендикулярно зве-
ну АВ отрезок pb. Точки d и а совпадают с полюсом р, так как vD = 0
и vA = 0.

Далее проводим прямые через точку b перпендикулярно звену ВС (для
определения вектора vCB), а через точку d перпендикулярно звену CD (для
определения вектора vca). Точка с пересечения прямых Ьс яре определит
конец вектора vc — скорости точки С. Точку е на плане скоростей (конец
вектора скорости точки Е) можно найти по правилу подобия: точка е де-
лит отрезок Ьс в той же пропорции, что и точка Е делит звено ВС:

be'bc = ВЕ/ВС,

отсюда

, г ВЕ

be = Ьс---.

ВС

Отложив отрезок be от точки Ь, найдем положение точки е.

Искомая скорость точки Е.

vE = pepc,

где ре—отрезок плана скоростей.

Угловые скорости со2 и со3 звеньев 2 и 3 найдем из уравнений
VCB	Ьфг	*СП	cd^v.

(J)	-=----=-------; 0)	—------ =----

1св	ВСщ/	Icd	CD[X[

где Pi—масштаб построения. механизма-

По направлению векторов vCB и vCD видно, что звенья 2 и 3 поворачЕН
ваются по часовой стрелке.

На рис. 19,в изображен план ускорений, за полюс которого принят^
точка тс. Ускорение точки С определяем из векторных уравнений

аС — ав + аСВ + аСВ' ас~ aD + яС0 + аСр.

Здесь величины векторов ав и а о уже известны. Величины векторов нор-
мальных ускорений	’

1Св bc2pr	J

<%в = ~7— =	‘

1св ВСр;

viD cd2tf

a^D = -----= - - ;

'cd CDp.1

где be и cd—отрезки (мм) на плане скоростей; ВС и CD — отрезки (мм) на
схеме механизма.

Вектор апсв направлен вдоль звена ВС от точки С к точке В;. вектор)
а”св—вдоль звена CD от точки С к точке D. Для векторов тангенциальных;
ускорений асв и a cd известны только направления: вектор а св перпенди-
кулярен звену ВС, а вектор a cd—звену CD. Величину вектора ас ускоре-
ния точки С, так же как и величины векторов асв и a cd, определим из пла- ’
на ускорений.	'

Для этого, задавшись масштабом плана ускорений ца [в м/(с2 • мм)] вы- ;
числим отрезки тсЬ, ЪпСв и dnCD, которыми на плане соответственно
изображаются векторы ав, апсв и асв'

, dh , аЪв , апсв

ло =—; о«св = ——J dncD =---------•

Ма	Ца	Ра

Затем от точки тс отложим параллельно АВ отрезок тсЬ, направленный)

•от точки В к точке А. В соответствии с векторными уравнениями от точки)

b следует отложить

отрезок

Ьпсв,

который

параллелен

звену

ВС

влен от точки С к точке В. Через точку пев проводим перпендикулярно ВСв
направление вектора асв- Так как ускорение точки D равно нулю, точка)

d плана совпадает с полюсом л. От точки d параллельно звену CD в на-*

правлении от С к D отложим отрезок dncD и через точку псо перпендику-

лярно звену CD проведем направление вектора до пересечения в точке!

с с направлением вектора <ДЛ. Отрезок тсс изображает вектор ас ускорения;
точки С.	•

Отрезки плана псвс и nChc в принятом масштабе изображают тангеИ-.
циальные ускорения атсв и dcD. Соединив точку с с точкой Ь. получим от- -
резок..Ьс, соответствующий в принятом масштабе ускорению асв.

Точку е плана ускорений находим так же, как и точку е на плане скорее

стей, воспользовавшись отношением
be BE

"fc' BC

Отложив от точки b отрезок be, определяем положение точки е. Отре-
зок ле изображает вектор ад ускорения точки Е, величина которого

ад =

Искомые угловые ускорения е2 и е3 звеньев 2 и 3

ахсв псве^а ~ _ а'со __ псос^а

£2='7вГ- вещ ’	cdm •

Направления ускорений е2 и е3 определяются направлениями векторов
йов и aTCD; как видно, е2 направлено против часовой стрелки, а е3—по ча-
совой стрелке.

Пример 2. Определить кинематические параметры рабочего оборудования погрузчика (см.
рис. 20).

Данные. Рабочее оборудование состоит из стрелы,- механизмов управления ковшом и подъ-
ема стрелы. Размеры (в м) звеньев составляют: СК = 3,6, CJ (дайна стрелы с ковшом)—4,4;
СК=1.5; МЕ = 0,4; EN = 0,4, Л7> = 1; ОР = PF = 0,4; OF = 0,8; FG = 0,7; GK = 0,5; G/ = l,15;
СР = 0,5; СА = 1,0.

Расстояния от точек крепления гидроцилиндров подъема стрелы и поворота ковша для на-
чального положения оборудования соответственно составляют АВ = 1,72 и DM — 1,85 м. Угол
поворота стрелы а — 70° (1,22 рад), что обеспечивается величиной хода поршня гидроцилиндра
подъема стрелы sn = 0,72 м;

Решение. При подъеме стрелы поршень вместе со штоком гидроцилиндра совершает
сложное движение — относительное относительно корпуса гидроцилиндра и переносное.враща-
тельное относительно точки А. Допустим, что скорость выдвижения штока гидроцилиндра при
подъеме и опускании стрелы постоянна.

Принимая среднюю скорость подъема стрелы г = 0,45 м/с, найдем время движения стрелы
от начального до конечного положения:

t = CJa/r = 4,4.-1,22/0,45^12 с.

Тогда скорость поршня (штока) гидроцилиндра подъема стрелы

г = s it = 0,72/12 =.0,06 м/с.

Для определения скорости выдвижения штока гидроцилиндра поворота ковша необходи-
мо знать время t: и путь s;, соответствующие различным положениям стрелы. При повороте
стрелы из начального положения О в положение, отмеченное тонкой линией, шток гидроци-
линдра стрелы должен выдвинуться на величину

Si = АВ' - АВ = й - /0 = 2 - 1,72 = 0,28 м,

что соответствует моменту времени

'1 = *1/гп = 0,28/0,06 = 4,67 с,

При расчете значение /:В' определяют графически (для рассматриваемого случая АВ’ = 2 м).

Аналогичным образом находят значения s; и ti для остальных положений стрелы, увеличи-
Вая здачения Ц (индексами 1 = 1 — 5 обозначены положения стрелы):

= 12 - = 2,22 - 2 = 0,22 м; t2 = 0,22/0,06 = 3,67 с;

s3 = 13 - 12 = 2,30 - 2,22 = 0,08 м; Г3 = 0,08/0,06 = 1,33 с;

s4=4-/3 = 2,38 -2,30 = 0,08 м; t4 = 0,08/0,06 = 1,33 с;

«s = Is - Z4 = 2,44 - 2,38 = 0,06 м; ts = 0,06/0,06 = 1,0
Зная время ti для каждого фиксированного положения стрелы и определенные из черт®;
отрезки /, соответствующие выдвижению штока гидроцилиндра поворота ковша (при услоа(
что ковш при подъеме стрелы сохраняет первоначальное горизонтальное положение), мож
определить скорости штока гидроцилиндра ковша для соответствующих моментов време
(со штрихом обозначены параметры штока гидроцилиндра поворота ковша):

si = DM' - DM = - /J, = 1,925 - 1,85 = 0,075 м; 14 = sl/A = 0,075/4,67 = 0,016 м/с; !

s'2 = rz — Ki = 2 — 1,925 = 0,075 m; r2 = s'2!t2 = 0,075/3,67 = 0,0204 м/с;	1

= Ц -= 2,025 - 2 = 0,025 m; = s3','f3 = 0,025/1,33 = 0,0188 м/с;

s; = Ц - Ц = 2,025 - 2,025 = 0; r4 = 0;

s5' = 0; r5 =0.

Как видим, скорость выдвижения штока гидроцилиндра ковша при подъеме (или опускали;
стрелы не остается постоянной, причем при движении стрелы из третьего положения в пяте
шток гидроцилиндра ковша не выдвигается, а только поворачивается вокруг шарни|
D гидроцилиндра (так как г4 = г5 = 0).

Определим скорости и ускорения отдельных точек рабочего оборудования. При этом в
метим лишь общую последовательность решения этой задачи и приведем результаты расче;
без построения планов скоростей и ускорений.	?

Для определения скорости v точки В составляем уравнение в векторной форм

г В = гп 4- "’В/С ^В = ’-'с + VВС-

Зная скорость гп = 0,06 м/с и принимая масштаб плана скоростей ;г, = 0,003 (м/с)/мм, и
данным уравнениям строим план скоростей.

Абсолютная скорость точки В (pb находим графически)	>

гд =	= 0,126 м/с.	'

Скорости точек Е, О и К, принадлежащих стреле, находим из условия подо®

vBivE — СВ/СЕ, откуда г£ = г^СЕ/СВ = 0,147 м/с.	,

Аналогично

vQ = i^CO/CB = 0,126 -2,75/1,5 = 0,23 м/с;

, = v СК/СВ = 0,126 -3,6.1.5 = 0,3 м/с.	i

Для определения абсолютной скорости конца ковша точки J необходимо сначала пай:
скорости промежуточных точек М-, N, Р, F и G звеньев механизма поворота ковша. Для это!
составляем векторные уравнения	/

= f; + i'MD> '~Л/ = 1~Е + vifE,	,

где г, — скорость штока гидроцилиндра ковша для i-го положения стрелы.	,

Зная, например для первого положения стрелы ty = Pj = 0,016 м/с и найденное раньше 31

чение vE = 0,147 м/с, находим на плане скоростей точку т. Тогда	/

к — PmF = 0Д44 м/с.	/

Скорость точки N будет направлена в противоположную сторону скорости точки М', Vjjj
= 0,15 м/с.

Скорость точки Р определяем исходя из векторных уравнений

= t’o + ip0; ip = t’_v + vpy

Из плана скоростей находим	;

^p = PPPv = 0,231 м/с-	1

г

Скорость точки F

г = 0,234 м/с.	1

F	'
Скорость точки G определяем по уравнениям

г'с ~ fK + rGK; VG = гГ + VGF"

Из плана находим
г = рдд = 0,3 м/с.

G 1

Искомую скорость точки J конца ковша определяем из уравнении

t J = 1 к + VJK ’ V J = VG + VJG'

Из плана находим

rJ = WH1. = 0,291 м/с-

Аналогичным образом определяем скорости соответствующих точек рабочего оборудова-
ния для других положений стрелы (табл. 4).

Для определения ускорения точки В составляем следующие уравнения в векторной форме:

°В = “с + а8С + ° ВС’ аВ^аА + аВА + аВА + акВА’
где

аВС = VBOBC = °’1262Д5 = 0,0105 м/с2;

“ед= 1вава = 0,1112' 2’°= °’00615 м/с2;

2-0,111-0,06

й „ . = 2vw = 2vo .v BA =------------= 0,0066 м/с".

кВА	ВА к	т	'

Из плана ускорений находим
ав' = кЬ = 42- 0,003 = 0,0126 м/с2.

Ускорения точек Е, О и К находим из условий подобия:
аг = а„СЕ!СВ = 0,0126-1,75/1,5 = 0,0147 м/с2;

£. D 1	г / ?	?	/	?

4. Параметры точек рабочего оборудования

| Положение стрелы I	cl  Q.	в	Е	О	К	М	N	Р	F	G	J
					Скорость, м/с						
1		0.126	0,147	0.230	0,300	0,144	0,150	0.231	0,234	0,300	0,291
2		0,162	0,189	0,297	0,390	0,180	0,198	0,303	0,315	0,390	0,405
3		0,189	0,220	0,346	0,453	0,207	0.234	0.357	0,372	0,459	0.471
4		0,261	0,340	0,476	0,624	0,309	0,339	0,510	0,525	0,621	0,624
1					Ускорения,		м/с2				
1  2		0,0126	0,0147	0,023	0,032	0,0135	0,0162	0,0246	0,0264	0,0345	0,0336
		0,0237	0,0277	0,0434	0,0567	0,024	0,0309	0,0468	0,0504	0,0645	0,060
4		0,036	0,042	0,0646	0,0865	0,0348	0,0492	0,0714	0,078	0,0972	0,090
		0,084	0,098	0,154	0,200	0,088	0,107	0,163	0,1.72	0,200	0,200

ь примечание. В положении 0 (начальное нижнее) и 5 (конечное верхнее) скорости
х точек равны нулю.
ао=авс°!св=°’°126'2>75/)>5=°>023 м/с2;

аК = авск!св = 0,0126- 3,6/1,5 = 0,032 м/с2.

Ускорение точки М определяем исходя из уравнений

“м =	+ й"мЕ + “.ME’ aM = ° D* SMD + амв + 7.UD’

где

а" = rLJME = 0,0162/0,4 = 0,00064 м/с2;

fl WD = vmd/IMD = 04 4471,9 = °=0108 M/c2;

aKMD ~ ^wvu'MD = 2rj\fo»i/MP = 2  0,144.0,016/1,9 = 0,0024 м/с2.

Из Достроенного плана ускорений принимая = 0,003 м/(с2 • мм), находим

а., —яти =0,0135 м/с2.
М га ’	'

Ускорение точки Р определяем из плана ускорений, построенного по векторным урав)
ииям

= “р +	+ spo’ ®р = sf “p.v ар^’

где

ЙРО = vpo!p° = °=016V0,4 = 0,00064 м/с2;

»PN = Vpn/PH = 0,0842/1 = 0,00708 м/с2;

ар = лРРа = $2 • 0,003 = 0,0246 м/с2.

Ускорение точки F
ар =	= 0,0264.

Для определения ускорения .точки G строим план по уравнениям

aG ~ ак + ^GK + aGK’ aG = aF + aGF + aGF’
где

aGK = vGK>GK = 0>°°670,5 = 0,000072 м/с2;

a" = v2 /GF = 0,07570,7 = 0,008 м/с2.

Из плана ускорений находим

а^ — пдуь =115-0,003 = 0,0345 м/с2.

Ускорение точки J (конца ковша) находим из плана по уравнениям

а,= а_ + а" +

J (j J(j J(j
где

aJK VJ.^JK = 0>0092/0,85 = 0,00009. м/с2;

aJG = vJG^JG = °>0122Л>15 = 0Д00125 м/с2;

.«j = л= 0,0336 м/с2.

Далее строим планы ускорений для других положений стрелы рабочего оборудования. К
вечные результаты расчета ускорений даны в табл. 4.
Аналогичным образом можно определить скорости и ускорения точек
механизма при повороте ковша в процессе зачерпывания или выгрузки
материала.

§ 18.	СИЛОВОЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ

Задачей силового расчета является определение сил, действующих
на отдельные звенья механизма или элементы конструкции. В инженерной
практике для решения этой задачи используют различные методы, в том
числе метод кинетостатики, основанный на использовании сил инерции
и позволяющий с их помощью записать уравнения движения в виде урав-
нений равновесия. Для силового расчета можно также применять общие
уравнения динамики, однако использование сил инерции при решении раз-
личных динамических задач не является обязательным.

Рассмотрим метод силового расчета механизмов, основанный на разло-
жении сил. Его теоретическое обоснование приведено в общих и спе-
циальных курсах механики. Ниже даны лишь практические приемы опреде-
ления сил, действующих на звенья механизма и в его кинематических
парах.

Обратимся к уже знакомой схеме механизма подъема погрузчика (рис.
21, а), на которой через Gb и Ga обозначены веса стрелы и подъемного
цилиндра.

Расчет начинаем с распределения веса каждого звена по соответствую-
щим кинематическим парам. Разложим силу Gb на параллельные ей соста-
вляющие Gic и Gj), приложенные соответственно в точках С и D звена DA,
лежащих за точкой В приложения равнодействующей. При этом

Gd = Gb(Ib~ 1с)Дс', G[c = GbIb/Ic', Gb = Gic- Gp,

21. Схема для силового расчета механизма подъема стрелы фронтального погруз-
ПРИ решении задачи:

а ~~ прямой; б — обратной

о

П/Р- Гобермана	65*
причем одна из составляющих, меньшая по абсолютной величине (по мо-
дулю),— в рассматриваемом примере сила Gg—направлена противопо-
ложно равнодействующей Gb-	А

Теперь разложим силу Gn на параллельные ей силы G^c и Go (послед.

няя на рис. не показана,

так

как принята пренебрежительно малой),

прило-

женные соответственно в точках С и О звена ОС и лежащие по обе сто-
роны от точки приложения равнодействующей. При этом

G2C = GiA/Ci+ У; Go = Gn/2/Gi + l'2)‘, Gn = G2c + Gc,
причем обе составляющие силы направлены в сторону равнодействующей.

Решим сначала прямую задачу, т. е. найдем движущее усилие привода
(на штоке цилиндра подъема стрелы) Рд по заданным значениям и направ-
лениям полезного сопротивления Q.

При разложении силы Q воспользуемся теми же правилами, которые
были применены при разложении сил Gg и Gn. Представим силу Q, в виде
двух составляющих QD и Qc, приложенных соответственно в точках D и

С звена DA. Тогда суммарное усилие, приложенное в точке С,

Т= Qc + Gic + G2c-

Вектор силы Т разложим в направлении звеньев ЛА (вектор S2) и СО
(вектор S2).

Для определения реакции Rg в шарнире Л механизма' перенесем силу
Sj в точку Л и сложим ее с силой F — Qg + Gg:

Rg = F + S1.

Для определения реакции Ro в шарнире О механизма поступим анало-
гично, т. е. перенесем вектор S2 в точку О и сложим его с вектором Gg. Ес-
ли, однако, значение Go пренебрежимо мало по сравнению с силой S2,
можно считать, что Ro х S2.

И, наконец, очевидно, что искомая сила Рд, направленная противопо-
ложно реакции в опоре О цилиндра, по абсолютной величине равна Rg.

Решим теперь обратную задачу, определив по заданному значению
и направлению движущей силы Рд допустимое значение полезного сопро-'
тивления Q (грузоподъемной силы оборудования) (рис. 21,6).

Выполнив указанным выше способом разложение весовых нагрузок по)
шарнирам механизма, представим силу Рд в виде двух составляющих Рд й
Рд, первая из которых нормальна к звену £М, а вторая направлена вдоль
этого звена:

р = р' + р"

г д	' гд-

Перенесем вектор GB в точку С и полученный вектор G(- разложим йа
две составляющие G'c и G"c. Затем из вектора Р', вычтем вектор G'c и най-
денный таким образом вектор

рсл = рд~ G'c

разложим на параллельные составляющие Ра и Рд, приложенные в точк;
А и £>:

Ра = Pcs}c/Ia> pd = рсц<!а~ IcWa-
Далее вектор Ра разложим по направлению звена DA (вектор Рд) и по
направлению силы Q (вектор Рд), т. е.

Ра^Р'а + Ра-

Сила Рд будет восприниматься шарниром D, а сила Рд—уравно-
вешиваться полезной нагрузкой Q, т. е.

p'a = Q-

Таким образом, поставленная задача решена.

Если же помимо силы Q требуется определить реакцию в шарнире
стрелы (точке Р), то_ поступают следующим образом. Из вектора Р" вычи-
тают вектор {G'c + Рд) и суммарный вектор [Р" — (G£ + Рд)] по линии его
действия переносят в. точку D. В э'той точке его складывают с вектором
(Рд + Gp) и находят реакцию в шарнире D:

^ = К-(<5с + ^)] + (^ + <5л)-

Подъемный механизм погрузчика имеет простую кинематическую схе-
му. Для более сложных схем механизмов определенные трудности возни-
кают при нахождении передаточных отношений, а также при выборе на-
правлений, по которым следует раскладывать силы. Поэтому укажем на
общее правило, применяемое при разложении сил:

каждая сила должна раскладываться на две составляющие таким, обра-
зом, чтобы одна из них была направлена нормально к вектору абсолют-
ной скорости точки приложения этой силы (работа этой силы равна, оче-
видно, нулю и не оказывает никакого влияния на движение звена),
а другая, касательная к траектории движения звена, должна быть движу-
щей силой, которая может быть уравновешена силой полезного сопроти-
вления.

Для примера рассмотрим механизм, показанный на рис. 22. Решая пря-
мую задачу, по заданному значению полезного сопротивления Q найдем

величину и направление движу-
щего усилия Рд на штоке ци-
линдра привода.

Вначале по соответствую-
щим шарнирам раскладываем
веса Gn, Git G2 и G3 звеньев
механизма. Вес Gn расклады-
ваем по точкам С и О, Gt—
по точкам В и Е, G2—по
точкам В и D и G3 — по точкам
Е и F.

В данной схеме механизма
сложным является определение
направлений, по которым надо

Рис. 22. Схема для определения движу-
щего усилия на штоке цилиндра привода
Чехаиизма подъема рабочего органа
разложить силу Q. Зная, однако, что одно из направлений разложения 1
должно быть нормальным к вектору абсолютной скорости точки А при- ]
ложения этой силы, найдем вначале положение вектора VA.	1

Для рассматриваемого механизма известно положение векторов гд и и
абсолютных скоростей точек В и Е, направленных нормально соответ- 1
ственно к звеньям DB и EF, т. е. по касательным к траекториям движения 3
точек В и Е в их абсолютном движении. Этих данных достаточно для на- 1
хождения положения мгновенного центра вращения—точки р. Эта точка,..-я
как известно из механики, лежит на пересечении перпендикуляров, восста-3
новленных из начала векторов скоростей vB и vE. Теперь нетрудно опреде- 1
лить направление вектора перпендикулярного прямой Ар.	|

После этого силу Q раскладываем по нормали к вектору (сила Q") 1
и вдоль звена ЕА (сила Q'). Силу Q' перенесем в шарнир В и здесь разло- |
жим на составляющие	 j

Q' = Нв + $в-	а

Сила Нв, направленная вдоль звена DB. воспринимается опорой D, |
а сила §в, направленная по касательной к траектории движения точки 1
В звена DB, является для последнего движущей силой. Из условия Я

SbIdb = ScIdc	1

находим величину вектора	Sc	1

Sc — SbIdb/Idc,	J

который приложен в точке С и параллелен вектору SB (через I обозначены
длины соответствующих звеньев). •	|

Вектор Sc в точке С складываем с силой Gnc (составляющей веса Gn), ;

определяя величину их равнодействующей	I

Nc = Sc + GuC.	)

Вектор Nc раскладываем на составляющие Р и Нс, направленные со- 1
ответственно вдоль штока цилиндра привода и вдоль звена DB.	J

Искомое усилие Р;1 будет, очевидно, равно по модулю силе Р и направ- |
лено в противоположную сторону.	|

При необходимости найти также реакции в опорах (кинематических па- 1
рах) механизма пользуемся приемами, знакомыми из прежних примеров.'»

Так, величину и направление реакции Rd в опоре D определяем сумма-я
рованием векторов Т (полученного от разложения перенесенной в точку я
р силы Q"), Нс, Нв и проекций векторов (Gib + G2b) и Gnc на звено DB. |

Реакцию Rp в опоре F определяем суммированием векторов F (полу- J
ченного от разложения в точке р вектора Q") и G3f. Реакцию в опоре О ци- 1
линдра находим суммированием векторов Р и Gon-	1

Аналогично решаем и обратную задачу, когда по заданным величине 1
и направлению движущего усилия Рд определяем допускаемое значение я
силы Q. В этом случае вектор Ра раскладываем на составляющие, направ- Л
ленные вдоль и перпендикулярно звену DB, и по последней составляющей ,1
из условия равновесия звена определяем усилие Sb в точке В. В этой точке Я
вектор Sb раскладываем на составляющую, направленную вдоль звена
Рис 23. Схема для определения сопро-
тивления механизма поворота ковша
фронтального погрузчика при зачерпыва-
нии материала

и составляющую Q', направлен-
ную вдоль звена ЕА. В точке А
вектор силы Q раскладываем
по уже известным направле-
ниям, что и приводит к решению

задачи.

Как видно из рассмотрен-
ных примеров, при использо-
вании метода разложения сил
необходимы определенные

практические навыки для ра-

ционального выбора направлений разложения сил. Проиллюстрируем это
еще одним примером механизма управления рабочим органом (ковшом)
погрузчика (рис. 23).

Пусть требуется по заданному движущему усилию Рд на штоке цилин-

дра механизма поворота ковша определить возможное сопротивление за-
чзрпыванию материала Рзач, которое может быть преодолено усилием
привода. Направление силы Рзач считаем заданным.

Для упрощения графических построений веса звеньев механизма упра-
вления ковшом учитывать не будем. При этом погрешность расчетов бу-
дет незначительной, так как при зачерпывании и разгрузке материала по-
ложение центров масс этих звеньев изменяется очень мало. Имея это
в виду, разложим движущую силу Рд на составляющие:

Рд = Рд + Рд-

Сила Рд направлена вдоль звена DB й воспринимается опорой D. Силу
Рд по правилу разложения параллельных сил раскладываем на состав-
ляющие Fd и Рв, приложенные соответственно в шарнирах D и В

Pd = РУсвДов; Рв = P’ji!cd/IdB>

где через I обозначены длины звеньев, звенья указаны в индексе.

Сила Fd воспринимается опорой D, а силу FE в точке В раскладываем
на составляющие Т и И, направленные соответственно вдоль звеньев ВК
и DB -.

Рв = Т+Н.

Сила Н, суммируясь с Р", воспринимается опорой D. Силу Т по линии
ее Действия переносим в точку К и раскладываем на две параллельные
силы — sE, приложенную в точке Е, и S, приложенную в точке п, которая
лежит на пересечении линии действия искомой силы Рзач с продолжением
-1ИНИИ ЕК. При этом

Р= $£ +5; SE = TlKl]/l„E; S = TlKE/lnE.

И, наконец, силу 5 раскладываем на составляющие:

S = L+ N.
о



V*

fi/7

SB,

Ра~Ра+&а

К

Е

Рис. 24. Схема для определения сил, действующих на
заглублении в грунт

XSo
/е\
Ио
% Рд

0

г"

звенья механизма рыхлителя при ;





Сила L воспринимается опорой Е, а сила N уравновешивается силой j
Рзач, равной ей по величине и противоположной по направлению,

Итак, решением задачи будет	j

Р зач — -W.

В рассмотренных примерах не учитывались инерционные силы, возни-;
кающие при работе механизмов и нагружающие его звенья. Учет их не;1
вносит никаких изменений в метод разложения сил, однако силовому рас-;
чету в этом случае предшествует определение величины и направления ^
ускорений звеньев механизма и груза путем построения планов ускорений;
силы инерции направлены по вектору ускорения соответствующей точки -
звена в противоположную сторону.

Силы инерции звеньев механизма обычно невелики, и в расчетах доста- /
точно учитывать лишь силу инерции массы груза.	j

На рис. 24 показана схема механизма рыхлителя при заглублении его
в грунт. Предположим, что нужно определить действующие на звенья j
и шарниры этого механизма силы при условии, что задано движущее уси-
лие Рд приводного гидроцилиндра, а также веса GK звена DA вместе с рых-'j
лителем и Gn гидроцилиндра подъема, приложенные соответственно?
в точках Ки п.	5

Перенеся по линии действия силу Рд в точку С, раскладываем ее на со-;
ставляющие Р'л, направленную по вертикали, и Рд, направленную вдоль?
звена DA. Согласно указанному выше правилу силу Gk распределяем по
точкам А и D, получая силы йд и Gp, а вес цилиндра Gn—по точкам
и С, получая силы Go и Gc. Силы Рд и Gp воспринимаются шарниром J
а сила Gq—шарниром О.

Силу (Рд + Gc), приложенную в точке С, раскладываем на силы Рр
РА, приложенные в точках D и А. При этом

Pp^ + Gc)^ РдМРд+Gc)^
Ряс. 25. Схема для определения сил, действующих на рабочее оборудование бульдозера

В точке А силу РА складываем с силой бд, а затем суммарную силу
(РА + &л) в точке А раскладываем на составляющие FA и FA> направ-
ленные соответственно по нормали к звену DA и вдоль этого звена. Силу
PD в точке D суммируем с силой GD. Сила FA также воспринимается
шарниром D и, суммируясь с силой (Рд + бд), вызывает реакцию
в шарнире

Rd - (Pd + бд) + FA.

Силу Г'А, направленную вдоль рыхлителя, переносим в точку Е контак-
та рыхлителя с основанием. Для этого прикладываем в точке Е две равные
и противоположно направленные силы FE, равные по модулю силе FA
и параллельные ей. Тогда получим пару сил с моментом FEa и свободную-
силу Fe, которую в точке Е можно разложить на вертикальную F'E и гори-
зонтальную Fe составляющие.

Силой Fe определяется допускаемое усилие заглубления рыхлителя; си-
лой Fe—рабочее сопротивление, преодолеваемое тяговым усилием Тк
трактора-тягача, на который навешено рабочее оборудование рыхлителя.

На рис. 25 приведена схема сил, действующих на механизм бульдозера.
Действующую на отвал бульдозера результирующую силу сопротивления
Можно разложить на вертикальную Pz и горизонтальную Рх составляю-
щие. Соотношение между величинами этих составляющих, так же как
и положение точки их приложения на отвале, зависит от его профиля
и плотности перемещаемого грунта. Сила Pz воспринимается основанием;
сила Рх Передается через соответствующие звенья механизма бульдозера.
_ Силу Рх удобно распределить по точкам А и D, заменив ее силами Рд и
Pd, параллельными силе Рх. При этом в зависимости от точки приложе-
НИя равнодействующий вектор Рд может быть направлен либо в сторону
Движения бульдозера (если сила Рх приложена в точке, лежащей ниже
уровня точки А отвала), либо против движения бульдозера (если точка!
приложения силы Рх лежит между точками А и D). В первом случае эвенов
DN будет работать на растяжение, а во втором случае—на сжатие (и про-

дольный изгиб).

В точке А силу Ра разложим на две составляющие, одна из которых,:
Р'А направлена по нормали к вектору абсолютной скорости точки А (век-
тор vA направлен по горизонтали в сторону движения бульдозера), а дру-
гая составляющая Р"л направлена вдоль звена АЕ. Перенеся силу Р\ по ли-
нии ее действия в точку С звена АЕ, разложим ее на силы Нс, направлен^
ную вдоль звена (гидроцилиндра) СО, и силу Sc, нормальную к этому зве-
ну. Сила Нс будет восприниматься шарниром гидроцилиндра. Силу Sc
можно разложить на составляющие S'c и S'c, направленные соответственно j
вдоль звена АЕ и по нормали к нему; сила S’E воспринимается шарниром j
Е звена АЕ.

Вертикальные силы Р'А и S'c по известному нам правилу раскладываем 3
на параллельные силы Рк и Sk, приложенные в точке К (на чертеже они 'не )
показаны) и силы Ре и FE, приложенные в шарнире Е. Аналогичным обра-)
зом вес звена ОС распределяем по точкам О и С, получая силы Go и =
Gc, а затем силу Gc раскладываем на параллельные силы Gk, приложен- ’
ную в точке К (на чертеже она не показана) и Ge, приложенную в шарнире :
Е звена АЕ.

Теперь нетрудно определить реакции в шарнирах Е и О механизма
бульдозера:

Re = (Ge + Ре + Fe) + SE', Ro = Нс + Go-

Наряду с изложенным в этом параграфе графическим методом силово-;
го расчета можно использовать и аналитический метод, применение кото- ;
рого оказывается удобным доя более простых механизмов или в тех слу-
чаях, когда не требуется детального расчета всех звеньев и кинематических :
пар. Аналитический метод определения сил, действующих на рабочее обо-:
рудование, основан на составлении уравнений равновесия относительно тех
или иных точек механизма.

Пусть, например, требуется определить необходимое усилие Рд на што- :
ке гидроцилиндра рыхлителя (см. рис. 24), достаточное для преодоления?
сопротивления заглубления F3 (считаем, что сила F, приложена в точке;
Е рыхлителя и направлена по вертикали противоположно силе F'E). Вес ги-
дроцилиндра не учитываем.	J

Для решения этой задачи составим уравнение равновесия относительно^
точки D механизма рыхлителя

Рд cos (Р — 9) Icd + Gk cos QIkd — F3 cos QIAd = 0»

откуда

F3Iad ~ GkIkd cos 0

Icd cos (P - 0) '

Из полученной формулы следует, что усилие на штоке гидроцилиндра
рыхлителя зависит от сопротивления заглублению и угла внедрения рых-
лителя в грунт.
§ 19.	РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ НЕСУЩИХ ЭЛЕМЕНТОВ
РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ

Задачи расчета. Основные конструкционные материалы. Задачей
конструктора является создание такого рабочего оборудования или рабо-
чего оогана (ковша, отвала, стрелы, портала), которые удовлетворяли бы
требованиям прочности и жесткости, были надежными в эксплуатации
и долговечными, имели меньшую металлоемкость и лучшие технические
параметры.

На первом этапе проектирования определяют основную конфигурацию
элемента, способы его крепления к узлам машины, назначают в первом
приближении предварительные размеры и форму поперечного сечения
з зависимости от условий работы элемента в составе машины, внешнего
нагружения, технологии и трудоемкости изготовления. На втором этапе
проектирования производят оценку напряженно-деформированного состоя-
ния элемента, определяют его прочностные показатели и корректируют
форму и размеры. Более совершенная оценка действительной прочности
и создание рациональной конструкции во многом зависят от правильного
выбора расчетной схемы. В последней выделяют наиболее существенные
особенности рассматриваемой машины, отбрасывают все конструктивные
(нерабочие) элементы, а конструкцию и ее крепления к узлам машины
идеализируют.

В основном конструкции машин выполняют из стержневых элементов,
т. е. из элементов, длина которых во много больше высоты и ширины.
Рассчитывают эти стержневые системы, как балку, раму или ферму.

Анализ расчетных схем производят при помощи основных методов
строительной механики, которые позволяют раскрыть статическую неопре-
делимость стержневых систем, определить напряжения и перемещения
в заданных местах конструкции, выявить закономерности расчетной
схемы, соответствующей'реальной конструкции.

Конструкции несущих органов рабочего оборудования проектируют
и изготовляют из мягких сталей с содержанием углерода до 0,22%, отли-
чающихся хорошей свариваемостью. Работа стержня из малоуглеродистой
стали при действии статической нагрузки представлена на диаграмме рис.
26,«. Характерными точками диаграммы являются оп.у— предел, ограни-
чивающий упругую работу стержня; от- -предел текучести, при котором
стержень начинает деформироваться («течь») без увеличения нагрузки;
Пп. ч -- предел прочности, характеризующий предельную нагрузку, воспри-
нимаемую образцом в стадии самоупрочнения за площадкой текучести.

Наряду со сталью СтЗ применяют низколегированные стали, имею-
щие повышенные механические характеристики.

' галь	  Предел. МПа:	СтЗ	15ХСНД	10ХСНД	14Г2	15ГС	14ХГС
прочности 		380	520	540	480	480	500
Текучести 	  носительиое удлинение	240	350	400	340	350	350
Е.	21	18	16	18	18	18

Низколегированные стали марок 15ХСНД, 10ХСНД. 14Г2, 14ХГС

11 э. -малоуглеродистые, повышенные механические свойства дости-
Рис. 26. Диаграмма работы стержня из малоуглеродистой стали:
а — до разрыва; б — в пределах упругости

гаются введением в их состав марганца, кремния, хрома, никеля и других







присадок. До предела пропорциональности сп.у
закону Гука:

работа стали подчиняется











сг = Ее,

где <y = P/F—напряжение растяжения (здесь Р—нагрузка; F—площадь

сечения образца); Е—коэффициент пропорциональности или модуль упру-









гости, равный для стали СтЗ 0,2 • 10б МПа (2 • 106 кгс/см2), для низколеги-
рованных сталей—0,18-10б МПа (1,8-Ю6 кгс/см2); е = Д//1—относитель-

ное удлинение образца (здесь Л/— абсолютное удлинение образца; I—его
первоначальная длина).

После точки стп у идет область, в которой деформации после' снятия
напряжений не исчезают, но оказываются малыми и практически можно

















считать, что материал работает упруго. Эта область, как видно из диа-
граммы, обрывается на площадке текучести, где одному значению напря-
жения соответствует много значений деформаций. Предел текучести сгт

является пределом расчетных напряжений.

Итак, конструкции машин рассчитывают для упругой области работы
металла, при этом элементы конструкций линейно деформируемы.

Системы, состоящие из линейно деформируемых элементов, имеют сле-
дующие характерные особенности:

1)	действие нагрузки не нарушает их геометрическую неизменяемость

и неподвижность;

2)	результат совместного действия нескольких сил равен сумме резуль-
татов действия каждой силы в отдельности (закон независимости действия
сил);

3)	после снятия нагрузки остаточных деформаций в системе не возни-

кает;

4)	между внешними силами и соответствующими деформациями в си-

стеме (вертикальными, угловыми)

существует прямая пропорциональная







зависимость (табл. 5).

Для линейно деформируемых систем справедливы теоремы строитель-
ной механики, на применении которых основаны методики расчетов ба-
лочных, рамных, ферменных конструкций.
5 Зависимости между нагрузкой и деформацией

Примечание, К—модуль упругости материала; G — модуль сдвига; F— площадь
сечения стержня; Jn — полярный момент инерции стержня.

Теорема Клапейрона о работе статически приложенных сил. Если на
упругую систему, не имеющую начальных напряжений, действует статиче-
ская сила, то работа ее Т равняется половине произведения наибольшего
значения силы на наибольшее перемещение, направленное вдоль направле-
ния силы:

Т= Р А /2

где Рти—наибольшая обобщенная (независимая от других сил) сила;
Атах—наибольшее обобщенное перемещение (независимое от других пере-
мещений).

Из рассмотрения диаграммы, показанной на рис. 26, б, видно, что при
растяжении образца силой Рг производится некоторая работа. Увеличение
dPr силы вызывает увеличение d&l удлинения. Элементарная работа силы
на диаграмме выражена площадью заштрихованной полосы dAlPlf
а полная работа определится площадью О АВ, равной РЫ/2.

Если действует несколько обобщенных сил, то

1 "

1

Теорема о потенциальной энергии упругой системы и работе внутрен-
них сил. Работа У внутренних сил на основании закона сохранения энергии
равна работе внешних сил, но имеет отрицательное значение:,
- Р= Т.

Работа внутренних сил совершается при деформациях элементов. Если
Постепенно разгружать систему, деформации ее будут уменьшаться, а
В элементах будет производиться работа внутренними силами, но уже
с положительным знаком. Такую работу внутренних сил называют потен-
циальной энергией упругой системы. Она всегда положительна. Итак,

Т= - v= и,
где V—работа внутренних сил; U—потенциальная энергия.	,1

На диаграмме, изображенной на рис. 26,6, треугольник О АВ представ
вляет собой не только работу внешних сил, совершенную в процессе нас
грузки, но и полную энергию U, накопленную в образце во время дефор»
мации. Значит,

и = РА//2

или, пользуясь зависимостью между Р и А/ (см. табл. 5), получаем

2EF

6. Потенциальная энергия бесконечно малого элемента

Внутренняя сила	Схема действия силы на элемент					Зависимость дефор- мации от вида усилия (закон Гука)	Потенциальная энергия элемента
Продольная  Изгибающий момент	1  и  л/	L	ds + L  Г 		\is  S	J	7  J	. , р<к  A ds =	  EF  , Mds  т Q	P^ds  “ 2EF  MUs  ~ 2EJ~  1 ds
Поперечная	а		Д		Iй	7 — — —	  ‘ G FG	U=~Q2^k  2 GF  (к. — поправочный коэф- фициент, учитывающий неравномерность рас- пределения касательных напряжений по площади поперечного сечения, за- висит от формы сечения)
Аналогичные выражения для энергии деформации получаются при рас-
чете элементов на сдвиг, кручение, изгиб.

В табл. 6 представлены выражения энергий деформации для бесконечно
малого элемента ds стержня.

В общем случае потенциальная энергия плоской системы, состоящей из
п стержневых элементов,

W f M2ds Г P2ds . Г kQ2ds \

10	о	о

где М — изгибающий момент; к — коэффициент, зависящий от формы се-
чения (для прямоугольного сечения к = 1,2, для кругового к — 32/27); Q—
сдвигающая сила; EJ — жесткость элемента при изгибе; G = £/[2(1 +
+ ц)] — модуль упругости при сдвиге (здесь ц—коэффициент Пуассона;
для стали ц = 0,3); GF—жесткость элемента при сдвиге.

Для пространственной стержневой системы последняя формула содер-
жит три момента (два изгибающих и крутящий) и две поперечных силы.

Пользуясь формулой потенциальной энергии и уравнением сохранения
энергии (U = Т), можно определить перемещения в направлении действия
силы.

Пример 3. Определить прогиб Д конца консоли.

Данные. На консоль, расчетная схема которой приведена на рис. 27. л. действует сила Р.
Решение. В сечении mm изгибающий момент М — Рх. Потенциальная энергия стержня при
изгибе

г	г

_ f М2 dx	Г	(— Px)2dx	Р213

J 2EJ	J 2EJ	~ 6EJ

о	о

Приравнивая U к Т = Р1Д2, получим

откуда

,	Р13

~ 3EJ'

Проанализируем формулу (9) потенциаль-
ной энергии. Если система работает подобно
балке под действием сосредоточенной силы,
то работа внутренних сил происходит в ос-
новном на участке, соответствующем дефор-
мации изгиба (96%), а на долю работы,
совершаемой при продольном и поперечном
(сдвиговом) деформировании, приходится око-

Рис. 27. Схема для определения перемещений консоли:
а — консоль под действием силы Р; б — взаимосвязь пе-
ремещений при действии на консоль сил Pt и Р2; в —
ШЮра моментов от силы Р; г — эпюра моментов от силы,
Равной единице
ло 4%. Поэтому потенциальную энергию изгибаемой системы рассчиты-







вают по формуле
п S

и =

M2ds
2EJ '

1 о

Для ферменных конструкций, содержащих стержни, работающие на
продольное растяжение и почти не воспринимающие изгибных и сдви-
говых сил, формула для потенциальной энергии имеет вид

U =

CjJ

1 о

Потенциальная энергия системы не зависит от порядка загружения, она
определяется начальным (незагруженным) и конечным ее состояниями. На
этом свойстве потенциальной энергии основана теорема о взаимности
работ.

Теорема о взаимности работ (теорема Бетти). Работа Т12, произведен-
ная в системе (рис. 27, б) силой Рх на перемещении А12, вызванном дей-
ствием силы Р2, равна работе Т21, произведенной в той же системе силой
Р2 на перемещении А21, вызванном действием силы Рх:

Т12 = Т2Х или РХАХ2 =Р2А21.

(Ю)

Если Рх = Р2 = 1, т. е. конструкция рассчитывается на действие единичных.
сил, то из формулы (10) получаем



^12 — ^21*

(11)

Теорема о взаимности перемещений. Перемещение АХ2 точки приложе-
ния силы Рх, вызванное действием силы Р2 равно перемещению А2Х точки
приложения силы Р2, вызванному действием силы Рх.

Выражением этой теоремы является формула (11).

Изучение общих теорем строительной механики позволяет приступить
к очень важному для прочностного расчета разделу строительной механи-
ки—к определению перемещений. Определение перемещений точек (или
узлов) линейно деформируемых стержневых систем необходимо как для
характеристики деформируемости конструкции (установление макси-
мальных прогибов, углов поворота, линейных смещений точек и узлов),

так и для решения статически неопределимых систем.

Определение перемещений от нагрузки (формула Мора). Перемещение
в любой заданной точке системы от действия нагрузки определяют обыч-
но, пользуясь формулой Мора, которая основана на теореме Бетти
о взаимности работ и на законе Гука, выражающем зависимость между
внутренними усилиями и деформациями по направлению этих усилий на
бесконечно малом элементе ds.

Порядок определения перемещения следующий.

1.	Для заданной системы строят эпюры внутренних усилий (моментов
Мр, нормальных Np и поперечных QP сил) от действия нагрузки.

2.	Рассматривают так называемое вспомогательное или фиктивное со-

стояние заданной системы, когда на точку, перемещение которой надо




определить, действует единичная сила Р; = 1 в направлении искомого пере-
мещения. Если надо определить угол поворота в определенном сечении,
прикладывается единичный момент Л7, = 1.

3.	Строят эпюры Mh Nt, Qi от действия единичных сил.

4.	По формуле Мора вычисляют искомое перемещение

Г MtMpds V1 f NtNpds	V1 f kQiQpds

4=2J ej + 2J ef + 2J gf •

0	0	0

В практике расчета пользуются приближенными формулами, не учиты-

вающими влияние поперечных и продольных сил на перемещение при из-
гибе конструкции или же влияние изгибающих моментов и поперечных сил
на перемещения узлов шарнирно-стержневых ферм. Для плоских балок
и рам формула Мора имеет вид
S

V f MtMPds
‘ 2J EJ

О

для ферм

д ’’ NjNpds

о

(12)

(13)

Для вычисления интегралов применяется способ Верещагина, заклю-
чающийся в «перемножении» эпюр моментов (или сил) от действия задан-
5

ной (Мр или Np) и единичной нагрузки. При этом интеграл типа j MtMpds
о

определяют как произведение площадей ломаной или криволинейной
эпюры Fp на ординату прямолинейной эпюры, взятую под центром тя-
жести криволинейной эпюры. Если обе эпюры прямолинейны—порядок
перемножения безразличен. Длины I перемножаемых эпюр должны быть
равны. В табл. 7 приведены результаты перемножения наиболее харак-
терных эпюр.

Приведем пример определения прогиба конца консоли под действием
силы Р. На рис. 27, в изображена эпюра в заданной системе (консоли) от
действия нагрузки Р, а на рис. 27, г — эпюра от единичной силы. При пере-
множении эпюр согласно табл. 7 получаем

s.	Pl2 2

j MpMids =—- — I

0	2 3	3

Перемещение

C MpMfds _ Pl3

J EJ ~ 3EJ’
о

rfle EJ—жесткость консоли при изгибе.
Очевидно, что определять перемещения по формуле Мора проще, чем
при использовании формул потенциальной энергии и уравнения сохране- 1
ния энергии.

Расчет статически неопределимых систем. Отдельные элементы кон- |
струкции соединяют с фундаментом опорными устройствами (табл. 8). 1

Как отмечалось при расчете на прочность, большое значение имеет а
правильный выбор расчетной схемы. В табл. 9 представлены расчетные |
схемы рабочего оборудования некоторых типов строительно-дорожных |
машин. На этих схемах опорные устройства условно заменяют стержневы- |
ми связями, обеспечивающими отсутствие поступательных движений |
и поворота.	Я

Рг	Число связей в статически определимых систе- я

------1---—|	мах равно трем (по числу основных уравнений 'Я
статики плоских систем). Если число связей больше Я
трех, системы являются статически неопредели- я
мыми. К последним относятся также системы Я

------"	‘	с замкнутыми контурами (рис. 28), в которых Л
усилия в элементах не выявляются с помощью 

Рис. 28. Статически неопределимая система с замкнутым контуррмг Я
8 Опорные устройства и их характеристика

__——  Опора	Схема	Характеристика	Обеспечи- ваемое число связей	Условное обозначение
Шарнирно-под- рижная		Реакция извест- на по направле- нию (направле- на перпендику- лярно площади опоры)	1	
Шарнирно-не- подвижная		Реакция неизве- стна по направ- лению, обычно раскладывается на две состав- ляющие, на- правленные по осям X и У		я “  Нг-  77/77.
Защемленно-не- подвижная		Не допускает плавных переме- щений и поворо- та	3	

9. Примеры составления расчетных схем
Продолжение табл. 9!

одних лишь уравнений статики. Число «лишних» связей Л, определяющих
степень статической неопределимости системы, состоящей из Д элементов,
находят по формуле

Л = 2Ш + Со - ЗД,	(14)

где 2П1 + Со—число имеющихся связей в заданной системе (условные обо-
значения опорных связей см. в табл. 8); ЗД—число необходимых связей.

Если в системе имеются замкнутые контуры, формула приобретает ввд

Л = 2Ш + Со + Зи - ЗД,	(15)

где и—число замкнутых контуров.

Система (Д = 1), изображенная на рис. 28, имеет один замкнутый кон-
тур (п = 1), одну шарнирную опору (III = 1), четыре стержневые связи (за-
щемленно-неподвижную, обеспечивающую три связи, и одну шарнирно-по-
движную, всего Со = 4).

Степень статической неопределимости для этой системы

Л = 21 + 4 + 3-1 -3-1 = 6,

т. е. система 6 раз статически неопределима.	5

Благодаря наличию «лишних» связей в статически неопределимых си-1
стемах созданы препятствия для свободных перемещений узлов конструк-^
ции, поэтому в них возникают дополнительные напряжения. Усилия в элН
ментах статически неопределимых систем зависят от нагрузок, изменения
Рис. 29. Схема для расчета методом сил:
а — балки; б — рамы

температуры, смещения опор, неправильной сборки, геометрических разме-
ров как конструкции в целом, так и от формы и размеров поперечных се-
чений, зависят от физических свойств материала конструкции. Основными
методами расчета статически неопределимых систем являются метод сил
и метод деформаций (перемещений).

Метод сил. Рассчитаем балку, изображенную на рис. 29, а. Если бы.
связь В отсутствовала, конструкция была бы статически определимой кон-
солью, прогиб конца которой определяется по формуле Мора (см. рис.
27,в, г). В заданной балке реакция опоры В— Кв должна препятствовать
вертикальному смещению точки В (т. е. прогиб конца консоли в точке
В равен нулю).

Прогиб в точке В от действия силы Р (см. рис. 29, а) по формуле Мора
составляет

л Г 1 Л Pl , PZ Z 1	5Р13

2-6 \ 2	2 2 J] EJ	48EJ

Но этот же прогиб конца консоли равен

XI3

3EJ’

где X—неизвестная реакция в опоре В.
Значит,

v 5

Х =— г,

16

После определения реакции нетрудно построить эпюры, внутренних
Усилий (М, N, Q).

Разобранный выше принцип решения статически неопределимых си-
стем лежит в основе метода сил. За неизвестные принимают реакции
в «лишних» связях или усилия, если система внутренне статически неопре-
делима (имеет замкнутые контуры).
Порядок расчета методом сил следующий.

1.	Устанавливают степень статической неопределимости Л по форму;
(14) или (15).

2.	Выбирают основную систему, которую получают из заданной путе
отбрасывания «лишних» связей.

3.	Вместо отброшенных связей и по их направлению к системе пр
кладывают неизвестные пока силы реакций (2Q, Х2, .... Хп).

4.	Затем основную статически определимую систему рассчитывают i
действие заданной нагрузки и действие единичных сил, приложенных в м
стах отброшенных связей. Строят эпюры моментов.

,5. Составляют канонические уравнения метода сил, смысл которых з
ключается в том, что суммарные перемещения по направлению отбр
шенных связей должны быть равны нулю (в разобранном примере cyi
марное перемещение от действия силы Р и от действия отброшенной сщ
X тоже равнялись нулю):

$11-^1 + $12-^2 + $13-^3 + • • • +	— 0; '

^21-^1 + §22-^2 + $23-^3 + • • • + 82„X„ + ^2? =

Зп1Хх + b„2X2 + 8n3X3 + ... +5„„X„ + A„p -0.

Коэффициенты при неизвестных Хъ Х2, .... X„ — dll, §12, ...,§2Й
8fk, обозначают перемещения от действия единичных сил, прило-
женных в связях 1, 2, 3, ...,; по направлению отброшенных связей 1,
3, ..., к; коэффициенты 8Ы, 822, §зз>	называются главными, он

всегда положительны и не равны нулю; коэффициенты 3)2, З23, ..., 8iJt-
побочные, они могут быть отрицательны, могут быть равны нулю; коэ<
фициенты Ajp, Д2р, •••, вычисляют как перемещения по направлени
отброшенных связей 1, 2, ..., п от действия заданной нагрузки.

6.	После вычисления значений всех коэффициентов в каноническ!
уравнениях метода сил (по формуле Мора), в результате решения систем
уравнений, определяют неизвестные силы Xlt Х2, Х3,...,Х„.

7.	Строят окончательную эпюру моментов, причем значения последи!
в характерных точках вычисляют по формуле

Mi^Mp + M1Xl+M2X2+ ... +М„Х„,	(Г

где Мр—момент в основной системе от действия заданной нагрузки; М
М2,...,М„ — моменты в основной системе от действия единичных си
приложенных вместо отброшенных связей по их направлению; X
Х2,...,Хп— значения вычисленных неизвестных, взятых со своими зна>
ми.

Пример 4. Рассчитать Г-образную раму.

Данные. Расчетная схема рамы представлена на рис. 29, б. Жесткость стойки и ригеля р
на EJ.

Решение. Определяем число лишних связей

Л = 2Ш + Со - 3D = 2-1 + 3 - 3 1 = 2.

Основную систему получаем отбрасыванием опоры В. Вместо отброшенных связей п]
кладываем неизвестные силы и Х2- Для основной системы строим эпюры моментов от Д
ствия заданной нагрузки и неизвестных Хг и Х2, принимаемых за единицу.
Записываем канонические уравнения метода сил:

8х1Х1 + 512^2 + Л1Р = °;

S2iXi + 822Х2 + Л2р = 0.

Подсчитываем коэффициенты 8Н, 622, 8ц = 8ц и свободные члены уравнений Ajp, Д2Л
Поскольку эпюры моментов Mt, М2 построены от единичных нагрузок; перемещения б1р 622
определяют перемножением этих эпюр самих на себя и делением на жесткость EJ. Если же ре-
зультат взаимного перемножения эпюр М, и М2 разделим на EJ, то получим перемещение
8, •> = 82 о

Следовательно,
/ II 2	\ 1	2 I3

5,, =------1 + 1-211]-=-------

11 \ 2 3	) EJ	3 EJ

21-21 2	1	8 I3

й ---------21-— =--------;

22	2	3 EJ 3 EJ

21-21 I _ 213

8ц =321 ~"2~~EJ~~EJ'

Перемещения Др, Ajp найдем при делении результата перемножения эпюр и МР, ,М2 и
Мр на EJ:

-РИ I Р13

Д-р—————=-------------

-	2 EJ 2EJ

I ,	5 Р13

1\2Р —-—(2Р1-21 +РИ) —

о	6 EJ

Решаем канонические уравнения, подставив в них найденные значения коэффициентов.
После преобразования получаем

1 ,	,	Р13

— 13Х. + 213Х2----= 0;

3	2

8	5

213Х, + — 13Х2-----,Р13 = 0.

1	3	2	6'

В результате находим

17	3

Х,=-----Р; X. =------

40	20

Строим окончательную эпюру моментов М. При этом (в индексах указаны точки, для ко-
торых дано значение -момента).

Мс= -	3	3	17	11  	Pl= -0,15Р1; М = — PI + — Р1= — Р1;  20	»	20	40	40

,	3	2М7 

М =-------Р1 +----Р1-Р1 = -0,ЗР1.

А 20	40

Окончательная эпюра моментов М для заданной системы показана на рис. 29,6 справа.

Метод деформаций. При решении задач методом сил за неизвестные
принимают либо реакции в отброшенных связях, либо усилия в разре-
занных стержнях конструкции. При расчете систем методом деформаций
за неизвестные принимают деформации или перемещения, а для их нахо-
ждения используют уравнения равновесия.

По методу сил основная система образуется отбрасыванием лишних
связей; по методу деформаций, наоборот, основная система получается на-
ложением дополнительных связей. Последние как бы разделяют систему
Ва Ряд однопролетных изолированных один от другого стержней, заще-
мленных по концам или одним концом, а другим—шарнирно опертым.
Для таких статически неопределимых стержней определены реакции при 1
действии любых нагрузок, и эти решения сведены в таблицы, имеющиеся-'
в справочниках (табл. 10).

Канонические уравнения метода деформаций имеют следующий смысл;
реактивные моменты от поворота угла и действия нагрузки в заданной си-
стеме равны нулю:

Гц*! + r12z2 4- ... + zlnz„ + R1P = 0;

r2iZi + r22z2 + ... +r2nz„ + R2P = 0;

rnizi + rn2z2 + ... + r„„z„ + R„P = 0,

где. rin — реакции в заделке i от поворота узла п на угол, равный l;.i
RiP—реакция в заделке i от действия нагрузок; —искомый угол 5
поворота.	:

Пример 5. Рассчитать Г-образную раму методом деформаций.

. Данные. На Г-образную раму действует равномерно распределенная -нагрузка.q на длине
12- Расчетная схема рамы дана на . рис. 30.

10. Реакции в стержнях
Уис. 30. Схемы для расчета Г-
образной рамы методом деформа-
дий

• решение. Наложим дополни-
тельную связь, разбив раму та-
ким образом на две однопро-
летные, защемленные по концам
балки АВ и ВС. Неизвестным
будет являться перемещение z
узла В, которое в заданной сис-
теме имеет место.

Каноническое уравнение для
этого случая запишется в виде

+ -R1P = 0.

Пользуясь табл. 10, опреде-
ляем реакции в опоре В от

поворота ее на 1 (Гц) и от нагрузки (K-ipj'.
.	л

=4——+ 4—

12

После подстановки этих значений в каноническое уравнение получаем
^2

51 12-4(4+0’

где	i2=EJ,jl2.

Умножаем моменты эпюры Afj на полученное значение zp Строим окончательную эпюру
моментов Мр, складывая эпюры Mt и Л/1г1.

Заметим, что при расчете этой же рамы методом сил имеем три неизвестных и, следова-
тельно, нужно решать три уравнения вместо одного по методу деформаций.

Метод деформаций применяют при расчете конструкций с жесткими уз-
лами и защемлениями по концам.

Рассмотрим раму, изображенную на рис. 31, а. Основная система по ме-
тоду деформаций получится, если поставить одну дополнительную связь



С

ис- 31, Статически неопределимая система:

а " расчетная схема; б — основная система, полученная по методу деформаций; в'—основная
и!Сгема, полученная по .методу сил
в точке Е (рис. 31,6), а по методу сил — если освободиться от «лишних» дй
вяти связей в точках В, С. D (рис. 31, в). Таким образом, при расчете мето»
дом сил надо решить девять уравнений с девятью неизвестными вместе
одного по методу деформаций.

Основы расчета конструкций на прочность. Рассмотренные основный
теоремы строительной механики и методы решения статически неопреде-J
лимых систем позволяют определить внутренние усилия в их элемента;

т. е. выполнить задачу перехода от внешних заданных нагрузок к внутрен-й
ним изгибающим, нормальным или срезающим усилиям. Дальнейший

этап расчета заключается в переходе от полученных внутренних усилий!
к напряжениям, действующим в наиболее опасных сечениях конструкций.!
Значения этих напряжений получаются по соответствующим формулам соА
противления материалов.	?

Полученные расчетные напряжения, соответствующие наиболее не вы-

годному загружению конструкции, сравнивают с допускаемыми для давно*'
го элемента. Допускаемые напряжения [ст] получают при делении предель-
ного напряжения материала на коэффициент запаса п.	.

Для сталей, используемых в конструкциях строительно-дорожных ма-Д

шин, предельным напряжением, при котором исчерпывается несущая спо-;
собность материала (при расчете в упругой области), является предел теку-;
чести стт. Проверяют напряжения по формулам

ст < [ст]; т < [т].

где ст и т - расчетные нормальные и касательные напряжения (табл. 11);/
[ст] и [т]—допускаемые нормальное и касательное напряжения при дей-]
ствии статической нагрузки [для стали СтЗ при растяжении, сжатии и из- ,
гибе [ст] = 160 МПа (1600 кгс'см2), при срезе [т] = 100 МПа (1000 кгс/см2)]; ;
при работе чистых болтов из стали СтЗ на растяжение и сжатие [ст] = 120
МПа (1200 кгс/см2), при расчете на срез [тср] = 80 МПа (800 кгс/см2); при з
расчете сварных соединений на сжатие принимают [ст] = 145 МПа ]
(1450 кгс/см2), на растяжение — [ст] = 130 МПа (1300 кгс'см2). на срез —
[т] = 110 МПа (1100 кгс/см2).

Допускаемое касательное напряжение составляет 60—80°„ допускаемо-'
го нормального напряжения. Коэффициент запаса п для расчета опреде-
ленных типов элементов или их соединений принимают постоянным, не
зависящим от условий работы конструкции.

Допускаемые напряжения ограничивают область нормальной эксплуа-
тации конструкции. При расчете элементов, воспринимающих статическую!
нагрузку, используют методику расчета по предельному состоянию, позво-i
ляющую учитывать запасы прочности и способствующую экономм
материала.

Каждый элемент конструкции рассчитывают по формуле

АГр < Ф,

где Np — расчетное усилие в элементе, полученное методами строительной/
механики от расчетной комбинации нагрузок; Np = IV,-ип (здесь Nt— усилие
от нормативной нагрузки; ип — коэффициент перегрузки, больший еди^
ницы); Ф — предельное сопротивление элемента; Ф = mRF, здесь т — коэф/
фициент, характеризующий условия работы; R— расчетное сопротивление^
ц Основные расчетные формулы для проверки прочности по допускаемым напряжениям

—	  Характер деформации	Свойство или параметр, определяемые при расчете	Расчетная формула	
Растяжение	Прочность	С =	1 нт
Сжатие	То же	(7 =	N  i [СТ] ГНТ
Сжатие (продольный изгиб)	Устойчивость	а =	Л' ф-^бр
Поперечный изгиб	Прочность	ст —	Л-f	г т  	С  И	L J
		т =	
	Приведенное напряжение	°пр	= |/а2 + Зт2 [а]
Косой изгиб	Прочность	ст =	Мх М.. г п — 4	i- '4 I о  и; wy L J
Внецентренное растяжение	То же	ст =	N . M г т  	1	=£ Га|
или сжатие			FHT И2
	Устойчивость в плоскости дей- ствия момента	ст =	N , м	г т  4>м^бр	W L J
Сварные соединения встык при действии осевой силы	Прочность при растяжении и сжатии		N
		и ш	0 7Л / " L inJP ’ "ш'ш
Сварные соединения с утло-	Прочность на срез	Тш	N
			0 7А/ LTuiJ ' "ш'ш
выми швами при действии осевой силы			
			
Односрезное болтовое сое- динение при действии осевой	То же	X =	N г т nP " [tcp]
СИЛЫ			" 4

Примечание. М, N, Q — внутренние усилия (момент, продольная и поперечная силы
соответственно); FHT — площадь сечения нетто (ослабленная отверстиями); <р - коэффициент
продольного изгиба; F6p — полная площадь сечения брутто; W — момент сопротивления се-
чения; S — статический момент сечения; J— момент инерции сечения; Л — ширина элемента
в сечении; Мх, Мг — внутренние моменты, действующие относительно осей х и г; Wv
моменты сопротивления сечения относительно осей х и у; <рм — коэффициент продольного
изгиба в плоскости действия момента; [<тш]р — допускаемое напряжение в сварном шве при
Растяжении или сжатии; 0,7/тш - расчетная толщина шва; /ш — длина шва; [тш] - допускаемое
напряжение в угловом сварном шве при срезе; [тСр] — допускаемое напряжение болта при одной
плоскости среза (число последних зависит от числа объединенных элементов); п — число
оодтов; d — диаметр болта.

^али; R = отк (здесь к = 0,9 4-0,85—коэффициент однородности, завися-
щий от марки стали и учитывающий, что предел текучести может оказаться
ниже нормативного значения); F—геометрический параметр элемента.

Для стали СтЗ расчетное сопротивление R = 210 МПа (2100 кгс/см2).
Сли сравнить методику расчета по допускаемым напряжениям с методи-
кой расчета по предельному состоянию, то окажется, что Лт;ип <
или после деления неравенства на F и пп

тк<у-г стт _

п

пя

пп

где п = ——
тк

коэффициент запаса, принимаемый единым при расчете по 1

допускаемым напряжениям.	1

Итак,, при расчете по предельному состоянию единый коэффицинт запа- |
са дифференцируется в зависимости от условий работы конструкции (т), |
учитывается возможная перегрузка (вводится коэффициент ип), учитывает- и
ся неоднородность материала по физическим свойствам (к).	1

Расчет по предельному состоянию ведут, пользуясь нормативным доку-1
ментом «Строительные нормы и правила» (СНиП).	|

Сжатые элементы конструкций рассчитывают не только на прочность, |
но и на устойчивость (продольный изгиб). Потеря устойчивости происхо-1
дит обычно при напряжениях, значительно меньших предела текучести ста- а
ли и зависящих от гибкости элемента. Потеря устойчивости элемента при- 1
.водит к разрушению всей конструкции. Уменьшение несущей способности |
сжатых элементов учитывается введением в расчет коэффициента <р < 1.1

Ниже даны значения коэффициента ср продольного изгиба
------- -------у. из стали стз.

сжатых стержней

Показатель гибкости
элемента.........

<Р...............

О 10	20	30	40	50	60 70	80	90

1,00 0,99 0,97 0,95 0,92 0,89 0,86. 0,81 0,75 0,69

центрально |

100 120 140

0,6 0,45 0,36

Показатель гибкости элемента определяют по формуле	'

1

г

где 10—расчетная длина элемента (табл. 12); г = ]/J/F — радиус инерции се- |

чения.(здесь J—момент инерции сечения; F—площадь сечения).  12. Расчетные длины элементов					
Закрепление концов стержней	Схема				Расчетная длина /0
Верхний свободен, нижний заделан		•с:			2й
	///////'				
Оба закреплены шарнирно	•с				h	т
Продолжение табл. 12.

Закрепление концов стержней

Схема

Расчетная длина /0

Верхний закреплен шарнирно, нижний заделан

//Ж

Оба конца заделаны



Пример 6. Подобрать геометрические размеры сечения портала погрузчика.

Данные. Портал представляет сварную пространственную раму, на которую при помощи?
пальцев крепятся стрела и гидроцилиндры. Материал портала—сталь 10ХСНД с пределом.те?
кучести от = 4 • 10я ПА (<тт = 4000 кгс/см2).

На портал действуют стрела, находящаяся в нижнем положении (Rpx = 670 кН; Rpz =
= 172,8 кН), гидроцилиндры подъема (Rp»x = 484 кН; Rp>z = 68 кН) и поворота (Кух = 178,8 кН,
Rpz = 11,8 кН) стрелы.

Жесткость элементов на изгиб EJ принимаем одинаковой.

Реш ение. Поскольку нагрузки действуют симметрично, портал рассчитываем как плоскую
статически неопределимую раму. Принятая расчетная схема портала с действующими на него
нагрузками изображена на рис. 32, а.

Сначала определяем внутренние усилия в элементах портала. Для этого рассчитываем по-
ртал по принятой схеме как статически неопределимую'раму методом сил. В соответствии
с порядком расчета определяем статическую неопределимость рамы по формуле (15);

Л = 2-1 + 1-1 + 1-3-3-1 = 3.

Рама 3 раза статически неопределима.-

Выбираем основную систему, разрезав нижнюю связь (в точке .V). В месте разреза при-,
кладываем неизвестные внутренние усилия Xit Х2, (рис. 32,6).

В основной статически определимой системе строим эпюры моментов от действия еди-
ничных сил X, = 1 (рис. 32, в), Х2 = 1 (рис. 32, г) и X, = 1 (рис. 32, д) и от действия заданных на-
грузок (рис: 32, ё).

Определяем коэффициенты при неизвестных в канонических уравнениях (16)' метода сил.
Коэффициенты имеют смысл перемещений и определяются по формуле Мора (12) или (13) по
правилу Верещагина. Так, например, коэффициент 6П вычисляем умножением эпюры, изобра-
женной на рис. 32, в, самой на себя. По табл. 7 получаем

„	./ 1,62-0,9652	0,9653 \ 1	0,803

8ц =—------------+ —---- ---=-------.

\	3	3 J EJ EJ

Аналогично находим значения главных и побочных перемещений.

_	3,144	6,485

8„ =------; S„=—----;

2 EJ 33 EJ

s „	0,338	1,247	3,58

— °21 — ZZ~ > S13-®31—	°23~°32~ i-T”’

EJ	EJ	EJ

Перемещений от заданной нагрузки
Xp8,3

0,305

20,3

П„=68 6

<=/

зоп

58

0,166 

Ж)

3)

'S3

80

0,1

Х,=5 „

| rhi= ,6>8

\*2=l

29, S

0,12

0,365

Phc. 32. Схемы для расчета портала:
а — расчетная схема с заданными
нагрузками; б — основная система;
в, г, д, е — эпюры моментов от
действия единичных сил; ж — сум-
марная эпюра моментов; з — сечение
I— 1 (силы указаны в кН, моменты
в Н  м, замеры в м)

Д1Р =

24,08
~кГ

&2Р =

11,03 ж

26,1

EJ '





Подставляем полученные значения в канонические уравнения метода сил:

0,803 X, + 0,338 Х2 - 1,247 Х3 + 24,08 = 0;

0,338Xj + 3,144%, - 3,58Х3 + 11,43 = 0;

- 1,247Л'1 - 3,58Х2 + 6.485Х, -26,1= 0.

Решив систему уравнений, находим неизвестные внутренние усилия, действуюйдие в разре-
занной связи:

Xj = 75 кН; Х2 = 50 кН; X, = 83 кН.

Окончательную эпюру моментов (рис. 32, .ж) строим по формуле (17).

Далее определяем необходимый момент сопротивления опасного сечения, пользуясь эпю-
рой моментов и допускаемым напряжением для заданной конструкции. Коэффициент запаса
принимаем равным 1,2. Тогда [а] = 4-108/Т,2 = 334 МПа.

Опасным сечением портала является сечение I—1 наклонной стойки (см. рис. 32, б). Опре-j
деляем необходимое минимальное значение момента сопротивления для сечения I—I nd
формуле	;

W = М/[о] = 2 030 000 000/3340 = 610 см3,

где М — значение изгибающего момента в сечении 1—I (рис. 32, ж); [о]—допускаемое
напряжение.

Пользуясь полученным значением момента сопротивления, подбираем сечение (рис. 32,з)й
Геометрические характеристики выбранного сечения

1^= 620 см3: J = 7,3-1O3 см4.

Момент сопротивления	подобранного	сечения больше необходимого, следовательно,;

принятое сечение удовлетворяет условиям	прочности.	i

К порталу приварены упоры, воспринимающие нагрузку Р = 90 кН. Проверим напряжений^
в сварном шве длиной /=10 см и толщиной по катету /1=1 см. Шов работает на срез. Пвг
формуле, данной в табл. 11,	находим	|

92	I
18^5-10^ 1

г,8

1,64

2_

2

руг58’6

2,16

2,68
а-)

j1?z=32,8

у—

Н£*3,24'10^

РХЧ4,9

Рис. 33. Схемы для расчета толкающего бруса бульдозера:

я - расчетные схемы бруса (в пространстве и проекции на плоскости); б — эпюра нормаль-
Ных сил; «, г — эпюры моментов в плоскости Z и Х\ д, е — сечения элементов (силы
Даны в кН. моменты в кН • м. размеры в м)

Р
г =-------= 129 МПа,

0.7-1-10

*го меньше допускаемого при срезе напряжения в конструкциях из стали 10ХСНД, равного
N = 160 МПа.

Пример 7. Проверить прочность правого толкающего бруса бульдозера.

Данные. Толкающие брусья, так же как отвал, раскосы и тяга, являются основными эле-
/ЛНт,и бУльДОзера. Материал брусьев—сталь 15ХСНД с пределом текучести от = 340 МПа
'-400 кгс-см2)
Нагрузки на правый брус даны на расчетной схеме, изображенной на рис. 33, а. Брус пре)
ставлен в виде балки на двух опорах.

Сечения 1—I и 2—2 бруса даны на рис. 33, д, е.

Сечения имеют следующие геометрические характеристики (цифры в индексах указывай
номер сечения): площадь F1_1 = 122,6, F,_2 = 113,6 см2; момент инерции относительно ос
X—X Jx x	= 4787, Jx_x2_2 = 4052 см4; момент инерции относительно оси Z .,

j-! = 4194, J2-z2-2~ см4; моменты сопротивления	= 492, И2_х2_2 = 45

1К...1_1 = 466, И;..22_, = 568 смА

Коэффициент запаса п принимаем равным 1,4.

Решение, Строим эпюры нормальной силы N, моментов Мх в плоскости X и М:,в плоско,:
сти Z.

Определяем максимальное напряжение в сечениях 1—1 и 2—2 по формуле

^„ = ^ + ^ + ^х = Ж+мг/и; + мж,

где N, Mz и Мх находим из соответствующих эпюр в .сечениях 1—1 и 2—2.

В результате расчетов получаем стх1_1 = 109,3, <т.( 2., = 30.8; сгг1_1 = 114; ст_2_2 = 123;

<AV1-1 =<AV2-2 = 9;l>i_i = 232,3;“£сг2_2= 162,8 МПа.

Определяем запас прочности по пределу текучести в сечении 1—I, как наиболе
нагруженном:

n = oT/£„i-i = 340/232,3 = 1,46 > 1,4.

Полученный запас прочности допустим при расчете толкающих брусьев при предельно)
нагружении отвала бульдозера.

Принятое сечение правого бруса удовлетворяет условиям прочности.
раздел третий

ПРИВОДЫ МАШИН

Глава VI

МЕХАНИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ

§ 20.	ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ПЕРЕДАЧ

МЕХАНИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ

Передачи служат для изменения скорости, крутящего момента,
траектории или характера движения, направления движения (реверсирова-
ние), плоскости движения и других параметров.

Механические передачи, обеспечивающие работу нескольких механиз-
мов от одного двигателя (одномоторный привод), имеют несколько ревер-
сивных устройств, соединительных муфт и тормозов. Пример такого при-
вода показан на рис. 34.

Через коробку передач и коробку отбора мощности от двигателя авто-
мобиля вращение передается вертикальному валу I, далее через конические
зубчатые колеса — горизонтальному валу распределительного механиз-
ма 2, грузовой лебедке III, лебедке /Ёподъема и опускания стрелы и другим
механизмам.

На рис. 35 показаны кинематические схемы механизмов автомобильно-
го крана с дизель-электрическим приводом, получающих вращение от ин-
дивидуальных двигателей (индивидуальный или многомоторный привод).
Несмотря на большое число двигателей и редукторов, такие приводы
имеют высокую степень ремонтопригодности и более просты в эксплуата-
ции.

Основными параметрами передач являются коэффициент полезного
действия (КПД) и передаточное число.

КПД передачи определяется отношением полезной работы, выполняе-
мой машиной, к работе А2 движущих сил:

П = A2/At.

В общем случае работа

А = PS cos а,

где Р—действующая сила; S—путь, проходимый телом под действием
силы; а—угол между направлением движения тела и направлением дей-
ствия силы.

При а = 0 cosa = l и А = PS.

КПД можно определить как отношение мощности N2 на ведомом валу
И Мощности N\ на ведущем валу:
Рис. 34. Кинематическая схема крана с приводом от одного двигателя:

1 — механизм поворота; 2 — распределительный механизм; 3,4,8 — реверсы стреловой,грузе!
лебедок и механизма поворота; 5 — гидронасос; 6, 7 — грузовая и стреловая .тебе;

П =

При этом мощность (кВт)

N = Рс/ЮОО,

где v — скорость, м/с; Р—действующая сила, Н.

При вращательном движении

v — TtDn/60,

где v — в м/с; D — диаметр окружности, по касательной к которой де]
ствует сила Р, м; п — частота вращения вала, об/мин.

Рис. 35. Кинематическая схема автомобильного крана с многомоторным приводом:

а — привод генератора; б — механизм управления челюстями грейфера; в — механизм
нения вылета стрелы; г — механизм подъема грейфера; д — механизм поворота
Общий КПД равен произведению КПД элементов передач:
т] = 'ПхЛг'Пз • • • •

Передаточным числом передачи i называется отношение угловой скоро-
сти ведущего вала к угловой скорости со, ведомого вала:

угловая скорость (1/с)

со = тги/ЗО.

Передаточное число определяется также формулами

i = njn2 = М2/(М1т]),

где пг и п2—частота вращения ведущего и ведомого валов соответствен-
но; М2 и М2 — крутящие моменты на ведомом и ведущем валах; г] — КПД
передачи от ведущего к ведомому валу.

Крутящий момент (Нм)

Мкр = PD/2 - 9550N/H,

где Р — окружное усилие, Н; N—мощность на валу, кВт; п—частота
вращения вала, об/мин.

, Передаточным числом кинематической пары называется также отноше-
ние диаметра (радиуса) ведомого колеса к диаметру (радиусу) ведущего,
для зубчатой и цепной передачи—отношение числа зубьев % на ведомой
шестерне или звездочке к числу зубьев zt на ведущей, для червячной пере-
дачи— число зубьев z червячного колеса к числу заходов ах червяка:

i = D2/Dt = R2/Ri = z2/zx = z/ax.

Передаточное число системы передач равно произведению передаточных
чисел отдельных ее пар:

! =1Д213  

Пример 8. Определить кинематические параметры механизмов железнодорожного крана
(рис. 36).

Данные. Железнодорожный кран с дизель-электрическим многомоторным приводом со-
стоит из ходовой части, перемещающейся по рельсовому пути, и поворотной Платформы, на
которой смонтированы стрела, силовое оборудование, грузовая и стреловая лебедки, механизм
поворота, контргруз и кабина машиниста. Численные значения параметров приведены на
рисунке.

Решение. Определим скорости рабочих движений крана по данным, приведенным на кине-
матической схеме.

Передаточные числа передач:

грузовой лебедки
z2 z. 88 86
% = --—=--------= 49;

Р z3 11 14

стреловой лебедки

.•	zp z10	83 85 77

'стр - —— ----=---------= 152;

=5 -7 Z9 16 14 16

поворотного механизма

।	= Д13_21<-	z‘8 - 66 85 30 110 - sm.

Пов 'z!3‘ z15 z17	13 14'14 12

4

п/p. Гобермана

97
механизма передвижения

.	Z19 Z22 _	88	&

П	Z20 Z21	18 12

Частота вращения (об/мин):
барабана грузовой лебедки

„ =п Л = 725/49 = 14,8;

гр дв' гр '

барабана стреловой лебедки.

П = п Ji = 715/152 = 4,7;
стр дв стр

поворотной платформы

п ~п /I = 928/600 = 1,55;
нов дв пов '

ходовых колес

п = п /1 =715/33,6 = 21,2,
к дв' п '

где идв — частота вращения вала двигателя, об/мин.

Скорость, (м/с):

навивания канатов на барабаны лебедок

г =тсО и /60 = 3,14-0,75-14,8/60 = 0,57:

ip гр гр

передвижения крана
гп = TtDK«K/60 = 3,14  0,9  21,2/60 = 1,

где £>гр, ОСтр’ °к ~~ диаметры барабанов грузовой и стреловой лебедок и ходовых колес;
соответственно, м.	;
§ 21.	ПЛАНЕТАРНЫЕ И ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Планетарные передачи позволяют получать большие переда-
точные числа при небольшом количестве зубчатых колес и небольших га-
баритных размерах, легко разветвлять и складывать потоки мощности;
обеспечивают передачу вращения на ведомый вал от нескольких источни-
ков энергии и от одного ведущего вала на несколько ведомых.

В планетарных передачах зубчатые колеса вращаются не только отно-
сительно своих осей, но и относительно центральной оси передачи. Колеса,
совершающие такое сложное движение, называются сателлитами. Цент-
ральное колесо, вокруг которого вращаются сателлиты, называется сол-
нечным, а колесо, внутри которого вращаются сателлиты — венцом, или
эпициклом.

Оси сателлитов закрепляют на одном звене, называемом водилом.

Для выявления соотношений между скоростями звеньев планетарной
передачи пользуются планом скоростей (рис. 37).

Построению плана скоростей предшествует определение окружной ско-
рости какого-либо основного звена по заданной частоте его вращения.

Основными называются звенья, оси которых совпадают с центральной
осью, к этим звеньям могут быть приложены внешние моменты. Для
схемы, изображенной на рис. 37, основными звеньями являются солнечная
шестерня, водило и венец.

Окружная скорость (м/с) солнечной шестерни

= nZ>1Hj/60; v1 = ю1£>1/2,

где = 2Rr — диаметр солнечной шестерни, м; щ — частота вращения сол-
нечной шестерни, об/мин; сой — угловая скорость солнечной шестерни, 1/с.

Угловая скорость солнечной шестерни

®i =	i/^>i = ^1/^1 = tg а.

Отложим от точки О' в определенном масштабе по горизонтали ско-
рость Uj и поставим точку С.

Окружная скорость венца г3 = 0, так как венец неподвижен. На плане
скоростей на окружности венца ставим точку В на вертикальном радиусе.
Соединив точку В и С, получим линию ВС — распределение линейных ско-

Рис. 37. Построение плана скоростей звеньев планетарном передачи при остановленном

— солнечная шестерня; 2 — сателлит; 3 — венец; 4 — водило

4*	99
ростей по диаметру сателлита. Окружная скорость центра сателлита Ог
является окружной скоростью водила v4. Линия О,С представляет распре-
деление окружных скоростей солнечной шестерни по радиусу

Угловая скорость водила

= v4/R4 = tg у.

Передаточное число при остановленном венце

_ со1 _ tga _ v^4

1-4 w4 tgy v4R/

Это же передаточное число можно определить графически. Проведем
за радиусом СЕВ от любой точки А горизонтальную прямую и продолжим
линии О, С и OiF до пересечения с ней. Получим точки D и Е. При этом
передаточное число

il_4 = cdj/ou = AE/AD.

Графический метод определения передаточного числа хотя и дает на-
глядное представление, но не обеспечивает необходимой точности при
расчетах.

Если представить, что водило остановлено, то угловые скорости сол-
нечного колеса и венца будут только относительными:

® 1 отн/й>3 ОТН — ~~ -з/-1-

Знак минус означает, что звенья 1 и 3 вращаются в разных направлениях.

При вращении водила

®1 - Ш4	Z3

---------=---= — Z,

®3 —’ Ю4	Z1

где i’-—передаточное число в относительном движении.

После преобразований получим основное уравнение кинематики
©! = (1 + 1')(й4 - !'ю3.

При неподвижном венце (и3 = 0) и ведущем солнечном колесе (Щ =
= (1 + /') со4. При этом передаточное число планетарной передачи

G _4 = (al/(o4 = 1 + i' = 1 + z3/zt.

Обычно i' se 1,5 ч- 5.

Если ведущим звеном является водило, то

Ю4	1	1	Zj

7	— -- = ------ == ------- = -------

®1	1+1'	1 + Z3/Zl Zj + Z3

При неподвижном солнечном колесе (ш1 = 0) и ведущем венце

(1 + О ©4 = :'(03:

h-л = «3/(о4 = (1 + /')//' = 1/f + 1.

Обычно 13_4	1,2 ч- 1,7. Если ведущим звеном является водило,- то

Г_3 - со4/'®з = /7(1 + /') % 0,6 ч-0,85.

При неподвижном водиле (со4 = 0) и ведущем солнечном колесе 7

©[ = — / со3;	1
рис. 38. Двойная планетарная пере-
дача

г'1-з — ®1/®э = — i' =

= —^з/21-

Передаточное число мно-
горядных планетарных ре-
дукторов определяется со-
вместным решением основ-
ных уравнений кинематики,
составленных для элементов
каждого ряда.

Передаточное число двой-

ной планетарной передачи (рис. 38) характеризуется следующими основ-
ными уравнениями кинематики:

fo12 = (1 + 1'2) ®42 ~ 1'2®3 2,

где г(, г2'—передаточные числа первой и второй передач в относительном
движении (j; = z31/zn; i’2 = z32/z12).

При этом

<в41=®12; ®31 = <о32=0.

Так как венцы 31 и 32 неподвижны,

1 = (1 + ii) ®4l и ®i2 = (1 + 4г) <Щ2.

Заменив со41 на со12, получим

«1, = (1 + 4') (1 + 49 “4 2-

Передаточное число двойной планетарной передачи

i =	= (1 + г/) (1 + i2').

Планетарные передачи можно разделить на три группы:

простые—солнечное колесо или венец неподвижны;

замкнутые—-два из трех основных звеньев связаны между собой допол-
нительной замыкающей передачей;

дифференциальные—подвижны все три основных звена.

Передаточное число замкнутой планетарной передачи (рис. 39, а) можно
определить, решая основные уравнения кинематики для обоих рядов:

ran = (r+i'i')®4t-i;co31;	(18)

®12 = (1 + ^)®42-г>32.	(19)

При этом

®41 = 0; со31 =®32;

®н=со12,	(20)

39, Планетарная передача.*

" замкнутая; б — дифференциальная
Подставляя в уравнение (18) значения угловых скоростей звеньев из вы-
ражений (20), получим

®12 = ~ Чю31> ю12 = — Й^Зг-

Из уравнения (19) находим

®i2 = О + Й)®ч2 + Й®12/й; ®i2 = (1 - й/й) = (1 + й) ®42-

Тогда

(рис. 39, б) применяют для кинематической :

Дифференциальные передачи

связи между тремя валами, причем скорости двух валов могут изменяться. J
Автомобильные дифференциалы обеспечивают различные угловые ско-

роста ведущих колес при повороте автомобиля и движении его по неров-
ностям дороги.

Основное уравнение кинематики для дифференциальной передачи имеет )

вид

<*>1, -со4

®12 -®4

Из этого уравнения находим

«4 = ®1Д1 + 0 + со12Г/(1 + 0; ®12 = и4 (1 +

®i, = ®4(1 + »') — ®i2i'.

Волновые зубчатые передачи являются разновидностью планетарных.

Передача (рис. 40) состоит из волнового генератора 1 (водила с двумя
роликами), гибкого колеса 2 с наружными Зубьями и жесткого неподвиж-
ного колеса 3 с внутренними зубьями.

Вращательное движение в волновой зубчатой передаче осуществляется
путем волновой деформации гибкого зубчатого колеса, выполненного ’
в форме цилиндрического стакана. В передаче с двумя роликами, образует-
ся две бегущие волны, с тремя—три.	<

Разность чисел зубьев жесткого гж и гибкого zr зубчатых колес при- •"
нимается равной числу волн к:	;

к = Zw zr.

Передаточное число волновой передачи
i = - ®i/co2 = -гг/(гж-гг).	•

Волновые передачи позволяют передавать вращение при передаточных j
числах до 350, а в отдель-

ных случаях до нескольких;
тысяч. Большое число зу-
бьев, одновременно находя-;
щихся в зацеплении, обеспе-'
чивает передачу больших
усилий при незначительных
габаритных размерах эле-‘

Рис. 40. Волновая передача
рис. 41. Механизм поворота башен-
ного крана

ментов передачи. Малые,
скорости скольжения в за-
цеплении обеспечивают
высокий КПД и незна-
чительный износ зубьев.

Недостатками волно-
вых передач являются
сложность конструкции,
невысокий срок службы
гибкого колеса.

Перечисленные особен-
ности планетарных и вол-
новых передач обеспечили
широкое внедрение их в
приводные устройства
строительных и дорожных
машин.

Механизм поворота ба-
шенного крана (рис. 41)
включает двухколодочный
тормоз 1, электродвига-
тель 2 и планетарный ре'-
дуктор с тремя передача-
ми. Центральная солнеч-
ная шестерня 3 каждой пе-
редачи передает вращение
шестерням-сателлитам 9,
установленным на водилах
8. На каждом водиле сво-
бодно установлено по три
сателлита. Последние на-
ходятся в зацеплении с
зубчатыми венцами 4 и
вместе с водилами совер-
шают планетарное движе-
ние относительно солнеч-
ных шестерен. Выходной
вал 6 разгружен от ра-
диальных нагрузок. При-
водная шестерня 5 пово-





Ротного механизма уста-
новлена на радиальных
Подшипниках КОрпуса ре-
дуктора и закреплена на

1

9

в

9

8

9

8

4

7

6

_____________х______ —г валу штифтами 7. При сравнительно малой
^ассе и небольших габаритных размерах планетарный редуктор обес-
печивает передаточное число, равное 258.
колесных машин (рис. 43),

Вращение

Рис. 42. Кинематическая схема многоско» -
ростнон лебедки с планетарным мехашти^у?

Использование в крановых ло.
бедках планетарных механизмов ’

позволяет получать несколько раз- ;

личных скоростей,
крана БК 1000 (рис.

Так, лебедка •
42) благодаря ;

установке двух электродвигателей ?
и планетарной передачи обеснечи- .
васт четыре различных скорости^
навивки каната на барабан, причеьк’

минимальная и максимальная ско-

рости различаются в 5—10 раз. 1
Дифференциалы и планетарные^
передачи с неподвижными зубча-

тыми венцами часто используют*
в движителях самоходных пневмо-И

от

трансмиссии

главной передачи, к которой прикреплено водило с

передается

осями 8

шестерне 7

сателлитов,.

находящихся в зацеплении с солнечными шестернями 9 дифференциала. Сол-'

вечные шестерни 1 планетарных передач, встроенных в ходовые колеса,-
передают вращение сателлитам 2, обегающим неподвижный венец 3. При
этом вращение передается ступицам 4 с тормозными барабанами 5 и пнсв-'
моколесами 6. Аналогичные планетарные передачи встраивают в мотор
колеса с гидравлическими или электрическими двигателями. Планетарные,
редукторы, размещаемые внутри приводных барабанов ленточных конвей-
еров и грузовых лебедок, позволяют существенно снизить металлоемкость
приводных систем. Применение планетарных механизмов в конструкцш
роторных бетоносмесителей обеспечивает интенсификацию процесса пр.

готовления качественных смесей.

Рис. 44. Схема волновом передачи крана
Рис. 43. Ведущий мост скрепера с планетарными передачами
Волновые передачи позволяют создавать приводы с большими переда-
точными числами, что существенно упрощает конструкцию приводного
механизма. Использование в механизмах поворота волновых передач по-
зволило в 2—2,5 раза снизить массу редукторов при передаточных числах
волновых передач 258 и 365. Схема волновой передачи крана показана на
рис. 44. От двигателя 2 вращение зубчатой парой 3 передается дисковому
генератору волн 5. Гибкое колесо 4 вращается относительно неподвижного
колеса 1 и передает вращение ведомому элементу, 6.

§ 22.	ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ С ГИБКОЙ СВЯЗЬЮ

К фрикционным относятся передачи, сообщающие движение ис-
полнительному органу путем трения между ведущим и ведомым звеном
механизма. Контакт между этими звеньями может осуществляться либо
непосредственно, либо через гибкий тяговый орган. В ленточных транспор-
терах ведущим звеном привода является приводной барабан, получающий
вращение от двигателя, а гибким тяговым органом — специальная транс-
портерная лента, выполняющая одновременно и роль исполнительного
(грузонесущего) органа (рис. 45, в). В лифтовых подъемниках, канатных
транспортерах, трелевочных установках ведущим звеном являются шкив
или барабан, а гибким тяговым органом — канат (рис. 45, я, б)

Составной частью ленточных и канатоведущих передач являются на-
тяжные устройства, создающие необходимое начальное натяжение между
гибким тяговым органом и ведущим звеном привода. Барабан или шкивы,
непосредственно связанные с натяжным устройством, называются на-
тяжными; они же обычно выполняют и роль направляющих звеньев.

Фрикционные передачи отличаются не только типом и конструкцией
гибкого тягового органа и ведущих звеньев (барабанов, шкивов), но и чис-
лом последних, схемой запасовки гибкого тягового органа, расположением
оси вращения барабана или канатоведущего звена.

В основе работы фрикционных передач с гибкой связью лежит соотно-
шение, найденное Л. Эйлером,

$яб = W1,	(21)

где SH6—натяжение участка гибкого тягового органа, набегающего на ве-
дущее звено передачи; Scq — натяжение участка гибкого тягового органа,
сбегающего с ведущего звена передачи; е = 2,718— основание натурально-
го логарифма; f—коэффициент трения между ведущим звеном и гибким
тяговым органом; ос—угол обхвата ведущего звена (барабана, шкива) гиб-
ким тяговым органом.

При работе привода на тормозном режиме

$сб = *^нбе^-

Тяговое усилие фрикционных передач с гибкой связью определяется по
формуле

P = SH6-Sc6 = Sc6(e'«-l).	(22)

Канатоведущие передачи с желобчатыми шкивами. Как следует из фор-
мулы (22), тяговое усилие фрикционной передачи тем больше, чем больше
натяжение сбегающей ветви гибкого тягового органа и чем больше значе-
ние показателя х = fa (назовем величину х показателем тяговой способно-
сти передачи). Увеличение тягового усилия передачи за счет увеличения на-
тяжения 5сб (это натяжение иногда называют монтажным), хотя и просто
в техническом отношении, но связано с нежелательным возрастанием на-
грузки на опоры натяжного барабана или шкива и с повышенной вытяж-
кой гибкого тягового органа. Более предпочтительным является второй
способ—увеличение показателя/а тяговой способности.

Значение показателя тяговой способности зависит от двух параме-
тров— коэффициента трения/ и угла обхвата а. Первый в свою очередь
зависит от материала и конструкции взаимодействующих поверхностей ба-
рабана или канатоведущего шкива передачи и гибкого тягового органа.
Так, для резиновой ленты и чугунного обточенного барабана/= 0,254-0,35;
Для барабана, футерованного резиной,/= 0,35 ч-0,45. Значение коэффициен-
та трения для каната, свитого из стальной проволоки, и чугунного обода
шкива в среднем составляет 0,07—0,12; для шкивов, футерованных дере-
вянными брусками, кожаной лентой или алюминием, / = 0,20 4- 0,30; для
шкивов, футерованных специальной пресс-массой / = 0,30 4- 0,35.

Первый способ повышения коэффициента трения состоит в замене ка-
натов односторонней свивки канатами крестовой свивки.

Применение смазки канатов для канатоведущих передач нежелательно,
так как при этом снижается коэффициент трения. Но в связи с тем, что при
работе без смазки срок службы канатов резко уменьшается, рекомендуется
пропитывать ею сердечник каната, при этом на ободе шкива образуется
тонкая антикоррозионная пленка.
Рис. 46. Канавка:

а,. б — полукруг лая без подреза и с подрезом; в, г — цилиндрическая без подреза и с под- '
резом; д — клиновидная

Вторым способом повышения коэффициента трения является футеровка >
обода канатоведущего шкива фрикционными материалами. Однако она
имеет весьма существенный недостаток — быстро изнашивается и требует
замены.	;

Третий способ повышения коэффициента трения, особенно для бараба-
нов и шкивов с чугунным или стальным ободом, состоит в увеличении по- ?
верхности контакта трущихся поверхностей путем нарезания на ободе )
шкива (барабана) специальных канавок (рис. 46), в которые при навивке
укладываются витки каната. Увеличение поверхности контакта приводит
также к снижению давления каната на обод шкива, что способствует повы-
шению их долговечности. Увеличение трения между контактирующими по-
верхностями каната и обода шкива можно учесть некоторым коэффициен-
том у, большим единицы и зависящим от конструкции каната и формы
желоба шкива. При этом расчетное (приведенное) значение коэффициента
трения f =fy, а показатель тяговой способности передачи х = fa. ~

Для определения приведенного коэффициента трения желобчатых шки-
вов можно пользоваться номограммой, предложенной Л. А. Гоберманом 
(рис. 47).

Другим способом повышения показателя тяговой способности фрик- )
ционной передачи является увеличение угла обхвата а. На рис. 48 изобра- )
жена развернутая схема трехжелобчатого канатоведущего шкива. Для •)

Рис. 47. Номограмма для определения коэффициента трения желобчатых канатоведущих шкива*"
Рис. 48. Усилия, действующие в канате трех-
же.юбчатого канатоведущего шкива

большей наглядности три желоба
представлены как три сблокирован-
ных между собой шкива.

Наибольшее натяжение имеет
ветвь каната, набегающая на шкив
I — SY нб, наименьшее — ветвь, сбе-

гающая со шкива III — $зсб. На остальных участках канат имеет следую-

щие натяжения:

5знб - $2 сб = $з.сбеж;

$2 нб “ $ 1 сб ~ $2 Сб® = сб^2Х*

В соответствии с этим окружные усилия будут равны:

на III шкиве Р3 = S3 сб(ех - 1) = Srain(ex - 1);

на II шкиве Р2 = S2 сб(ех - 1) = 5minex (ех - 1);

на I шкиве Рх = S3 сб (е* - 1) = Smine2x (ех - 1).

Как видно, наибольшее окружное усилие развивается на I шкиве (или
на первом желобе шкива), а наименьшее — на III шкиве, причем при оди-
наковых радиусах каждого шкива и одинаковых для них значений показа-
теля х' тяговое усилие каждого последующего шкива будет снижаться про-
порционально величине ех.

Общее тяговое усилие такой передачи определяется как сумма
окружных усилий, реализуемых на каждом канатоведущем шкиве или по
дуге обхвата каждого желоба шкива.

Канатоведущие передачи с зажимными шкивами. Увеличение угла обхва-
та канатоведущих шкивов, связанное обычно с увеличением их ширины,

массы или числа, приводит к усложнению конструкции привода и увеличе-
нию его размеров. Этого недостатка можно избежать, заменив обычные

канатоведущие шкивы специальными, на ободе которых крепятся автома-
тически действующие зажимы (рис. 49, а).

Рис. 49. Канатоведущий шкив с автоматически действующими зажимами:

17 конструкция зажима; б — силы, действующие на участке обхвата каната зажимом
Принцип действия зажимов основан на том, что натяжения S; нб и 5ic6 •’
набегающего и сбегающего с i-ro зажима участков каната создают pa- 1
диальное усилие R,, которое смещает ось зажима вниз, к центру шкива 1
(рис. 49,6); при этом нижние плечи рычага зажима, опирающиеся на обод J
шкива, расходятся и зажим, действуя как ножницы, зажимает канат. При
выходе каната из зажима усилие R: исчезает и рычаги зажима с помощью i
стягивающей их пружины (или другого устройства) освобождают канат.

Основной характеристикой зажимов является их передаточное отноше-
ние i3, равное отношению усилия Q(, сжимающего канат, к силе К.;

h = QJR,

Важным условием нормальной работы канатоведущих шкивов с зажи- 1
мами является отсутствие проскальзывания каната в зажимах. Установим,
когда оно выполняется.	)

Сила трения между канатом и рабочими поверхностями зажима л

Fi = Qif = Rii3f = Rif',	j

где f’=fi3—приведенный коэффициент трения.	j

Из-за разности натяжений каната в зажиме возникает касательное ?
усилие

Ъ = (S; нб — Sj сб) cos (az/2),

стремящееся сместить канат в направлении своего действия, и радиальное
усилие

Ri = нб 4" $i сб) sin (ас/^)>

где 7..—центральный угол между соседними зажимами шкива.

Очевидно, что проскальзывание каната в зажиме будет отсутствовать,
если 7] < F; или

(X	ос

(Si нб - Si сб) cos < (S/нб + 5>сб)/' sin -у.

Преобразуем это выражение, разделив обе его части на 5г сб cos (az/2).
Получим

сб сб

2

ИЛИ

1+/'tgT

Si нб

Si сб



откуда

Si нб

Sj сб

l+Z'tg-y

1

Обозначим через к0 правую часть неравенства (23):
l+/'tg^ l+Atg^

W'tg-y

Тогда выражение (23) получит вид

5; нб/Si сб ^о-

(24)

(25)

Таким образом, условие отсутствия проскальзывания каната в i-м за-
жиме канатоведущего шкива выполняется, если отношение натяжений
участков каната, набегающего и сбегающего с данного зажима, не превос-
ходит величины к0, определяемой по формуле (24).

Последним выражением, по существу, определяется то же условие, что
и уравнением Эйлера (21), но для случая, когда угол az не равен нулю,
а число граней z в воображаемой многоугольной призме равно некоторо-
му конечному значению, а не стремится к бесконечности, как это принима-
лось в задаче Эйлера.

Очевидно, что с условием отсутствия проскальзывания каната в зажи-
мах канатоведущего шкива должно быть связано и определение необходи-
мого числа раоочих зажимов с При этом можно воспользоваться номо- Д
граммой, представленной на рис. 50. Кроме zp по номограмме можно 1
найти общий угол обхвата а.	4

Расчет натяжения гибкого тягового органа. От натяжения гибкого тяго- ;
вого органа во многом зависит нормальная работа фрикционной передачи. -
Слишком малое натяжение является причиной проскальзывания тягового •,
органа на барабанах или канатоведущих шкивах и, как следствие этого,
повышенного их износа и потери мощности привода. Излишне большое /
натяжение приводит к усиленной вытяжке гибкого тягового органа, увели-
чению нагрузок на опоры барабанов и шкивов и соответственному увели-
чению сопротивления их вращению.	3

При выборе монтажного (начального) натяжения гибкого тягового ор- ’
тана привода 5сб следует исходить из условия достаточного его сцепления '
с барабаном или канатоведущим шкивом и возможности преодоления со-
противлений движению У Wt благодаря тяговому усилию привода

откуда

Уб

У

е/а — 1

В общем случае суммарное сопротивление движению гибкого тягового ;
органа складывается из сопротивлений, обусловленных трением скольже-
ния или качения гибкого тягового органа по направляющей плоскости, '
образованной настилом или роликами (в ленточных транспортерах), t
огибанием барабанов или шкивов привода Wo, а также сопротивлением на ‘
разгрузочном устройстве Wp, значение которого зависит от типа последне- i
го.

Для ленточного транспортера	:

Wa = дд£(ф cos (3 + sin Р);

ж, ^нбФо’	*

где q—погонная масса, равная для груженого участка транспортера сумме 1
погонных масс перемещаемого груза и ленты, а для порожнего участка— )
погонной массе ленты; д — ускорение свободного падения; L—длина пря-
молинейного (груженого или порожнего) участка транспортера; ф— коэф- ?
фициент сопротивления трения между, лентой и опорной плоскостью J
транспортера (при наличии роликовых опор ф—приведенный суммарный (
коэффициент трения качения ленты по роликам и трения в опорах роли- 1
ков; для прорезиненных лент и роликов на подшипниках скольжения ф = )
= 0,07 ч- 0,08, для роликов на подшипниках качения ф = 0,040 = 0,045); Р—-
угол наклона прямолинейного участка транспортера к горизонту;

— натяжение ленты в точке ее набегания на натяжной или направляю- .
щие барабаны; ф',— коэффициент, учитывающий сопротивления, вызван-
ные огибанием лентой натяжного или направляющих барабанов, ф) =
= 0,05 = 0,10.	)

Для ленточных, а также канатных транспортеров натяжение опреде-’
ляют методом последовательного обхода замкнутого контура гибкого тй-|
гового органа; при этом принимают, что натяжение гибкого тягового ор-
гана в каждой последующей по его ходу точке равно натяжению
в предыдущей точке плюс сопротивление на участке между этими точками.

Поясним этот метод на примере (см. рис. 45, в).

Пусть на участке 3-4 сопротивление Ип;,— 4500 И, а на участке 1 -2 Ип1 - 1280 Н;
коэффициент трения между лентой и приводным барабаном / = 0,35; угол обхвата приводного
барабана лентой а = 180" = 3,14 рад.

По формуле (25) получим

4900+ 1280	6180

5Л- = 5, = -6ТГ3..4-ZT = 3-1 = 3090

Далее находим натяжения в точках 2, 3 и 4 замкнутого контура ленты:

S2 = 5'1 + Щп, _2 = 3090 3- 1280 = 4370 Н;

S3 = S2 + wo2--3 = St + S2 + S2% = 4370 + 4370-0,1 = 4807 H;

St = S„6 = Sy + Жпз_4 = 4807 + 4900 = 9707 H.

Необходимое усилие на натяжном устройстве или вес натяжного груза, как это следует из
схемы,

GH =	+ S3 = 4370 + 4807 = 9177 Н.

Необходимое окружное усилие на приводном барабане

Р = $нб — $сб + ($нб + $сб) Фо + Ир>

где ф0— коэффициент, учитывающий сопротивление, возникающее при
огибании лентой приводного барабана (ф0 = 0,015 -+ 0,02).

Потребная мощность (кВт) двигателя привода транспортера

V = Рг/1000,

где Р в Н, г—скорость гибкого тягового органа, м/с.
Для подъемника (см. рис. 45, а)

$нб = <?каб + gq^L;

$сб = Gnp,

Где Grap—вес кабины подъемника; Grlp—вес противовеса; д — ускорение
свободного падения; qK — погонная масса грузовой ветки каната; L—
Длина прямолинейного груженого участка канатного привода.

При работе привода на пусковом режиме (см. рис. 45, а, б) возникают
Динамические силы

дин = SH6 + Ви; 5сб_дин ~	~ Ри-

Для тормозного режима

$иб.,ЗИН = $нб Р И5 $сб.ДИН ~ ^сб "I" Р и>

Где Р« и Р'и—силы инерции, возникающие соответственно при разгоне
и т°рможении приводного барабана.
Глава VII

ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ

§ 23.	ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

В гидравлических приводах энергия от входного звена механизма
(насоса) к исполнительному органу машины передается с помощью рабо-
чей жидкости. В зависимости от способа передачи энергии жидкостью раз-
личают гидродинамические и гидростатические или гидрообъемные при-
воды. В приводах первого типа энергия передается в основном за счет
изменения скорости жидкости (ее кинетической энергии), в приводах второ-
го типа—за счет статического давления жидкости.

Рабочая жидкость в гидроприводах несет еще и дополнительные функ-
ции, являясь смазывающим и антикоррозионным материалом.

В гидросистемах строительных и дорожных машин в качестве рабочих’
жидкостей применяют масла на нефтяной основе, добавляя к ним присад-
ки для улучшения их эксплуатационных свойств.

Принцип работы и привод в действие исполнительных органов меха-
низмов машины определяется принципиальной гидравлической схемой ги-
дросистемы, на которой в соответствии с ГОСТ 2.704—76, 2.781—68
и 2.782^68 изображаются основные элементы привода и характер их со-
единения между собой и с ведущим звеном системы (табл. 13). В качестве

13. Обозначения некоторых элементов гидроприводов на гидравлических схемах

Наименование элемента	Условное обозначение
Насос постоянной подачи:  а)	с постоянным направлением потока  б)	с реверсивным потоком	ф  ф ]

Насос с регулируемой подачей:

а) с постоянным направлением потока

б) с реверсивным потоком
—	i'"  Наименование элемента	Условное обозначение
	  Насос-мотор нерегулируемый (работает как- насос или как мотор):  а)	при одном и том же направлении потока  б)	при различных направлениях потока  в)	при любом направлении потока	ф ф ф
Гидромотор (общее обозначение)	ф
Гидромотор регулируемый:  а)	с постоянным направлением потока  б)	с реверсивным потоком	%
Гидромотор нерегулируемый:  а) с постоянным направлением потока, у которого частота вращения вала изменяется при переменной величине потока;  б; с реверсивным потоком, у которого вал может вращаться1 в обе стороны с частотой, зависящей от величины потоки	ф ф
Гидроцилиндр двойного- действия со штоком:  а)	односторонним  б)	двухсторонним  —— 		‘yl 111
Наименование элемента

Четырехходовой золотниковый распределитель:
а) с гидравлическим управлением
б) с электрическим управлением

Клапан обратный

Дроссель:

а)	нерегулируемый (демпфер)

б)	регулируемый

примера рассмотрим принципиальную схему гидросистемы, показанну
на рис. 51.

Эта гидросистема включает в себя три подсистемы, которые на рисуи
условно очерчены штрихпунктирными линиями. Подсистема а предназн
чена для привода рабочего оборудования машины; подсистема б—

привода механизма передвижения машины и подсистема в — для приво,
механизма управления машины (складывания ходовой рамы или поворо1
колес). Каждый из приводов этой гидросистемы приводится от своих и
сосов, а они в свою очередь — от общего двигателя машины.

По схеме циркуляции жидкости гидравлические схемы подразделяют
на открытые и замкнутые. Открытой является схема, в которой насос
сасывает рабочую жидкость из гидробака, нагнетает ее в гидродвигате
откуда она возвращается в гидробак и затем снова поступает в насос. !
мкнутой является такая схема, в которой рабочая жидкость из гидродви
теля возвращается в насос, минуя гидробак. Первый вид схемы обыч

применяют при использовании гидромоторов возвратно-поступателы

движения (гидроцилиндров), а второй — при использовании гидром от*

вращательного движения.

§ 24. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ

Гидродинамические приводы нашли широкое применение в ю
струкциях современных самоходных машин для привода механизмов пе
движения. Эти приводы кроме гидравлических элементов—гидрому
Рис. 51. Гидравлическая система фронтального погрузчика с шарнирно-сочлененной ходовой
рамой

или гидротрансформатора и системы их питания рабочей жидкостью—со-
держат и элементы механической передачи — коробку передач (КП), редук-
тор отбора мощности, карданный вал, главную передачу ведущих мостов.
Такие передачи часто называют гидромеханическими.

На рис. 52, а показан общий вид гидромуфты. Ее основными элемента-
ми являются: насосное колесо 1, приводимое от вала двигателя, турбинное
колесо 2, жестко связанное с выходным валом передачи, и охватывающий
его вращающийся кожух. Насосное колесо, вращаясь, сообщает кинетиче-
скую энергию потоку жидкости, которая, взаимодействуя с лопастями тур-
бинного колеса, приводит последнее во вращение. Выйдя из турбинного
колеса, жидкость снова поступает к насосному колесу муфты; таким обра-
зом, между обоими колесами осуществляется замкнутая циркуляция жид-
кости. При этом, однако, происходят некоторые потери энергии, в резуль-
тате чего частота вращения выходного вала на 2—3% меньше частоты
вращения входного.

Вместе с тем валы, соединенные гидромуфтой, могут вращаться незави-
симо друг от друга: выходной вал может быть неподвижным при враще-
«ИИ входного или иметь частоту, значительно отличающуюся от частоты
Вращения входного вала.

Гидромуфты имеют следующие характерные особенности:

1)	плавное трогание с места и плавный разгон;

•2) отсутствие трущихся элементов и, как следствие, отсутствие износа
Деталей муфты;
Рис. 52. Основные элементы гидродинамического привода:
а —гидромуфта; б — гидротрансформатор
Рис. 53. Механическая характеристика:

а — гидромуфты; б — непрозрачного гидротрансформатора; е — прозрачного гидротрансфор-

матора

3)	бесшумность работы;

4)	надежность в эксплуатации;

5)	высокий коэффициент полезного действия, равный 0,96—0,97.

На рис, 52, в показан общий вид гидротрансформатора. Кроме турбин-
ного колеса 1 и насосного колеса 2, жестко связанного с ведущим валом 3,
гидротрансформатор имеет специальный реактивный элемент—реактор 4,
установленный между насосным и турбинным колесом. Благодаря этому
элементу, создающему реактивный момент, можно не только изменять ча-
стоту вращения, но и крутящий момент, передаваемый от входного вала
к выходному.

На рис. 53, а показаны механические характеристики гидромуфты и ги-
дротрансформаторов, устанавливающие зависимость между передаваемым
крутящим моментом М и частотой вращения выходного вала.

Как следует из механической характеристики гидромуфты (рис. 53, а),
снижение частоты вращения ит выходного вала турбинного колеса вызы-
вает увеличение передаваемого на этот вал крутящего момента. При этом
на участке характеристики (ит—ин, где ин—частота вращения насосного
колеса) увеличение крутящего момента при снижении частоты вращения
выходного вала происходит особенно интенсивно, что обусловливает
устойчивую работу муфты. Подобный характер механической характери-
стики гидромуфты обеспечивает автоматическое регулирование частоты
вращения выходного вала в зависимости от сопротивления движению ма-
шины и тем самым способствует более экономичной ее работе. Действи-
тельно, при движении на тяжелых участках пути из-за возросшего сопро-
тивления движению скорость машины снижается, но при этом увеличи-
вается крутящий момент, передаваемый к ее ведущим колесам, за счет
чего машина легче преодолевает этот участок пути. Но как только сопро-
тивление движению снизилось, скорость машины увеличивается, крутящий
Момент, развиваемый приводом, соответственно уменьшается, что благо-
приятно отражается на нагружении элементов привода и его экономично-
сти.

Коэффициент полезного действия гидромуфты определяется отноше-
нием мощностей Nr и N№ на выходном и входном валах:
Нг. М — ^т/-^Н — -Мт,!т/(МнИн)-	•

Отсюда следует, что потери мощности происходят по двум причинам: из,
за потерь, связанных с преодолением различных сопротивлений (сопроти
вления трения в опорах колес муфты, сопротивления воздуха их вряп^
нию), в результате чего моменты на турбинном колесе муфты Мт всегда
меньше момента Мн на насосном колесе и из-за потери частоты вращений
на выходном валу (нт < пи).

Без учета первых потерь (Мк к Мт)

Л г. м = ит/ин = д. м>

где . м—передаточное отношение от турбинного колеса к насосному.
Рассмотрим работу гидротрансформатора. Из-за наличия реактора
в гидротрансформаторе создается реактивный момент Мр. При этом спра»
ведливо равенство	.»

Мн + Мр — Мт = 0 или Мн + Мр = Мт.	\

Преобразующая способность гидротрансформаторов оценивается коэф-
фициентом трансформации Xr.Tj равным отношению моментов на турбин-
ном и насосном колесах:

Кг. т = Мт/Мк = 1 ± Mp/Mi{.

КПД гидротрансформатора

Т]г. т =	= МуНг/ (МНПН) = Кр. TZp. т.	'I

На рис. 53, б, в показаны механические характеристики гидротрансфор>
маторов. Из характеристики, представленной на рис. 53,6, видно, что кр
тящий момент Мн на входном валу остается постоянным во всем диапаг
не изменения частоты вращения выходного вала, тогда как момент j
выходного вала изменяется в широких пределах. При этом значения j
и п автоматически изменяются при изменении внешнего сопротивления-
увеличением последнего снижается частота вращения выходного вала (:
ла турбины) и увеличивается крутящий момент на нем. Но как в нерве
так и во втором случае частота вращения и нагрузка вала двигателя (с к
торым связано насосное колесо) практически не изменяются, что благ
приятно сказывается на его работе. Гидротрансформатор, имеющий таку
характеристику, называется непрозрачным.

Механическая характеристика, показанная на рис. 53, в, отличается <
только что описанной тем, что крутящий момент на входном валу :
остается постоянным при изменении момента на выходном валу: увелич
ние момента Мг вызывает увеличение момента Мп, а следовательно, и м
мента на валу двигателя. Такой гидротрансформатор уже не полностг
защищает двигатель, но зато позволяет максимально использовать его 1
говые возможности. Гидротрансформаторы с подобной характеристика
называются прозрачными.

Степень прозрачности гидротрансформаторов оценивается коэффицие
том прозрачности

^г.тпих — л пглу)1 ~ 1)>
где Мн (Кг т max) — крутящий момент насосного колеса при работе гидро-
трансформатора в режиме трогания, т. е. в режиме, когда турбинное
колесо еще заторможено (Мтщах, и = 0) и Кг т = Кгт тах; Мн(Кг т=1 —
крутящий момент насосного колеса в режиме, когда наступает равенство
моментов на входном и выходном валах (Мн = Мт) и Кг т — 1.

Нетрудно заметить, что для непрозрачных гидротрансформаторов
Мн(АД,ттах = Мв(кг.т=1) и Яг.т=1. Обычно считают, что трансфор-
маторы, для которых 17г, т = 1 ч-1,2, являются практически непрозрачными.
Гидротрансформаторы, для которых 77г т>1,2, относят к категории про-
зрачных. Если Пг. т < 1,0, то гидротрансформатор обладает обратной про-
зрачностью, при этом по мере увеличения момента на выходном валу мо-
мент на входном валу уменьшается.

В гидромеханических передачах современных машин все чаще приме-
няют коробки скоростей, в которых отдельные передачи, например переда-
чи переднего и заднего хода, переключаются с помощью фрикционных
многодисковых муфт, приводимых от гидравлической системы ма-
шины. Применение таких муфт позволяет переключение передач произво-
дить под нагрузкой, не сбрасывая «газа», что снижает утомляемость опе-
ратора машины и ускоряет сам процесс переключения, а это, в свою
очередь, позволяет повысить производительность машины.

К недостаткам гидромеханических передач следует отнести несколько
меньший КПД и несколько большие габаритные размеры, чем у механиче-
ских передач.

§ 25. ОБЪЕМНЫЙ ГИДРОПРИВОД

Основными элементами объемного гидропривода являются: ис-
точник гидравлической энергии—насос; приемник гидравлической энер-
гии— гидродвигатель; органы распределения и регулирования гидравличе-
ской энергии; органы защиты — предохранительные клапаны; вспомога-
тельная аппаратура—баки, фильтры, трубопроводы.

Насос и гидродвигатель — машины объемного действия. Насосом назы-
вается машина, преобразующая механическую энергию, приложенную
к его валу, в энергию жидкости. В этом случае жидкость, заключенная во
внутреннем объеме (камере) насоса, вытесняется из нее с помощью «меха-
нических вытеснителей» — поршней, лопастей и других подобных элемен-
тов. В гидродвигателе энергия жидкости преобразуется в механическую
энергию его ведомого звена. В этом случае жидкость, поступающая от на-
соса в камеру гидродвигателя, сама является «вытеснителем», сообщаю-
щим движение поршням, лопастям, плунжерам и другим элементам гидро-
Двигателя непосредственно или через передаточный механизм.

С конструктивной точки зрения насосы и гидродвигатели обычно
являются обратимыми, т. е. каждый из них можно использовать либо как
насос, либо как гидродвигатель.

Объемный гидропривод работает следующим образом (рис. 54). Двига-
тель 2 приводит в действие насос 3, который, всасывая жидкость из бака /,
вытесняет ее в нагнетательную (или напорную) линию гидросистемы
11 подает через предохранительные клапаны в золотниковые гидрораспре-
Механизмы подъема стрелы и поборота рукояти (поз 7,8)
и управления ковшом (поз. 9)

Рис. 54. Принципиальная схе-
ма и основные элементы объ-
емного гидропривода

Гидродбигатель

Звездочка (ведущее
колесо) гусеничного
движителя

Механизм поборота платформы (поз 6)
Гадродбигатель
Поборотная
платформа

Механиз передвижения (поз.5)

делители 4. Управляя потоком жидкости, распределители направляют ее
к гидродвигателям механизмов машины. Для экскаватора, изображенного
на рис. 54, рабочая жидкость от распределителей направляется к гидродви-
гателям механизма передвижения 5, поворота платформы 6, подъема;
стрелы и рукояти 7 и 8 и управления ковшом 9. От гидродвигателей жид-
кость при соответствующих положениях рабочих элементов распределите-
ля отводится в сливной трубопровод, откуда поступает в бак или непос-
редственно во всасывающую камеру насоса.

Насосы и гидродвигатели. Различают насосы и гидродвигатели с вра-
щательным (гидромоторы), поворотным и поступательным (гидроци-
линдры) движениями выходного звена.

К насосам с вращательным движением выходного звена относятся ше-
стеренные и лопастные (пластинчатые), широко используемые в гидропри-
родах экскаваторов и кранов.

Основными элементами шестеренных насосов (рис. 55, а) являются валы
шестерен 1 и 6, установленные в корпусе 5 на плавающих втулках 4, вы-
полняющих роль подшипников скольжения. Корпус насоса закрывается
крышкой 3. Перекос втулок-подшипников из-за неодинакового давления во
всасывающей и нагнетающей камерах насоса устраняется путем установки
специальных пластин 7, обтянутых резиновым кольцом.

Жидкость, просачиваясь вдоль валов, через отверстие 2 в крышке 3
и отверстие в ведомой шестерне, поступает во всасывающую камеру
насоса.

Принцип действия шестеренных насосов основан на том, что зубья ше-
стерен, входя в зацепление, выталкивают рабочую жидкость из впадин ме-
жду зубьями в нагнетательную камеру двигателя, а с другой стороны,
в местах выхода зубьев из зацепления, образуется вакуум, вызывающий
всасывание жидкости.

Шестеренные насосы имеют постоянную подачу и работают в диапазо-
не 500—2500 об/мин при низком пусковом моменте; их КПД в зависимо-
сти от частоты вращения, давления и вязкости жидкости колеблется
в пределах 65—85%.'

Подача шестеренных насосов (см3/мин)

Q = 2nzm2bn,

где z—число зубьев ведущей шестерни; т—модуль зацепления шестерен;
Ъ—ширина шестерни; п—частота вращения ведущей шестерни, об/мин.

Основными элементами лопастных насосов (рис. 55,6) являются веду-
щий вал 7, установленный на шарикоподшипниках в корпусе Г насоса; ро-
тор 5, эксцентрично расположенный на шлицевом конце ведущего вала;
пластины 6, установленные в пазах ротора. Подвод и отвод рабочей жид-
кости осуществляется через отверстия в крышке 4 корпуса насоса. Для
обеспечения контакта пластин с внутренней поверхностью корпуса (стато-
ра) 2 насоса применяют пружины 3.

При вращении ротора между выступающими лопастями образуются
камеры, переносящие рабочую жидкость из полости всасывания в полость
нагнетания. При этом чем больше эксцентриситет е ротора-, тем больше
подаваемый объем жидкости. Благодаря уносу жидкости из полости
всасывания в ней образуется вакуум, засасывающий жидкость из бака. При
Уменьшении эксцентриситета до е = 0 жидкость не подается в нагнета-
тельный трубопровод, а только циркулирует в насосе. Изменяя направле-
ние эксцентриситета ротора (это обычно делается путем соответствующего
смещения статора), можно изменить направление потока жидкости, не ;
меняя направления вращения ротора.

Подача лопастных насосов

e = 2n(Ib(r2-rf,),

где b—ширина пластин; гс и гр—радиусы статора и ротора соответ
венно.

Лопастные насосы рассчитаны на давление в гидросистеме до 14—17 М
(140 — 170 кгс/см2), КПД'составляет 0,80—0,85.

На рис. 55, в показана схема регулируемого аксиально-поршневого
coca. Принцип действия его следующий. От приводного двигателя вра;
ние передается ведущему валу 1 и упорному кольцу 2, в котором заделг
головки шатунов 3 поршней 4, перемещающихся в цилиндрах 5 насс
Так как ось блока цилиндров имеет наклон по отношению к оси ведуще
вала насоса, то вращение упорного кольца вызывает возвратно-посту
тельное перемещение поршней в цилиндрах. При этом за одну половг
оборота поршень совершает полный ход в цилиндре, а за вторую поло

4 5 6

Рис. 55. Насос:

б — лопастный; в — регулируемый аксиально-поршневой: < — перегулируе
лу оборота этот ход совершается им в обратном направлении. При ходе
поршня вперед (прямой ход) полость цилиндра сообщается с линией нагне-
тания гидросистемы, а при обратном ходе — с линией всасывания.

Подача такого насоса зависит от угла у между осью блока цилиндров
л осью ведущего вала. В регулируемых насосах угол у изменяется при по-
моШп специальной системы управления.

Подача аксиально-поршневых насосов (см3/мин)

Q = 0,T85d2iDn tg у,	(26)

где d— диаметр цилиндров, см; i—число цилиндров; D — диаметр окруж-
ности по центрам цилиндров, см; п — частота вращения вала насоса,
об/мин.

Из формулы (26) следует, что, увеличивая угол у (это приводит к увели-
чению хода поршней за один оборот ведущего вала насоса), можно со-
ответственно увеличить подачу насоса и, следовательно, скорость движе-
ния исполнительного органа механизма. Когда рычаг управления насосом
находится в положении, при котором у = 0, т. е. блок цилиндров и ведущий
вал соосны, упорное кольцо вместе с поршнями и блоком цилиндров вр
щается вокруг продольной оси насоса, не сообщая поршням возвратно-®
ступательное движение; в этом случае исполнительные органы механизх
оказываются заторможенными;

В отличие от регулируемых насосов в нерегулируемых аксиально-пори
невых насосах угол у не изменяется (рис. 55, г). При установке этих насосс
в систему включают специальные устройства (дроссели, клапаны), с in
мощью которых осуществляется регулирование скорости.	f

Аксиально-поршневые насосы способны создавать наиболее высок<
давление нагнетания, а так как современные тенденции развития приводе
в дорожных и строительных машинах направлены на повышение давлеш
рабочей жидкости в гидросистеме, то насосы этого типа находят сейч;
все большее применение.

Регулируемые и нерегулируемые насосы и гидродвигатели применяй
в таких сочетаниях: регулируемый насос—нерегулируемый гидродвиг
тель; регулируемый насос—регулируемый гидро двигатель; нерегулиру
мый насос — регулируемый гидродвигатель. Чаще других используют пе
вое сочетание, хотя привод с регулируемым насосом и регулируемы
гидродвигателем является наиболее универсальным, позволяющим полу
чить наибольший диапазон регулирования скоростей.

На рис. 55, д показан радиально-поршневой насос со звездообразны
расположением поршней. Ведущий вал насоса с закрепленным эксцентр!
ком 2 приводится от электродвигателя или двигателя внутреннего сг<
рания (ДВС). При вращении эксцентрик сообщает опирающимся на нега
поршням возвратно-поступательное движение; при этом рабочая жи
кость через соответствующие отверстия в корпусе насоса всасывается 1
резервуара и выталкивается затем поршнями в нагнетательный труб
Провод.

При использовании гидромашины аналогичной конструкции в качест:
гидродвигателя жидкость из нагнетательного трубопровода поступает по
давлением в надпоршневую полость цилиндров. Рабочая жидкость, во:
действуя на эксцентрик, создает за счет эксцентриситета крутящий моме!
на ведущем валу гидродвигателя.

Гидродвигатели последнего типа позволяют получать на выходном в:
лу большие крутящие моменты в широком диапазоне угловых скоросп
и поэтому могут приводить в движение исполнительные органы машин
без промежуточных редукторов или с редукторами, имеющими небелый
передаточные числа. Такие гидродвигатели принято называть высоком
ментными.

Высокомоментные гидродвигатели особенно большое распространен)
получили за рубежом. Среди них следует отметить семейство гидродвиг
телей итальянской фирмы «Рива Кальцони» (табл. 14), рассчитанных 1
номинальное давление 21 МПа (210 кгс/см2), максимальное 25 МГ
(250 кгс/см2) и кратковременное (пиковое) 32 МПа (320 кгс/см2). При ном)
нальном давлении эти гидродвигатели имеют устойчивую частоту вращени
не превышающую 1 об/мин (минимальная частота вращения 1 об/мИЯ
Общий КПД гидродвигателей высокий (0,85—0,90).

Для привода рабочего оборудования погрузчиков, экскаваторов, скреп
ров, бульдозеров и многих других строительных и дорожных машин пр
126
14 Основные параметры гидродвигателей «Рива Кальцони»

Параметр	Типоразмер						
	МР450	МР700	МР1100	МР1800	МР280	МР4500	МР7000
рабочий объем, см’/об Частота вращения вала, об/мин:	452	707	1126	1809	2780	4503	6993
номинальная ....	140	120	100	80	60	40	30
максимальная  Фактический крутящий момент кН  м при номи- нальной угловой скоро- сти и давлении (МПа):	400	340	280	220	170	120	80
21		1,386	2,16	3,53	5,68	8,74	14,00	21,70
25	  Фактическая мощность (л. с.) при номинальной угловой скорости и дав- .пении (МПа):	1,65	2,57	4,16	6,70  *	10,30	16,48	25,60
21		27	39,6	52,5	68	77,5	84,2	98
25	  Габаритные размеры, мм:	32,5	47	62,8	81	92	101	116,2
диаметр		354	'405	462	548	642	766	856
длина 		372	396	434	504	562	675	725
Масса, кг		75	100	140	210	310	510	680

меняют гидродвигатели возвратно-поступательного движения—гидроци-
линдры.

Основными элементами гидродвигателей возвратно-поступательного
движения (рис. 56) являются корпус цилиндра 6, поршень 8, шток 2 с про-
ушиной 1, крышка ID с гайкой 3, грязесъемник 4, уплотнительные кольца
(или манжеты) 5; 7; 9. Для того чтобы избежать жесткой остановки порш-
ня в конце хода, в конструкции гидроцилиндров предусматривают спе-
циальные демпфирующие (амортизирующие) устройства, которые обеспе-
чивают плавное замедление движения поршня. Наиболее распространены
концевые демпферы, выполненные в виде кольцевых выточек в торцовой
задней части и в крышке цилиндра, куда выдавливается жидкость при пря-
мом и обратном ходе поршня.

Гидроцилиндры с возвратно-поступательным движением поршня могут
быть одностороннего (простого) и двустороннего (двойного) действия
(рис. 57). В первых движение поршня и штока осуществляется под действием
рабочей жидкости только в одном направлении. Обратное движение проис-
Рис. 57. Гидроцилиндры:

й — одностороннего действия; б — двустороннего действия; 1 — обратный ход при действие Я
внешнего усилия; 2 — прямой ход при действии внешнего усилия; 3 — обратный ход при?
действии пружины; 4 — прямой ход при действии пружины; 5 — б.ез амортизации; 6 — с мае- "А
ляной амортизацией в обеих полостях цилиндра; 7, 8 — с масляной или воздушной аморт».’<ж
задней в одной полости цилиндра	: :Д|.

ходит под действием внешних сил или пружины. В гидроцилиндрах дву-Ж
стороннего действия поршень и шток в обоих направлениях движутся подЛ|
действием рабочей жидкости; эти гидроцилиндры могут быть с односто-.
ронним или двусторонним штоком.	"Я

На рис. 58 показаны способы крепления гидроцилиндров.	Д

Материал для изготовления цилиндров выбирают с учетом давления 4
рабочей жидкости. При давлениях жидкости, не превышающих 7—8 MUjt ч
(70—80 кгс/см2), материалом для цилиндров может служить чугун; при бо-J*
лее высоких давлениях цилиндры изготовляют из стального литья или ИЗ/ЙВ
катаных труб. Поршень выполняют из тех же материалов, но нередко при" »
стальном цилиндре поршень делают из чугуна и, наоборот, при чугунном Ц
цилиндре—из стали. Перспективным является применение полимерных'’ж
материалов для изготовления поршней, а также уплотнений и защитных <
колец гидроцилиндров.	Ж

Наибольшее распространение в гидроцилиндрах получили манжетный
уплотнения, имеющие в поперечном сечении (7-или ^образную формул $
и кольцевые уплотнения прямоугольного и круглого сечений. Традицией
онным материалом для уплотнений служат резиновые смеси и их комбИаК*
нации с различными тканями. Наилучшим образом зарекомендовали ceS^B
кольцевые уплотнения круглого сечения, изготовленные из нитриловой рвДВ
зины и полиуретана, надежно и длительно работающие при давлениях Д^Ж
35 МПа (350 кгс/см2). При предохранении кольца от выдавливания в зазвав
ре эти уплотнения хорошо работают и при значительно более высоких.
влениях. Важным преимуществом кольцевых уплотнений круглого сеченяяЯ
является также сравнительно небольшая сила трения, которая приблизив»

Рис. 58. Способы крепления гидроцилиндров:

а — зажатием; б — на резьбе; в, г —фланцем: д — на кронштейне; е — при помощи
ж — при помощи проушины с отверстием или с шаровым шарниром
дельно в 10 раз меньше, чем у манжетных уплотнений, работающих при
таком же давлении жидкости.

Мощность, развиваемая на валу насоса, зависит от расхода Q, давления
р рабочей жидкости в гидросистеме и общего КПД р насоса, учитывающе-
го потери на трение в механических элементах насоса (1]м), потери напора
жидкости в системе насоса (т|г) и объемные потери (р0), складывающиеся
из потерь на утечку рабочей жидкости из системы, потерь перетекания
жидкости из одной камеры (полости) в другую (например, из области на-
гнетания в область всасывания) и их потерь от неполноты наполнения:

Х.,= 0,001 Qpp,

где О в м3с, р в Па.

Общий КПД насоса

г] = ПоПгПм-

Частота вращения вала насоса (об/мин)

/1н = 60б/(ф-|о),

где т/—удельный расход жидкости, м3/об (величина q называется объем-
ной постоянной насоса; она определяет количество жидкости, подаваемое
насосом за один оборот вала).

Крутящий момент (Н-м) на валу насоса

Л/л = 0,16гщ.

Мощность, частота вращения и крутящий момент на валу гидродвига-
теля определяются соответственно по соотношениям:

лд = 0,00 iQpn;

= бОбпо/я;

Мд = 0,16дрг]/г|о..

Усилие, развиваемое гидроцилпндром с односторонним штоком при
выталкивании поршня,

Р = 0,785 [(Р1-р2) Р2+р2</2] Пг.

где pj и р2 — давления рабочей жидкости в поршневой и штоковой поло-
стях гидроцилиндра соответственно; D — диаметр поршня; d—диаметр
штока.

Усилие, развиваемое таким же гидроцилпндром при втягивании порш-
ня.

Р = 0,785 [(Р1 - р2) D- - p2d2] П1..	(27)

При ру =0

P = 0,785p2(D2-г/2)г|,.	(28)

Из соотношений (27) и (28) можно сделать важный вывод: увеличить
развиваемое на поршне усилие можно, увеличив только диаметр гидроци-
’ппгдра, диаметр гидроцилиндра и давление рабочей жидкости в гидроси-
стеме или только давление рабочей жидкости без увеличения (или при
одновременном уменьшении) диаметра гидроцилиндра. Последний способ
является, очевидно, наиболее рациональным, так как позволяет при срав-
йигельно небольших размерах элементов гидропривода (а следовательно,
11 при небольшой их массе) получить большие усилия на исполнительных

5 п/р. Гобермана

129-
органах механизмов. Этим обстоятельством и объясняется наметившаяся
в последние годы тенденция к резкому повышению давления рабочей жид-
кости в гидросистемах дорожных и строительных машин. Следует, однако,
отметить, что существует определенный предел целесообразного повыше-
ния давления жидкости в гидросистемах машин, обусловленный не только
резко возрастающими в этом случае требованиями к уплотнительным
устройствам, но и минимально возможными по условиям прочности раз-
мерами элементов гидропривода.

Расход жидкости при подаче ее в поршневую полость гидроцилиндра
с односторонним штоком

Q = 0,785£>21п/г|о,	(29)

а при подаче жидкости в штоковую полость

Q = 0,785 (£)2 - г/2) гп/г10,	(30)

где г’н — скорость поршня.

Как следует из формул (29) и (30), расход жидкости в гидроцилиндрах
двустороннего действия с односторонним штоком неодинаков при прямом
и обратном ходе поршня; расход жидкости в сливную магистраль больше,
чем поступление жидкости в штоковую полость гидроцилиндра в
D~.(D2 — d2) раз, поэтому сечение сливного трубопровода в этом случае
должно быть соответственно больше сечения трубопровода, по которому
жидкость подается в штоковую полость гидроцилиндра.

Для гидроцилиндров с двусторонним штоком расход жидкости при
прямом и обратном ходе поршня одинаков и определяется по фор-
муле (30).

Мощность, развиваемая поршнем гидроцилиндра,

jV = Prnr|.

Продолжительность одного полного хода поршня

t = s/fn,

где s — ход поршня гидроцилиндра.

Основные параметры гидроцилиндров (внутренний диаметр, диаметр
штока, ход поршня и давления) регламентированы ГОСТ 6540—68.

Расчет гидроцилиндров на прочность ведется по допускаемой прочно-
сти на разрыв [ар]. Исходя из этого условия, толщина (мм) стенок для
тонкостенных цилиндров, для которых отношение внешнего диаметра D'
к внутреннему D не превышает 1,2(D'/D	1,2), определяется по формуле

где ct—коэффициент, учитывающий допуск на изготовление труб; D
в мм; ртах — максимальное давление жидкости в гидро цилиндре.

Из технологических соображений толщина стенок гидроцилиндров не
должна быть меньше 8—10 мм.

Штоки гидроцилиндров в зависимости от характера их работы рас-.
считывают только на растяжение или только на сжатие, либо на перемен-
ную нагрузку растяжения и сжатия.

Устройства распределения и регулирования. Управление работой гидро*
Рис. 59. Схема работы гидрораспределителя золотникового типа

приводов состоит в основном в регулировании расхода жидкости, ее рас-
пределении по соответствующим потребителям — исполнительным меха-
низмам и изменении направления потока жидкости в соответствии
с требуемыми движениями рабочих органов. Для выполнения этих функ-
ций используют различную аппаратуру регулирования и распределения по-
тока жидкости.

В качестве распределительных устройств наибольшее применение
в строительных и дорожных машинах находят распределители золотнико-
вого типа (рис. 59).

В зависимости от числа внешних гидролиний гидрораспределители бы-
вают двух-, трех- и четырехлинейными. Двухлинейные распределители,
имеющие напорную линию и линию управления, служат для пропускания
и перекрытия потока жидкости, трехлинейные (напорная, сливная линии
и линия управления) предназначены для управления гидродвигателями
одностороннего действия. Четырехлинейные распределители (напорная,
сливная и две линии управления) применяют для управления двигателями
двустороннего действия.

По числу фиксированных или характерных позиций запорно-регули-
рующего элемента распределители разделяют на двух-, трех-, четырех-
и многопозиционные. Двухпозиционные распределители имеют два фикси-
рованных положения, трехпозиционные — три, четырехпозиционные—
четыре и т. д.

На рис. 59 показана схема работы трехлинейного трехпозиционного
распределителя. На этой схеме позиция I золотника соответствует не-
йтральному положению (все линии управления перекрыты и жидкость
переливается в бак), позиция II — прямому ходу (например, подъему
стрелы рабочего оборудования) и позиция III—обратному ходу (напри-
мер опусканию стрелы).

По конструктивному исполнению распределители могут быть моно-
блочные и секционные, состоящие из отдельных секций, соединенных ме-
жду собой. По схеме соединения золотников различают распределители,
выполненные по параллельной, последовательной или комбинированной
схеме.

На рис. 60 изображен гидрораспределитель, собранный из пяти секций:
- — напорная секция, 3, 4 и 5—рабочие секции и 6—сливная секция. Сек-
ции стянуты одна с другой болтами или шпильками; между секциями
Установлены пластины 7 с отверстиями, через которые жидкость перете-
кает из секции в секцию. В корпусе распределителя расположены предох-
ранительный 8 и обратный 9 клапаны. Управляющими элементами распре-

5*

131
Рнс. 60. Пя гисекционный гидрорас-
npeie.in тедь
делителя являются золотни-
ки 10, перемещающиеся в ра-
бочие положения вручную с
помощью рычагов управле-
ния, а возвращающиеся в
нейтральное положение под
действием пружин 11. Для
крепления корпуса распреде-
лителя к раме машины слу-
жит кронштейн 1.

Описанный распредели-
тель можно использовать,
например, для управления
потоком жидкости, подавае-
мым к исполнительным ци-
линдрам рабочего оборудо-
вания, которые осуществля-
ют поворот ковша и подъем
стрелы, как это показано на
общей схеме гидросисте-
мы (см. рис. 51, участок сис-
темы а).

Усилие управления на ры-
чагах и педалях

^упр = ТТЛп. м>

где Р3 — усилие сопротивле-
ния перемещению золотника;
i — передаточное отношение
от золотника до рычага или
педали управления; т]п.м —
КПД передаточного меха-
низма.

Как следует из приведен-
ных выше формул, изменить
частоту вращения или ско-
рость элементов гидропри
вода можно двумя путями:
изменив расход Q рабочей

жидкости или объем насоса (гидродвигателя). Первый способ регулиро-

вания скорости связан с применением в гидросистеме специальных дрос-
сельных устройств, второй — с использованием регулируемых насосов;
изменяя в последних угол у наклона упорного кольца (качающейся
шайбы), изменяют расход жидкости [формула (26)] и соответственно,
частоту вращения выходного вала насоса или гидродвигателя.

Основным элементом дроссельного устройства является дроссельная.
щайба с постоянным или регулируемым отверстием. Дросселирующее от-
верстие может иметь различную форму — круглую, прямоугольную, треу-
готьную. Проходя через дроссель, поток жидкости из-за встречающегося
на его пути гидравлического сопротивления теряет давление и тем самым
уменьшается подача жидкости к исполнительному органу механизма. При
этом чем больше перекрыто дросселирующее отверстие, тем больше ги-
дравлическое сопротивление и меньше расход жидкости через него.

Для регулирования направления потока жидкости применяют обратные
клапаны, допускающие движение жидкости в одном направлении, и за-
порные вентили. При использовании регулируемого насоса можно изме-
лить направление (вперед-назад) жидкости без применения специальных
клапанов.

Предохранительные гидроклапаны. Для защиты гидросистемы от повы-
шения давления сверх допустимого применяют предохранительные гидро-
клапаны. Повышенные давления в гидросистеме могут создаваться либо
насосом, либо внешними силами, возникающими, например, при торможе-
нии или разгоне механизма при нейтральном положении золотника.

По принципу действия различают предохранительные клапаны прямого
действия, когда жидкость под давлением действует непосредственно на
клапан, и непрямого действия, когда жидкость действует на вспомога-
тельный клапан, который закрывает или открывает проход жидкости из
линии нагнетания в сливную линию. Обычно предохранительные клапаны
с помощью настроечной пружины отрегулированы на давление, превы-
шающее номинальное на 10—20%; при достижении этого давления предох-
ранительный клапан открывается и перепускает жидкость в полость низко-
го давления. При понижении давления жидкости по сравнению
с установленным значением клапан должен надежно закрывать проход
жидкости в полость низкого давления независимо от продолжительности
пауз между открытиями.

Предохранительные клапаны имеют собственный корпус или встраи-
ваются в корпус распределителя и других элементов гидросистемы.

По конструкции клапаны прямого действия могут быть шариковыми,
плунжерными, тарельчатыми или конусными. Последний тип клапанов на-
шел наиболее широкое применение, так как они обеспечивают лучшую
Центровку при посадке на гнездо и имеют более высокую герметичность.

Наряду с предохранительными клапанами в гидросистемах применяют
°оратные или переливные клапаны, которые кратковременно могут выпол-
нять роль предохранительных клапанов, но их основное назначение—под-
держивать определенный перепад давления во всасывающей и напорной
гидролйниях и исключать противоток рабочей жидкости от потребителя,
например гидроцилиндра, во всасывающую линию. Гидравлическими па-
раметрами этих клапанов являются разность давлений в напорной и слив-
ной линиях и перепуск излишка жидкости в линию слива. Переливные кла-
паны обычно выполняют плунжерными.

Очистительные устройства гидросистем. Функции очистительных
устройств в гидросистемах выполняют фильтры и сепараторы. Фильтры,
Редставляющие собой набор сетчатых и пористых элементов, по.ме-
енных в специальном корпусе, служат для очистки рабочей жидкости от
сторонних примесей, являющихся продуктами распада масла, износа
деталей гидропривода и других частиц, попадающих в гидросистему в
внешней среды. Сепараторы служат для отделения твердых частиц путе!
воздействия на них магнитного, электростатического поля или центро-
бежных сил (соответственно магнитные, электростатические и центро-
бежные сепараторы).	}

Тонкость фильтрации рабочей жидкости оценивают по наименьшему
размеру загрязняющих частиц, задерживаемых фильтром. В гидропривод
дах строительных, дорожных и коммунальных машин применяют ли-
нейные фильтры с тонкостью фильтрации 63—40 мкм при работе с шесте-
ренными или 40—25 мкм при работе с аксиально-поршневыми насосами.
Такие фильтры устанавливают в сливных магистралях с давлением не вы/
ше 0,63 МПа (6,3 кгс/см2).	j

Линейные фильтры изготовляют с фильтрующими элементами двух ис-
полнений— с сетчатыми дисками, изготовленными из тканей проволочной;
сетки (ГОСТ 6613—73) и с бумажными цилиндрическими стаканами, оде*
данными в виде фильтрующих штор (перегородок).

§ 26.	ГИДРОАВТОМАТИЧЕСКИЕ УСТРОЙСТВА СИСТЕМ УПРАВ-
ЛЕНИЯ

К гидроавтоматическим относятся устройства, в которых автома-
тическое управление исполнительными органами механизмов в соответ-
ствии с заданными им законами движения обеспечивается гидро аппарату*
рой.

Весьма перспективным является использование гидроавтоматических-
устройств в современных дорожно-строительных машинах (особенно тяже-
лого класса). В таких машинах управление рабочими органами, предназна-
ченными, например, для разработки грунтов, а также управление механиз-
мом передвижения самой машины требует от оператора большого
физического напряжения из-за необходимости частого включения гидро-
распределителя и выполнения большого числа других операций, связанных;
с управлением машиной. Применение в этом случае гидро автоматических’
устройств должно не только облегчить управление машиной, но и способ-
ствовать повышению качества выполняемых ею работ.

В машиностроении широко используют гидроаппаратуру следящего ти-
па, работающую по принципу обратной связи между механизмами, пер
мещающими рабочие органы, и рукояткой или педалью управления. В т
ких системах источники управления, т. е. рукоятки или педали, сах
получают от рабочих органов соответствующие сигналы, которые «по
сказывают» источнику управления, как лучше управлять рабочими орган
ми, сообразуясь с воздействующими на них внешними факторами и зада
ной кинематикой их движения.

Так, например, торможение ковша в верхнем положении у фро
тальных погрузчиков осуществляется обычно либо упором поршня в кр
шку гидроцилиндра, либо перекрытием проходных скон гидрораспредел
теля, в результате чего возникают большие динамические нагруз!
которые не только ухудшают условия работы рабочего оборудования в
•грузчика, но и могут привести к его опрокидыванию. Применение еле;
щей системы в этом случае позволяет производить более плавное тори
134
Рис. 61. Следящая система управления:

а — рабочим органом (ковшом); £ —механизмом поворота колесной машины

жение и более точные остановки рабочего оборудования в верхнем
и нижнем положениях.

Рассмотрим принцип работы следящей системы на следующем приме-
ре (рис. 61, а).

Допустим, что в данный момент времени рабочий орган 1 находится
в покое и связанный с ним шток 2 исполнительного гидроцилиндра непо-
движен. Тогда перемещение рукоятки управления 6 вызовет поворот рыча-
га 3 относительно неподвижной точки О, принадлежащей штоку 2, и со-
ответствующее перемещение золотника 5 относительно корпуса 4. При
этом золотник откроет доступ рабочей жидкости в напорную полость ци-
линдра и поршень со штоком 2 под давлением жидкости переместится на
некоторую величину вперед. Но смещение вперед точки О штока в свою
очередь вызовет поворот рычага 3 вокруг точки А, связанной через со-
ответствующий рычаг с неподвижной теперь рукояткой 6. Поворот рычага
а вокруг точки А приведет к перемещению золотника 2 в обратную сторо-
«У и таким образом исправит ошибку, допущенную в самом начале при
п°вороте рукоятки 6.

В описанной схеме роль обратной связи выполняет рычаг 3, задающего
Устройства—рукоятка 6: следящего устройства—золотник 5 распредели-
теля.
На рис. 61,6 показана схема следящей системы рулевого механизма ко-''
лесной машины. При повороте рулевого рычага с вертикальным валом!
7 против часовой стрелки золотник 8 гидрораспределителя, перемещаясь
вправо, открывает доступ жидкости в поршневую полость исполнительного
гидроцилиндра 12, шток которого, связанный через систему тяг и рычагов
с управляемыми колесами машины 10, поворачивает их по стрелке А (на
схеме условно изображено одно колесо). Жидкость из штоковой полости
исполнительного гидроцилиндра поступает в штоковую полость гидроцц-:
линдра 9; при этом золотник относительно корпуса распределителя сме-
щается влево, открывая доступ жидкости в штоковую полость цилиндра 9.
Шток последнего, перемещаясь под давлением жидкости вправо, вытесняем
рабочую жидкость в штоковую полость исполнительного гидроцилиндра
12, в результате чего управляемые колеса поворачиваются в обратную сто-
рону по стрелке В. В системе предусмотрен обратный клапан 11, обеспечи-
вающий автоматическую подпитку поршневых полостей гидроцилиндров;
9 и 12 в конце хода в любую сторону.

Как видим, в последней системе роль элемента обратной связи выпол-
няет гидроцилиндр 9, задающего элемента—рулевой рычаг с валом 7,
функции следящего элемента, как и в первой системе, выполняет золотник
распределителя.

Глава VIII

ДИНАМИКА ПРИВОДОВ

§ 27.	ДИНАМИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ МАШИН
И ИХ ПРИВЕДЕНИЕ

Под параметром машины понимают показатель, характеризую-
щий отдельные ее свойства или машины в целом. К динамическим параме-
трам относятся показатели, характеризующие динамические свойства ма-

шины, т. е. величину и характер ее нагружения при неустановившемся :
движении, либо характер последнего при воздействии на машину динами-;
чески приложенной силы. Такими параметрами являются, в частности;)
т—масса машины (или ее части), измеряемая в кг;

J—момент инерции относительно оси, равный произведению массы на;
о	о	2.7

расстояние до этой оси во второй степени и измеряемый в кг-м ,<
с — жесткость или упругость элемента, измеряемая в Н/м (линейная,
жесткость) или в Нм/рад (угловая жесткость).	-

В подавляющем большинстве случаев кинематическая схема механизм
или машины, представляющей собой определенную совокупность механи:
мов, оказывается слишком сложной, приводит к не менее сложному расч<
ту, а во многих случаях делает его выполнение невозможным. Это застг

вляет упрощать исходные схемы путем исключения из них определенное

числа масс и звеньев, их соединяющих, сокращения числа сил, нагружав
щих данный объект, и замены действительных масс объекта некоторые
условными (или приведенными) массами, связанными между собой звень.
t также имеющими некоторую условную жесткость. Полученные таким
образом упрощенные схемы обычно называют эквивалентными, так как
результаты расчета по ним должны мало отличаться (или быть эквива-
лентными) от результатов, которые бы могли быть получены без при-
нятых упрощений.

Однако для того, чтобы результаты расчета по эквивалентной схеме
мало отличались от действительных, необходимо, во-первых, правильно
построить эквивалентную схему, в которой число учитываемых масс
объекта соответствовало бы требуемой точности расчета, и, во-вторых,
рассчитать значения приведенных параметров, исходя из определенных
правил.

Приведение масс и моментов инерции. Значение приведенной массы или
приведенного момента инерции определяют из условия равенства кинети-
ческой энергии приведенной массы сумме кинетических энергий масс, ко-
торые она заменяет. Это правило аналитически выражается уравнениями

где /)1лр и Jlip—приведенная масса и приведенный момент инерции со-
ответственно; гПр и соцр — линейная и угловая скорости точки или элемента
приведения; т,- и — масса и момент инерции f-го элемента механизма; г;
и со;--линейная и угловая скорости /-го элемента механизма.

Из этих уравнений находим

Для приведенных масс и моментов инерции характерны те же соотно-
шения. что и для неприведенных:

/;гир = Jup/R2,

1 ле R— радиус исполнительного органа механизма относительно оси его
вращения (например, для механизмов передвижения R — радиус качения
колес или звездочки гусеничного хода; для механизма вращения стрелово-
10 крана Л—расстояние от головки стрелы до оси вращения крана; для
канатно-блочного механизма подъема R — радиус барабана лебедки
11 Т. п. ).
Таким образом, не применяя отдельно формулы (32) и (33), можно Я
воспользоваться одной из них, определив другой приведенный параметр Я
через указанное соотношение.	1

к	I

Знак X в пРавых частях формул (32) и (33) означает, что стоящие под 1
1=1

ним величины должны быть просуммированы для всех к элементов (или I
звеньев) рассчитываемого объекта. Значение к не обязательно должно соот- д
ветствовать общему числу масс рассчитываемого объекта; чаще всего при I
этом ограничиваются учетом небольшого числа масс, принимая в от- J
дельных случаях к — 1, т. е. динамическую модель представляют как одно- |
массовую систему.	|

Пусть требуется определить суммарную, приведенную к ведущим ко-
лесам массу тягача (рис. 62, а), для которого масса поступательно движу- Ц
щихся частей т — И 400 кг; момент инерции вращающихся частей двигателя я
и связанных с ними элементов трансмиссии Ja = 8,5 кг • м2; момент инерции я
вращающихся частей ведущих колес JK = 24,3 кг-м2; номинальная частота Я
вращения вала двигателя пд = 1700 об/мин; радиус качения ведущих колес 1
гк = 0,55 м; скорости движения тягача составляют на I передаче—1,25, Я
на II—2,09, на III — 4,16 и на IV — 8,5 м/с.	Я

Условимся, что будем учитывать массы только трех элементов тягача— Я
поступательно движущихся частей (тягача в целом), вращающихся частей Я
двигателя (и соединенных с ним напрямую элементов трансмиссии) и веду- 
щих колес. Для этого случая формула (32) запишется так:	Я

(\ 2	/	\ 2	/	\ 2	Я

--- +7Д ------ +JK ------ ,	I
1’пр /	\ t’np /	\ ^пр /	’

где индекс «к» для приведенной массы означает, что она приводится к ве- |

дущим колесам машины.

По условию задачи гпр равняется окружной скорости ведущих колес, |
и если последние катятся без буксования, то их скорость равна скорости |
v движения машины. Тогда, принимая г = сокгк, где сок—угловая скорость I
ведущих колес, и учитывая, что отношением год/юк — i определяется переда- |

Рис. 62. Схемы для расчета приведенных масс:
в.—колесного тягача; б—подъемного механизма
точное число трансмиссии тягача, из последнего выражения получим

л1Пр. к = т + А ~2	-у-	(34)

' К	'К

В уравнении (34) последними двумя членами определяется приведенная
масса вращающихся частей механизма передвижения тягача. Обозначим ее
через /ивр. к-

1 ,2 1

Швр.к = Тд 5" i 3" Jr

L ri ri.

Угловая скорость вала двигателя

3,14-1700	_

(0 =----- =----------=1/5.

д 30	30

Угловые скорости ведущих колес на разных передачах находим из со-
отношения юК; = г,7гк:

сок 1=2,27; <вкц=3,80; сокщ = 7,57; coKiv=15,5.

При этом передаточные числа трансмиссии составляют

/1 = 78; щ = 46,8; /щ = 23,5; iiv = 11,45.

Зная угловые скорости вала двигателя, ведущих колес и передаточные
числа трансмиссии, находим приведенные массы.

Передача в транс-

МИССИИ .	.	.    	I	II	III	IV
	171000	61 500	15 500	3680
'"вр.к    .	.	' 171.081	61581	15 581	4761
шпр. к 	182481	72 981	26981	16161

Те же массы тягача можно привести к любому другому месту привода,
например к валу, двигателя. В этом случае, принимая соПр = ®д, по формуле
(33) получим

пли

(35)

Если надо определить не приведенный момент, а приведенную к валу
двигателя массу тпр. д, то пользуются формулой (32) или соотношением
Л’"Р- д = 7Пр.д/г~:

т	1	1

f||np.	—-—Н Тк—.	(36)

/"	г-	г^г

В выражении (36), как и в формуле (34), последними двумя членами
°Г1ределяется приведенная (теперь к валу двигателя) масса тВр.д вращаю-
щихся частей механизма передвижения тягача
1

1

твр.Д

Анализируя полученные данные, можно сделать несколько выводов, ха- J
рактерных не только для рассмотренного примера.	*

Во-первых, суммарная приведенная масса механизмов, имеющих пере-
менные скорости исполнительных органов, также является величиной пере- '
менной.

Во-вторых, зависимость суммарной приведенной массы от переда- '
точного числа механизма означает, по существу, что она зависит от места 
расположения отдельных масс в механизме или, иначе говоря, от его ком* г
поновочной схемы. Очевидно, что с точки зрения снижения приведенной -
к исполнительному органу массы (а это необходимо для снижения динами-"
ческих нагрузок) схемы приводов, в которых двигатель непосредственно;
связан с исполнительным органом механизма (в этом случае передаточное-
число i = 1), имеют очевидные преимущества перед другими схемами. i

Наконец, в-третьих, на величину приведенной массы /ивр вращающихся.^
частей привода наибольшее влияние оказывают массы элементов, вращаю-f
щиеся с большими скоростями (массы двигателя); влияние остальных';
масс снижается пропорционально передаточному числу во второй степени..

Учитывая последнее обстоятельство, массу твр определяют иногда по
упрощенной формуле

тевр. д — S/д 2 ИЛИ JBp д — 0.7д,

где 5= 1,10ч-1,40—коэффициент, учитывающий влияние указанных масс
на приращение приведенной массы вращающихся частей привода.

Рассмотрим еще один пример. На рис. 62,6 показана схема канатно-)
блочного механизма подъема, состоящего из двигателя, редуктора, откры-'
той зубчатой передачи, барабана и канатного полиспаста, к которому под*
вешен груз. Будем считать заданными передаточное число редуктора!
и открытой зубчатой передачи i; кратность полиспаста яи; момент инер-
ции вала двигателя и соединенных непосредственно с ним элементов при*;
вода (моторная муфта, входной вал редуктора) J, и диаметр барабан:
£>б = 2R&-

Учитывая две основные массы данного механизма—массу вращаю’
щихся частей двигателя с моментом инерции J, и массу поднимаемог
груза т, найдем приведенный к валу двигателя момент инерции мехами'
ма.

Считая по условию задачи, что юпр = 0)л, запишем формулу (33) та1

Л1р.д = ^Г~Е-) +8Л.,
\ /

где ггр—скорость подъема груза.

Используя известные для полиспастов соотношения, выразим скорост
подъема груза через скорость ветви каната полиспаста, закрепленного И
ободе барабана. Последняя равна окружной скорости барабана rg:
Рис. 63. Схемы для расчета приведенных параметров механизма подъема с гидроприво-
дом:

а — силы, действующие на звенья; б — план скоростей

Гб

’-'.'р=	=	,

Яц Яп

где сод—угловая скорость барабана.

Тогда

1)р ®б^б Кб

С9Д ОЭдб/jj

Подставляя это отношение в уравнение (37), получим

j _ шКб2 , я т

"р-д~1Ч^+67д'

На рис. 63 показана схема механизма подъема грузовой стрелы с ги-
дроприводом. Основными составными частями этого механизма являются
стрела 1 с массой пц (вес Gi), сосредоточенной в точке В; шток и пор-
шень 2 гидроцилиндра, имеющие массу т2, сосредоточенную в точке К;
корпус цилиндра с рабочей жидкостью, имеющие массу т3, сосредоточен-
ную в точке /1, и грузозахватный орган с грузом, имеющие массу т (вес Q),
сосредоточенную в точке А.

Поставив задачу определить приведенную суммарную массу этого ме-
ханизма, найдем вначале кинетическую энергию каждой его массы. Значе-
ния масс будем считать заданными. Тогда для определения кинетической
энергии необходимо найти скорости отдельных звеньев механизма, если
скорость одного из них (например, угловая скорость стрелы (ох = va/DA)
известна.

Абсолютная скорость точки С, одновременно принадлежащей звеньям
1 и 2, равна по модулю

г с =	(^0 = со j/с

и направлена перпендикулярно DA.

Вектор скорости гс можно разложить на две составляющие
(рис. 63,6)— скорость veC, перпендикулярную линии ОС качающегося ци-
линдра, и скорость vrC, направленную вдоль этой линии:

i'rC = vc sin p; vec = i'c cos ц,

где vec — переносная скорость точки С, определяющая скорость поворота
цилиндра в его переносном движении относительно точки О, a ггС—
скорость относительного движения, соответствующая скорости поршня
в цилиндре.

Угол ц определяем из геометрических соотношений треугольника DOC
(рис. 63, а):

ОО _ 1С

sin р sin р0 ’

откуда

OD

sin р = —— sin р0.

1с

Угловая скорость поворота цилиндра (или угловая скорость его кача-
ния) (рис. 63,6)

<>2 •	l\< h( .

Тогда скорость г'к — составляющая абсолютной скорости точки К звена 2
v'k — v-hliK = vechKih&

а вектор vK перпендикулярен оси цилиндра.

Другая составляющая t’x абсолютной скорости точки К, направленная
по оси цилиндра, равна, очевидно, скорости vrc-

Таким образом, абсолютная скорость точки К звена 2 равна по
модулю

v>k = !'к +

и с осью цилиндра образует угол

ф = arctg (г'к/тк)-

Используя теорему об изменении кинетической энергии системы, нахо-
дим выражения для кинетических энергий отдельных масс механизма:

= у (Ji + тДв) со?; Т2 = ~ т2& + ~ J2a22;
T3=> y(J3 + mh2n) “E

T- 1	2

T= — mij,

где Ji> ^2’	— моменты инерции соответствующих звеньев механизма от-

носительно осей, проходящих через их центры масс и параллельных осям
их поворота.

Теперь, приравнивая кинетическую энергию тПрГпр/2 приведенной
массы сумме кинетических энергий отдельных звеньев механизма и исклю-
чая из полученного равенства тпр, находим
(\ 2	/	\	2

V.4 \	,	/ COj \

—— I + (Ji + mi ' в)	I т— I +

Г'лр /	\ Гпр у

+ (Тз +

(38)

Нетрудно заметить, что стоящие в скобках отношения скоростей со-
ответствуют мгновенным значениям передаточных чисел механизма, а так
как эти значения непрерывно изменяются с изменением положения звена
1 (т. е. положения грузовой стрелы), то и приведенная масса является для
данного механизма величиной переменной, зависящей от положения его
звеньев.

Приведение сил и моментов от сил. Приведенные силы или моменты
определяют из условия равенства работы приведенной силы (или момента)
сумме работ тех сил (моментов), которые она заменяет. Аналитически это
правило запишется так:

к	к

-PnPfnp= Е pivi+ £ м&г,	(39)

i=l	i=l

k	k

Mnp^np = E Pfii + E	(4°)

i=l	i=l

где Рпр и Mrip—приведенные сила и момент соответственно;
Pj — проекция действующей на Ре звено силы на направление движения
Центра масс этого звена (или на направление вектора абсолютной скоро-
сти звена); М{— момент, действующий на Ре звено.

Из уравнений (39) и (40) находим
к	к

п Д V; Д СО,-
?пР=Е Л —+Е ;	(41)

;=1 Inp ; = i Ь'пр

> Д	vi	£	®i

А4Пр= Е + Е м;—о
, = 1	«пр ;=1	Юцр

Обратимся к примеру только что рассмотренного механизма подъема
с гидроприводом (рис. 63, а) и приведем все силы, указанные на схеме,
К центру масс исполнительного органа—точке А, т. е. примем, что гПр =
= ГД.
Так как направление векторов абсолютных скоростей каждого звена Я
механизма известно, нетрудно найти и проекции сил. действующих на со- 'Я
ответствующие звенья (проекции сил на векторы абсолютных скоростей Ч|
обозначим со штрихом):

Q' = Q sin (180 - 7) = 2 sin -z;

G\ = Gr sin (180 — 7.) = Gi sin 7.:

G'2 = G2 cos (<p — y):

G,' = G , siny.	ч)

Тогда, согласно формуле (41). получим	Я

г,	<		/г	, г>	Гв ,	• гк . /-• -	г»	Я

G цр	Gj,p sin j.	Q	-f- G| ~b Gi -4" G2	.	-i-ш

f.4	1’4	* Гд r.T	J

откуда

, cos (q> - 7) rA- „

2-------—--------------F G

sin 7 r„

3 sin 7. Г.4

u p - Q + G t ---- - 4- G

sin 7	Г.4

Приведение жесткостей. Жесткость или упругость—понятие физиче-
ское, определяющее способность тела, на которое действуют внешние на-
грузки, восстанавливать свою форму и размеры после прекращения их
действия. Правда, с точки зрения динамики понятие жесткости иногда при-
писывается и телам, не обладающим свойством упругости; в таких случаях
оно имеет условное значение, устанавливающее пропорциональность ме-
жду усилием, действующим на тело, и его перемещением в направлении
действия усилия. Например, если к рабочему органу машины для переме-
щения щебня в штабеле на глубину 1 м требуется приложить усилие
50- 103 Н, то говорят, что жесткость такого материала равна 50-103 Н/м.

Влияние жесткости элементов привода и конструкции проявляется
в возникновении колебательных процессов, существенным образом изме-
няющих значение и характер напряжений в деталях машин и характер по-
ведения последних под действием внешних нагрузок. Если, например, к ка-
кому-нибудь упругому звену (пружине), связанному с твердым телом,
приложить толкающее усилие, то движение этого тела начнется не сразу,
а только после того, как звено сдеформируется на определенную величину
(еще один пример—толкающее усилие, приложенное к упругому буферу
вагона). Как видим, из-за упругости передача движения от одного звена
к другому происходит с некоторым запаздыванием.

Жесткость зависит от материала тела (модуля упругости £), его формы
и размеров, .места и характера приложения деформирующих нагрузок.
В табл. 15 приводятся формулы для определения жесткостей некоторых
элементов, часто встречающихся в строительных и дорожных машинах. За-
метим, что в зависимости от направления действия нагрузок и характера '
вызываемых ими деформаций, различают линейные жесткости (радиаль- 1
ную, боковую, продольную) и угловые (крутильную и изгибную).	I

Приведение жесткостей имеет те же цели, что и приведение других

динамических параметров- упростить расчетную схему и вместо учета
жесткостей большого числа звеньев ввести в расчет некоторую приведен-
ную жесткость, значение которой с точки зрения динамического эффекта
144
Продолжение табл. 15

Элемент

Схема

Жесткость

линейная

угловая

Входящие в формулы величины

Л-образная рама
(двухопорная стойка)

Р

-E1£2F1F2 Х
X COS7COS6

II (Е1}\ cos3 а +
+£V'2cos?P)

Е, и Е- — модули упругости элементов фермы
f\ и F2 — площади поперечных сечений элементов
фермы

,/, и .Л — моменты инерции элементов фермы

Консольная балка
постоянного сечения
(четвертная рессора)

Р

3EJ

Е— модуль упругости при изгибе

J — момент инерции сечения балки (листа рессо-
ры)

Свободно опертая
балка постоянного
сечения

Е — модуль упругости при изгибе
J — момент инерции сечения балки

Полуэл пиитическая
рессора

48Е7

Е — модуль упругости при изгибе
J — момент инерции листа рессоры
п — число листов рессоры

Элемент

Жест кос ть		Входящие в формулы величины
линейная	угловая	

Цилиндрическая вин-
товая пружина с
круглым поперечным
сечением витков

G ~ 8 • 104 МПА % 8  10? Ki с/см2 — модуль упру-

а/4		гости при сдвиге
~ 64!		d — диаметр витков пружины X — радиус пружины

i — число витков пружины

Вал (полый или
сплошной) круглою
сечения

_ 0,1 (1ч;.

“".../' ’

0,1 (Д - G

'...1

с — жесткость вала, приведенная к радиусу колеса
(например, колеса ходовой части машины)

(г — модуль упрут ост и при сдвиге

i — передаточное число между валом и колесом

гк— радиус колеса

t/jj и — наружный и внутренний диаметры полого
вала

с/ и с/ — крутильные жесткости сплошного и по-
лого вала соответственно

Гидроцилиндр

				С| “	-,z			q — «жесткость» жидкости для гидроцилиндра од- ностороннего действия
			э_	Р			
	1	!	□		1 ж		q, — «жесткость» жидкости для гидроцилиндра
						двухстороннего действия  £ж(15 -г 20) 102 МПа = (15 д- 20)* 1(Г кгс/см2 - м0-
L >		j	Р	4 И		
						дуль упругости жидкости  — поперечная площадь поршня
* С	* 1			3		1 ж	—	
						

Гж — объем жидкости в гидроцилиндре
было бы эквивалентно значению жесткостей, которые она заменяет. Ддц
этого жесткости отдельных элементов нужно привести к одному, заранее
обусловленному месту (к тому же, к которому приводились и другие дина-4^И
мические параметры), а затем приведенные жесткости отдельных элемеа^^В
тов сложить по определенному правилу, заменив их одной суммарной при-
веденной жесткостью.

Рассмотрим простой пример. Две шестерни, одна из которых жестко ’В
связана с ведущим, а другая—с ведомым валом редуктора, находятся ме- -
жду собой в зацеплении. Ведущий вал нагружен крутящим моментом Mlt
вызывающим его скручивание на угол фь а ведомый вал нагружен мб- Л
ментом М2 = М1!12т], (где i12-—передаточное отношение зубчатой пары 4
г]—КПД зубчатого механизма), вызывающим его скручивание на угол ф2,
Очевидно, что подобная деформация валов приведет к угловым перемеще-
ниям шестерен—ведущей на угол <рь а ведомой—на угол ср2, причем-'ЛИ
Ф1/Ф2 = (12'	'ЯВ

Допустим, что надо привести угловую (крутильную) жесткость с2 ведо»|И
мого вала к ведущему валу редуктора. Будем исходить при этом из сле-ЗИ
дующего условия: потенциальные энергии упругой деформации ведомогоди
вала и вала приведения (соответственно С2Ф2/2 и с'прф1/2) должны нахо-чИ
диться в том же соотношении, что и работы моментов М± и М2 на со- Л
ответствующих перемещениях, т.	е.	чЦ

с'прф2/2 Mr	c'„p(Pi	Д

М2ф2 с2фг/2	М2	с2ф2	Ц

откуда	. чЯ

, ф2 М, г 1	--Ц

Спр = с^^=С2^млдГ	л

Окончательно получим	Яв

, с2	Д

С'ПР ~ !{2Т| '	Я

Раньше было рассмотрено приведение масс и моментов инерции для w
канатно-блочного механизма подъема. Теперь для того же механизма рас- -Ж
смотрим приведение жесткостей отдельных его элементов. Условимся Л
учитывать жесткости двух элементов — угловую жесткость Сд вала двига* Д
теля, нагруженногсгкрутящим моментом Мл, и линейную жесткость с кана-.2Я|
та грузового полиспаста, к которому подвешен груз весом Q. Под
ствием этих нагрузок вал двигателя получает деформацию скручивания ФДИК
а канат — деформацию растяжения 6.

Заданными являются радиус барабана лебедки R5, передаточное отномИ
шение редуктора и открытой зубчатой пары i и их КПД цм, а также кралЯИ
ность полиспаста и его КПД т|Г1.

Приведем вначале жесткость каната к валу двигателя. При этом будем^И
исходить из условия, что потенциальные энергии упругой деформации
нага и вала приведения (соответственно сб2/2 и с'прф;У2) должны находи
диться в том же соотношении, что и работы момента и силы Q на
Огветствующих перемещениях:

Л/дфд	с’прфд'2	Л/д	спрфд

06	<'<г2	Q сб

откуда

, s л/д

t,,p с Фд Q ’

Пользуясь известными доя грузовых полиспастов соотношениями, вы-
разим величину 8 через перемещение 8К точки крепления на барабане набе-
гающей ветви каната и через соответствующее угловое перемещение (р,у
обода барабана, а силу Q — через натяжение S набегающей ветки каната
полиспаста и крутящий момент Мб, создаваемый этим натяжением на
барабане:

„ бк	(рбКб „ „ М5

О— —	, Q — ЗйпЦп — ,, ЯцПп-

«II	Я,л	Ro

Тогда

, Фб Ro Л/д Ro Ro Ro

(пр	ГТ	= С T 7

фд «п ппт|1£ ш££ ШпПмЛп

и окончательно

з cR6

(42)

где .г] =Г]мПп — общий КПД механизма.

За место приведения можно выбрать и грузонесущий орган механизма.

В этом случае исходным является соотношение

06	c,ID82/2	Q	спр6

-----— .— t— или---------=-------,

-ИдФд	курд‘2	Мд	Сдфд

откуда

. Фд Q

'	‘ б д/, '

После преобразований, аналогичных предыдущим, получим

Формулы (42) и (43) выражают не только общее правило приведения
жесткостей, но и устанавливают определенную зависимость между линей-
ной и угловой жесткостями. При необходимости можно от линейной жест-
кости, измеряемой в Н/м, перейти к угловой, измеряемой в Н • м/рад, для
эюго нужно линейную жесткость умножить на радиус исполнительного
органа во второй степени.

Приведя жесткости всех элементов к одному месту, их можно соответ-
ствующим образом просуммировать. Суммарная жесткость последова-
Рис. 64. Схема для определения суммарной приведенной жесткости механизма подъема
с гидроприводом:

а — исходная схема; б — приведение жесткостей упругих элементов к головке стрелы;
в — приведение жесткостей упругих элементов к штоку гидроцилиндра

тельно расположенных упругих элементов

111	1 ’	’

— + — + — + ... + —

С1 С2 С3	сп

а параллельно расположенных элементов

с = с г + с2 + с3 + ... + с„.	(45)

Суммарную жесткость упругих элементов, расположенных по более
сложной схеме, в которой присутствуют и последовательно, и параллельно
расположенные элементы, определяют по формуле, представляющей собой
простую комбинацию формул (44) и (45).

На рис. 64 показана схема механизма подъема, но в отличие от схемы,
изображенной на рис. 63, здесь принимается, что стрела и элементы ее ги-
дропривода являются упругими звеньями (такие звенья обычно изобра-
жаются в виде пружинок). Жесткость стрелы, измеренная в точке А, обо-
значена через с2,- а жесткость гидроподвески стрелы, зависящая от
упругости штока гидроцилиндра, его стенок и рабочей жидкости, обозна-
чена через с1. Ставя задачу упростить исходную схему механизма, заменим
жесткости обоих упругих звеньев одной суммарной приведенной жест-
костью.

В качестве места приведения выберем вначале головку стрелы—точку А.
В этом случае для приведения жесткости гидропривода к точке А со-
гласно изложенному выше правилу значение с, нужно умножить на пере-
даточное отношение во второй степени и КПД механизма:

с12 = сД2Т],

где с12— жесткость щ, приведенная к головке стрелы (исполнительному
органу); i — передаточное отношение механизма, равное отношению скоро-
сти поршня гидроцилиндра гп к скорости г4: i —	— fcsin(a + у)//4-

Сделав указанное приведение, пришли к более простой эквивалентной
схеме механизма, изображенной на рис. 64,6. Упрощая схему дальше,
жесткости с2 и с12 заменим одной суммарной жесткостью с0:
1	_	С2С12	_ С2

С° 1	1	С2+С12	< С2

	|_	 1+-^-
?2-----с12-с12

Для иллюстрации рассмотрим численный пример. Пусть
е2 = I960 - 103Н/м;	= 39200-103 Н/м, !сДа = 0,39;

sin (а + у) = 0,65; т| = 0,85.

Тогда

i = 1сДа sin (а + у) = 0,39 • 0,65 = 0,254;

с12 = 39 200-103 -0,065 • 0,85 = 2170 103 Н/м;

1960-103

1960-Ю3
2470-103

= 1030-103 Н/м.

Обратим внимание на то, что суммарная приведенная жесткость с0 ока-
залась почти вдвое меньше жесткости отдельно взятой стрелы с2. В зави-
симости от конкретных значений составляющих жесткостей и передаточно-
го числа механизма разность между этими жесткостями могла бы быть
большей или меньшей, но в любом случае следует иметь в виду, что сум-
марная приведенная жесткость последовательно соединенных упругих эле-
ментов всегда меньше жесткости элемента приведения.

Если в качестве места приведения выбрать шток гидроцилиндра
(рис. 64, в), то приведенная к нему жесткость стрелы будет составлять

<’21 =

<4

!2Т]

1960-103

0,065-0,85

= 35 500-103

Н/м.

Тогда суммарная жесткость механизма, приведенная к штоку гидроци-

линдра,

С1С21.
q + с21

39 200-103

39 200-103

*"35500Ло3

= 18 650 Н/м.

с

Как и следовало ожидать, суммарная приведенная жесткость сп меньше
жесткости Cj звена приведения.

§ 28. ПЕРЕХОДНЫЕ ПРОЦЕССЫ В ПРИВОДАХ

Различают три основные стадии движения машины: пуск (разгон),
продолжающийся в течение некоторого периода времени tp, установившее-
ся движение (в течение времени t0) и торможение (выбег, останов), продол-
жающееся в течение некоторого времени гт; графически эти стадии движе-
ния машин изображены на рис. 65. Для каждой из них характерны
определенные соотношения между работами движущих (или тормозящих)
сил и сил сопротивления. Рассмотрим эти соотношения.
Рис. 65. Изменение скорости привода в перись
ды неустановившегося и установившегося
движения

Пуск машины. Для приведения
во вращение ведущего вала (ва-
ла двигателя) необходимо за-
t тратить работу А (в, равную сумме
работ всех сил сопротивления Ас

в течение времени разгона, и кине-
тической энергии, которую накапливают подвижные массы при раз-

гоне, т. е.

^дв — Ас 4~ Jпрв>о2 2-

где ®0— угловая скорость ведущего вала привода в конце процесса пуска.

То же условие можно записать и так:

®о

Мр = Мсг + Jпр—— или Мр = .VIст + М 1Вб,

'р

где Мр — движущий момент на ведущем валу механизма (на валу двигате-
ля); Мст—статический момент от сил сопротивления; МИЗб =
= ЛфЮо/tp — избыточный момент на ведущем валу механизма.

Таким образом, на стадии пуска машины необходимо, чтобы движу-
щий момент был больше момента от сил сопротивления движению
(Мр > Мст) или, что то же, чтобы избыточный момент, равный разности ме-
жду моментами Мр и Мст, был больше нуля. При этом валу двигателя
в течение времени пуска сообщается необходимое ускорение соо/гр и его
скорость возрастает от 0 до оэо.

Допустим, что требуется определить избыточный момент при пуске
двигателя механизма передвижения, для которого, как и в предыдущих
примерах, заданы масса поступательно движущихся частей машины m
и моменты инерции вращающихся частей двигателя 7Д и ведущих колес JK.
Суммарный приведенный момент инерции для этого механизма опреде-
ляется по формуле (35). Для определения избыточного момента нужно
суммарный момент инерции умножить на отношение (ОдДр = 0,105лЛ/?р (где
Пд—частота вращения вала двигателя, об/мин):

А/изб. д — Л

0,105ид

гр

1 \ 0,105иц
+ Лт2 -----------•

1 fP

Первым слагаемым в последней формуле определяется инерционный
момент на валу двигателя, обусловленный инерцией его вращающихся ча-
стей, а выражением, стоящим в скобках,— приведенный к валу двигателя
инерционный момент от поступательно движущихся масс машины и вра-
щающихся масс ведущих колес. Но так как в рассматриваемом механизме
имеют место механические потери, учитываемые гр приводя крутящий мо-
мент от вала исполнительного органа машины (в рассматриваемом случае
от ее ведущих колес) к валу двигателя, необходимо этот момент разделить
еще на г|, т. е.
0,105нд , ( )ш-;_ r J \ 0,Ю5"д

ЛЛ,30. ,1 =	- fp J	) - ГрП

W _ _°.Ю5пд .

-»Лво.д — ------ Alp..>

гр

где

Лф., = 31+Т- + 0к-.'-.	<46»

i п п

Выражение (46) для приведенного момента инерции механизма отли-
чается от полученного по формуле (35) тем, что в два последних слагаемых
входит значение ц. Появление его связано с определением избыточного
момента и имеет чисто расчетное (условное) значение, так как физически
ни массы, ни моменты инерции не зависят от механических потерь в меха-
низме. На это обстоятельство следует обратить внимание, так как в спе-
циальной литературе часто встречаются оба выражения для приведенных
масс и моментов инерции (без учета и с учетом КПД); для того чтобы раз-
личать эти случаи, будем обозначать указанные приведенные параметры
по-разному — без штриха и со штрихом.

Избыточное усилие для того же механизма, приведенное к ведущим ко-
лесам, равно произведению приведенной массы, определяемой по формуле
(34), на ускорение машины r/fp:

/	1 \ V 1 V

30. К ~ I т 4- jх 2 I . + j2 i у
\	' 'К/	'К 'р

В этом уравнении величиной, стоящей в скобках, определяется суммар-
ное, действующее на ведущих колесах машины инерционное усилие, обус-
ловленное инерцией поступательно движущихся масс машины и колес. По-
следним членом определяется приведенное к ведущим колесам машины
усилие, вызванное инерцией подвижных частей двигателя. Но приводя дей-
ствующий на валу двигателя момент или усилие к исполнительному орга-
ну (колесам) машины, их необходимо умножить на КПД механизма т| (так
как из-за механических потерь в трансмиссии какая-то часть движущегося
усилия, передающегося к колесам, будет потеряна). Тогда

/	1 \ v	1 , и

Р1Пб. К = W + Л —т — + <1 —2 ' П

\	’к / Д’	'Т д

или

о	 V

J изб.к — Winn.к ,
ip

где

Wljip.K = W7 + Jk 4" 4д — г2Ц-
Выражение для т'пр к отличается от выражения (34) для шпр к тем, что
в его последнее слагаемое входит значение т|.

Установившееся движение машины. На этой стадии скорость ведущего
звена привода поддерживается постоянной по величине и работа движу-
щих сил равна работе сил сопротивления:

-4дв = или JVfp = А/ст

и, следовательно, Мизб = 0.

По мощности, соответствующей установившемуся режиму работы ма-
шины или механизма, выбирают обычно мощность (кВт) двигателя

Лг _ Л^ст.дИд

L V ст  	.

с 9550ц

где Мст.д—момент от сил статического сопротивления, приведенный к ва-
лу двигателя, Нм; пд—в об/мин.

Выбранный по величине NCT двигатель проверяют затем на перегрузку
по полному моменту Мр в период пуска; при этом значение коэффициента
Кп = Л^п.дЖн (гДе Afn д—пусковой момент на валу двигателя; Ма — его
номинальный момент) не должно превышать значения, допускаемого для
двигателя данного типа (для крановых электродвигателей Кп= 1,4ч-3,3;
для двигателей внутреннего сгорания Кп = 1, т. е. для них перегрузка не
допускается).

Торможение машины. Для остановки или торможения машины необхо-
димо поглотить кинетическую энергию ее движущихся масс. Для этого
тормозящее звено должно совершить работу Jnpo>o/2 = Ас или снизить
движущий момент до значения, меньшего момента сил сопротивления.
Для обеспечения последнего условия на валу тормозящего звена надо со-
здать момент

^изб ~ *^пр®оЛт’

направленный против движущего момента (в формуле ю0/гт—угловое за-
медление тормозящего звена механизма; соо — угловая скорость этого
звена).

Затормозить машину можно следующими способами:

а)	выключив двигатель (торможение исполнительного органа осущест-
вляется за счет трения в кинематических парах механизма и внешних
сопротивлений);

б)	снизив момент двигателя до значения, меньшего момента от сил со-
противления, приведенного к валу двигателя;

в)	изменив направление момента на валу двигателя (этот способ при-
меняют при резком торможении);

г)	приложив тормозящее усилие от внешнего источника — механиче-
ских тормозов—при работающем или одновременно выключаемом двига-
теле.

К переходным процессам относится также стопорение приводов, возни-
кающее при встрече машины или ее рабочего органа с труднопреодоле-
ваемым препятствием. В этом случае из-за малой продолжительности про-
цесса при остановке двигателя и действии на машину динамических сил ее 
154
корпус И рабочее оборудование не перемещаются, что вызывает повы-
шенные напряжения в элементах механизма управления.

Необходимый тормозной момент в общем случае определяется равен-
ством

Мт = М1Пб + М ст	(47)

или

МГ = Л,Р^±М'СТ,	(48)

где М'ст—статический момент от сил сопротивления при торможении
механизма.

Сопротивления, возникающие в механизме, могут помогать (сопроти-
вление трения в механизмах передвижения и вращения) или препятство-
вать (сопротивление от веса груза в механизмах подъема) торможению..
В первом случае в уравнениях (47) и (48) второй член имеет знак «минус»
(так как при этом необходимый тормозной момент снижается), а во вто-
ром— знак «плюс».

Как следует из формулы (48), для определения избыточного момента,
при торможении приведенный момент инерции механизма нужно умно-
жить на отношение coo/fr. Тогда с учетом формулы (35) для механизма,
передвижения получим

, f	, “с / mii 1 \ го0

Мизб — А ~—И ~П2 Ь JK tv I

Гт \ f	i J <т

Как уже отмечалось, членом, стоящим в скобках уравнения, опреде-
ляется приведенный к валу двигателя инерционный момент от поступа-
тельно движущихся масс машины и вращающихся частей ведущих колес.
Эта часть избыточного момента благодаря трению (которое содействует
торможению) в трансмиссии должна быть уменьшена на величину момен-
та трения. Учтем это обстоятельство, умножив стоящее в скобках выраже-'
ние на КПД механизма. Получим

соп / mri	1 \ «ы

-Мщб = Эд I" ( д—Ь Эк vp ) П —

гт	\ г	г J tT

или

Ю°

изо — а г.пр ,

К

где

тегкР 1

Эт.пр = Эд -I-р---Ь

Как видно из формул, в тех случаях, когда избыточный момент при пу-
ске или торможении привода определяется через суммарный приведенный
Момент инерции (или суммарную приведенную массу), в выражении по-
следнего фигурирует величина ц; при проведении к валу двигателя эта
величина ставится в знаменателе (для случая пуска) или в числителе (для
случая торможения) соответствующих членов выражения приведенного
момента инерции.

В табл. 16 приведены формулы для определения приведенных масс
и моментов инерции, движущих и тормозных моментов для всех ос-
новных типов механизмов строительных и дорожных машин—механиз-
мов подъема, передвижения и вращения. Указанные параметры даны для
двух случаев—местом приведения являются вал двигателя или исполни-
тельный орган механизма. Для механизмов передвижения таким исполни-
тельным органом являются колеса машины; для механизмов вращения—•
элемент, относительно которого вращается поворотная часть машины
(здесь mnRo и Jo — моменты инерции груза и поворотной части машины—.
крана относительно оси ее вращения); для механизмов подъема испол-
нительным органом является грузозахватное устройство вместе с грузом.

Продолжительность переходных процессов. Пуск и торможение приво-
дов. а также их стопорение относятся к переходным (нестационарным, не-
установившимся) процессам. От характера и продолжительности их проте-
кания во времени зависит физическая картина формирования динамиче-
ских нагрузок в элементах привода и' на рабочих органах машины, что
определяет их прочностные качества и надежность. Продолжительность
разгона обусловливает способность машины быстро набирать заданную
скорость движения и переходить от одного режима работы к другому,
а это является немаловажным фактором, определяющим длительность ра-
бочего цикла машины и в итоге ее производительность. От времени тор-
мсгкения Зависит безопасность работы.

Продолжительность переходных процессов определяют по формулам

_ f d&

'= "р J

f dr

t = тчп ----,

PJ Л,зб(0

(49)

(50)

где Л/изб(г) и РИЗб(0—некоторые функции времени, описывающие измене-
ния избыточного момента или избыточной силы в течение всего времени
переходного процесса.

При разгоне

•Ицзб (f) = Afp (г) — Мсг; РИзб (f) = Рр (г) -- Рст;

при торможении

Мизб (Г) = Л/;,зб (г) = Мт (г) ± М„;

Рцзб (0 = Рюб (О = ?л (0 ± -^ст-

Принимая для упрощения, что движущие и тормозящие усилия являют-
ся величинами постоянными, т. е.

(t) = Мцзб J^p max -^ст COBSt,

-Низб (0 = й/изб = М t max i Мел = Const,

и интегрируя уравнения (49) и (50) для процесса разгона от нулевой
расчетные формулы для определения динамических параметров машины

Параметр	Механизм		
	подъема (канатно- |	блочный)  i	передвижения	вращения
	Пуск машины		
	Место приведения — вал двигателя		
Момент:			
пусковой Л/„ д на валу двигателя (предвари-			
тельное определение)			
статический Мст д от сил сопротивления . .	QRo	РлЛЛу)	УГсТп)
избыточный Мизб.д		М — м 7МП. Д ^СТ. л	
инерции суммарный			
приведенный:	mRs	/ inr:.	1 \ 1	1 \ 1
/др. д •	&j;i +  ' <’1		+ 7Д г,
	mRi	/нЦ г 1	>IIoRk , 1
‘^пр. Л		+ —ДУ	О/д + - 	1-	(^/д Н	—	4 J Q —
	Ч		
пусковой на валу дви- гателя (уточненный ре-		„	0,105/1-.	
зулыат)			Лр. Д—-- + мст. д	
		'р	
Место приведения — испо. Момент:		шишельный орган машины	
пусковой на валу ис- полнительного органа (предварительное оп- ределение) .....	Mp.r р = 4wiann	Мр.к= ЛГц.д’П	J^/p. О ~~ *^Ц.Дг^1
статический МСТ от сил сопротивления . . .	QR6	А'к	Ме
избыточный Л/И35 . .	-	-	Л/р.с, - М„
инерции суммарный приведенный ....	—	—	Л[р. О = 0иО^О ^о)
			+ бУдГг|
	—	—	*^пр. О = Я 0^0 + О
Усилие:			4- (V;/2
движущее		^*р.гр~ ^п.д^цЛ ^б	-^р. к ~ ^п, д/ г1/гк	-
избыточное ....	Лвб. гр ~ м,гр1тр. ~	Лпб. к = /нлр. к1’/	=	•^изб.о ~ Лф. оюв ^р —
^.'•Ммарная приведенная	~ ^р.гр  Q	гр. к Гс 1	= А7р.о - Л/Ст
Масса	Л7пр. гр ~ 111 “Ь  + 57д	= И? -+- А’’)) +  1 п	—
	кб  "’пр. гр = П1 +	+ 87д ~сг'1'Х}	
	+ 4^4  О	1  ^пр. к = т	J к -j ~  z к	-
		4- &/1  2 i~ 'к	
Параметр	Механизм		
	подъема (канатно- блочный)	передвижения	вращения
Движущее усилие (уточ- ненный результат). . .  Момент пусковой на ва- лу исполнительного ор- гана (уточненный ре- зультат) 		р	=  гр.гр -  = ,ипр.гр1’гр/1р + У	, к =  — шпр. кгЛр +	Мр, о — Лтр. oc’W+ + мст
Момент:  статический Л/(гд от сил сопротивления. . создаваемый тормо- зом на валу двигателя Л/т д (предвар итель- ное определение) . . инерции суммарный приведенный 7/Пр . .	Торможен  Место приведены  5Т 4- тАб  Д + -ц—11  1 «п	<е машины  ч — вал двигателя  А/к/’П)  Рт^ст.д  / тг*	1 \  5Л + 1	+ Jk ) "П  \ 1	1к /	Л/с/(гп)  J  й-м(-"А+  + JO	n
избыточный MH3g д .  создаваемый тормо- зом на валу двигателя Мг.д (уточненный ре- зультат) 		Г	II 4?  ”°	н> »  Д' о	Я 1  =>=?  +	- sg  * 11  j=f 		-Л^Т.Д + -ЭДст.п ~ _	0,105нд  ‘'т.пр f  J' °’105"* М'	Af-j-4- -^ст.д = т, о?1б5ил  - 7г'пр tT  г °.1О5»Д	,,,  Л-.пр	-^СТ.Д  /Г
		иТ.11р +	Л/ст.д  ‘т	

Место приведения — исполнительный орган машины

Момент:  тормозной Л/т на валу исполнительного орга- на (предварительное определение) .... тормозной, приведен- ный к оси поворота платформы .... избыточный ....  Усилие:  тормозное (предвари- тельное определение)  избыточное ....  Суммарная приведенная масса		р _ ;^г, Д?дп /т-гр (К6П) Лоб.гр = Л-.гр ~ Q —  ~ т т.пр.гр1'гр/гт  /?1т.пр.гр —	+	Рт 2^ст. Д   Л-.к= ^г.д^кТ[)  Лоб. к ~ Л'. к + Лг = “ шт.пр. кгЛт  тт. пр. к =	*^к ~рГ +  ’к л	^Лзб.о ~ ^Л.о  + Мс? = JT пр®вАт 1
Параметр		Механизм	
	подъема (канатно- блочный)	передвижения	вращения
	  Суммарвый приведен- ный момент инерции . .  Тормозное усилие (мо- мент) (уточненный ре- зультат) 		= ч. пр. гре  ‘г	Р1К =  = «т.пр.к	Рс	А. пр. о ~ (то^о ’  + Jo) + 5./д2 —- ' л  (0п  м,,0 =/;пр7-в-л/С1

Примечания: 1. Индексы «гр», «к», «о» означают, что параметры приведены к
грузу, ходовым колесам и к оси вращения поворотной части платформы соответственно.

2. ./о — момент инерции поворотной платформы (части) без стрелы и груза относитель-
но оси ее вращения; шо — суммарная масса стрелы и груза, приведенная к головке стрелы;
К —вылет стрелы относительности вращения поворотной части; — момент сопротивле-
ния вращению поворотной части машины.

скорости (со = 0, v = 0) до некоторого конечного значения (и0 и г0), а для
процесса торможения—в пределах от ю0 и г0 до нуля, получаем

_ J прГОо

3/ртах —Л/ст

(51)

_ Wnpl’o

р - р

1 р max

(52)

Tr.nplOo

IWj maxTXfCT

(53)

mT.iipl'o

Гт max + Рст

(54)

Из выражений (51) — (54) следует, что продолжительность переходных
процессов зависит не только от динамических параметров и механических
характеристик приводов, но и от статических сопротивлений. Продолжи-
тельность разгона, как видно из формул (51) и (52), будет тем меньше, чем
Меньше статическое сопротивление; продолжительность торможения для
механизмов передвижения и вращения с уменьшением статического сопро-
тивления увеличивается, а для механизмов подъема — уменьшается.
При расчетах можно принять следующие средние значения /р и tT: щт^И
механизмов подъема fp tT = 1 ю 3 с; для механизмов вращения крановогзИ
типа Гр а гт = 3 т- 5 с при отсутствии ветра и Гр st tT = 4 -ь 10 с при наличимИ
ветра; для механизмов передвижения рельсоколесных кранов гр = 8-ь-10 с!И
tT = 6 -? 8 с; для крановых тележек гр = 5ч-6 с, гт = 3ю4 с.

Для колесных и гусеничных машин эффективность торможения оценили
вается также расстоянием Sr, которое проходит машина до полной оста-#
новки после начала торможения. Зависимость между расстоянием sT и вре-'ls
менем торможения можно определить из следующего условия.

Если не учитывать запаздывающего действия приводов тормозов |
и времени реакции оператора, то путь торможения до полной остановки 3
машины при равнозамедленном ее движении можно выразить так:	1

sT = t г	/2,	(55) I

где ут— замедление машины; t — время нарастания тормозного усилия. 1
Экстремальное значение этой функции найдем, продифференцировав ее -«
по времени и приравняв полученную производную нулю:	ж

ds.г/dt = v — jTt = 0 или г =	5

откуда	<

t = гт=гДт.	i

Подставив найденное значение t в уравнение (55), найдем максимальное |
значение sT = sT max:	|

А’г max= т2/ (2/т),	(56) :

а заменив в формуле (55) величину jT на отношение v/tv получим '
искомую зависимость между временем и путем торможения машины

Гт = 2sT max/l’.	(57)

t

Для строительных кранов принимают следующие средние значения
замедлений Д (м/с2): для подъемных механизмов кранов, выполняющих
монтажные операции,— 0,1, перегружающих штучные грузы — 0,2; для подъ-
емных механизмов кранов, оборудованных грейферными механизмами .
для сыпучих грузов,— 0,8; для механизмов передвижения рельсоколесных |
кранов — 0,5, пневмоколесных кранов—1,0; для механизмов вращения
(угловые замедления) — 0,6 рад/с2.

Максимальные значения пути торможения приведены в табл. 2.

§ 29. МУФТЫ И ТОРМОЗНЫЕ СИСТЕМЫ ПРИВОДОВ

Муфты приводов. Одним из основных элементов систем управле-
ния в механических и гидромеханических приводах являются фрикционные
муфты, гидромуфты, а также гидротрансформаторы. Муфты часто выпол-
няют и роль устройств, предохраняющих двигатель от перегрузок.

В зависимости от типа рабочих элементов фрикционные муфты разделя-
ют на конусные (рис. 66, а, 6), ленточные (рис. 66, в, г), колодочные (рис. 66, ,
дисковые (рис. 66, е); шинно-пневмокамерные (рис. 66, ж, и). По УсЛто£
виям работы различают муфты сухие, применяемые в таких местах, ГЛ“|е
160	Л
ояШО надежно предохранить рабочие элементы муфты ог попадания
смазки, и мокрые (или масляные), работающие в условиях обильной
смазки.

Принцип действия всех фрикционных муфт одинаков: вращение от ве-
дущего элемента муфты, жестко связанного с ведущим валом привода,
передается к ведомому элементу муфты, жестко связанному с ведомым ва-
лом привода (или непосредственно с исполнительным органом механизма)
за счет трения, возникающего между рабочими поверхностями обеих ча-
стей муфты. В конусных муфтах ведущие и ведомые элементы выполнены
в виде конусов; в дисковых муфтах—в виде дисков. В ленточных муфтах
ведущим элементом является стальная лента, вращающаяся вместе с веду-
щей шестерней привода, а ведомым цилиндрический барабан, охваты-
ваемый этой лентой. В шинно-пневмокамерных муфтах ведущие элементы
выполнены в виде пневмокамерных шин, в которые поступает сжатый
воздух.

По способу включения различают муфты с механическим, гидравличе-
ским, пневматическим и электрическим включением.

Муфты с механическим включением являются наиболее простыми и. де-
шевыми. Однако усилие на органах управления ограничено (в среднем
300—350 Н), и поэтому передаваемый муфтой крутящий момент обычно
не превышает 35 кН-см. Органы управления таких муфт располагают
в непосредственной близости от муфты, так как. управление на расстоянии
приводит к значительным потерям на преодоление сил трения в меха-
низмах включения.

Муфты с гидравлическим включением обеспечивают быстродействие
и передачу наибольших крутящих моментов. Давление рабочей жидкости
в системе включения может достигать 3,5 МПа. Основным недостатком
муфт является наличие вспомогательного оборудования, что усложняет их
обслуживание и ремонт.

Все большее распространение получают муфты с пневматическим
включением, в которых в качестве рабочей среды используют сжатый воз-
дух под давлением до 1,5 МПа.

Фрикционные муфты с пневматическим включением передают более
высокие крутящие моменты, чем муфты с механической или электрической
системой, но уступают в этом отношении гидравлическим муфтам. Благо-
даря использованию воздуха в качестве рабочей среды муфты с пневмати-
ческим включением могут долгое время находиться во включенном со-
стоянии, при этом не возникает тепловых явлений, свойственных для муфт
с электрическим включением. Применение муфт с пневматическим включе-
нием позволяет обеспечить постоянство нажимного усилия и соответствен-
но стабильность коэффициента запаса сцепления муфты в течение всего
срока ее службы.

Недостатком фрикционных муфт с пневматическим включением сле-
дует считать наличие вспомогательного оборудования (компрессора, кла-
панного механизма, трубопроводов), что усложняет обслуживание и ре-
монт муфты.

На рис. 67 показана фрикционная муфта с электромагнитным включе-
нием. Она включается электромагнитом, а выключается разжимными
пружинами. Обмотка электромагнита в таких муфтах вращается вместе

6 п/р. Гобермана

161
,4

с ее ведущими и ведомыми элементами или неподвижна. Электромаа
нитные муфты используют в тех случаях, когда необходимо обеспечт
минимальное относительное скольжение ведущих и ведомых элементе

Рис. 66. Фрикционная муфта:

а — двухкопусная колодочная: 6—одноконусная; в. г—ленточная с внутренней и нар;

пой лентой соответственно; <) - колодочная: е - дисковая; ж — шшшо-пнев.мокамерная Д*
фрикционные муфты с электрическим включением имеют высокую ча-
стоту включений (до 150—1600 циклов в минуту), однако передавать такие
ботьшие крутящие моменты, как муфты с гидравлическим или пневмати-
ческим включениями, они не могут. Из-за возможного искрообразования
муфты с электроприводом нельзя применять для работы в легковоспламе-
няемых и взрывчатых средах.

Независимо от типа фрикционных муфт процесс их включения в общем
стучае можно разделить на два периода. Начальный период характери-
зуется проскальзыванием рабочих элементов муфты, жестко связанных
с ведущим валом привода, относительно ее рабочих элементов, жестко

Дисковая; и - шинно-пневмокамерная радиальная; 1 — диски; 2 — пневмокамеры; 3 — фрикци-
онная накладка
Рис. 67. Фрикционная муфта с электромагнитным
1 — обмотка электро магнитика; 2 — подшипник;
(якорь)

включением:

3 — фрикционный диск; 4 — нажимной д>

связанных с ведомым валом привода. Этот период продолжается до т(
пор, пока возрастающий в процессе включения, крутящий момент, переда
ваемый муфтой, остается меньше момента сопротивления на ведомом в
лу. Второй период—частичное проскальзывание рабочих элементов м
фты при разгоне ведомого вала; этот период продолжается до тех по
пока частота вращения ведомого вала не сравняется с частотой вращеи
ведущего вала. При этом часть мощности ведущего вала расходуется i
нагрев муфты, и чем чаще включается муфта при работе машины (а д
многих дорожно-строительных машин она включается приблизителы
в 10—15 раз чаще, чем у автомобиля, работающего в городских условия
тем тяжелее будет ее тепловой режим.

Анализ процесса включения фрикционных муфт и их работы показ]
вает, что:

при постоянном крутящем моменте муфты интенсивность выделен
тепла в начале включения больше, чем в конце;

количество выделяемого в муфте тепла увеличивается с ростом продо
жительносги включения;

при возрастании крутящего момента на муфте общее количество bj
ляемого тепла увеличивается.

На нагрев муфты значительное влияние оказывает запас по сцепле!
характеризуемый отношением максимального'момента, передаваемого
фтой, к ее номинальному моменту Мф:

Рф = шах/А1ф.

При выборе необходимого и достаточного запаса по сцеплению

ционных муфт надо учитывать следующее. При малом значении коэ(

циента Рф нельзя обеспечить нужный для разгона ведомого вала меха:

ма избыточный момент;

кроме того,

при этом даже

незначитель

перегрузки механизма будут вызывать проскальзывание рабочих эле1
тов муфты и, как следствие, ее повышенный нагрев и износ. С другой
роны, завышенный запас по сцеплению не обеспечит предохранения дв

теля или элементов передачи от перегрузок, возникающих на ист

тельных органах машины.
В табл. 17 приведены рекомендуемые значения коэффициента запаса по
сцеплению для приводов различных машин и механизмов.

Для уменьшения нагрева муфт применяют различные способы охла-
ждения. Наиболее простым способом является принудительный обдув му-
. ы воздухом. Однако самый интенсивный теплоотвод обеспечивается при
применении мокрых муфт, охлаждаемых маслом (табл. 18).

фрикционные муфты рассчитывают, исходя из максимального крутя-
щего момента, передаваемого двигателем. В отдельных случаях с учетом
типа привода, расположения и назначения муфты можно принять другие
условия для ее расчета, например, исходя из стопорного статического мо-
мента двигателя. Муфты предельного момента в механизмах вращения
рассчитывают на момент:

Л	0,105ид\.

Л/ф = 1,11 Мд max Jд	-	11мг)м,

\	г J

где т|м и ’м—КПД и передаточное число между валом двигателя и валом
муфты.

Для передачи крутящего момента конусными муфтами необходимо,
чтобы осевое усилие, прижимающее конические поверхности ведущего
и ведомого элементов муфты друг к другу, составляло

Рф = Мф sin Цо/(RCp/),

где р0 = Юч-15°—угол наклона образующей конуса к оси вращения

17. Коэффициент запаса по сцеплению для муфт

Машина или оборудование	Муфта с включением	
	механическим (сухая)	механическим и гидравлическим (мокрая)
Трактор:		
гусеничный:		
тяжелый		4,0	3,0
легкий 		2.5	2,0
колесный:		
промышленный		3,0	2,0
сельскохозяйственный			2,0	1,5
Грузовой автомобиль грузоподъемности:		
малой 		1,25	1,5
средней 		1,5	1,5
большой	2,0	1,5
Вилочный погрузчик 	  грейдер .	4,0  3,0 '	2,0  2,0
Экскаватор:		
главная муфта			1,4-1,6	—
мУфта барабанов главной лебедки 		1,25-1,35	—
амоходная сельскохозяйственная машина	  ‘компрессор:	2,0	1,5
Поршневой	4,0	
турбинный Вентилятор Насос:	3,0  4,0	-
Г|оРшневой	3,0		
Центробежный		1,5	--
18. Характеристика материалов мокрых муфт

Фрикционный материал	Коэффициент трения		PmaJ, МПа	^шах> °C
	статический	динами- ческий		
Металлокерамика		0,12-0,16	0,08-0,09	70	400
Пробка	  .	.	0,15	0,10-0,12	0,7	94
Формованный графитизированный . . .	0,11-0,15	0,08-0,10	52	94
С перфторуглеводородным наполнителем	0,10	0,05-0,08	7	176
Асбестовая бумага		0,12-0,18	0,13-0,24	7	94
Формованный асбест		0,11-0,16	0,8	70	94

Примечание. Через ртйХ и /тах обозначены соответственно максимальные давл<
ние и температура на поверхности трения.

Rep—средний радиус рабочих поверхностей муфты (для односторонн»
муфты Rcp = (Rx +К2)/2, где Rx и R2 — соответственно большой и маль
радиусы конуса); f—коэффициент трения рабочих поверхностей муфты.

Среднее значение коэффициента трения для пары чугун—кожа (слабо
смазанные поверхности) составляет 0,28, чугун—дуб 0,34, чугун—бук 0,32,
сталь—дуб 0,45.

Для ленточных муфт усилие на сбегающем конце ленты, связанном
с рычагом системы управления, определяется выражением	1

Sf,_ M*	J

R(e 1)’	-	(

где К—радиус шкива; ц—коэффициент трения ленты о шкив (среднее зна-
чение ц = 0,35д-0,40); а—угол обхвата шкива лентой (принимают а==
= 270-300°).

Радиальное усилие нажатия колодок в колодочных муфтах

_?У = Мф/(Д?),

где f—коэффициент трения колодок о шкив.

По этой же формуле определяют и радиальное усилие нажатия для ко-
лодочных пневмокамерных муфт.	(

Для дисковых муфт осевое усилие нажатия

Рф=Мф/(/яЯср),

коэффициент трения между рабочими

дисков

поверхностями

где/—

нимают / = 0,25); z—число рабочих поверхностей трения; Rcp — средн!
радиус дисков трения [Rcp = (Ктах + Rm-ia)/2, здесь Rmax и Rmin — coo
ветственно максимальный и минимальный радиусы дисков трени
значение Rmax выбирают, исходя из габаритных размеров, Rmin
= (0,55 — 0,59)

Тормоза. Тормоза применяют для поглощения инерции движущих'
масс, удержания груза или машины на месте, регулирования скорости 01
скания груза (соответственно стопорные и спускные тормоза). По типу ]

бочих элементов тормоза могут быть колодочными, ленточными,

сковыми. По принципу действия различают тормоза открыт
замкнутые; в первых тормозные колодки или лента всегда разомкнуты
И при необходимости замыкаются рычагом или педалью, во вторых—ко-
подки или лента всегДа замкнуты и усилие к ним прилагается только для
' асТОрмаживания. По способу управления тормоза разделяют на упра-
вляемые (колодочные, ленточные, конические, дисковые) и автоматические
(гпузоупорные и центробежные). Управление тормозами может осущест-
вляться через рычажную систему вручную, либо при помощи электромаг-
нитов, гидравлических, пневмогидравлических и пневматических систем.

На рис. 68,а показана пневматическая система управления колодочны-
ми тормозами пневмоколесного хода. Основными элементами ее являются
компрессор 1 с регулятором давления, воздушные баллоны 3 с предохра-
нительными клапанами 4, трубопроводы 5, основной тормозной кран 6,
гибкие шланги 7 и тормозные камеры 2. Колодочные тормоза помещены
внутри тормозных барабанов передних и задних колес машины.

При нажатии на педаль клапаны в тормозном кране открывают доступ
сжатому воздуху, поступающему из воздушных баллонов в тормозные ка-
меры, и одновременно закрывают их сообщение с атмосферой. Сжатый
воздух, действуя на гибкие диафрагмы тормозных камер, перемещает свя-
занные с ними штоки. Последние при помощи рычагов 8 поворачивают
валики 9 с тормозными кулачками 10, раздвигая при этом колодки 12
и прижимая их к внутренней поверхности тормозных барабанов. При сня-
тии усилия с тормозной педали воздушный клапан в тормозном кране за-
крывается, а клапаны в тормозных камерах открываются, сообщая их с ат-
мосферным воздухом. При этом колодки под действием пружин И

растормаживаются.

Двухколодочный тормоз с короткоходовым электромагнитом показан
на рис. 68, б. В отличие от предыдущего тормоза он является замкнутым—
колодки 13, шарнирно связанные с рычагами 16, в нерабочем положении
механизма постоянно замкнуты при помощи главной пружины 14. При
прохождении электрического тока якорь электромагнита 15, прижимаясь
к сердечнику, через систему рычагов отводит колодки от тормозного
шкива.

На рис. 68,в показан ленточный тормоз открытого типа с гидравличе-
ской системой управления. Усилие для прижатия ленты 17 к тормозному
шкиву создается на ее сбегающем конце при помощи безнасосной гидра-
влической системы, питающейся от наполнительного бачка 29. Последний
имеет стопорную иглу 28. При нажатии на педаль 26, снабженную стопор-
ной собачкой 27, поворачивается жестко связанный с ней кулачок 22, нажи-
мающий на напорный ролик 23 штока 24 главного тормозного цилиндра
30. При этом поршень 25 этого цилиндра перемещается вправо и выдавли-
вает масло в трубопровод 32, откуда оно поступает в исполнительный ци-
линдр 21 и перемещает поршень 20 со штоком 19 влево. Последний через
Рычаг 18 прижимает ленту к шкиву. При снятии усилия педаль при помо-
щи пружины 31 возвращается в исходное положение.

Тормозные шкивы выполняют обычно из литой стали или серого чугу-
на. В качестве фрикционных накладок тормозов применяют в основном те
материалы, что и для муфт; характеристики некоторых из иих приве-
дены в табл. 19.

Тормоза рассчитывают, исходя из момента, который должен быть

обеспечен на затормаживае-
мом валу. С учетом коэффи-
циента рт запаса по тормо-
жению этот момент	'

Мт = ртМ'ст,	(58)

где М'ст—статический мо-
мент от сил сопротивления
при торможении.

По существующим нор-
мам Госгортехнадзора, для
грузоподъемных машин в за-
висимости от режимов ра-
боты рт = 1,5 4- 2,0.

Выбранный тормоз про-
веряют по максимальному
значению тормозного мо-
мента в соответствии с за-
висимостями, приведенными
в табл, 16. При наличии
муфты предельного момента
значение Мт принимают рав-
ным

Мт = J-, 01105Пд. + МФта*
tc ’мПм

§ 30.	ОБЩИЕ
ПРИНЦИПЫ
СОСТАВЛЕНИЯ
УРАВНЕНИЙ
ДИНАМИКИ

Уравнениями дина-
мики называют дифференци-
альные уравнения или сис-
темы дифференциальных
уравнений, описывающие
движение принятой динами-
ческой модели исследуемого
объекта (механической сис-
темы). Для составления та-
ких уравнений используют
различные принципы (тео-
ремы) механики, одним из
которых является принцип
Даламбера: если к каждой
точке механической системы,
находящейся под действием
заданных сил и реакций свя-
19. Характеристики некоторых пар трения

Показатель	Чугун по стали или чугуну	Бронза по стали	Лента тормозная по металлу	
			асбестовая тканая	вальцо- ванная
Коэффициент зрения при работе: без смазки		0,15	0,16	0,35 — 0,37	0,42
в. масляной ванне		0,06	0,06	0,12	0,16
Допускаемое давление на рабочей поверх- ности тормозов, МПа:  колодочных и ленточных:  стопорных		1,96		0,59	0,59	1
спускных		1,47	—	0,30	0,39 Я
дисковых и концевых при работе: без смазки	  с густой смазкой			0,2-0.3  0,3-0,39		0,39 — 0,591  0,59-0,981
в масляной ванне			0,59-0,78		0.98-1,18 T
Допускаемая температура нагрева обкладок- да поверхности трения, 'С		150	150	175-200	220

зей, приложить еще силу инерции этой точки, то уравнениям динами]
можно придать форму уравнений статики, т. е. записать их так:

Рк T Fk + Fku = 0 (к = 1, 2, ..., и),

где Рк—заданная сила, приложенная к fc-й точке механической системы;
F/j—реакция связей, приложенная к той же точке; Fka—сила инерция
этой точки, равная по модулю произведению массы этой точки на ее уско-
рение и направленная противоположно этому ускорению: и = —

Воспользуемся указанным правилом и составим уравнение динамики
для систем, изображенных на рис. 69, а, б. Обе эти системы одномассов!
с одной степенью свободы — одна (рис. 69,а) имеет только поступательн
перемещение в направлении действия движущей силы Рд, а друг
(рис. 69,6) — имеет только вращательное движение под действием мома
Мр. И в том и в другом случае движения масс обусловлены упругими
формациями связей, имеющих жесткость с (линейную) и с' (крутильну

Поставленную задачу будем решать в такой последовательное
1. Отметим на эквивалентной схеме заданные силы или момей
2. Нанесем силы реакций, соответствующие неидеальным связям (
пример, силы трения Ре).

3.	Условно разрежем упругие звенья системы и заменим дсйст
одной части на другую силами упругости F или моментами М/- от э'
сил.

4.	Если направление ускорения не задано, делаем предположение о
правлении ускорения масс. Обычно принимают, что направление уск<
ний совпадает с направлением движущих сил (моментов). В дальней

при решении задачи это предположение легко проверить: если иско
ускорение получилось положительным, сделанное предположение б
правильным, если отрицательным, то действительные ускорения на)

влены в другую сторону.
Рис. 69. Эквивалентная схема одномассовой системы:

а — перемещающейся поступательно; б — вращающейся

5.	Изобразим на эквивалентной схеме силы инерции тх (или моменты
от сил инерции Уф), направив их противоположно ускорениям.

6.	На основе отмеченных на эквивалентной схеме сил запишем уравне-
ние, выражающее принцип Даламбера.

В соответствии с этими рекомендациями получим следующие уравне-
ния динамики (или иначе уравнения движения):

для системы, изображенной на рис. 69, а,

тх + F — Рд + Рс = 0;

для системы, показанной на рис. 69,6,

Уф + MF-Мр = 0,

где х и ср — координаты, определяющие перемещения масс; J- момент
инерции массы; х и ф— соответствующие ускорения, равные, как известно,
вторым производным по времени от этих перемещений: х = d2xjdt2; ф =
= 62ф/<Р2.

Силы упругости определяются как произведение жесткости упругого
звена на его деформацию. В рассматриваемых примерах деформации
звеньев равны х и ф; поэтому

F = ex; MF = с'ф.

С учетом этих выражений полученные выше уравнения динамики при-
мут вид

тх + сх = Рл —Рс;	(59)

^ф + с'ф = Мр.	(60)

Стоящие в правых частях этих уравнений величины в общем случае мо-
гУт зависеть от каких-то переменных, например являться функциями вре-
мени t [при этом их обычно записывают в виде Рд(г) или Тогда
в Уравнениях (59) и (60) будут присутствовать две переменные (х и t либо
<р и t), одна из которых является независимой (время t), а другая (х или ср),
являющаяся функцией от t,—зависимой.

Дифференциальные уравнения с одной независимой переменной назы-
ваются обыкновенными.

Полученные уравнения характеризуются, кроме того, тем, что входя-
щие в них искомые функции (х и ф) и их производные линейны, т. е. зави-
сят от времени в первой степени, а порядок высших производных (х
и ср)—второй.

Таким образом, уравнения (59) и (60) относятся к классу обыкновенных
линейных дифференциальных уравнений второго порядка.

Коэффициенты, стоящие в дифференциальных уравнениях, в зависимо-
сти от специфики механической системы, могут быть постоянными или
переменными по величине (например, жесткость упругих звеньев может
быть постоянной или переменной, зависящей от деформации). В первом
случае дифференциальные уравнения называются линейными с постоянны-
ми коэффициентами, а во втором—линейными с переменными коэффи-
циентами.

Если правая часть в уравнениях типа (59) и (60) равна нулю, т. е.

тх + сх = 0;	(61)

Jcp + с'ф = 0,	(62)

то такие уравнения называют однородными.

Однородными линейными дифференциальными уравнениями описы-
вают, в частности, собственные колебания механических систем, т. е. коле-
бания, происходящие при отсутствии внешних возмущений под действием
только восстанавливающих сил (сил упругости).

Системы и явления, описываемые линейными дифференциальными
уравнениями с постоянными коэффициентами, называются линейными,
а описываемые нелинейными дифференциальными уравнениями, а также
линейными дифференциальными уравнениями с переменными коэффициен-
тами— нелинейными. Так, например, колебания систем, описываемых
уравнениями типа (61) и (62), называют также линейными колебаниями.

Решить нелинейные дифференциальные уравнения высокого порядка'
аналитическими методами, как правило, очень трудно и часто невозможно,
поэтому их решают на электронно-вычислительных машинах (ЭВМ). Ли-
нейные дифференциальные уравнения невысокого порядка с постоянными
коэффициентами решают обычно аналитически.

Для примера приведем решение уравнения (59).	<

Разделим, вначале обе части уравнения (59) на т и запишем его так:,
х + к2х = (Рд - Рс) /т,	(63).

где к = ]/с/ш.

Общее решение линейного неоднородного дифференциального уравне-
ния (63) имеет вид суммы

X = Хо + X,
где х0 — общее решение соответствующего однородного уравнения (63) б<
правой части; х—частное решение данного уравнения.

Общее решение однородного уравнения найдем по корням соотве
ствующего ему характеристического уравнения:
к2 + к2 = 0.

Его корни А1; 2 = а + Pi, где р = у к2 = к; а = 0. Для корней этого вида
(корни мнимые, вещественная часть равна нулю)

А-о = sin pt + С2 cos pt = C( sin kt + C2 cos kt,
где Ci и C2—постоянные интегрирования.

Частное решение при условии, что величина, стоящая в правой части
уравнения (63), является многочленом нулевой степени, найдем в виде
многочлена той же степени:

х = А.

Подставляя это значение х и его вторую производную (х = 0) в исход-
ное уравнение, получаем

кМ = (Рд-Рс)/т,
откуда

РД-РС _ Рд-Рс
тк2	с

Тогда общее решение уравнения (63) примет вид

х = Cj sin kt + С2 cos kt + (Рд — Pc)/с.	(64)

В этом уравнении две неизвестные величины—Сг и С2, для определе-
ния которых нужно иметь два уравнения. Одно уже найдено — это уравне-
ние (64), а в качестве второго примем выражение для первой производной
величины х по времени:

х = С..к cos kt — С 2к sin kt.

Постоянные интегрирования находим из начальных условий. Примем,
что в начальный момент времени при t = 0 деформация упругого звена
х = 0 и скорость перемещения массы т также равна нулю, т. е. х = 0. Под-
ставляя начальные условия в выражения для х и х, получаем

Р — Р

0 = С2 + —----0 = С2к.

с

Решая эту систему алгебраических уравнений относительно не-
известных С\ и С2, находим

С1 = 0; С2= -(Рд-Рс)/с.

Тогда общее решение (64) запишется так:

х = —------- (1 — cos kt) — —— (1 — cos kt),

с	с

Умножив величину х на жесткость с упругого звена, получим динами-
ческую силу (силу упругости), действующую на это звено:

F = Ризб (1 - COS kt).	(65)

Таким образом, по заданному движению, описываемому дифферен-
циальным уравнением (63), находят действующую на систему динамиче-
скую силу. В динамике задачи, сводящиеся к определению сил по заданно-
му Движению, называются прямыми, а сводящиеся к определению
движения по заданным силам—обратными. При решении последних инте«|
грируют исходное дифференциальное уравнение движения. Рассмотрим!
пример решения обратной задачи.	1

Пусть задана сила F, определяемая по выражению (65), и дифферен-’
циальное уравнение (59), описывающее движение системы, изображенной'1
на рис. 69, а. Заменяя в исходном дифференциальном уравнении величину*
F = сх через выражение (65), получаем	з

тх + Ризб (1 -	cos kt)	= Ртб,	I

или после преобразований	$

Ризб ,я
х =----cos kt.	j

m	J

Найденное уравнение определяет один из параметров движения—уско-1
рение (или замедление) системы. Для определения скорости движения (ско*^
рость равна первой производной от х по времени г) проинтегрируем поД
следнее уравнение	|

х = d2x/dt = dx/dt,	':i

откуда

dx = xdt;

x = f xdt = —зб- f cos kt dt.

J	m J

Решая этот интеграл, получаем

Постоянную интегрирования находим из начальных условий: при t = 0'i
х = 0 (как это было принято раньше), тогда Cj = 0. Окончательно ' |
Ризб - , , Ризб  ,	//А $

х = —~ sin kt = ,—= sin kt.	(бои

wfc уст	’I

Для определения перемещения системы (в нашем примере деформаций]
упругого звена) проинтегрируем выражение (66):	S

х = [ х dt =	[ sin kt dt =-cos kt + C2 =------— cos kt + C2.	|

J mk J	mk~	с	Д

Из начальных условий определяем постоянную интегрирования

При У = 0 х = 0 и С2 =Р113б/с. Тогда	Я

х =	^из6	(1 — cos kt).	Ц

с	Я

Рассмотрим теперь другие примеры по составлению уравнений-дийЯ
МИКИ.	'Я

На	рис.	70, а	показана эквивалентная схема двухмассовой систеМД

(массы mL и т2) с одной степенью свободы. Массы связаны между соб^И
упругим звеном жесткостью с. На ведущую массу действует движущая
ла Рл, на ведомую—сила сопротивления Рс.	Щ

174	Я
$)	РД~Р!С PZC^PU3B.(t)

Рис. 70. Эквивалентная схема:

« — двухмассовой системы с упругой связью; б — двухмассовой системы с упругой связью
и демпфирующим сопротивлением; в — трехмассовой системы с двумя упругими связями

Условно разрезав упругую связь между массами, заменим оцраничения,
налагаемые этой связью на массы, силами упругости F и рассмотрим дви-
жение каждой массы независимо одна от другой. При этом будем соблю-
дать ту же последовательность составления уравнений динамики, которая
была принята при рассмотрении предыдущих примеров. Разница будет
лишь в том, что в данном примере придется составлять два уравнения
динамики—по одному для каждой массы.

Обозначив через хх перемещение массы ;щ, через х2—массы т2, а че-
рез xj и х2 соответствующие им вторые производные по времени (или
ускорения масс т1 и т2), нанесем на эквивалентную схему все силы (в том
числе и дополнительные силы т1х1 и ni2x2), действующие на каждую мас-
су. Так как деформация упругого звена обусловлена разностью перемеще-
ний масс и т2, т. е. х = хх — х2, сила упругости F = с (хд — х2). Теперь
Для каждой массы составим по схеме уравнения динамики:

"ти +с Си - и) = рд;	(67)

"Ьх2 - с (хх - х2) = - Рс.	(68)

Полученную систему дифференциальных уравнений можно преобразо-
вать и привести к виду, удобному для интегрирования. Для этого первое
Уравнение системы умножим на т2, а второе—на т2, затем из первого
Уравнения вычтем второе. Тогда получим

mim2(xl -x2) + c(m1 + m2)(x1 - х2) = т2Рд + тгРс.	(69)
Введем новую переменную х = xt — х2 (она соответствует деформаций'
упругого звена). Выразив вторую производную от нее х = х^ — х2 и подста-
вив ее в уравнение (69), получим

+ с (ту +.т2) х = т2Рд + ткР с,

откуда

.. с (ту + т2)	Рп	Рс

х Ч----------х =-----Ь —

тхт2	ту	т2

или

х + к2.

где к =

т2Ря Ч- т1Р<
тгт2
+ m2)
т1т2

(70).

На рис. 70, б показана эквивалентная схема аналогичной двухмассовой
системы, в которой помимо сил, нагружающих только что рассмотренную
систему, действуют так называемые диссипативные силы, обусловленные
внутренним трением в материале упругого звена. Эти силы вызывают рас-
сеяние энергии деформации. На эквивалентных схемах демпфирующие
сопротивления обычно изображают в виде пары поршень—цилиндр. При
динамических расчетах с некоторым допущением можно принять, что
демпфирующее сопротивление Rr пропорционально скорости деформации
упругого звена, т. е.

Rr = Рг* = ₽г (А - *1),.

где Рг — коэффициент пропорциональности, называемый также коэффи-
циентом демпфирования.

Исходя из тех же правил составления уравнений динамики, для данной
системы получим

+ Pr (xt - х2) + с (xj - х2) = Р,:

~ Рг (*1 - х2) - с (Ху - х2) = - Рс.

Преобразуем эту систему, для чего первое уравнение умножим на ш2>

второе—на тх, и затем из первого уравнения вычтем второе. Получим'

т1Ш2 (*1 ~ Х2) + Рг (т1 + т2) (*1 - Х2) + С (т1 + тг) (Х1 “ Х2) = т2Рд +

Откуда

(х) - х2) +

рг(/щ + т2)	сОщ+т-,)	т2Рд + туРс

(xj х2) Ч	Xj — х2) —

тут2	niym2	тут2

Вводя новую переменную х = х: - х2 (при этом х = х2 - х,; х = хх - х2.
перепишем последнее выражение так:

.. . Рг (mi + тг) . . С (ту Ч- ж2) .	'«2рд + »hpc

X ч------------X п------------ .X —----------,

т1т2	^1^2
Введя обозначение

Рг (mi + т2)

2п =-----------

/щш2

и заменив постоянный множитель при х через к2, окончательно получим

,, т->Ра + т,Рс

х + 2пх + к2х =	.	(71)

Уравнением (71) описываются вынужденные колебания системы, возни-
кающие под действием приложенных к ней внешних переменных сил (они
стоят в правой части уравнения). При отсутствии возмущающих воздей-
ствий уравнение (71) приобретает вид

х + 2пх + к2х = 0.	(72)

Уравнением (72) описываются затухающие собственные колебания си-
стемы, происходящие с частотой к, величина которой для данной системы
определяется по формуле (70).

На рис. 70,в приведена эквивалентная схема трехмассовой системы
с двумя степенями свободы. Ведущая масса системы тя связана с массой
т1 упругим звеном жесткостью с1г а с массой т2—упругим звеном жест-
костью с2. На массы и т2 действуют силы сопротивления Р1с и Р2с,
а к ведущей массе приложено движущее усилие Рд = Ризд (г) + (Р1с — Р2с).

Задавая всем массам независимые одно от другого перемещения хд, хх
и х2 и заменяя действие упругих связей силами упругости сх (хд — xj (ме-
жду массами тя и mt) и с2 (хя — х2) (между массами тя и т2), добавляем
к каждой массе, инерционные силы — соответственно тдхя, тгх2 и т2х2, на-
правленные против движущей силы, и на основе полученной таким обра-
зом расчетной схемы составляем уравнения динамики для каждой массы
системы:

тлхл + Cj (хд - ху) + с2(хд - х2) = РИзб(О + (Лс - Лс);

'«л - q (хд - *1) = - Pic;	г

т2х2 - с2 (хд - х2) = - Р2с.	)

Таким образом получили систему дифференциальных уравнений,
описывающих движение системы, изображенной на рис. 70, в.

На рис. 71 показаны схемы канатного механизма подъема груза, со-
ответствующие различным условиям подъема и различным жесткостям
грузового каната. Схемы на рис. 71, а и рис. 71,6 соответствуют подъему
груза «с веса», когда груз в момент, предшествующий началу движения
(т. е. при t = 0) висит на канате. Но в первом случае жесткость каната до-
статочно велика и его можно считать абсолютно жестким; во втором—
Жесткость каната меньше, и он является упругой связью. На рис. 71, в
Изображена схема, соответствующая подъему груза «с подхватом», когда
в начальный момент времени груз лежит на каком-либо основании (земле)
11 грузовой канат ослаблен; на эквивалентной схеме (справа) слабина кана-
та имитируется соответствующим зазором А в упругой связи.
Рис. 71. Эквивалентные схемы для расчета параметров движения и натяжения ri кана*
подъемного механизма при подъеме груза:

а — «с веса» абсолютно жестким канатом; б — «с веса» упругим канатом; в, г - «с подч
хватом»

Рассмотрим первый из указанных случаев. Применяя принцип Далам-.
бера, составим по схеме, изображенной на рис. 71, а, уравнения динамики-

системы:

И11х = Ризб + 2;

= - 2,

где и т2— приведенные массы привода и груза соответственно; $—пе-
ремещение груза; Q—вес груза; Ризд = Рр — 2—избыточное усилие приво--;
да.	'

После преобразования получим

(т±+т2)з=Ризб,	?

откуда

Ризб

5 =---------

mt + т2

(73^

По формуле (73) определяется ускорение системы (подъема груза)г

Интегрируя выражение (73), найдем скорость подъема груза	'1

S = J sdt =

mi + т2	+ т2

Из начальных условий определяем постоянную интегрирования.
t = 0 s — V = Q, тогда Сх = 0 и

Ризб

V =---------1.

+ т2
Интегрируя последнее уравнение, найдем закон изменения движения
груза при подъеме:

5

Ризб Г .. Ризб 7“
----1--- t at. --------- —

щ1 + т2 J т2 + т2 2

2-

Так как при 7 = 0 5 = 0, найдем С2 = 0. Т огда

Ризб Р __ jt
Т т2 2	2-

Следовательно, при принятых условиях подъема груза его движение
подчиняется законам равномерно-переменного движения.

Умножив ускорение груза на его массу и сложив полученную величину
со статическим сопротивлением Q, найдем динамическое усилие, действую-
щее на канат при подъеме груза:

+ т2

(74)

При учете упругости каната (рис. 71,6) движение механической системы
описывается системой дифференциальных уравнений, аналогичных уравне-
ниям (67) и (68):

- С (.ЧД - s2) = - 6, J

где зд и х2— независимые перемещения приведенной массы механизма’ т2
и груза т2; с—приведенная жесткость каната; Ризб—избыточное усилие
привода.

Умножим первое уравнение системы на т2, а второе—на mt и из пер-
вого вычтем второе. Получим

nt] т2 (s\ - s2) + с (nij_ + т2) (лд - х2) = ш2Ризб + (тщ + т2) Q.

Введя новую переменную 5 = 5Х — s2 (и соответственно s = st--s2)j
найдем

. , 2 Ртб ,	+ т2

t ks =---Ь------б,

(75)

тх т1т2

где к определяется по формуле (70).

Решение уравнения (75) без правой части, как было показано выше,
определяется выражением

.’7, = sin kt + С2 cos kt.

Частное решение находим в виде

к=А.

Подставляя это значение А и его второй производной в исходное диф-
ференциальное уравнение, получаем

откуда-
Ризб +	+m2	_ П12Ризб + 6

тхк2 т2т2к2 с(т2 + т2) с

Общее решение уравнения (75), равное сумме однородного и частного
решений, имеет вид

. ч	,	Q

s = С, sin kt + С2 cos kt Н— ---------- + —.	(76)

с (nij + т2) с	'

Тогда

s = Ctk cos kt — С2к sin kt.	(77)

Из уравнений (76) и (77), задаваясь начальными условиями, получим не-
известные постоянные С2 и С2. Так как при t — 0 s = Q/с (отношением Q/с
определяется статическая деформация каната под действием массы подве-
шенного груза), s = 0, получаем

Q _ Х-. т2^*ИЗб Q

— ^2 •	/	\ •	?

С	с(1И1 + Ш2) с

О = Cjfc,

откуда находим

С—0;С2— —

с (т2 + т2)

Общее решение уравнения (75) получаем в виде

s =	(1 - cos kt) + Я	(78)

c(m1 + w2)	с

Сила упругости или динамическое усилие, действующее на канат, равно
произведению деформации s на жесткость каната:

Г = т2Ризб (1 _	+ Q	(79)

т{ + т2

Максимальное значение сила F имеет в момент времени, при котором
cos kt — — 1 (т. е. при kt = п, откуда t = я/к):

Ртах = ^^ + 2.	(80)

1И1 + т2

Если требуется определить параметры движения груза, можно восполь-
зоваться известным теперь выражением для F = c(sl — s2)—уравнением
(79) и подставить его во второе уравнение исходной системы:

"12»2 - - W2^-H-36 (1 - cos kt) - Q = - Q,
"i 77^2

откуда

s2 = —— (i _ cos fo).	(81)/
Для определения скорости груза проинтегрируем уравнение (81):

(dt_

2 mr + т2 J

— из6— J cos kt dt =-----—— (t —— sin kt) + Ct.

mi + m2	mi + m2 к

При t=0 s2 = v — 0 и C\ = 0. Тогда

v =	sin kt).	(82)

mL + m2 k

Интегрируя уравнение (82), найдем закон изменения величины s2 при
подъеме груза:

= ftdt_	f sin kt dt,

2 mt + m2 (mt + m2) к

или

P изб	t2	P изб .

s2 =----;----T	;----T7T cos kt + c2-

mt + m2 2 (mt + m2) к

При t = 0 s2 =0 и C2 =	Тогда

r	(nti + m2) k2

Pизб	t2 Pизб	; A

s, =-----------------------—y- (1 - cos kt).

2 mt + m2 2 (mt + m2)k2

Сравнивая параметры движения в период пуска привода для системы,
у которой жесткость каната не учитывается, с параметрами аналогичной
системы, у которой канат рассматривается как упругое звено, нетрудно ви-
деть, что законы движения груза в обоих случаях оказываются различны-
ми. Неодинаковыми будут и динамические усилия, действующие на канат
при трогании груза с места [формулы (74) и (79) или (80)].

Уравнения динамики, описывающие движение системы, изображенной
на рис. 71, в, ничем не будут отличаться от полученных, в чем легко убе-
диться, сопоставив обе расчетные схемы. Выражения, определяющие в об-
щем виде решение исходных уравнений для s (t) и s (t), а также другие най-
денные соотношения для системы, изображенной на рис. 71,6, будут
такими же, как и для системы, показанной на рис. 71, в. Однако в обоих
случаях начальные условия движения разные. Если при подъеме груза «с
веса» канат перед началом движения уже имеет деформацию растяжения
от статической нагрузки, а скорость системы равна при этом нулю, то при
Подъеме груза «с подхватом» в начальный момент деформация каната
Равна нулю (так как вес груза воспринимается основанием), но приведенная
масса привода в процессе выбора слабины каната имеет скорость, равную
или близкую к номинальной. Таким образом, для систем, изображенных
На рис. 71, в, г начальными условиями будут следующие: при t = 0 s = 0, s = и.
Подставив их в выражения для s(t) и s (t), получим

п __ г . И12Ризб Q . ~)

U ~ 2	\ т г (

С (nit + т1) с Z

V =	. J
откуда

V-

Су=~к’

Заменяя

v .

s = — sin
к

~  	m2Pизб	2



с (m2. + m2) c

С(и C2 в общем решении их значениями, находим

kt -I------------ (1 — cos kt) 3-(1 — cos kt).

c + m2)	c

Умножив обе части последнего уравнения на жесткость каната, полу-
чим действующее на него динамическое усилие

F = — sin kt +	(1 — cos kt) +2(1— cos kt),

к	m1+m2

(83)

Максимальное значение эта сила имеет в момент времени {=71/(2#
когда sin kt = 1, cos kt = 0:

CV Ш2^изб „

#max = — +--------+ 2-

к mt + m2

(84)

Как видно, для одной и той же системы усилия, действующие при пере-;
ходных процессах, зависят и от условий ее движения. Если, например, при -
подъеме груза «с веса» динамическое усилие в канате при трогании груза
с места практически не зависит от жесткости каната и скорости его подъе- ,
ма, то при подъеме «с подхватом» скорость движения и жесткость кана--
та оказывают большое влияние на динамическое усилие.

Формулы (83) и (84). можно применять для расчета достаточно широко-,
го класса механических систем, работа которых сопровождается ударами,
(например, взаимодействие рабочего органа машины с неподвижным пре- .
пятствием, гидравлический удар и т. п.).

На рис. 72,я показана эквивалентная схема механизма вращения. Здесь.,
J, — приведенный момент инерции привода механизма, J2 — момент инер- 
ции поворотной части машины (крана); Мр—приведенный крутящий мо-,’
мент привода, равный Л/„>б + Мс, где Мс—момент сопротивления враще-
нию поворотной части; и ф2— независимые перемещения масс привода

Рис. 72. Эквивалентная схема механизма вращения:

а — при пуске и торможении; б — при стопорении; в — при резком торможении
и поворотной части, обусловленные упругой деформацией элементов вра-
щающеся системы; и J2cp2 моменты от сил инерции, приложенные
к соответствующим массам.

Основываясь на принципе Даламбера, получим следующие уравнения
динамики для данной системы:

ЛФ1 + с' (срt - ф2) = Мизб + Мс; )

J,(p2-c'(<p1-cp2)= -Мс, J

где с'— крутильная жесткость.

Полученная система уравнений аналогична той, которая получена для
системы, изображенной на рис. 70, а, хотя величины, входящие в эти урав-
нения, другие. Не производя промежуточные действия, связанные с пре-
образованием этой системы уравнений и ее решением (они ничем не отли-
чаются от уже рассмотренных), приведем лишь окончательную зависи-
мость, определяющую динамический момент Мр, действующий на
поворотную часть системы:

Мр — —----— (1 - cos kt) + Мс,

71 4- J 2

где к = 1/

J1J2

Максимальное значение момента

, , 272Мизб ,.

Мр тах — -	-— + Мс.	(85)

J 2

Величиной е = Мизб / (Л + J2) определяется угловое ускорение системы.

Эквивалентные схемы различных систем для режимов пуска (разгона)
и рабочего торможения отличаются лишь направлением моментов или
сил, приложенных к ведущему (тормозящему) элементу системы. Исключе-
ние составляют режимы резкого торможения и стопорения, сопровождаю-
щиеся ударом.

Рассматривая, например, процесс рабочего торможения механизма вра-
щения, можно воспользоваться эквивалентной схемой, изображенной на
рис. 72, а, заменив в ней движущий момент Мр тормозным моментом Л1Т,
направленным в сторону момента сопротивления Мс, и приняв угол скру-
чивания упругого звена

Ф= — (<Р2 — <Р1)‘

Дифференциальные уравнения движения такой системы имеют вид

Лфг -с'(ф2 -Ф1)= -А7Т; ")

J2<P2 + с' (ф2 - Ф1) = - Мс. J

После преобразований, аналогичных предыдущим, получим
"НИ (<р2 — Ф1) + с (4- J2) (ф2 — Ф1) = Э21ИТ — J.MC,
откуда
ср + fc2<P ~

M-r

А

Мс

J 2 ’

Решение уравнения (86) без правой части имеет вид
Фо = Ci sin kt + С2 cos kt.
Частное решение
Ф = А.
Тогда ср = 0.

Подставляя значения ф и ф в уравнение (86), получаем
, 2 j
кА =---------

откуда
Л/, Мс JJAf-r JiAfg
= jjj- = c ViT/д ~ WT+лУ
или после преобразований
л J 2 (Мт + MJ мс
С (Ji + Jт)	С

Общее решение уравнения (86) имеет вид
ф = ф0+ф
или
j2(mt + mj мс	;

ф = С, sin kt + С2 cos kt 4------------—.	(87)

Для определения неизвестных Сх и С2 получим также выражение для г
ф:

ф = CJc cos kt — С2к sin kt.	(88)

Для начальных условий при t = 0 ф = MJc', выражения (87) и (88) при-
нимают вид

мс с j2(ait + mc) мс j
с' 2 cJJi+Jj с' ’ I

0 = CJc.	J

Из последней системы уравнений находим
г -п. г -	+

С (jj + J2)
При этом уравнение (87) принимает вид

Умножив величину ф на угловую жесткость с упругого звена, найдем
действующую на это звено динамическую нагрузку
J2(Mr + Mc)Zi , .

Mf =	— U -cos M ~ M=-

(89)

*/ । i~ J 2

Максимальное значение момент Mf имеет при cos kt = — 1. При этом
2J2(Mt + Mc)

Mfmax — r , Mc

J i т a2

или с учетом соотношения (58), принимая MC = MQ!, находим
(2рт+1)/2-Л

М F max =---"т~ Г 7----М<>

J 1 + J2

Аналогичная по структуре формула получается для динамической силы,
действующей на механизм передвижения машины при торможении:

Г max =------:--------Л:-

т7 + т2

Для механизмов подъема

2m2(PT + Q)

Г max =-----;-----+ 2.

т7 + т2

Эквивалентную схему для расчета динамических нагрузок, возникаю-
щих при стопорении механизмов, можно представить в виде одномассовой
системы с заделанным упругим звеном (рис. 72, б). Применяя принцип Да-
ламбера, нетрудно убедиться, что движение такой системы описывается
дифференциальным уравнением

Jcp + с'ср — Мр
или

ср + /с2ф = Mp/J,

где к2 = j/cyJ.

Интегрируя последнее уравнение для начальных условий: при t ~ 0 <р =
= Мр/с', ф = ®, получаем

ю • ,
Ф = — sm kt 4-

к

Мр
с'

Соответствующая динамическая нагрузка (момент от сил упругости)
определяется как произведение упругой деформации ср механизма на его
угловую жесткость с':

Мр =--------sin kt + Мр или Мр = ту c'J sin kt + Мр.

к

Максимальная динамическая нагрузка
Мр тах = со|/с J + Мр,

(90)

(91)

где J—суммарный приведенный момент инерции всех подвижных частей
Привода, расположенных между двигателем и исполнительным органом;
Мр~момент, создаваемый двигателем.
Если в приводе установлена предохранительная, муфта, то при ее с
батывании расчетная зависимость (91) остается той же, но значение J в
этом равно суммарному приведенному моменту инерции только тех эд
ментов привода, Которые расположены между ведомой частью муфт
и исполнительным органом механизма, а значение Мр равно моменту, цри
котором муфта проскальзывает.

Формулы (90) и (91) можно также использовать для определения литв^
мических нагрузок при резком торможении механизма. Для этого вместе:
Мр следует подставить статический момент от сил сопротивления (груза),'
а при поступательном движении массы т0 (рис. 72,в)—-статическую на.:
грузку (вес Go); в последнем случае динамическая сила F определяется до
формуле	i

F =—sinPf + Go,

где р = |/с^/тпо; v—скорость подъема груза.

§ 31.	ПРИМЕРЫ ДИНАМИЧЕСКИХ РАСЧЕТОВ

Пример 8. Выбрать двигатель механизма подъема крана с электроприводом.

Данные. Грузоподъемность крана Q = 7,5 т (при этом грузоподъемная сила (X составляет’
73 500 Н); масса поступательно движущихся частей (груза) т = 7500 кг; скорость подъема грузе
= 0,2 м/с; передаточное число механизма i = 60; кратность полиспаста <?п = 4; общий КПД'
(с учетом КПД полиспаста) т) =0,8; радиус барабана лебедки R. =200 мм; режим эксплуата-
ции крана— средний (ПВ = 25%).	0	'

Порядок расчета следующий.

Решение. 1. Определяем необходимую статическую мощность двигателя

N =

Q'v 73 500.0,2

—-------=------------= 18,4 кВт.

1000г|	1000-0,8

По каталогу электродвигателей выбираем трехфазный двигатель МТК-42-8, номиналь-

|д = 667 об/мин; Кп =

ная мощность которого .\'и = 19,5 кВт; частота вращения п

= 2,8; момент инерции ротора Jp0T = 1 кг-м2.

Подбираем для вала двигателя упругую соединительную муфту с наружным диаМетровГ

400 мм; для нее момент инерции Jv=2,55 кг-м2.

2.	Находим статический момент сопротивления, приведенный к валу двигателя;

Q'R, 73 500-0,2

М = - -& =--------------^ = 77 Н м.

ст-л ia ri 60-4'0,8

3.	Определяем суммарный момент инерции механизма и груза, приведенный к валу двига*
теля (см. табл. 16);	.J

mRi	7500 - 0,22	/

/пр. д = * ('рот + /м) +	= 1.2(1 + 2,55) 4-	= 4,25 + 0,0065 яе 4,25.

* ^11 I	OU ’ *т ' UjO

4.	Рассчитываем избыточный момент, приведенный к валу двигателя (см. табл. 16), при*
нимая tp = 1 с;

,,	0,105ил	,	0,105-667	„„„ тг

^изб. д ~ /пр. д ~	— 4,25 ----------- 298 Н • м.

(Р	;

5.	Определяем пусковой момент на валу, двигателя

А1П.д =Шизб.д + Мст.д = 298 + 77 = 375 Н-м.	.

6.	Проверяем выбранный двигатель на перегрузку по полному пусковому моменту. ДЧ
этого находим номинальный момент
Л/

н

Рис. 73. Схемы для расчета механизма подъема одноковшового экскаватора:

а — общая схема механизма; б — схема подъема ковша; в — общая эквивалентная схема;
г — упрощенная эквивалентная схема; I — механизм подъема ковша; 2 — рукоять; 3 — стрела;

4 — блок; 5 — ковш

9550N	9550 19,5	„„

------и = -------= 280

п	667

Н-м.

При полученном номинальном моменте коэффициент перегрузки КП=МП Д,МН =
= 375 280 = 1,34, что допустимо для данного двигателя.

Пример 9. Определить динамические нагрузки, действующие на механизм подъема одно-

ковшового экскаватора при стопорении ковша (рис. 73, а).
Данные

Вес ковша с грузом Q . . .......................................... 4 тс

Момент инерции, кг-м2:
выходного звена гидротрансформатора JrT................................. 1

ковша с грузом относительно оси напорного вала (точка 0, рис. 73, а)
jkob............................................................. 42 000

Рукояти ковша относительно той же оси 1рук.......................... 790

оарабана и фрикционной муфты лебедки механизма подъема относительно
собственной оси Jg................................................. 29,2

j'-Рутящий момент, передаваемый гидротрансформатором Мгт, Н-м . . .	1000

Моменты инерции элементов привода, расположенных между турбинным

Колесом гидротрансформатора и барабаном лебедки (рис. 73,б), кг-м2:
Ji ..................................................................  4,5
J,.................................................................

Угловая скорость, рад/’с:
турбинного колеса со1................................................

поворота рукояти при подъеме ковша <орук...........................

Передаточное число между:
гидротрансформатором и барабаном iIT.................................

гидротрансформатором и элементами привода с моментом инерции J,
элементами привода с моментами инерции Ji и Л......................

элементами привода с моментами инерции 7, и J} = Jg................

Радиус барабана лебедки и блока головки стрелы (Rg = Rgмм............

Кратность «п полиспаста механизма подъема............................

Канат механизма подъема:
площадь поперечного сечения 12к, м2..................................

модуль упругости Ек материала проволок, кН, м2.....................

длина hn каната на участке от головки стрелы до ковша, м...........

длина I каната на участке от головки стрелы до барабана лебедки,
включая длину одного витка, намотанного на барабан, м..............

Жесткость (Н/м) элементов привода, расположенных между массами с мо-
ментами инерции:

7ГТ и Ji (рис. 73, в)..............................................

7, и J2 ...........................................................

J2 и J3 ...........................................................

1,42

59
0,115

20,7

Ori = 4,55

<12 = 4,55
1,Л = 1,0
265

1,97.10-*
11-10’°

4.7

8,5

с’гт! = 105-10’
с12 = 2750-10’
е'23 = 2620-10’

Решение. Так как привод экскаватора гидромеханический и между насосным и турбинным
колесом гидротрансформатора отсутствует жесткая кинематическая связь (колеса одно относи-
тельно другого проскальзывают), при динамическом расчете часть механической системы, рас-
положенной между валом двигателя и насосным колесом (включительно) гидротрансформато-
ра, можно исключить из эквивалентной схемы.

От общей схемы, показанной на рис. 73, в, путем соответствующего приведения динамиче-
ских параметров можно перейти к упрощенной эквивалентной схеме для случая стопорения
механизмов (рис. 73, г).

Для решения данной задачи требуется рассчитать два случая: первый — фрикционная му-
фта барабана лебедки механизма подъема при стопорении ковша не проскальзывает, второй—
фрикционная муфта при стопорении ковша проскальзывает.

I. Фрикционная муфта барабана не проскальзывает.

1. Моменты инерции (кг-м2) ковша с грузом и рукояти, приведенные к ведущему валу ме-
ханизма, составляют соответственно

(J ) ' =7
ков пр.д КОВ

-—3— (7 )' =J	,

£р/2По РУК пр-д РУК 12 р12По

где Цо — КПД от рукояти до ведущего вала механизма (принимаем Цо = 0,90); Ig. р—'
передаточное число между рукоятью и барабаном ig р = ®б/юрук (’Десь ®д, “рук — угловые-
скорости барабана и рукояти соответственно).

Для рассматриваемого случая находим

<г>5 = сот/1гт = 59/20,7 = 2,85 рад/с; <б.р = 2,85/0,115 = 24,8;

42 000

790

(7 )'	=------,------------= 0,177; (7 )' =-----------,------;-----= 0,0033.

ков’прл	24,82- 20,т- 0,90	рук'прл 24,8’-20,7’-0,90

2. Определяем моменты инерции (кг-м2) элементов привода, расположенных между ве,
щим валом механизма и барабаном, приведенные к ведущему валу:

О	-- м -э

-пр.д <

<гт < 0 <

1

4,5

----—-------= 0,225;

4,552-0,97

1,42

<ГТ1<ЬП2 4,552-4,55-0,95

= 0,0035.
3.	Находим суммарный момент инерции механизма, приведенный к ведущему валу:

/ =/ +л-4-+(/ )' +(j )' +J,' +j; =

•'пр.д 11' О I2,-]	4 ков'пр.д рук'пр.д 'пр.д -пр.д

= 1 + 29,2--<-----+ 0,177 + 0,0033 + 0,225 + 0,0035 = 1,484.

20, 72- 0,91

4.	Определяем жесткость каната лебедки, приведенную к ведущему валу (линейная жест-
кос1ь измеряется в Н/м, угловая—в Н-м/рад). При этом жесткость каната:

D точке подвеса груза

ЕКПК«„ __ 11-1О1О-1,97-10~*

/'и	~	4,7

приведенная к ободу блока головки стрелы (г. е, жесткость ветви каната полиспаста, набе-
гающей на блок)

й1ТПп

на участке от

__ _

9.2 • 10®

—-------= 4,7-10®;

22  0,98

головки стрелы до барабана

11 • 1010-1,97-10*

8,5

= 2,55-10®;

Чк =

общая (принимаем у = 60’, см. рис. 73, б)

<к = с2к + Чк cos2 7 = 2,55 + 4,7 • 0,25 = 3,73 • 10й;
угловая, приведенная к оси барабана,

С', = С R2 = 3,73  10й  0,2652 = 0,262 - 10й;

К.0 к ©	’	’

угловая, приведенная к ведущему валу,

— СК.б
ск.д- у.

;гт’(т

0,262-10®

20,72-0,91

= 0,67-10’.

5.	Рассчитываем жесткости элементов привода, расположенных между ведущим валом
и барабаном, приведенные к ведущему валу:

с'12	2750-10’	_

С*"д 1’гтР12П2	4,552-4,552-0,95	’	’

, _	®2-’	®'22 _ 2620-10®	...

Пт1112»2з'П1Я2 'гтПт 20,72-0,91

6.	Определяем суммарную жесткость механизма, приведенную к ведущему валу по форму-
ле (44);

с- =________	1________. _	скл________

Р 1	1111. с'к„ с'кп с'к„

-у— + ~---+ ~------ 1 + -7^ + ~ + ;М

ск.д (гт1д с12д с23д	сгт1д с12д с23д

0,67-10’

= --------------= 0,507-10’.

0,67	0,67	0,67

1 4---4---4----

5,23	6,86	6,72
7.	По формуле (91) находим динамическую нагрузку (Н-м) на ведущем валу механик
AI,	= о» \Гс' Т' + М = 591 '<3,507 ИР-Т484 + 1000 = 2620.

+ тах + пр.д пр.д гт *	’

Соответствующий данному нагружению коэффициент динамичности К = \J.	/м. Д

= 2620/1000 = 2,62.	д / гт 

II. Фрикционная муфта барабана проскальзывает. В этом случае, как от»
металось, динамические усилия действуют лишь на те элементы привода, которые распод®
жены между исполнительным органом (ковшом) и барабаном; момент, подводимый к этик"
элементам от двигателя, соответствует моменту М, предохранительной муфты.

1.	Находим расчетный момент, передаваемый фрикционной муфтой при коэффициенте за
паса сцепления В. =1,25:

'Ф ’

Л1 (1 = РфЛ/гт!'гтт|т = 1,25• 1000• 20,7• 0,91 = 23 500 Н-м.

2.	Определяем суммарный момент инерции элементов механизма, расположенных
фрикционной муфты (со стороны ковша), приведенный к оси барабана. Для этого сначала
ходим момент инерции ковша с грузом, приведенный к оси барабана,

,	1	42000

(J )',. = }	-------=-----------= 69,7 кг-м2;

' ков'пр.о	ков ,-2 л	24,82-0,98

о.р +.р	’

момент инерции рукояти, приведенный к оси барабана,

(7 )' , = ./	----=------------= 1,32 кг-м2.

рук'пр.о рук ;2	24,82 - (Д98

б.р up

Тогда суммарный момент инерции, приведенный к оси барабана,

=Л + (/ )', + (/ ) ^ = 29,2 + 69,7 + 1,32 = 100,2 кг-м2.

пр.о о 4 ков'нр.о 4 рук'пр.о 3	>	>	>

3.	Рассчитываем суммарную жесткость элементов механизма, расположенных до
ционной муфты барабана (со стороны ковша), приведенную к оси барабана (значение + ,
определено выше для 1-го случая):

с' - = <:+=0,269-106 =262-103 кг-м2.

пр.о К.0	:

4.	Определяем момент от действия на барабане лебедки динамического усилия

М _	= m.l/T'TrT + М. = 2,851/262^103 • 100,2 + 23 500 = 38 100.

F max о' пр.б пр.о ф ’ >	’

Коэффициент динамичности

К =МГ !М, = 38 100'23 500 = 1,62.

д F шах ф -

Сравнивая результаты расчета обоих случаев, видим, что установка муфты предельж
момента позволила значительно снизить динамическое усилие, действующее на элементы П|
вода механизма подъема ковша при его стопорении.

Пример 10. Определить необходимое тормозное- усилие для механизма передвижек
пневмоколесной машины.

Данные. Вес машины G — 98 100 Н; масса машины т = 10 000 кг, передаточное число трансу
миссии 1 = 8,6; частота вращения вала двигателя цд = 1800 об/мин; радиус качения колес гк
= 0,53; момент инерции вала двигателя и связанных с ним напрямую деталей Jr = 3,5 кг-мД
Момент инерции ведущих колес машины 7К=25 кг-м2; КПД трансмиссии п = 0,88; маЖЙЙ
мальный путь торможения sT max = 10 м.	-J

Решение. 1. Определяем скорость машины перед торможением	' :|

0,105п,т„	0,105-1800-0,53	•	1

V = ------Si = —-----—-----— = 11>7 м/с.	|

8,6

2.	Находим необходимое	время торможения по формуле (57)	’’1

7ч	2-10	1

2/ттах_ = А21 = 1;70	с.	J

»  и,?	а
ч Рассчитываем суммарную приведенную (к колесам) массу движущихся частей (см.
табл- 16):

"'г. пр- к = ('"+ Jk 7f) + 571 /к '' V =

-6°000 + 25 dd+145 •3’4 5 * dr8 * *-62 w =11 296 кг-

4. Определяем тормозное усилие на колесах машины (см. табл. 16), принимая V — 2500 Н:

/’г. к - "'т. пр. к т------------------Л: — И 296 ——— 2500 — /з 243 Н.

1 т	1 •'

Наибольшее тормозное усилие потребуется при торможении машины, движущейся вниз
по склону. При угле склона а (принимаем а = 5 ) необходимое тормозное усилие

Г	И?

Рг. к = 1,1 Г. пр. к-1 С + SHI 7- = f 1 296	- 2500 + 98 100  0,087 = S3 778 11.

/т	1./

Пример 11. Определить необходимый тормозной момент на валу двигателя механизма
подъема (рис. 62,6).

Данные. Вес поднимаемого груза 0 = 147 000 Н; масса груза in = 15000 кг; момент инер-
ции вращающихся частей двигателя и соединенных с ним напрямую элементов привода .7 =
= 0.77 кг-м2; радиус барабана лебедки К. = 250 мм; передаточное число редуктора механизма
подъема i =37,7; передаточное число открыioil зубчатой пары 1„ = 2.31; кратность сдвоенного
иолисиас^ «„ = 2; КПД механизма от барабана до двигателя р = 0,93; КПД полиспаста
г; =0,95; номинальная частота вращения вала двигателя п = 965 об/мин.

Решение, 1. Определяем шатический момент от сил сопротивления,, приведенный к валу
двигателя, при торможении. Для этого сначала найдем общее передаточное число и КПД ре-
дуктора и зубчатой пары:

( = ipin = 37,7 • 2,31 = 87,3; г; = рмрп = 0,93 • 0,95 = 0,88.

Тогда

<2«бГ|	147 000 -0,25 -0,88

2aui ~ ^2-Г87Д

2.	Рассчитываем суммарный момент инерции .механизма, приведенный к валу двигателя
(см. табл. 16):

, шКк	15000-0.25-

JT.np =	+ -.—-Ц = 1,20-0,77 +------ - ,--0.88 = 0,956 кг-м?.

г Иц	87,.3-  2

3.	Находим избыточный тормозной момент (см. табл. 16), принимая время торможения
t..= 1с:

4. Определяем момент, создаваемый тормозом на валу двигателя (см. табл. 16):

.,	„	0.105/1.

vГ. л = >!пр  ---- - + Her. л = 97 + 92,6 = 189,6 Н  м.

гг

— Проверяем тормозной момент по коэффициенту запаса (в соответствии с режимом экс-
плуатащщ машины принимаем р = 1,75):

-U, = , Д/Сг = 1,75 - 92,6 = 162 Н • м.

-11я Дальнейшего расчета и выбора тормоза, установленного на валу двигателя, следует,
••ким ооразом, взять значение ,V, = 189,6 Н-м — наибольшее из двух расчетных значений.
рч. '1Р|1Мер 12. Определить динамические усилия, действующие на рабочее оборудование
- (ь.юзера, спроектированного на базе гусеничного трактора, при внедрении его отвала
11 "Иаое.ть щебня.

м. ^“Д'1ые. Вес бульдозера (базового трактора вместе с рабочим оборудованием) G = 118 000 Н;
асса оульдозера ///. = 12 000 кг; момент инерции вращающихся частей двигателя и сосди?
-1 ~

пенных с ним напрямую деталей привода = 4,9 гамм2; номинальная мощность двигател
X = ЮЗ кВт; частота вращения вала двигателя, соответствующая номинальной мощности?
п = 1070 об/мин; радиус ведущих звездочек гусеничного хода г = 300 мм; передаточные числа;
трансмиссии базового трактора при работе на передаче: первой ij = 70,4; второй i„ = 4307.!
третьей ijjj = 30,17; четвертой iJV = 19,31; пятой /у= 15,03; продольная жесткость рабочего?
оборудования бульдозера (т. е. жесткость оборудования в направлении действия продольного
напорного усилия машины) ct = 10 000-Ю3 Н/м; жесткость щебня в штабеле с, =49-103 Н/м"

КПД трансмиссии машины р =0,85.

Решение 1. Определяем момент па валу двигателя

,,	9550.V,	9550-103

ЛЛ, =--------------------

= 920 Н-м.

1070



2.	Последовательно находим для каждой передачи:
момент на ведущих звездочках

-vp.K =Мдгг|;

движущее усилие на ведущих звездочках

•Рр = Мр. к/'б
скорость машины

v = 0,105/1 Л";
д

массу вращающихся частей привода, приведенную к ободу ведущих звездочек,

"И = 5-7д 4

К. ;-2 ~	;-2 - Р

избыточное усилие привода, приведенное к ободу ведущих звездочек (при этом статичен
ское сопротивление или сопротивление качению Р = Gf = 118000-0,07 = 8260 Н; здесь f s»
= 0,07):	° К	*//

Лвб ~ Рр ^с-

3.	Определяем приведенную жесткость системы (рабочее оборудование—штабель гцебиф

Так как жесткость рабочего оборудования во много раз превышает жесткость
ствующего с ним материала, принимаем

с «с, = 49-103 Н/м.

4.	Рассчитываем частоту собственных колебаний системы по формуле

взаимод

А' =

Ш1Ш2

Динамические нагрузки, действующие па рабочее оборудование бульдозера,

_ _Ч_ ,,|2^изб . + р
max-	/щ +	с'

Ниже приведены результаты	расчета.				
Передача		. . . I	II	III	IV	v W
Мр.к,Н-м		. . .	55000	34200	23 420	15000	12200 ®
Рр, Н		. . . 183 500	114000	78000	50000	40600 Я
Г м-'с	. . . 0,477	0,78	1,12	1,74	2,15 -Ш
?П19 КГ		. . . 323 000	121000	59 100	24 400	16000
Р - И J ИЗО» П			. . . 175 240	105740	.69740	41740	31340 ЭД
к, рад.'с		. . . 7,1	7,33	7.67	8.55	9,25
^мах' 		. . .	17820	23 040	29110	31810	33060
-Кд = I'max Ре		. . .	2.16	2,78	3,51	3,84	4,05
Анализируя влияние отдельных составляющих на Fmax, можно видеть, что на низших
„едачах наибольшее влияние на динамические нагрузки рабочего оборудования бульдозера
оказывает составляющая силы 7’тах> зависящая от избыточного тягового усилия на движите-
лях машины; на высших передачах значительно возрастает влияние первой составляющей ве-
личины F , зависящей, в основном, от скорости, с которой отвал бульдозера внедряется
в 1Пгабель материала и от приведенной жесткости рабочего оборудования и взаимодействую-
щего с ним материала.

Пример 13. Определить динамическое усилие, действующее на механизм вращения пово-
ротного крана при пуске двигателя.

Данные. Грузоподъемная сила крана 2 = 75 000 Н; частота вращения механизма
)1о = 0.5 об/мин; вылет стрелы Ко = 25 м; мощность двигателя механизма вращения
у = 7,5 кВт; частота вращения вала двигателя пд = 680 об/мин; максимальный пусковой
момент двигателя Мп д = 158 Н м; момент инерции вращающихся частей двигателя
и соединенных с ним напрямую деталей привода Ja = 0,2 кг  м2; момент инерции поворотной
части крана без груза относительно оси его вращения Jo = 6 750 000 кг-м2; статический момент
сопротивления вращению Мс = 50 000 Н-м; КПД механизма г| =0,474.

Решение. 1.

wn. д - Кп

2. Находим

Определяем пусковой момент на валу двигателя

955ОМП	9550-7,5

-----3-= 1,5---------= 158 Н-м.

Пд	680

передаточное число механизма

,= ^ = ^-= 1360.

п0 0,5

3.	Рассчитываем пусковой момент двигателя, приведенный к оси вращения крана (см. табл.
16):

Мр о = Мп д!г| = 158- 1360-0,474 = 102 000 Н-м.

4.	Определяем избыточный момент на оси крана (см. табл. 16):

.Иизб о = мр. о - мс = 102 000 - 50 000 = 52 000 Н  м.

5.	Находим момент инерции вращающихся частей двигателя, приведенный к оси его вра-
щения. Заметим, что в данном случае определение моментов инерции непосредственно не
связывается с нахождением движущего или избыточного моментов, поэтому величину 7, сле-
дует находить без учета ц (см. табл. 16):

А = Л1р. о = 37д12 = U  °-2  13702 = 454 400 кг  м2.

6.	Определяем суммарный момент инерции вращающейся части крана и груза

72 = 7„ + mR% = 6 750 000 + 7500 • 252 = 11 437 500 кг • м2.

7.	Рассчитываем по формуле (85) динамический момент, воспринимаемый поворотной
частью крана,

v	272ЛГизб , м

'/max -	,—~-----1-

2  11 437 500-52 000
-----------------+ 50 000 = 150 000.

454 400 + И 437 500

8.	Находим коэффициент динамичности
шах _ 150000 _ $

~Мс - 50000

7

л/р. Гобермана

193
Раздел четвертый

ТЕОРИЯ КОЛЕСНЫХ И ГУСЕНИЧНЫХ МАШ

Глава IX

ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ КОЛЕС С

ПНЕВМАТИЧЕСКИМ^

ШИНАМИ С ПОВЕРХНОСТЬЮ КАЧЕНИЯ

§ 32. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА КОЛЕСА ПРИ КАЧЕНИИ.

УРАВНЕНИЯ ДВИЖЕНИЯ

Рассмотрим общий случай движения колесной машины по склону
и схемы нагружения ее колес в плоскости движения (рис. 74). УсловимаС
что крутящий момент от двигателя подводится только к задним колесам
машины и только на задних колесах установлены тормоза.	J

В центре масс машины приложена сила тд—вес машины. Разложим eq
на две составляющие—mg cos а, нормальную к плоскости качения колесу
и mg sin а—параллельную плоскости качения. Нормальная составляющая;;
веса машины соответствующим образом распределяется по ее передним,
и задним колесам. При этом на передние колеса действует нормаль:
сила

12

АК1 — тд — cos а,

а на задние колеса—нормальная сила

Ак2 = mg —cos а,

где L— база колесного хода, т. е. расстояние между осями вращения пере
них и задних колес машины; и 12 — продольные координаты цент]
масс машины относительно осей вращения передних и задних колес.

Продольная составляющая веса mg sin а при движении машины 1
подъем всегда направлена против движения, т. е. является силой сопр

тивления, а при движении машины вниз — по направлению движения.

При неустановившемся движении

разгоне (рис.

74, а)

центре

ма

машины приложена также сила Ри = mu/tp, обусловленная инерцией nod
пательно движущихся масс (в формуле v—скорость машины, tp—Bpd
разгона). В этом случае часть крутящего момента, развиваемого на ва

двигателя, теряется на преодоление сопротивлений от инерции вра]
щихся элементов привода, в результате чего подведенный к ведущим :
сам машины крутящий момент

в
Рис, 74. Силы, действующие на колесную машину при движении:
и.— с разгоном; б —с торможением

Л/к = М„ к - J' к

‘ П

где Мр к — Л1д<г] (здесь Мд — момент на валу двигателя i — передаточное
число трансмиссии; р—КПД трансмиссии); 7'врк = 8/дг2р + Jk2—сум-
марный момент инерции вращающихся элементов привода, приведенный
к ведущим колесам (здесь Jk2—момент инерции ведущих колес); <ак—
угловая скорость вращения ведущих колес.

Действие на ведущие колеса крутящего момента вызывает касательную
реакцию поверхности качения 7’к2, направленную навстречу окружному уси-
лию на колесе, т. е. по движению машины. Действие на колеса нор-
мальных сил JVK1 и .;VK2 вызывает нормальные реакции поверхности
качения КК1 (на передних колесах) и RK2 (на задних колесах). При этом

= -VK1 = mtg cos a; KK2 = NK2 = m2g cos a, где m2g и m2g — нагрузки от
Действия массы машины, приходящиеся соответственно на передние и за-
дние колеса. Однако из-за деформации пневматических шин и поверхности
качения линии действия активных и реактивных нормальных сил не совпа-
дают— последние смещаются от вертикали, проходящей через ось враще-
ния колеса, на некоторую величину д в сторону качения. При этом силы

и RK2 на плече д образуют относительно осей вращения колес мо-
менты сопротивления качению

=RKiP = ArKiH и Mf2 = RK2g. = NK2[i,

Действующие против направления вращения колес.

7*
Таким образом, на заднее ведущее колесо машины действуют крутя
щий момент, подводимый от двигателя, момент сопротивления качениИ
и реактивный момент ТК2гк от касательной реакции поверхности качений
Из условия равенства активного и реактивных моментов	j

Мк = Д2'к +

находим

Л^к/Гк = ^к2 + -^kzP/^k-

Обозначим левую часть этого уравнения, равную окружному усилий
движителя, через Рк, а отношение ц/гк — через /к(/к — приведенный коз®
фициент сопротивления качению) и запишем последнее уравнение тяИ

РК = РК2 + -^kz/k2 иЛИ	I

-Рк — ТК1 + Р/2,	(9Д

где Pf2 = Лгк2/к2.	|

Сила Pj2 является приведенной силой сопротивления качению ведущий
колес.

Рассмотрим, какое воздействие оказывает касательная реакция поверх)
ности качения на движение машины. Для этого перенесем силу 7^2 на оЫ
вращения задних колес (в точку О2). Согласно правилам механики длЙ
этого нужно в точке О2 приложить две равные и противоположно напрад
ленные силы Р'2 = Р2 = Тх2, параллельные силе Тк2. Тогда сила Р’2 вмести
с силой Т\2 образует пару с моментом Т^к, уравновешиваемым крутящий
моментом на колесе, а другая, свободная сила Р2, направленная в cropoiql
движения машины, от ведущих колес через раму (корпус) машины пера
дается к оси передних колес в виде толкающей силы Рг. Сила Pt меныя
силы Р2 на величину преодолеваемых последней сил сопротивления Я
и mg sin а, т. е.	|

Pi =Рг - (Ри ± sin а) = Тк2 ~(Ра + mg sin а).	(9|

При действии на ось передних колес толкающей силы Pt в зоне их кож
такта с поверхностью качения возникает касательная реакция Ткц равви
силе Pt и направленная противоположно, т. е. против движения машияй
Эти силы образуют пару сил, момент которой Рд-К расходуется на преодй
ление момента сопротивления качению NK1\i и момента МИ.К1 от кася
тельных сил инерции, действующих на передние	колеса:	J

Р1гк = ^1Н + А1и.к1,	1

откуда	'Я

Pl = NkI Ь  ИЛИ = ТК1 = Nki/k + Ри. KI = Pf 1 + РИ. К1 > We
Гк Гк	. Д|

где Ри.к1—сила инерции, обусловленная инерцией передних коЛ<Я
При равномерном поступательном движении машины касательна!
реакция на передних колесах равна по величине сопротивлению каченниЯ
196	Я
ТК1 = NKlfK — Pf i-

Из уравнения (93) найдем

ТК2 ~Pt +(РИ± та? sin а)

или с учетом выражения (94)

Tk2 = F/1 + Ph.ki + Ph± wsina.	(95)

Как видим, касательная реакция поверхности качения на ведущих коле-
сах является той силой, благодаря которой реализуется окружное усилие
на этих колесах и сообщается движение машине.

Общее выражение для окружного усилия на ведущих колесах машины
найдем, заменив в уравнении (92) силу ТК2 ее выражением (95):

Рк = Р/ + Ри + Ри.к1 ± wgfsina,	(96)

где P/^Pfi + Р/2 =mflfKcosa.

Разность между полным окружным усилием на колесах машины и со-
противлением, расходуемым на качение колес, или, иначе говоря, на само-
передвижение машины, определяет значение «свободного» тягового усилия
Тк, которое может быть использовано для преодоления других сопротивле-
ний движению, в том числе и полезных рабочих сопротивлений:

Pt — Рк ~ Pf-

Рассмотрим нагружение колес машины при торможении (рис. 74, б).
В этом случае на заднее колесо действует тормозящий момент Мт, направ-
ленный против его вращения, и инерционный момент М'п к2 = 7к2®к7?г
(tT — время торможения), направленный в сторону вращения колеса.

Действие на колеса тормозящего момента вызывает касательную реак-
цию поверхности качения направленную навстречу действующему мо-
менту, т. е. против движения машины; эта сила относительно оси колеса
создает реактивный момент Т'к2гк. Составляя уравнение движения тормозя-
щего колеса, получаем

•^х.т Mwk2 — Рк2^к N к2Й>

откуда

М„ т — М'„	ц

К. Г	- И. К2 гг<>	хг ь*

	~	- 1 К2 - Лк2 ~ ’

ГК	гк

Обозначим левую часть последнего уравнения через Рт и запишем его
в таком виде:

Рт = Тк2 - NK2fK.

(97)

Рассмотрим механизм действия касательной реакции поверхности каче-
ния Т'к2 на тормозящих колесах на движение машины. Для этого перенесем
силу Т'к2 в точку 02, приложив здесь две равные и противоположно направ-
ленные силы Рт2 и Р'т2, равные силе Т'к2 и параллельные: ей. Получим две
силы, одна из которых создает реактивный момент Т'к2гк на тормозящих
колесах, другая — свободная сила РТ2 направлена против движения и через
ось тормозящих колес передается на корпус машины и к оси ее передних
колес в виде силы Рт1. Сила РТ1 меньше силы Рт2 на сумму сил,
+ mg sin а, направленных при торможении навстречу силе Рт2, т. е. 'Я

РТ1 = рт2 - (Р'и + W sin а) = Т'к2 - (Ри + mg sin а).	(98) |

Действие на переднее колесо усилия РТ1 вызывает в зоне его контакта |
с поверхностью качения касательную реакцию Т'к1, направленную против 1
силы Рт1.	я

Силы Т'к1 и РТ1 на передних колесах образуют пару сил, момент кото- л
рой уравновешивается разностью моментов М'п К1 и JVK1p:	J

PjlrK ~ -^и.к! — ^К1И>	Я

откуда	J

РТ1 =	- NK1 А или рт1 = Гк1 = ри К1 _ nk1/k.	I

Подставляя полученное значение РТ1 в уравнение (98) и исключая из по- 'Я
следнего Т'к2, находим	Я

тк2 = (П + Ри. к) - (ЛГК1/К ± mg sin а).	(99) |

Таким образом, при торможении машины касательная реакция поверх-
ности качения на тормозящих колесах передается на корпус машины в ви- -3
де тормозящего усилия РТ2, направленного против ее движения. Полное Ч
тормозящее усилие, соответствующее окружному усилию от тормозящего !
момента, найдем, заменив в уравнении (97) величину Т'к2 выражением (99): !

Рт = (Ри + Ри. к) -(Pf + mg sin а).	|

Таким образом, в зависимости от выполняемых функций и характера J|
нагружения при качении колеса можно классифицировать следующим;!
образом:	Ц

а)	ведущие колеса, к которым подводится крутящий момент от двига-
теля машины и которые сообщают машине поступательное движение; по- я
следнее позволяет называть ведущие колеса движителями машины; /Я

б)	тормозящие колеса, на которых создается тормозящий момент,
обеспечивающий торможение машины;	Я

в)	ведомые колеса, служащие для поддержания корпуса машины и во-,Я
сприятия части нагрузки от ее массы; ведомые колеса, как и ведущие илИ.*Я
тормозящие, могут быть одновременно и направляющими, при помощи Я
которых машине сообщается заданное направление движения.	-я

§ 33. КИНЕМАТИКА КАЧЕНИЯ КОЛЕС	Я

Одним из основных кинематических параметров колес является
радиус их качения гк. Этот радиус можно определить экспериментальная
следующим образом.	’ Я

За один оборот колесо с некоторым радиусом гк—назовем его раДИУаИ
сом качения — проходит путь, равный длине окружности того же радиусов
т. е. 2ятк. За пк оборотов это колесо пройдет путь, равный
5,'ф = 2лгкик,

откуДа

Гк = 5ф/(2ялк).

В зависимости от условий качения колеса с пневматической шиной
(пневматика) можно отметить следующие три случая.

1.	Колесо катится без проскальзывания относительно поверхности ка-
чения. При этом

5ф = 2m-dnK = 2itarnK,
где т(1—динамический радиус колеса (с учетом деформации шины при ка-
чении): г — свободный радиус колеса; ст—коэффициент деформации шин
(ст = rd/r).

Радиус качения колеса определяет и положение мгновенного центра его
вращения (МЦВ), т. е. некоторой точки К, лежащей на прямой, совпадаю-
щей с вертикальным диаметром колеса, скорость которой в данный мо-
мент времени равна нулю. Для рассматриваемого случая (рис. 75, а) МЦВ
совпадает с точкой (площадкой) контакта беговой дорожки шины с по-
верхностью качения.

2.	При качении колеса имеет место проскальзывание беговой дорожки
шины относительно поверхности качения (рис. 75,6), причем фактический
путь хф, пройденный колесом, больше теоретического sT, равного 2nrdns,
т. е. 5ф > 2лг(/ик или Хф = 2лгкик = 2л (rd + Аг) нк,
где Аг—некоторая величина, равная разности между значениями гк и rd.

Из последнего равенства находим

хф 2 л г dnK	Хф хт

Аг =	-------= —£-----

2лик 2лик

и соответственно

.	5Ф ~ 5т

rK = rd + Ar = rd+~--= or +

2 71 Лк

5ф S’t

2лпк

Как видим, МЦВ (точка К) лежит на продолжении вертикального диа-
метра колеса (так как г,. > rd) вне площадки контакта шины с поверх-
ностью качения.

Рассмотренный случай качения характерен для ведомых и тормозящих
колес и обусловлен тем, что толкающее или тормозящее усилия на оси

Рис. 75. Качение колес:

а - без скольжения и буксования; б — со скольжением; в — с буксованием
колеса, создаваемые приводом машины или тормозной системой, оказ]
ваются больше максимально возможных значений, которые лимитируют
сцеплением беговой дорожки шины с поверхностью качения. Такое пр
скальзывание колес обычно называют скольжением.	"к

Проскальзывание колес обусловливается также и тангенциальной (каса.’
тельной) деформацией шин в зоне контакта.	;

3.	При качении колеса беговая дорожка шины проскальзывает относи-
тельно поверхности качения, причем фактический путь, пройденный коле,
сом, оказывается меньше теоретического, т. е.

хф < или Хф = 2ягкик = 2л (rd - Аг) ак,
откуда

2лг Хф sT хф

2лик 2тгик

и соответственно

.	Хф

тк = rd - Аг = rd----------

2лик

St - «ф

2ллк

Так как для рассматриваемого случая rK < rd, МЦВ (точка К), так аз
как и в предыдущем случае, лежит вне площадки контакта шины, но т
вертикальному диаметру эта точка смещена от нее вверх в сторону оа
вращения колеса (рис. 75, в).

Этот случай характерен для ведущих колес и обусловлен тем, что кру
тящий момент, подведенный к колесу от двигателя, оказывается больп
максимально возможного значения по условию сцепления шины с повер
ностью качения. Такое проскальзывание колес называют буксование

Скольжение или буксование характеризуются коэффициентом

Хф-хт	г-Гт	Дг	..

д =-------=-------=---,	(.

St Гт	rd

где sT и Ст—теоретические путь и скорость машины.

Из соотношения (100) следует, что

Аг = 8г ф

Тогда

rK = rd(l ± 8) = гст(1 ±8),
где знак «+» учитывают при скольжении колеса, а знак «—» :
буксовании.

Так как коэффициент буксования движителей зависит от режимов
работы и характеристики поверхности качения (грунта), а последние .:
движении машины не остаются постоянными, радиус качения колес
ответствующим образом изменяется. Для колес с пневматическими ин
ми радиус качения зависит и от деформации шины.

Если известно положение мгновенного центра вращения колеса, моз
найти направление абсолютной скорости любой точки, лежащей на
окружности. Для этого из МЦВ (точки К, см. рис. 75) следует прове
в заданную точку (например, точку А) радиус-вектор рд и к нему из то
А восстановить перпендикуляр в сторону, соответствующую направив)
ащения колеса; по модулю скорость точки А будет равна произведению
угловой скорости колеса на радиус-вектор рд. При качении колеса по де-
формируемому основанию с образованием колеи составляющая абсолют-
ной скорости гд, нормальная к поверхности беговой дорожки шины в точ-

ке А, соответствует скорости вмятия частиц грунта, а ее касательная соста-
вляющая в той же точке—скорости касательных сдвигов частиц грунта
п0Д катящимся колесом.

§ 34. СОПРОТИВЛЕНИЕ КАЧЕНИЮ КОЛЕС

Сопротивление качению колес обусловлено деформацией поверх-
ности качения и'гистерезисными потерями в шине вследствие ее радиаль-
ной и тангенциальной деформаций. Энергия, затрачиваемая на деформа-
цию шины, зависит от конструкции последней (материала, формы,
размеров и т. п.) и от Давления воздуха—чем больше давление воздуха,
тем меньше потери, связанные с деформацией шины. Деформация поверх-
ности качения зависит прежде всего от физико-механических свойств осно-
вания (грунта) и от нагрузки, передаваемой через колеса.

Образование колеи в общем случае является результатом деформации
сжатия грунта (частично упругого) и выдавливания грунта из зоны контак-
та колеса с поверхностью качения. При качении колеса грунты с большим
содержанием воздуха (например, грунт вспаханного поля) сжимаются,
а неуплотняемые (песок, грунты, насыщенные водой) выдавливаются
в сторону.

На рис. 76 показаны траектории перемещения частиц грунта под веду-
щим и ведомым колесами машины, полученные экспериментально М. X.
Пигулевским, а на рис. 77 — изограммы средних напряжений в грунте, под
колесом со сдвоенной шиной. Различный характер траекторий перемеще-
ния частиц грунта под ведущим и ведомым колесами объясняется разли-
чием в кинематике их качения. Качение ведущего колеса вызывает вначале
небольшие смещения частиц грунта вперед, в сторону качения, а затем на-
зад, против направления качения колеса, причем последнее смещение будет
тем значительнее, чем больше буксование колес и чем больше нагружаю-
щее его тяговое усилие. Качение
тальное смещение частиц грун-
та, тем большее, чем больше
скольжение колеса.

Отмеченные особенности в
поверхности каче-
ния под ведущим и ведомыми
колесами обусловливают и не-
которое различие в значениях
энергии, затрачиваемой на их
качение, однако учесть это в
расчетах чрезвычайно сложно.

Рис. 76. Траектории перемещении частиц
П>унта под колесом:
а ~ ведущие; 6 — ведомым

ведомого колеса вызывает только

Направление качения

а)	б)
Рис. 77. Изограммы напряжений в гр у
под колесом со сдвоенной шиной (или
профиля шины b = 640 мм, рк — контак
давление)

Увеличение давления воздуха
в шине приводит к уменьшению
площадки контакта ее с поверх-
ностью качения, в результате чего
возрастают контактные напряже-
ния в грунте и увеличивается его
деформация. Таким образом, дав-
ление воздуха в шине оказыва

двоякое влияние на сопротивд
ние качению — при его увеличен®
снижаются механические потери, связанные с деформацией шины, ®
увеличиваются потери, связанные с деформацией грунта. Поэтому в обще
случае имеется некоторое оптимальное давление воздуха в шине, nj
котором суммарные затраты энергии на качение будут наименьшими.

Сопротивление качению, отнесенное к единице веса машины (удельнс
сопротивление качению), fK можно определить по формуле

з _________________

(!'

если коэффициент к, характеризующий сопротивление грунтов смятию, вы-
ражен в см3/кгс, вес машины тд в кге, диаметр D и ширина профиля h ко*
леса в см и давление воздуха в шине р в кгс/см2, или по формуле

з

0,19 ,1/3] /тд(1 + 10,2р)2	8,80 1 /1 + 10,2р

102	|/ D2b + Ю4 [/ p2Db

(1<

если коэффициент к выражен в м3/МН; mg в Н; ОиЬвмирв МП;

В табл, 20 приведены основные параметры шин некоторых типов, ис*

пользуемых в дорожно-строительных машинах.	j

Средние значения коэффициента к для различных поверхностей качение,
даны в табл. 21.

Приведенные формулы (101) и (102) состоят из двух слагаемых. Первое-:

слагаемое определяет ту часть общего сопротивления качению /к, которая
обусловлена потерями на деформацию поверхности качения; значение этой)

составляющей возрастает

с увеличением коэффициента

на

нормальной

к,

грузки на колесо и давления воздуха в шине и снижается с‘ увеличение
диаметра и ширины колеса (влияние диаметра колеса при этом значится
но больше, чем влияние ширины шины). Вторым слагаемым в формул;
определяется та часть сопротивления качению, которая обусловлена гист
резисными потерями в шине; значение этой составляющей увеличивает
20 Основные параметры шин						
Параметр	Обозначение шины					
	430-610 (16,00-24)	500-610 (18,00-25)	570-711 (21,00-28)	1770 х 670 - 635 (26,5-25)	760-838 (27,00-33)	2550 х 950 — 990 (37,50-39)
D. м  Ь. м р МПа (7К*- Н	1,5 0,45 0,344 54500	1,605 0,51 0,344  68700	1,715 0,565 0,344 98100	1,825 0,695 0,344  103 000	2,235 0,75 0,344  147100	2,85 0,96 0,344  261000

* (} — допускаемая нагрузка.

Примечание. Шины имеют двойное обозначение (миллиметровое и в скобках
дюймовое), например 430-610 (16,00-24) [здесь 430 (16,00) - ширина профиля шины
в миллиметрах и дюймах; 610 (24) — посадочный диаметр обода в миллиметрах и дюй-
мах]. Число перед знаком умножения означает наружный диаметр шины в миллиметрах
(в дюймах не дается).

21. Средние значения коэффициента к для различных поверхностей качения

Поверхность качения	к		fc1/3		№	
	СМ3/КГС	мЗ/МН	(смЗ/кгс)11'3	(мЗ/МН)1'3	(смЗ/ктс)1'3	•(мЗ/МН)Ч2
Асфальт	0,027 ЛО3	0,00275-Ю-3	0,030	0,014	0,163-10-3	0,052-10 ~3
Гравий. . . Сухаягрунто-	1,5-10-3	0,153-Ю-3	0,115	0,537	1,23-10-3	0,391-Ю-3
вая дорога	0,023	0,00235	0,285	0,133	0,152	0,0485
Стерня	0,22	0,0224	0.60	0,28	0,47	0,150
Залежь . . .  Свежевана-	0,57	0,058	0,830	0,387	0,755	0,241
ханное поле  Песок:	7,30 ,	0,133	1,09	0,51	1,14	0,367
влажный	1,33	0,136	1.10	0,514	1,15	0,368
сухой	3,37	0,344	1,50	0,70	1,84	0,59
Болото  Глубокая	8,0	0,82	2,0	0,935	2,83	0,90
грязь . . . Снежный по- кров :	7,0-10	0,71-1,02	1,91-2,15	0,89-1,0	2,65-3,16	0,85-1,01
рыхлый слабоуп-	42—90	4,3-9,2	3,5-4,5	1,63-2,10	6,48-9,50	2,07-3,03
лотиенный  Снежная до- рога:  среднеука-	2,20-5,30	0,224-0,54	1,30-1,75	0,607- 0,815	1,48-2,30	0,472- 0,735
тайная  предельно-	0,08-0,20	0,0082 — 0,02	0,43-0,57	0,200- 0,266	0,283 —  0,448	0,091- 0,143
Укатанная	0,015-0,037	0,00153- 0,0038	0,25-0,33	0,117-  0,154	0,123- 0,192	0,039-  0,049

При снижении давления воздуха в шине и уменьшается при увеличении
Диаметра и ширины колеса. Вторая составляющая сопротивления в отли-
чие от первой практически не зависит от нормальной нагрузки на колеса
Машины.
a)

Рис. 78. Зависимости, характеризую-
щие работу пневмоколесных движи-
телей :

а — удельного сопротивления каче-
ния от давления воздуха в шине;
б — коэффициента буксования веду-
щего колеса от передаваемого им
тягового усилия; в — коэффициента
использования тягового усилия и
КПД ведущего колеса от величины
его буксования

S)

На рис. 78,а показаны кривые, иллюстрирующие изменение удельн
сопротивления качению от давления воздуха в колесах с пневматически
шинами. Из графика видно, что кривая /к(р) в некоторой точке, соотв
ствующей оптимальному давлению воздуха р0, имеет минимум; при ci
жении жесткости поверхности качения (т. е. увеличении коэффициента
этот минимум смещается в сторону меньших значений давления возд;
в шине.

§ 35. СЦЕПЛЕНИЕ ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ШИНЫ

С ПОВЕРХНОСТЬЮ КАЧЕНИЯ. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО
ДЕЙСТВИЯ КОЛЕС

Сцепление колес с поверхностью качения определяется коэф<
циентом сцепления <pcw равным отношению максимальной силы тяги
к вертикальной нагрузке тсид на оси ведущих колес машины:

фсц= Гсц/тсид.

Величину тсц называют также сцепной массой машины. Для машин
всеми ведущими колесами сцепная масса соответствует общей массе 1
щины; для машин, у которых ведущими являются только задние или пе-
педние колеса, сцепная масса равна лишь той части общей массы машины,
которая приходится на ее ведущие колеса.

Максимальное значение касательной реакции поверхности качения, чис-

ленно равное значению Тсц, в общем случае определяется как сумма силы
трения скольжения беговой дорожки шины о поверхность качения и силы
сопротивления поверхности качения (грунта) касательным сдвигам:

Тсц — “Ь

где Цс — коэффициент трения скольжения между шиной и поверхностью
качения:	—нормальная реакция поверхности качения, Л'к = тсид; т—

сопротивление грунта касательным сдвигам, Н/см2 или Н/м2; QK—•
фактическая площадь контакта беговой дорожки шины, см2 или м2.

Разделив обе части последнего уравнения на NK и обозначив отношение
tQk/Nk через /сДВ — коэффициент сопротивления грунта сдвигу при качении

колес, получим

<РсЦ = Мс + /сдв.

В большинстве случаев основное влияние на сцепление колес с поверх-
ностью качения оказывает коэффициент трения скольжения рс и, в частно-
сти, характер поверхности качения, материал резины и рисунок протектора
(беговой дорожки) шины. В зависимости от условий эксплуатации приме-
няют шины с различным типом рисунка протектора; некоторые из них по-
казаны в табл. 22.

Большое влияние на сцепление оказывают также отмеченные выше за-
кономерности проскальзывания элементов шины в зоне контакта, продол-
жительность самого контакта (чем меньше продолжительность контакта
или, иначе, чем выше скорость качения, тем хуже спепление шины, особен-
но при работе на мокрых поверхностях), наконец, площадь контакта шины
(с увеличением площади контакта, например, при снижении давления

22. Типы рисунков протектора пневматических шин

Схема рисунка протектора	Наименование	Предпочтительные условия применения
	«Елочка» против направле- ния движения	
		——
ffil 111111П)	Прямоугольный	Асфальтированные поверхности, сухие
	Ромбический	Асфальтированные поверхности
		
СЖШП)	Поперечный	Асфальтированные поверхности, мокрые при
		невысоких скоростях движения
	Продольный	Поперечные склоны
	«Елочка» по направлению движения	Грунтовые поверхности
воздуха в шине наолюдается некоторое повышение коэффициента сщ
пения).

Для пневматических шин, установленных на колесах строительн:
и дорожных машин, можно принять следующие средние значения
циентов сцепления (рсц для различных поверхностей качения.

коэффи-

Сухой асфальт................................................. 0,70-0,90

Грунт:
глинистый..................................................... 0,65—0 85

скальный.................................................... 0.55—0,*70

Песчаная поверхность.......................................... 0,35—0 45

Снежная укатанная целина...................................... 0,1—03

Имея в виду, что предельные значения касательной реакции для веду-
щего и тормозящего колес равны соответственно Агк(рсц и — Агк<рсц, поль-

зуясь уравнениями (92) и (97), можно найти предельные значения движущ)
и тормозящей силы для ведущего и тормозящего колес:
для ведущего колеса

Рк max — (фсц +Ук) к-
для тормозящего колеса

Рт max ~ ~ (Ф си. — Ух) А к.

Для оценки совершенства тяговых качеств колесного движителя поль-
зуются коэффициентом полезного действия колеса рк.

Ведущее колесо получает от двигателя крутящий момент и отдает
толкающее усилие Тк2, равное касательной реакции поверхности качения.
Работа момента за один оборот колеса Д=Мк2я; работа, совершенна»
толкающим усилием, Ат к = Гк22тсгк. Тогда КПД колеса, равный отноше-
нию полезной работы Ат к к обшей работе А,

Тк22л?,к

Гк2'-К __ T,^rd

Мк 1

— 5).

Для тормозящего колеса

А/, М,

ТК2''К ТК2ГС1<Д + 8) ’

для ведомого колеса рк = 0.

С учетом полученных ранее зависимостей моменты Мк и Мт можно
выразить через соответствующие усилия на колесах, а формулы, опреде-
ляющие КПД, записать так:

11k = Z«{1_5j=_R._(1-5):

1 Рк 7 ТК2 + Р/

_ Рт = Гк2 - Pf

1к Т'2(1 + 5)	Т'2(1+5)-

(103)

(104)

Разделив числитель и знаменатель выражений (103) и (104) на величину
mfzg нормальной нагрузки на колесо и обозначив отношения

Тк2/ткд = 1с; Т'^/п^д =	*
получим

X .'к

-Л

<1к- /(TTsp

где X и X—коэффициенты использования тягового и тормозящего усилия;
их максимальные значения равны коэффициенту сцепления <рсц.

Как видим, КПД ведущего колеса тем выше, чем полнее используется
тяговое усилие на колесах машины и чем меньше потери на их буксование.

На рис. 78, в показаны примерные кривые изменения КПД колеса
и коэффициента, х в зависимости от степени буксования ведущего колеса.
Из графика видно, например, что при коэффициенте буксования 20% значе-
ние рк = 0,7 (или 70%), т. е. потери мощности составляют 30% — это почти
вдвое больше, чем потери в силовой передаче. При коэффициенте буксова-
ния 8—13% КПД ведущего колеса имеет максимум, однако при этом, как
видно из графика, коэффициент использования тягового усилия оказывает-
ся низким (х = 35%), что делает нецелесообразным продолжительную ра-
боту колес на максимальном КПД.

Глава X

ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ ГУСЕНИЧНОГО ДВИЖИТЕЛЯ
С ПОВЕРХНОСТЬЮ КАЧЕНИЯ

§ 36. КЛАССИФИКАЦИЯ И КИНЕМАТИКА ГУСЕНИЧНЫХ
ДВИЖИТЕЛЕЙ

Основными элементами гусеничного движителя (рис. 79, а)
являются: ведущие б и направляющие 3 колеса, поддерживающие 1
и опорные 5 катки, натяжное устройство 2 и гусеничные цепи 4. Ведущие
колеса, выполненные в виде звездочек, служат для передачи усилий гусе-
ничным цепям и сообщения движения машине. Направляющие (ведомые)
колеса обеспечивают направленное движение гусеничной цепи и поддержи-
вают необходимое ее натяжение; натяжение цепи регулируется путем неко-
торого продольного смещения оси направляющих колес при помощи спе-
циального натяжного устройства. Поддерживающие катки предназначены
Для поддерживания от провисания верхней ветви гусеничной цепи.
Опорные катки воспринимают нормальные нагрузки, передающиеся от
корцуса машины на нижние (опорные) ветви гусеничной цепи и на поверх-
ность качения.

В основу классификации гусеничных ходовых систем положены
типы подвесок гусеничного движителя, определяющие характер связей
опорных катков с корпусом машины. Различают три типа подвесок—
Жесткую, полужесткую и эластичную (мягкую).
1

Рис. 79. Гусеничный движитель с жесткой подвеской опорных катков:
а —общий вид; б —несущие элементы

При жесткой подвеске корпус или несущая рама машины жестко соеди- t
йены с опорными катками движителей, при этом оси катков расположены •
на несущей раме машины (рис. 79,6) или на раме гусеничного движителя,
жестко соединенной с несущей рамой. Первый вариант применяют в ос-.

новном в малоопорных движителях, для которых отношение числа
опорных катков к числу звеньев нижней ветви гусеницы больше двух; вто-
рой вариант используют в многоопорных движителях, для которых ука-
занное отношение меньше двух.	?

При полужесткой подвеске (рис. 80, а) корпус или несущую раму ма-
шины соединяют с рамой гусеничного движителя в трех точках. На раме-

движителя снизу крепят опорные катки, сверху—поддерживающие катки.

устройством.

а впереди (или сзади)

направляющие колеса

натяжным

с

Для этого в задней части машины закрепляют ось 1, шарнирно соединен-
ную при помощи кронштейна 2 с рамой 3 гусеничного движителя. В про-

тивоположной части корпус машины опирается на раму движителя черед
поперечную рессору 4, позволяющую гусеничному движителю качан

в вертикальной плоскости относительно корпуса машины, что обеспе1
вает некоторую приспособляемость гусеничных движителей к неровност;
поверхности качения и снижает колебания машины.

При эластичной подвеске опорные катки соединяют с несущей рам

машины через упругие элементы—листовые или пружинные рессоры
редией подвески корпуса машины

ко-

пе-

Рис. 80- Гусеничный движитель с полужесткой
„одесской опорных катков:

— общая схема полужесткой подвески; б — ос-
новные элементы гусеничного движителя; в —

6 5

4

ведущее колесо и гусеничная цепь движителя;
I _ натяжное колесо; 2 — натяжное устройство;
Ч - поддерживающий каток; 4 - опорный ка-
'ок. , _ рама тележки гусеничного движителя;
g — кронштейн задней подвески корпуса маши-
ну. 7 - кулак раскоса; 8 — ось ведущего
леса; 9 — раскос; 10 — балансирная рессора



специальные торсионные устройства (рис. 81). При применении эластичных
подвесок все элементы гусеничного движителя (опорные и поддерживаю-
щие катки, ведущие и направляющие колеса) связаны с несущей рамой или
корпусом машины; в этом случае весь движитель относительно корпуса.
Машины в вертикальной плоскости .не перемещается, а перемещаются
лишь опорные катки относительно несущей рамы машйны. Эластичные
Подвески могут быть индивидуальными, когда каждый опорный каток
Имеет самостоятельное подрессоривание, и балансирными. Последние вы-
полняют в виде балансирных кареток, которые шарнирно соединяют с не-
сущей рамой машины; каждая каретка имеет по два опорных катка,

лоо
Рис. 81. Гусеничный движитель с эластичной подвеской опорных катков:

I — передний брус несущей рамы машины; 2— натяжное колесо; 3 — поддерживающие катки
4 — передний поперечный брус рамы .машины; 5 — балки рамы; 6 — задний поперечны!
брус рамы машины; 7 — ось ведущих колес; 8 — крышка кронштейна крепления оси ве
дущих колес; 9 —кронштейн; 10 — балансирная каретка

установленных на рычагах каретки, а сверху между верхними плечами ры-
чагов расположены спиральные пружины (рессоры).	'

Жесткую подвеску гусеничных движителей применяют в гусеничныл
кранах и во всех полноповоротных экскаваторах, большинство из которьн
выполнено по многоопорной схеме. Подвески остальных типов исполы
зуют в тракторах, являющихся базой для различного рабочего оборудова-

ния строительных и дорожных машин.	4

Рассмотрим некоторые кинематические соотношения, характерные для-
гусеничных движителей всех типов.	))

Крутящий момент от движителя машины через трансмиссию и ко-

нечные редукторы передается к ведущим колесам гусеничного движителям
Зубья или выступы-кулаки вращающихся ведущих колес, упираясь в цевки
или соответствующие впадины гусеничных цепей, сообщают им поступа-
тельное движение (рис. 80, в). В свою очередь движущиеся гусеницы приво-
дят во вращение направляющие колеса. При отсутствии проскальзываний

гусеницы относительно поверхности качения ее теоретическая скорост:

Гт = ®КГ2 = (0-Г1 = (0окгс.к,

где сок, и ®о,к—соответственно угловые скорости ведущих колес, напра-
вляющих (ведомых) колес и опорных катков; rj и г2—радиусы начальны»,
окружностей ведомых и ведущих колес; го. к—радиус опорных катков.')

Радиус начальной окружности ведущего колеса определяют исходя из-
равенства пути 2лг2, который проходит колесо за один оборот, периметру
описанного многоугольника, образуемого звеньями гусеницы, укладываю?,
щимися на окружности колеса:

2лг2 = Гзв-ш

где t3B—шаг гусеничного звена (шаг может быть равен длине одного з
на /зв гусеницы); — число зубьев ведущего колеса.

Из последней формулы получим

—-I
2п

зв-
Радиус ведущего колеса в рассматриваемом случае соответствует ра-
диусу качения гк гусеничного движителя. Так как из-за изнашивания шар-
ниров цепи изменяется ее шаг, соответственно изменяется и радиус каче-
ния. Поэтому последний часто определяют экспериментально по уравне-
нию

Гк = Г2=^’

гче s--длина пути, пройденного машиной на мерном участке; нк—число
оборотов ведущих колес гусеничного хода, замеренное на мерном участке.

Характерно движение гусеничной цепи, сообщаемое ей ведущим коле-
сом движителя. При огибании ведущего колеса абсолютная скорость гусе-
ницы равна геометрической сумме ее скорости во вращательном (относи-
тельном) движении относительно оси колеса и скорости в переносном
поступательном движении вместе с движителем. С момента набегания гу-
сеницы на направляющее колесо ее скорость постепенно снижается и
в точке касания с передним опорным катком, находящимся со стороны на-
правляющего колеса, становится равной нулю. Эта «нулевая» скорость со-
храняется на всем опорном участке гусеницы, который, следовательно,
остается неподвижным при перемещении гусеничного движителя. Движе-
ние гусеницы возобновляется с момента касания ею последнего опорного
катка, находящегося со стороны ведущего колеса. Таким образом, движе-
ние гусеницы относительно движителя носит характер «перематывания»;
при перемещении опорных катков по опорному участку гусеницы, лежащей
на поверхности качения, этот участок остается неподвижным, пока его не
пройдет последний опорный каток.

Описанная кинематика гусеничного движителя сохраняется в основном
и тогда, когда качение гусеницы сопровождается буксованием; однако
в этом случае опорная ветвь гусеницы в процессе качения гусеничного дви-
жителя уже не лежит неподвижно на грунте, а на некоторую величину (в
зависимости от степени буксования) перемещается назад. Потери от буксо-
вания гусеничного движителя оценивают коэффициентом буксования,
определяемым, как и для колесных движителей, по формуле

o = (t-T-f)/rT.

§ 37. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
ПРИ КАЧЕНИИ. УРАВНЕНИЯ ДВИЖЕНИЯ

При холостом ходе гусеничная цепь имеет некоторое начальное
натяжение 5Нач; при передаче на ведущее колесо крутящего момента (рис.
82) натяжение ведущего участка гусеницы увеличивается на значение
«кружного усилия Рк и становится равным

$нб ~ $нач + Рк — Sc6 + Рю

где $1|б— натяжение ветви гусеницы, набегающей на ведущее колесо;
$сб — натяжение ветви гусеницы, сбегающей с ведущего колеса.

Из последнего уравнения следует, что

Р — М* _ с . _ е

К	— ОцО »сб-

Гк
Рис. 82. Силы, действующие па элементы гусеничного движителя при качении

где Л/к—движущий момент двигателя, приведенный к ведущим колес
гусеничного движителя.

Для направляющего колеса набегающей будет ветвь гусеницы, сбега
щая с ведущего колеса: S„6 = Sc6. Разность натяжений гусеницы на i
правляющем колесе создает момент (S^g — S'^r^ численно равный сум
моментов сопротивлений от касательных сил инерции направляющ!
колеса Ми К1 и от сил трения в его подшипниках М1г:

($нб $сб)  ^и.к! +

откуда

А1и.Ki + Мц^ ЛТи.к1 + М\г

Лсб — Онб	— *->сб	5	I

М	П

где ^сб—натяжение ветвей гусениц, сбегающих с направляющих кол
Из схемы, показанной на рис. 82,6, видно, что результирующая С
действующих на опорном участке гусениц, равна алгебраической суМ
сил SH6 — % и направлена в сторону силы 5нб- Равная результирующей
ле на опорном участке гусениц касательная реакция поверхности кане?
7i направлена в обратную сторону, т. е. по движению гусеничЖ
движителя:	1

'• $нб ~ $сб-	S

Силы натяжения гусеничной цепи на отдельных участках, как это ив
зано на рис. 82, в, воспринимаются соответствующими элементами ДвЯ
теля—осями ведущих и направляющих колес, а также осями опорных Я
212	I
хов и от них передаются на раму машины. Перенеся силы, к этим осям (в
соответствии с известными из статики правилами) и разложив их на про-
дольные (горизонтальные) и нормальные (вертикальные) составляющие,
можно показать, что алгебраическая сумма всех продольных составляю-
щих сил, приложенных к осям опорных катков, ведущих и направляющих
колес (Г2, 7), Т'2, 7\) численно равна 5нб — S'c6, т. е. силе Тк. Отсюда прихо-
дим к выводу, что касательная реакция поверхности качения в виде тол-
кающей силы передается через подшипники опорных катков и колес на ра-
му движителя и корпус машины, как это имело место и для колесных
машин.

Вертикальные составляющие сил, нагружающие оси ведущих и направ-
тяющих колес, а также оси задних и передних опорных катков (К2, К1}
К). Ki), образуют в вертикальной плоскости пары сил, стремящихся повер-
нуть движитель в вертикальной плоскости, что приводит к некоторому
перераспределению нормальных реакций поверхности качения.

На рис. 83 показаны диаграммы сил, растягивающих гусеничную цепь
(по данным НАТИ), для двух вариантов исполнения гусеничного движите-
ля— с задним (рис. 83, а) и с передним расположением ведущих колес
(рис. 83, б). Как видим, в обоих случаях характер изменения растягивающих
усилий Sp по контуру гусеницы неодинаков. В первом случае верхняя ветвь
гусеницы оказывается почти разгруженной от горизонтальных усилий и ее
натяжение обусловлено лишь собственным провисанием; затем, по мере
приближения к ведущему участку, натяжение гусеницы начинает возра-
стать, достигая максимума в точке набегания на ведущее колесо. Во вто-
ром случае наибольшие натяжения возникают на верхней ветви гусениц,
снижаясь по мере приближения к опорному участку, где они уравновеши-
ваются касательными реакциями грунта. Вариант гусеничного движителя
с передними ведущими колесами требует большего начального натяжения,
создаваемого направляющими колесами.

Диаграмма распределения нормальных реакций по длине гусениц пока-
зана на рис. 83, в. Нормальные реакции и соответствующие нормальные
давления передаются только через звенья гусеницы, лежащие под опорны-
ми катками; остальные звенья опорного участка гусеницы в передаче нор-
мальных нагрузок почти не участвуют. Поэтому наиболее правильно да-
вление гусеницы на грунт определять по отношению нормальной нагрузки
jVk;, воспринимаемой i-м опорным катком, к площади лежащего под ним
звена гусеницы:

Pi = NKi/(bryCI3B),
где Ьгус—ширина гусеницы.

Максимальное давление находят по максимальному значению нор-
мальной нагрузки NKI-max, а среднее давление — по ее среднему значению
Мк. ср, найденному из предположения, что общий вес машины mg равно-
мерно распределяется по всем опорным каткам:

 ср = тд/2пк,

где —число опорных катков гусеничного движителя на одной стороне
(если одно или оба колеса гусеничного движителя имеют контакты с по-
верхностью качения, то они также учитываются в значении нк).
6)

Рис, 83. Диаграммы натяжений и нормальных реакций
гусениц при качении:

а — натяжение гусеницы при заднем расположении веду-
щих колес; б —натяжение гусеницы при переднем распо-
ложении ведущих колес; в — распределение нормальных
реакций поверхности качения на опорном участке гусе-
ницы; г — расчетные эпюры нормальных давлений под
гусеницами при различных положениях центра давления
гусеничного хода

Тогда среднее давление

рк = -^ = 5Г^.	(105)

ОгусЬв ^OryclSB^K

Отношение максимального давления к среднему определяет коэффи-
циент неравномерности распределения давления гусеницы на грунт:

5 = Рк тах/Рк-

Значение коэффициента неравномерности зависит в основном от кон-
струкции машины, а также от характера поверхности качения. Так, напри-
мер, для гусеничного погрузчика П-16 (т = 18 т, bryc = 46 см, t3B=43,5 <М
_ 6) среднее давление, вычисленное по формуле (105), рк = 0,0735 МПа
,q75 кгс/см2), максимальное давление для наиболее нагруженного перед-
него катка ртах = 0,247 МПа (2,52 кгс/см2) и соответственно Е, = 3,36.

Для гусеничных машин среднее давление колеблется в пределах
0 04_0,085 МПа, для гусеничных машин болотной модификации (с уши-

ренными гусеницами) — 0,015—0,025 МПа, что значительно ниже давления
колес с пневматическими шинами на грунт (0,25—0,607 МПа в зависимо-
сти от давления воздуха в шине).

Таким образом, гусеничная цепь передает нормальные давления только
через активные звенья опорного участка, т. е. звенья, лежащие под опорны-
ми катками или рядом с ними. Число активных звеньев, а следовательно,
и длина активного опорного участка гусеницы, зависит от числа опорных
катков и их шага (расстояния между центрами соседних катков) гк. В пер-
вом приближении можно считать, что в тех случаях, когда отношение ша-
га катков к шагу звеньев гусеничной цепи fK/f3B не превышает 1,5, ак-
тивным является весь опорный участок гусеницы длиной L; для таких
машин среднее давление на грунт вычисляют по формуле

Рк = ^/(2ЬГусЬ)

и принимают линейный характер для эпюр нормальных давлений
(рис. 83, г).

При таком допущении форма эпюр зависит от положения центра масс
машины и распределения опорных реакций по длине опорного участка гу-
сеницы. Равнодействующая эпюр нормальных давлений (или нормальных
реакций поверхности качения) проходит через центр масс фигуры, соответ-
ствующей данной эпюре, а точка приложения этой равнодействующей, ле-
жащая в опорной плоскости гусеницы, определяет центр давления гусенич-
ного хода. На рис. 83, г через хд обозначено продольное смещение центра
23. Приближенное определение положения центра давления гусеничного хода

Формы эпюры давлений 4	Расчетная формула для определения		
	•хд	Хд	
Прямоугольная (рис. 83, г, А)	0,5L	-	
Прямоугольная ступенчатая (рис. 83, г, Б)	41^1 01 + 3 /2) + ЦгЬ (3 /д + li)	L	1	^2^2 (2 Zi + Z2) + ffi/f  2	41й (й + 3 /2) + q2l2 X  х (ЗЦ + G)
Трапециевидная (рис. 83, г, В)	1 ^4i + 2д2  3	41 + ?2	Г, 1 _ 1	+ 2<72  (2 3	+ ц2 _	
Треугольная с вершиной на заднем конце опорной по- верхности гусеницы (рис. Г)	L/3	L/6	
Треугольная с вершиной Между передним и задним концом опорной поверхно- сти гусеницы (рис. 83, г, Д)  —			L'/3	Ь/2 - L’/3	
давления гусеничного хода от середины, опорной длины гусениц, а щ
Лд — продольное смещение центра давления от вертикали, проходящей
рез ось передних колес гусеничного хода. Расчетные формулы для опгм
ления значений хд и .\д для указанных случаев приведены в табл. 23.
машины, находящейся в покое и установленной на горизонтальной плос
сти, центр давления гусеничного хода лежит на одной вертикали с цент]
масс машины; во всех остальных случаях центр давления оказывается с
шенным от проекции центра масс машины на опорную плоско

§ 38.	СОПРОТИВЛЕНИЕ КАЧЕНИЮ ГУСЕНИЧНОГО
ДВИЖИТЕЛЯ

Характер деформации грунта под гусеницами движущейся
шины близок к деформации грунта под катящимся ведущим колесом (
84 и рис. 76); здесь, так же как и для ведущих колес, наблюдается сме
ние частиц грунта сначала вперед, в сторону движения гусеничного дви
теля, а затем назад, против движения. Однако указанные смещения под
сеницами заметно меньше, чем под ведущими колесами, в результате «
при качении по мягкому грунту гусеничные машины обычно имеют ме
шее сопротивление качению и меньшее буксование, чем колесные маши
такой же массы. На значительно меньшую глубину, распространяется и
на нормальных напряжений под гусеницами (рис. 85 и рис. 77),

При определении сопротивления качению гусеничных движителей ча<
исходят из допущения, что основное влияние на образование колеи окаг.

вают звенья лобового
езде на них передних
цо звеньям цепи, уже
допущении удельное
можно определить по

участка гусениц, укладывающиеся на грунт при j
опорных катков; остальные опорные катки катя!
лежащим на уплотненном дне колеи. При такс
сопротивление качению гусеничных движител
формуле

Направление

Ширина гусеницы

Рис. 84. Траектории перемещения частиц грунта под гусеницей

Рис. 85. Изограммы напряжений в грунте под гусеницей (ширина гусеницы 457
г =0,5fc1/2	,

'к у /ДуЛ

(106)

ели коэффициент к, характеризующий сопротивление смятию поверхности
хачению (см. табл. 21), выражен в см3/кгс, вес машины тд в кге, ширина
гусеницы ^гус и длина активного участка лобовой ветви гусеницы 1х в см,
либо по формуле

°’5 /?'2]/

10J	' /^к^гусНк

(Ю7)

если коэффициент к выражен в м3/МН, вес тд в Н; Ьгус и 1К в м.

Замечено, что в общем случае значение /к зависит от жесткости поверх-
ности качения (на мягких грунтах в передаче давления на грунт участвует
большее число звеньев гусениц, нежели при их качении по твердым поверх-
ностям), поэтому при расчете удельного сопротивления качению по ука-
занным формулам следует принимать следующие значения 1К.

Стерня, залежь, среднеу катанная снежная дорога (к = 0,024-
4-0,07 м’./МН)......................................................... (к	= (зв

Песок влажный или сухой, свежевспаханное поле (к = 0,10 4-
4-0,50 м3/МН).......................................................... <К	= 2!.1В

Болото, глубокая грязь, слабоуплотненный снежный покров (к >
>0,70 м’/МН)..........................................................  !к	= 31зв

При качении по мягкому грунту сопротивление качению является ос-
новной составляющей общего сопротивления движению гусеничного дви-
жителя. Помимо сопротивления, связанного с деформацией поверхности
качения, в гусеничных движителях имеют место и внутренние потери, обус-
ловленные трением в шарнирах цепи и их биением, сопротивлением каче-
ния опорных катков по внутренней поверхности гусениц; удельный вес
этих сопротивлений существенно возрастает при качении по твердым по-
верхностям. По данным Л. В. Сергеева, сила сопротивления движению,
обусловленная внутренними потерями в гусеничном движителе, составляет
в среднем 3% нормальной нагрузки, передаваемой через движитель.

§ 39.	СЦЕПЛЕНИЕ ГУСЕНИЦ С ПОВЕРХНОСТЬЮ КАЧЕНИЯ.
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ГУСЕНИЧНОГО
ДВИЖИТЕЛЯ

Сцепление гусениц с поверхностью качения определяется трением
скольжения гусениц о поверхность качения и зацеплением грунтозацепов.
В соответствии с этим касательная реакция грунта, реализуемая гусеница-
ми,

ТК = цстд + 2ЬГуС/г323т,

гле цс — коэффициент трения скольжения гусениц о поверхность качения;
К— высота грунтозацепов; z3 — число грунтозацепов на опорном участке
Ка*дой гусеницы; т—касательное напряжение (напряжение среза) грунта.
Нормальное давление рк

Рис. 86. Зависимость напряжении среза в щ
те от нормальных давлений под гусеинчп
движителем

Способность грунтов оказ
вать сопротивление касательщ
сдвигам пропорциональна догг
каемому для них нормально
давлению, это хорошо видно
графика, представленного
рис. 86.

Таким образом, касательг
реакция поверхности качения,
следовательно, и максимальное -

говое усилие, которое может быть реализовано машиной по услов!
сцепления, зависят от трех основных факторов: массы т маши!
коэффициента трения между гусеницами и поверхностью качения
наконец, формы и размеров грунтозацепов (от последних в меньц
степени). При работе на песчаных грунтах доминирующим фактор
является масса машины, а на связанных грунтах наиболее значим)

является площадь контакта гусениц с поверхностью качения.

Опыты показывают, что силы сцепления реализуются в основном
тивными участками опорной ветви гусениц, т. е. звеньями, лежащими
опорными катками. При этом более равномерное распределение сил с
пления по опорной ветви гусениц наблюдается при качении по мягк

грунтам, когда увеличивается число звеньев гусеницы, передающих но
мальное давление и участвующих в реализации сил сцепления. По анал
гии с нормальным давлением касательное напряжение в грунте (или удель^
ная касательная сила сцепления) можно определить отношением

Тк = Тк/ (biycl^s).	|

Эпюры касательных реакций, так же как и эпюры нормальных реакций'
(давлений), в общем случае имеют вид треугольников с основанием, при-'
близительно равным длине или шагу звена (см. рис. 83, в).	<

Для гусеничных движителей средние значения коэффициента (рСц в зави-

симости от поверхности качения составляют:

Грунтовая сухая дорога...................................... 0,9-1,1

Целина, плотная залежь.............................................. 1,0	— 1,2

Влажная стерня......................................................... 0,9

Песок:
влажный............................................................ 0,5

сухой .	  0,4

Свежевспаханное поле . ................................................ 0,7

Болотно-торфяная целина осушенная........................... 0,4—0,5

Укатанная снежная дорога............................................... 0,6

Асфальт летом...................................................     0,3	—0,4

Коэффициент полезного действия гусеничного движителя, равный огно-
шению полезной работы, т. е. работы толкающей силы Тк — Pf, К общей .
работе на ведущем колесе, определяют по формуле

П г ус —

Мксок

Мк 1	’
По данным НАТИ, из общих потерь на качение гусеничного движителя
око то 30% приходится на вертикальную деформацию грунта, 7—12%— на
щк со ванне гусениц, а остальные—на трение в ведомых элементах гусе-
ничного движителя.

Глава XI

ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ТЯГОВО-ДИНА-
МИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК МАШИН

§ 40.	УРАВНЕНИЯ ТЯГОВОГО БАЛАНСА КОЛЕСНЫХ

И ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН

Движущее (окружное) усилие Рк на движителях машины равно
движущему усилию Рр. к, подводимому от двигателя к ведущим колесам
машины, за вычетом сопротивлений, обусловленных инерцией привода
и ведущих колес:

Рк = Pv „ - (	4-гг| + JK2 4-| —.

к	р. К I ЗД у* •	'	I +

\ 'к	' к / *р

Движущее усилие Рк на движителях расходуется на преодоление сопро-
тивлений движению машины и в общем виде выражается зависимостью

PK = £Pc + fm + ifxi-V) Д
\	/ ‘Р

где £РС —суммарное статическое сопротивление движению машины, а ве-
личина, стоящая в скобках, есть суммарная масса тк машины и ее ве-
домых колес.

Последнее уравнение можно записать в уже знакомой из гл. VIII форме
уравнения динамики

Рк=ХРс + Ризб,	(108)

где ризб = "Ар К %' = жпр.к/р (здесь /р — ускорение машины при разгоне).
tp

Уравнение (108) является, по существу, и уравнением тягового баланса
машины, показывающего, как распределяется движущее усилие привода по
отдельным видам сопротивления движению.

В общем случае суммарное сопротивление движению машины £ Рс
складывается из сопротивления Pj- качению движителей машины, сопроти-
вления Ра = mg sin а ее подъему, сопротивления Рв воздушной среды и ра-
оочего сопротивления W, обусловленного взаимодействием рабочего орга-
на машины с перерабатываемым или перемещаемым материалом (грун-
том):

lPc = pz±pa + PB+w:
В частном случае, когда дорожно-строительные машины выполнЯ
рабочие операции или, как принято говорить, работают на тяговом пеЗ
ме, составляющую Рв можно не учитывать, так как скорости при этомЯ
велики и сопротивление воздушной среды мало. Наоборот, при работая
транспортном режиме заметно увеличивается влияние сопротивления
душной среды, возврастающего пропорционально скорости машины i
второй степени, но составляющая W общего сопротивления отсутствуй

Таким образом, для тягового режима уравнение тягового (мощности
го) баланса имеет вид	j

Рк = Pf+ Рл + W+ Ризб	(J

или	Я

где N = Nar\ —мощность, подводимая к движителям машины (зим
(Уд — мощность, развиваемая на валу двигателя); Nq — мощность, затраЯ
ваемая на буксование движителей машины; Nf и Na—мощности, затрди
ваемые на преодоление сопротивлений качению и подъема соответственна
NT—тяговая мощность, расходуемая	на	выполнение	рабочих	оперяиД

Nj—мощность, затрачиваемая на	преодоление	сопротивления	сил	ии|

ции.	J

Для транспортного режима работы уравнение тягового баланса ими
вид	j

Рк = Р/± Ра + Рв + Ризб,	-Я

ИЛИ	J

• N	= Nf + N6 ± N, + NB + NJt	3

где NB—мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуи
ной среды.	Ц

Из уравнений тягового баланса определяют тяговое усилие Тк на ДЙ
жителях машины, которое может быть использовано для выполнения ||
бочих или транспортных операций и для сообщения машине необходим™
ускорения.	|

Для тягового режима работы	•

Pk = Pk-(P/±PJ=WPH36,

для транспортного режима

Рк = Рк — Рв = P/i Ра + Ризб-	fl

Разделив обе части этих уравнений на mg, найдем удельную силу тЯЯ
соответственно для тягового и транспортного режимов работе

Тк Рк Pf + Ра	Рк	‘.1

mg mg mg	mg	I

Tk=A = Zlz£l=jD;	(ifl

mg mg	1

где	I

Tc =A cos a + sin a.	(1Д
Е. А. Чудаков предложил называть величину, определяемую отноше-
рием (П1), динамическим фактором машины D.

Максимальное значение силы тяги лимитируется либо максимальным
крутящим моментом, подводимым от двигателя к движителям машины,
либо сцеплением движителей с поверхностью качения, В последнем случае

Тк max = ^сц = тсц(7ФсЦ

р максимальная удельная сила тяги

Тк max

'Рк max —	— 7тфсц,

ПК/

где Ут = пки/т—коэффициент использования сцепной массы машины.
Тяговые качества колесных и гусеничных машин оценивают по тягово-
му КПД Т|т, равному отношению тяговой мощности NT = 0,001 TKv к со-
ответствующей мощности двигателя;

Пг = ут/лгд = аду;

Для колесных машин NT/N = Цк, Для гусеничных машин NT/N = т]ГуС-
Тогда для колесных машин

Пт = ПкТ]>

для гусеничных машин

Лт = 'Пгус'П-

Таким образом, тяговый КПД машины равен произведению КПД дви-
жителя на КПД трансмиссии.

Для машин с гидромеханической трансмиссией необходимо учитывать
еще КПД гидродинамической передачи г]г.п. В этом случае

Лт = 0к(гус)т]Г|г. п-

Для колесных машин тяговое КПД зависит от числа ведущих колес
или, иначе, от использования сцепной массы машины. Очевидно, что для
машин со всеми ведущими колесами, для которых у„ = 1, максимально
возможное удельное тяговое усилие 'Кктах выше, чем у машин только
с передними или только с задними ведущими колесами. Соответственно
и тяговый КПД для машин первого типа больше, чем для машин второго
типа. Так, например, для трактора со всеми ведущими колесами, работаю-
щего на глинистом грунте, при коэффициенте буксования, равном 20%, тя-
говое усилие оказывается приблизительно на 25—30% больше, чем при ра-
боте в аналогичных условиях трактора с задними ведущими колесами;
в первом случае тяговый КПД трактора составляет 75—80%, во втором
70%. Следует при этом отметить, что преимущество машин со всеми веду-
щими колесами тем значительнее, чем хуже сцепные свойства грунта и чем
выше сопротивление качению. Указанные преимущества машин со всеми
Ведущими колесами выражаются также и в том, что они позволяют при
значительно меньшей собственной массе реализовать такую же мощность
Двигателя, как и машины только с передними или только с задними веду-
щими колесами.
§ 41. ТЯГОВО-ДИНАМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА МАШИН
С МЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИЕЙ

Тяговые и экономические качества колесных и гусеничных мащщ^
для любых режимов работы на горизонтальных участках пути наиболее’
полно оцениваются с помощью тягово-динамических характеристик, пред^
ставляющих собой графическое выражение выходных тяговых параметров
машины. К таким параметрам относят полезную силу тяги Тк и соответ*'
ствующую ей тяговую мощность Ут, потери от буксования движителей 8-

часовой и удельный расходы топлива G
движения машины г.

действительную скорей

В основу построения тяговых характеристик положены механически
(регуляторные) характеристики двигателей, устанавливающие зависимое
между эффективной мощностью двигателя Л’д, частотой вращения его е
ла пя, крутящим моментом Мл и часовым расходом топлива Ge. Исходи:
ми данными являются также передаточные числа трансмиссии машт
i на разных передачах; механический КПД трансмиссии; коэффициент
сцепления и сопротивления качению (или параметры движителей и грунт
для определения этих коэффициентов); масса машины и распределение е
по осям.

Рассмотрим последовательно этапы построения тяговой характернст»
КИ.	f,

1.	В первом квадранте (рис. 87, а) строим кривую буксования движител/
в функции силы тяги Тк, принимая за начало координат системы точку О.

При отсутствии опытных данных для построения искомой зависимости
для колесных машин воспользуемся формулой, предложенной Н. А»
Ульяновым:

8 =

100 (%),

24. Значения коэффициентов А. В. п для построения кривой коэффициента буксован!
пневмоколесного движителя на связных грунтах

Состояние грунта	Относитель- ная влаж- ность грунта	п	А	Значение В при давлении воздуха	J  в пневматической шине, МПа	",л				
				0,1	0,2	0,3	0.4	0.5 J
Рыхлый	0.4	6	0,11	2,79	5.15	7,82	10,24	12,31
(насыпной)	0,6	6	0,12	2,97	6.58	11,13	14,74	18,10 -•
	0.7	5	0,13	2.73	6,29	10,6	14,15	18,88 «
	0.8	4	0,14	2,53	6.68	11,72	19,14	24,96
Плотный (свеже-	0.4	8	0,09	1,50	2.34	2.81	3,38	3,73 j
срезанный)	0.6	8	0,10	2,31	5.48	9.25	14,40	18,10
	0.7	6	0.12	2.56	7,76	14.79	24,47	42,18 1:
	0.8	4	0,15	2,81	10.03	27,35	70,82	210,28 л

где А, В и п — коэффициенты, зависящие от типа шин, рисунка протектора^
давления воздуха, состояния и влажности грунта; Кк— нормальные реак-s
ции грунта на ведущих колесах машины.

Значения коэффициентов А, В и п даны в табл. 24.
Рис. 87. Построение тягоно-дияамической характеристики самоходных Машин
Для гусеничных движителей можно пользоваться формулой

~ q£iU

где q—коэффициент объемного смятия грунта (дк 1/fc); Q—сумма верти-
кальных проекций упорных поверхностей всех грунтозацепов гусеницы;

L опорная длина гусениц.
2.	Определяем силу сопротивления качению	4

Pf= тдк-	*

Удельное сопротивление качению /к находим из опытных данных либо
расчетом по одной из формул — (101), (102), (106) или (107).

Найденное значение Pf откладываем по оси абсцисс влево от точки
О (рис. 87,6); полученная точка Ох будет началом координат для движущей
силы Рк, так как РК = ТК + Р/. Затем из точки Ot через точку пересечения
перпендикуляров, восстановленных из точек на оси абсцисс и ординат, рав-
ноотстоящих от точки Ор проводим в четвертом квадранте луч Рк.

3.	В третьем квадранте наносим регуляторную характеристику двигате-
ля (рис. 87, в).

4.	По формуле

где с = ГцД/т]), строим зависимость между моментом на валу двигателя
и движущим усилием на ведущих колесах машины (рис. 87, г).

Как видно из приведенной формулы, искомая зависимость выражается
прямой, проходящей через точку под углом р к оси абсцисс, причем
tg Р = С = Гк/(1Т]).

Зависимость строим для каждой передачи трансмиссии (на рисунке все
построения проведены только для одной передачи).

5.	Строим зависимость между тяговым усилием и действительной ско-
ростью машины. Для этого задаемся некоторым произвольным значением
тяговой силы TKi (рис. 87, Э) и через точку абсциссы а1 проводим вертикаль
до пересечения с кривой буксования 5 =fr (Тк) и по отрезку аха2 в соответ-
ствующем масштабе определяем значение коэффициента буксования 8(. За-
тем проектируем точку ах на луч Рк и через точку а3 проводим горизон-
таль до пересечения с кривой пд = /(Мд) регуляторной характеристики
и полученную точку а4 на этой кривой проектируем на ось абсцисс, по ко-
торой отложена шкала пд. Отрезок а5О на этой шкале определяет частоту
вращения вала двигателя nni, соответствующую данному значению силы
тяги TKi.

По найденным значениям 5; и ид; определяем действительную скорость
машины (м/с)

г, = 0,105 Пд,Гк (1 _ §.)

i 1

или (км/ч)

^ = 0,377 ^(1-8.).

i

Точку с координатами (TKi, v,) отмечаем в системе координат vOT*
(рис. 87, е).

После этого задаем новые значения силы Тк и описанным выше спосог
бом находим соответствующие значения скорости и т. д. По найденным
точкам строим кривую г/ =/3 (Тк).
Очевидно, что максимальное значение скорости получается на холо-
стом ходу, когда Тк = 0 и 8 = 0. В этом случае

(,	= 0,105 21Л

t-max ’

I

При полном буксовании (8 = 1, или 100%) скорость г=0, тяговое уси-
лие 7к = Тк max = Тсц.

6.	Строим зависимость между тяговым усилием и часовым расходом
топлива. Для этого точку а3, соответствующую произвольно выбранному
значению тяговой силы ТК|-, проектируем на луч Рк (рис. 87, ж) и через точ-
ку а3 проводим горизонталь до пересечения с кривой Ge = f (Мд) регулятор-
ной характеристики двигателя. Найденную на этой характеристике точку
а проектируем на ось абсцисс, на которой отложена шкала GT. Отрезок
a-jO на этой оси определит значение GTI, соответствующее принятой тяго-
вой силе 7%

По найденным описанным способом точкам (Сц; Д;) строим кривую
GT=A(7i) (Рис- 87, з).

7.	Строим зависимость между тяговым усилием и тяговой мощностью
машины по формуле

Хт = Дг.

Для этого, задаваясь значением 7К/, по кривой v =f3 (Тк) (рис. 87, е) нахо-
дим соответствующее значение скорости ц. и затем по указанной формуле
определяем Лц. Подобные действия выполняем для нескольких значений
тяговой силы и по найденным таким образом точкам строим кривую
^т=/5('гк) (рис- 87, и).

8.	Строим зависимость между тяговым усилием и удельным расходом
[г/(кВт-ч)] топлива по формуле

= 1000GT/NT,

где GT в кг/ч; NT в кВт.

Для построения зависимости пользуемся кривыми G,=/4(7K) и Nt =
=/5(Гк) (рис. 87,з, и), по которым находим значения Gn и NT[, соответ-
ствующие 7% а затем по указанной формуле вычисляем gTj. Повторяя та-
кие действия для нескольких задаваемых значений Тк, находим необхо-
димые точки искомой кривой и строим функцию дт = (Гк) (рис. 87, к).

9.	Строим зависимость между тяговым усилием и тяговым КПД
машины. Для этого, задаваясь значением TKi, находим точку и проекти-
руем ее на луч Рк (рис. 87,л); через точку а3 проводим горизонталь до
пересечения с кривой Ng = f(Ma) регуляторной характеристики двигателя
и точку а8, лежащую на этой кривой, проектируем на ось абсцисс, на кото-
рой отложены значения Na. Отрезок а9О на этой оси определит значение
Лл,-, соответствующее принятому значению TKi. Затем по кривой NT = /5 (Тк)
(рис. 87, и) находим значение iVri, соответствующее TKi и по формуле

Дг = NT/Ng

вычисляем искомое г|т,.

8 п/р. Гобермана
Повторяя подобные действия для нескольких значений тяговой силы,Я
строим кривую г|т=/7(7’к) (рис. 87,.и).	тИ

Таким образом, для данной передачи построены все основные кривые Л
тяговой динамической характеристики (рис. 87, н). Аналогичные построения
производят для всех передач привода машины, в результате чего на графи-
ке тяговой характеристики получают семейства соответствующих кривых. 
По этим кривым удобно анализировать влияние тех или иных параметров
машины и условий работы на тяговые показатели и топливную экономич-
ность.

Так, например, задаваясь значениями сопротивления движению ма-
шины и рабочего сопротивления, по тягово-динамической характеристике
можно найти необходимое значение силы тяги Тк = Рк тах — (да^Тс 4-	:

и по этому значению, пользуясь той же характеристикой, определить, на ка- ".
ких скоростях и передачах может работать машина, какие значения тяго
вой мощности, тягового КПД и расхода топлива соответствуют данному 1
тяговому режиму.	%

Если известно сопротивление движению машины в определенных до-
рожных условиях, то по разности между значениями Рктах и най- я
денной по тягово-динамической характеристике, можно определить тяго-' %
вую силу Гк, необходимую для выполнения операций, связанных У
с переработкой материалов или разработкой грунтов. Если рассматривают %
транспортный режим работы, то, найдя по тягово-динамической характе-
ристике машины значение Рктах (соответствующее 5 = 100%) и зная (юцД
принимая) суммарное сопротивление Р/± Ру + Рв, определяют приблизив
тельное значение предельного ускорения, с которым может работатаЖ
машина:

Рк max ~ (Pf+ Р3 + Р в) = Ризб =	чЙ

откуда	9

. _ Рк max ~ (Pfi Ру -Е Рв)	'

Используя тягово-динамическую характеристику, нетрудно найти пре»
дельные значения общей массы машины-тягача и агрегатируемых с ней
прицепов при заданных дорожных условиях	. а

Рк max Ризб
=--------------

ж

или по заданным значениям тд и Ризб определить допускаемый коэффЯга
циент сопротивления движению Тс и тем самым установить наиболее
желые дорожные условия, в которых может работать машина.

§ 42. ОСОБЕННОСТИ ТЯГОВОГО РАСЧЕТА МАШИН

С ГИДРООБЪЕМНОЙ ТРАНСМИССИЕЙ	4

.;

Исходными данными для тягового расчета машин с гидрообъеМ^Я
ной трансмиссией являются максимальный момент на движителях
общая схема привода, устанавливающая число гидромоторов zr.M, и
связь с исполнительными органами (движителями); передаточное число ip
редуктора, расположенного между гидромотором и движителем (при от-
сутствии такого редуктора ip=l), КПД редуктора г)р; максимальная ско-

рость машины t’max.

Крутящий момент, который должен развивать

W — Мк max

-г. я max _		•

-г. м'рЧр

один гидромотор,

(ИЗ)

Выбранный по значению Мг м тах гидромотор проверяют по условию
обеспечения заданной скорости движения машины:

2лНм тахгd _
:	Гтах,

!р

(114)

где «я max—максимальная частота вращения вала гидромотора.

Если условие (114) не выполняется, следует уменьшить передаточное
число редуктора гр, сделать соответствующий перерасчет момента Мгмтах
по формуле (ИЗ) и выбрать другой гидромотор.

Рабочий объем гидромотора

М
— г- мшах

0,159ртахТ] м.м

где Лм.м—механический КПД гидромотора; рП1ах—максимальное давле-
ние в гидросистеме.

Для аксиально-поршневых гидромоторов ртах = 25ч-45 МПа (250—450
кгс/см2); для радиально-поршневых ртах = 10ч-15 МПа (100—150 кгс/см2).

По значению qM определяют расход 2(.м3/с) жидкости гидромоторов.
Для транспортного режима работы машины

„	_ 4мГтах]р2г'м

Утр ~ г,;р  106 ’

для рабочего режима

п ЗнНрг/.м

Ураб  106 ’

где zr M и тр.м—число гидромоторов, включенных соответственно на
транспортном и рабочем режимах (обычно z'r.M<zr.M); г —рабочая ско-
рость машины.

Подача насоса

2н max — *2maxAlo’

ГДе	Стах = <2г.м—максимальный расход жидкости гидромотором;

г) о — объемный КПД насоса.

Давление в гидросистеме, которое должен создать насос,

Рн max — Ртах/Л,

где г] — общий КПД насоса.

Мощность двигателя, необходимая для привода насоса,

V _ QhPh

IV д-----.

W
Глава XII

КОЛЕБАНИЯ И УСТОЙЧИВОСТЬ МАШИН

§ 43. КОЛЕБАНИЯ МАШИН И ОЦЕНКА ПЛАВНОСТИ ХОДА

Колебательные процессы при работе колесных и гусеничных ма-
шин возникают из-за переменного характера сил, действующих на транс-
миссию (от привода), внешних сопротивлений, действующих на рабочие
органы машины; неровностей поверхностей качения; раскачивания подве-
шенного к рабочему органу (стреле крана) груза. Встречаются случаи, ког-
да при определенных, но достаточно высоких скоростях движения ко-
лесных машин возникают колебания в горизонтальной плоскости («виля-
ние» машины), не вызванные никакими внешними периодическими
возмущениями; источником таких колебаний, называемых «автоколебания-
ми» или са.мовозбуждающимися колебаниями, служит сама движущаяся
машина и явления, возникающие в зонах контакта ее колес с поверх-
ностью качения.

Колебания машин оказывают вредное воздействие на человека-опера-
тора, являясь причиной многих профессиональных заболеваний. Вызывая
переменные напряжения в деталях и элементах конструкции машины, коле-
бания нередко приводят к их разрушению, причем особенно опасным
является внезапное разрушение из-за усталости конструкционного мате-
риала.

В зависимости от конструкции машины и направления действующих на
нее возмущений могут иметь место вертикальные колебания вдоль оси Z,
продольные вдоль оси X, поперечные вдоль оси У и угловые вокруг этих
осей (рис. 88). Каждый вид колебаний связан с определенными технически-
ми проблемами. Так, например, вертикальные колебания машины, являясь
причиной возникновения динамических сил, действующих на движитель
и дорогу, влияют на прочность несущих конструкций и сохранность до-
рожного полотна. Угловые колебания относительно продольной и попе-
речной осей машины снижают устойчивость машины против опрокидыва-
ния, а угловые колебания относительно вертикальной оси машины — путе-
вую устойчивость (т. е. способность не отклоняться от заданного
направления движения).

Аналитически вынужденные и собственные колебания систем с одной
степенью свободы описываются соответственно уравнениями (71) и (72).
Вынужденные колебания, как отмечалось, зависят от величины и характера
внешних возмущений, действующих на систему, а также от жесткости
и коэффициента демпфирования упругих звеньев системы; собственные ко-
лебания зависят только от последних двух параметров. Радиальная сг, тай’
генциальная (касательная) ст и боковая cs жесткости пневматических шин
зависят от давления воздуха в шине. Коэффициент демпфирования Рг шин
в среднем составляет 600—900 Н • с/м. Жесткость подвески сидений опера-
Рис. 88. Возможные направления колебаний машины

торов дорожно-строительных машин находится в пределах 40—80 Н/см,
а коэффициент демпфирования Pr = 2=6 Н-с/см; при подрессоривании ка-
бины в целом (а не отдельно сиденья оператора) жесткость ее подвески со-
ставляет 400—600 Н/см, а коэффициент демпфирования рг = 154-25
.Н • с/см.

Характерной особенностью собственных колебаний является то, что из-
за наличия трения в системе (т. е. демпфирующих сопротивлений) они за-
тухают. Для усиления затуханий в систему можно ввести искусственные
сопротивления трения в виде специальных демпферов или использовать
материалы с высоким уровнем рассеяния энергии (например, пенопла-
стовые материалы или резиновые прокладки). Необходимо иметь в виду,
что увеличение демпфирования, снижая амплитуду собственных колебаний
системы, не оказывает сколько-нибудь существенного влияния на частоту
или форму колебаний. Как следует из формулы (70), частота и форма соб-
ственных колебаний определяются величиной и распределением масс
и жесткостей.

Вынужденные колебания возникают при воздействии на систему внеш-
них переменных сил. Для этих колебаний характерно совпадение частоты
изменения силы, приложенной к системе, с частотой вызываемого этой си-
лой колебательного процесса. Так, например, неуравновешенная сила вра-
щающегося вала двигателя вызывает колебания с частотой, равной часто-
те возбуждения. Если частота возмущающей силы окажется равной или
почти равной собственной частоте системы, то интенсивность колебаний
резко возрастет и наступит явление резонанса, которое часто приводит
к разрушению конструкции.

В связи с этим при проектировании и эксплуатации машин нередко
возникает необходимость определить их амплитудно-частотные характери-
стики, чтобы не только установить значения последних, но и определить
возможность возникновения резонанса при работе машины. Если такая
возможность не исключается, то необходимо исследовать условия, приво-
дящие к совпадению частот собственных и вынужденных колебаний си-
стемы. Для гашения резонансных колебаний надо изменить частоту соб-
ственных колебаний системы, частоту возбуждений или «перенести»
колебания в те места конструкции, где они не вызовут повреждений.

Для оценки колебаний колесных и гусеничных машин (применительно
к этим машинам колебания часто связывают с плавностью хода) исполь-
зуют такие параметры, как частота колебаний, максимальные амплитуда
колебаний и скорость zmax вертикального перемещения, ускорение zmax вер-
тикального перемещения и изменение (или темп нарастания) ускорения
z

max*

Допускаемые значения этих параметров устанавливают, исходя из их
влияния на состояние человека—оператора. Так, например, считают, что
человеком наиболее легко переносятся колебания с частотой приблизи-
тельно 50—80 колебаний в минуту, что соответствует ходьбе человека со
средней скоростью.

В качестве других параметров колебаний можно использовать коэффи-
циент динамичности колебаний Кл = а/5ст, равный отношению амплитуды
а вынужденных колебаний к статической деформации 6С1 упругого элемен-
та; максимальную кинетическую энергию колебательного движения Етах =
= ™^тах/2; удельную мощность колебаний е = £max/(wiT), равную отноше-
нию максимальной энергии колебаний к произведению массы колеблюще-
гося тела на период колебаний.

Логарифмом отношения величины е к величине е0 — удельной мощно-
сти колебаний, находящейся на границе ощущаемости человеком, опреде-
ляется еще один параметр колебаний v, называемый «палем» (от греческо-
го слова, означающего «колебаться»):

v = 101g (е/е0).

Значение «паля» пропорционально третьей производной перемещения
по времени.

Зависимость между числом «палей» и ощущениями человека характери-
зуется следующей шкалой:

Неприятные колебания . ............................................ 30-40

Тяжело переносимые колебания............................... 40 — 50

Колебания, терпимые только в течение короткого времени ....	50—60

Колебания, травмирующие человека или вызывающие явления мор-
ской болезни . . :......................................... 60 — 80

§ 44. ПУТЕВАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ И ПОВОРАЧИВАЕМОСТЬ
КОЛЕСНЫХ МАШИН

Общий случай распределения нормальных реакций по колесам ма-
шины. Пусть колесная машина движется с поворотом на наклонной пло-
скости, имеющей угол подъема а (рис. 89, а). В этом случае (без учета кре-
нов от деформации опор и поверхности качения) машина наклоняется
в продольном и поперечном направлениях соответственно на углы а0 и аг
Эти углы легко найти из геометрических соотношений

sin а0 = sin а sin Т;

sin as = sin a cos Т,

где Д'—угол поворота машины в плоскости качения.

Для того чтобы лучше понять схему нагружения колес машины в рас-
сматриваемом случае, разложим вес G = тд машины на три составляю-
щие—продольную Gz = Gsina0, нормальную Gn = G cos a0 cos as и попе-
речную Gs = G cos a0 sin Из условия равновесия машины нетрудно наити
a)

Рис. 89. Схема сил и реакций, действующих на машину при движении по склону
в плоскости:

о —качения; б — поперечной; в — продольной при движении под уклон: г — продольной
при движении на подъем

выражения для нормальных реакций поверхности качения от статических
нагрузок, действующих на колеса машины. Для краткости записи выразим
эти реакции через коэффициенты перераспределения опорных реакций
где индекс i (А, Б, В, Г) соответствует обозначению колес машины
(рис. 89,6):

= у G^; Re = у G^; RB = A G^B; Rr = A G^r,

r ^2	he .

SH = — cos ot0 cos oc5 + — sm oco

+ ——- cos a0 sm a,;
Lb

^2	he	^hc

= — cos a0 cos as + —— sm ot0------------cos ot0 sm ots;

Л	hc .	/j/lc

= — cos a0 cos ots---------— sin a0 H--------— cos ot0 sm a 

/	v э I	T L	v *

Ц	hc . /j/ic

= —- cos a0 cos as-----— sm ot0------—- cos ot0 sm as.

L	L	Lb

При работе машины на горизонтальной плоскости ao = as = 0, тогда
Приведенные выражения для коэффициентов характерны для движе-
ния машины вниз по склону. Для движения машины вверх по склону
в указанных выражениях величины /х и /2 достаточно поменять местами.

Полученными зависимостями можно воспользоваться для решения не-
которых частных задач, например для определения предельных значений
углов уклона (при движении машины вниз) и подъема (при движении вверх
по склону), которые машина может преодолевать без сползания.

Рассмотрим движение машины с передними ведущими и задними ве-
домыми колесами вниз по склону (рис. 89, в). Сила сцепления движителей
машины с поверхностью качения

Тсц — Кк^фсц ~ (Кд “Ь Кб) фсц = Сфсц(^д + Сь).

а условие ее установившегося движения имеет вид

Тсц = Gf— G\fK

или, приравнивая правые части обоих выражений, получим

G<Pcu f— cos а0 cos as + —- sin a0) = G sin a0 — GfK cos a0 cos as.

\	2	/

Из последнего равенства находим предельное значение угла уклона а0 =
— ао<р:

фсц^г/ТР /к
tg	,-----n- cos as.

1 ^сФсц/^2

Для машины с передними ведущими и задними ведомыми колесами,
движущейся на подъем (рис. 89, г), сила сцепления ведущих колес с поверх-
ностью качения

Тсц — КК1<рСц — (Кв + Кг) <рСц — Сфсц(^ +

где коэффициенты и с,г определяются по полученным выше выраже-
ниям, в которых величину lL следует заменить на 12 в соответствии с обо-
значениями на рис. 89, в.

Условие установившегося движения машины для рассматриваемого
случая имеет вид

Тсц = Gj + G\fK.

Приравнивая правые части последних уравнений, получим

бфсц (— cos а0 cos а5 —~ sin а0 ) = G sin а0 + GfK cos а0 cos as.

\ L	2	/

-V

Предельное значение угла подъема a0 = «оФ
tg 0Со«(> = ?C"/2/L ,{К COS O's-

1 + Мсц/^2
Значения углов аОф и аоф для других вариантов привода ходовой части
машины даны в табл. 25.	'

Анализируя приведенные в табл. 25 зависимости^ можно прийти к сле-
дующим выводам: значения углов подъема и уклона, преодолеваемых ма-
шиной без сползания, неодинаковы; они увеличиваются при смещении цен-
тра масс машины в сторону ведущих колес, увеличении сцепления
движителей с поверхностью качения и уменьшаются при увеличении бо-
ковых кренов машины; увеличение сопротивления качению приводит
к снижению углов подъема и к увеличению углов уклона; значения углов
oto9 и аОф существенно зависят от схемы привода ходовой части машины.

Боковые реакции на колесах машины. Явления бокового увода и сколь-
жения шин. Ставя перед собой задачу рассмотреть наиболее общий случай
движения машины, допустим, что она движется с продольным ускорением
j и с поперечным js, совпадающим по направлению с поперечной (боковой)
скоростью vs (рис. 89, а). Возникновение ускорения js может быть обусло-
влено действием на машину боковых нагрузок в процессе ее движения. Во-
спользовавшись схемой, найдем значения j и js как алгебраическую сумму
проекций ускорений jx и jy, направленных вдоль координатных осей ОХ
и О К на продольную и поперечную оси машины:

./ = jx cos 'К ~ jy s'n 'К;

Л =/х sin'P +jy COST.

Для определения значений jx и jy найдем предварительно выражения
для скоростей vx и vy как алгебраические суммы проекций скоростей ц и vs
на координатные оси ОХ и ОУ:

vx — v cos Т + vs sin Т;

vy = vs cos T — v sin T.

Искомые ускорения jx и jy найдем, продифференцировав последние
уравнения по времени:

jx = i'x = dvjdt = гТ sin Т + г cos Т + р/Р cos Т + vs sin Т;

25. Расчетные формулы для определения предельных значений углов уклона и подъема склонов
ИЗ условия сцепления движителей машины с поверхностью качения

Схема привода ходовой части машины	Движение машины	
	пол уклон	на подъем
Передние колеса — ведущие, задние — ведомые	.	ФснЬ/^+Ук  ‘ёаОф~	,	,, cosas  1 "сФсц/*2	.1 + ^сФсЦ/Ь
Задние колеса — ведущие, передние — ведомые	tg«O<P= а , ,	/fC0S«j  1 + ^сФсц/ 1	cos  1 — ЛсФсц/^1
$се колеса ведущие  		_		tg«o<p = (Фсц +A)cos«,	tg^bip = (Фсц-A) COST,.
jy — Vy = dVy/dt = — гФ sin 4х + vs cos T — гФ cos T — 15 sin 4х,
где 4х = d'V/dt = (£> — угловая скорость поворота машины.

Подставляя эти значения jx и j в выражения для j и jp

получаем

j = v + г,ш; js = vs - гю.

Обратим внимание на выражение бокового ускорения js. Оно предста-
вляет собой алгебраическую сумму ускорения vs, обусловленного боковым
смещением машины, и нормального ускорения

j„ = сю = m2R = v2/R,

всегда возникающего при вращательном движении тела.

Нормальное ускорение вызывает появление центробежной силы Рц
(рис. 89,6), равной произведению массы машины т на j„:	г

Рц = m(O2R — mv2 /R,

где. R —• радиус поворота машины (в горизонтальной плоскости).

Действие на машину боковых сил вызывает появление боковых реакций '
SK на колесах и приводит к соответствующему перераспределению нор- ..
мальных реакций. Последние при действии на машину инерционных нагру-. J
зок определяют по формулам:

₽ 1	1 Л м	1

2	2	\ L L b I	I

1	1	/	hc	l2 hc \

Re= -~ Gqb+ -	;

2	2	\	L	Lof

„	1	1	Л	hc _ •	ll К \

Rb= - GtB- -- mh	— +JS — -r ;

2	2	у	L	Lb/

1	1 /. К . Ii hc\

Rr = —	—zrm(j+Js г ~r~ )•

2	2 \ L L b

Из этих соотношений, приравнивая нулю те или иные нормальные ре-
акции, нетрудно найти предельные скорости движения машины на поворо- .
те, которые вызывают отрыв колес машины от основания.	*

Под действием боковых реакций возникает боковая деформация шины, j
результатом чего являются отклонения действительной траектории движе-1
ния от заданной. Это явление, характерное для колес с пневматическими^
шинами, называется боковым уводом, а угол е, образованный между дей- >
ствительной траекторией колеса и вектором скорости с, лежащим в пло- i
скости колеса,— углом бокового увода (рис. 90,6):

£ = arctg (vjv).

Значение угла е может достигать 10—12°.	-I

Явление бокового увода, как это видно из рис. 90, а, приводит к допол- /
нительному нагружению колеса моментами Мх и Mz, стремящимися повер*^
нуть его в вертикальной плоскости относительно оси X и в горизонталь-J
ной плоскости относительно оси Z:	я

Мх = SKzs + RKy; М. = - (SKxs + Ткут).	Ц
Рис. 90. Силы, действующие на колесо в плоско-
сти:

а — вертикальной; (> — качения

Боковую реакцию при отсутствии
бокового скольжения колес можно
выразить через боковую жесткость
шины с, и ее боковую деформацию
v или через коэффициент бокового
увода к5, измеряемый в Н/рад (кгс/рад),
и угол е:

SK = ИЛИ •'Ч = ^S£-

Для колес, устанавливаемых на
землеройно-транспортных машинах,
значение коэффициента ks состав-
ляет 500—1300 кН/рад (50 -103—
130 • 103 кгс/рад).

Предельное значение боковой ре-
акции из условия сцепления шины
с поверхностью качения можно оп-
ределить, исходя из схемы, показан-
ной на рис. 90,6:

$к. пр = 1/^СЦ — -^к = /(Фсц^к)2 — б

~Л.

6)

или

пр = Xs^K,

где Zs = <Pch|/1 -(Х/Фсц)2-

В этих уравнениях Тк — тяговое (или тормозящее) усилие, действую-
щее на колесо; х— коэффициент использования тягового усилия.

Величину у., можно назвать коэффициентом использования боковой ре-
акции. Как видим, х, и х связаны между собой определенным соотноше-
нием. При отсутствии на колесе тягового (или тормозящего) усилия х =/к
и

Xs Фсц |/1 (/к/фсц) Фсц-

где <р'сц — коэффициент сцепления шины в боковом направлении.

При полном использовании тягового или тормозящего усилия, т. е. при
X = Фсц (или х' = <рсц), коэффициент у, становится равным нулю. Это озна-
чает, что боковая реакция на колесе также равна нулю и любое действие
на машину сколь угодно малых боковых сил вызовет боковое скольжение
иди боковой занос машины.

Из зависимостей следует, что причинами, вызывающими боковой за-
нос машины (особенно при работе на склонах и движении на повороте),
являются перераспределение нормальных реакций RK в результате дей-
ствия боковых нагрузок и, в частности, поперечной составляющей центро-
бежной силы, а также наличие тяговой силы на ведущих или тормозящей
силы на тормозящих колесах.

Разность между предельно возможным и фактическим значением боко-
вой реакции определяет запас боковой реакции или, иначе, запас боковой
устойчивости против бокового заноса, в общем случае неодинакового для
передних и задних колес машины:

для передних колес

= SKi пр — $к1,

для задних колес

Аб'г = $к2 пр — SK2,

где SK1 и SK2 — фактические боковые реакции поверхности качения соответ-
ственно на передних и задних колесах машины; Ак1 пр и SK2np—предельные
значения этих реакций.

Очевидно, что при выполнении условий A.S’, > 0 и А$2 > 0 движение бу-
дет устойчивым против бокового заноса; при А$! = 0 и A.S\ > 0 или при
ASj> 0 и AS2 = 0 условия устойчивости против бокового заноса ухуд-
шаются, однако благодаря сохранению сцепления с поверхностью качения
задних или передних колес машины ее состояние определяется как состоя-
ние «неустойчивого равновесия».

Нетрудно убедиться и в том. что при прочих равных условиях машины
с передними ведущими управляемыми колесами имеют больший запас бо-
ковой устойчивости, нежели машины с передними ведомыми управляемы-
ми колесами. Действительно, из схемы, показанной на рис. 91, видно, что
если управляемые колеса являются ведомыми (рис. 91,«), то толкающее
усилие Рк. передаваемое от задних ведущих колес, направлено вдоль про-
дольной оси машины и может быть разложено на две составляющие, одна
из которых параллельна средней плоскости управляемых колес, а
другая — Ps — Рк\ sin oq (где а,—угол поворота колес)—является для них
боковой нагрузкой. Располагаемый запас против бокового заноса соста-
вляет А$! = (SKi цр — PJ — $к1.

Рис. 91. Схема действия толкающего усилия на управляемые колеса:
а — ведомые; б — ведущие
Если передние управляемые колеса являются ведущими (рис. 91. б), то
толкающее усилие, создаваемое теми же колесами действует в средней
плоскости управляемых колес, не создавая боковой силы Ps; тогда =
= 5к1пр —Запас боковой устойчивости в последнем случае больше,
этим объясняется лучшая путевая устойчивость машин с передними ведущи-
ми управляемыми колесами и их меньшая склонность к сползанию при ра-
боте на поперечных склонах.

Таким образом, из-за увода и бокового скольжения колес нарушается
заданная машине первоначальная траектория движения, а при неблаго-
приятных условиях наступает боковой занос. Способность машины сопро-
тивляться этим явлениям определяет ее путевую устойчивость, а способ-
ность машины точно следовать повороту управляемых колес или заданной
траектории движения — ее управляемость. Как видим, оба указанных свой-
ства машин тесно связаны между собой.

§ 45. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА ПОВОРОТА КОЛЕСНЫХ
МАШИН

Для поворота колесных машин применяют различные схемы; не-
которые из них показаны на рис. 92. Каждая из этих схем имеет свою ки-
нематику поворота, определяемую в первую очередь положением мгно-
венного центра вращения (МЦВ)— точки О. Как видно из представленных
схем, МЦВ находится на пересечении перпендикуляров к направлению
движения колес. Чем меньше расстояние между МЦВ и продольной осью
машины, определяющее радиус ее поворота R, тем лучше маневренность.
В этом отношении предпочтение следует отдать схемам, изображенным на
рис. 92,6 и г.

Рассмотрим подробнее кинематику поворота машины со всеми упра-
вляемыми колесами (рис. 93, а).

Пусть а, и а2 средние значения углов поворота соответственно пере-
дних и задних колес машины, a fj и г2— скорости передней и задней ко-
лесных осей (векторы скоростей образуют с продольной осью машины
углы z/.v и а2). На пересечении нормалей к векторам этих скоростей лежит
МЦВ — точка О. Однако подобная кинематика поворота справедлива
лишь для машин с жесткими колесами. Для пневмоколесных машин необ-
ходимо учесть боковой увод шин. обусловленный их эластичностью.

В результате увода шин передних колес на некоторый угол е1; а задних
колес на угол % траектория движения колесных осей отклонится от перво-
начальной, колеса будут двигаться по направлению векторов ri и г'2. Про-
ведя нормали к новым направлениям векторов скоростей и найдя точку их
пересечения О', убедимся в том, что из-за увода шин МЦВ машины пере-
местится из точки О в точку О' и соответственно изменится радиус пово-
рота машины — вместо R он станет равным R'.

Радиус поворота машины не трудно определить из простых геометри-
ческих соотношений:

tg(7t -Ej + tgfe + Е2)’
диагонального движения:

R' =-

Для

машин с передними

R' =

«1 + е2 - £1

6)

управляемыми колесами:

а — общая схема; б — силы, действующие на ходовую
часть машины при движении по кривой: в — кинема-
тика поворота машины с шарнирно-сочлененной ра-
мой

&т-£

ft)

со всеми

Рис. 93. кинематика поворота машины

Рис. 92. Схема

механизма поворота:

а — с одной парой управляемых колес
колесами; в —с разворотом колес для

(передних или задних); б — со всеми управляемыми

ной рамой и неуправляемыми колесами (управление основано

г - с шарнирно-сочленен*
на «складывании» рамы)

где L—база машины.

. Так как углы, входящие в это уравнение, малы, можно принять tg (ое
- £1) 0Сх - £j и tg (я2 + е2) 5г а2 + е. Тогда

L

управляемыми колесами (а2 = 0)

О’
Из последнего уравнения можно найти угол поворота управляемых колес
в функции радиуса поворота и базы машины:

ОС, = LiR' - (е2 - £1).

Угловая скорость поворота машины

tn = г К' = г (а, + е2 - Si) L.

При отсутствии бокового увода или при равенстве углов увода (eL = £2)
радиус поворота R' = R. При е2 > е2 R' < R: при е2 < a, R' > R, т. е. в пер-
вом случае п невм околесная машина поворачивается по более крутой кри-
вой ио сравнению с машиной с жесткими колесами, а во втором случае —
по более пологой. При равенстве углов увода передних и задних колес
боковой увод не оказывает влияния на значение радиуса поворота

машины.

Обычно считают, что пневмоколесная машина имеет нормальную пово-
рачиваемость при R' = R. излишнюю поворачиваемость при R' < R и недо-
статочную поворачиваемость при R'> R. Необходимо учитывать, что при
увеличении радиуса поворота повышается сопротивление повороту, а при
его уменьшении может появиться «излишняя легкость» поворота машины.

На рис. 93,6 показана схема сил, действующих на машину при ее дви-
жении по кривой, в предположении, что движущие силы и силы сопроти-
вления качению на колесах взаимно уравновешиваются. В этом случае
в центре масс машины действует центробежная сила Рц = mv2/R', а на ко-
лесах— боковые реакции SKi и SK2-

Принимая за точки приложения суммарных боковых реакций передних
и задних колес соответственно середины передней и задней оси машины,
разложим силы Sk-i и 5К2 на продольные и поперечные составляющие. Из

схемы видно, что

I

L

тг2 12
~R' L

cos у

mv2 /2

~R' L‘

I

L

mv2 1}

-------C0S у

R L

тг2 I

R' L

С Другой стороны, при ott = У.2 = У

= SK1 cos азе fc^Ej; -S\', = SK2 cos

Из этих соотношений находим

тг2 /,	тг2 /,

R L " 1 R L 52 2

откуда

mv2 /, 1 mv2 I, 1

e, =------------; £•> =-------;—.

R' L ksi " R' L ks2

Тогда для машины с передними управляемыми колесами
mv2 /Л /7 \'
cXj 4----— I --------j

LR	\ kx2	A-.si J

откуда

L	mr	[	12 \

1	R'	LR	\kf2	ksi )

(И5)

Из полученных выражений можно сделать вывод о том, что значения
R' и а следовательно, и степень поворачиваемости машины зависят от
положения ее центра масс, коэффициентов сопротивления уводу и параме-
тров, влияющих на эти коэффициенты (в частности, от боковой жесткости
шин и перераспределения нормальных реакций) и, наконец, от скорости
движения машины при повороте. Так как перечисленные показатели в про-
цессе поворота машины изменяются (нормальные реакции на колесах ма-
шины, скорость движения), машина движется по кривой переменного ра-
диуса; при этом если она имеет излишнюю поворачиваемость, то
оператор, воздействуя через рулевое управление на управляемые колеса,
уменьшает углы их поворота, а при недостаточной поворачиваемости —
увеличивает.

Из формулы (115) видно, что с увеличением скорости машины радиус
поворота уменьшается и соответственно увеличивается степень поворачи-
ваемости, поэтому для быстроходных машин свойство излишней повора-
чиваемости особенно опасно, так как может наступить момент, когда по-
ворот будет совершаться при нейтральном положении управляемых колес
только за счет бокового увода шин. Для поддержания заданного радиуса
поворота в этом случае оператор должен поворачивать рулевое колесо
в сторону, противоположную направлению поворота. Для уменьшения та-
кой опасности, как это следует из формулы (115), можно снизить давление
воздуха в шинах передних колес, что приведет к уменьшению коэффициен-
та ksi и, следовательно, к увеличению радиуса поворота машины, а также,
если это возможно, несколько сместить центр масс машины вперед, умень-
шив значение /Р

Как видим, свойства упругости пневматической шины вносят суще-
ственные коррективы в кинематику и динамику поворота колесных машин,
в том числе машин с шарнирно-сочлененной рамой (рис. 93, в).

§ 46.	КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА ПОВОРОТА
ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН

При повороте машины каждая гусеница в плоскости качения со-
вершает плоскопараллельное движение. Такое движение, как известно из
механики, можно представить как векторную сумму поступательного дви-
жения какой-либо точки тела, принятой за полюс, и вращательного движе-
ния тела вокруг оси, проходящей через полюс и перпендикулярной плоско-
сти движения. Таким образом, если за полюсы каждой гусеницы выбрать
точки (Д и О2, лежащие на середине длины гусениц (рис. 94, а). то при по-
Рис. 94. Кинематика поворота тусеиичной машины

вороте машины гусеница, внешняя по отношению к центру поворота (та-
кая гусеница называется забегающей), будет двигаться с некоторой досту-
па тельной скоростью г, и вращаться вокруг вертикальной оси, проходя-
щей через точку О2, с угловой скоростью со. По аналогии с этим другая
гусеница (она называется отстающей) будет двигаться с некоторой ско-
ростью к, и вращаться вокруг вертикальной оси, проходящей через точку
Ор со скоростью со. При буксовании или действии на гусеницы поперечных
и продольных сил полюса О, и О2 смещаются в сторону от среднего поло-
жения. однако характер движения гусениц при этом не изменяется.

Если известны направления скоростей гусениц, то при исследовании по-
ворота гусеничной машины удобнее использовать тот же прием, что и для
колесных машин — найти положение некоторой фиктивной точки—мгно-
венного центра вращения (или мгновенного центра скоростей), через ко-
торый проходит воображаемая вертикальная ось: вокруг последней ка-
ждая гусеница совершает только вращательное движение с угловой
скоростью <о.

Для гусеничных машин МЦВ точка О лежит на пересечении поперечной
оси машины, проходящей через полюсы гусениц (точки 02 и ОД с линией,
соединяющей концы векторов г2 и iy забегающей и отстающей гусениц.
Очевидно, что если одинаково направленные вдоль гусениц скорости г2 и
i'i будут равны и по модулю, то линия, проходящая через концы векторов
1 г и 61, окажется параллельной оси машины и точка их пересечения в этом
случае будет отсутствовать; последнее означает, что машина движется
только поступательно в направлении скоростей г2 и ty.

Таким образом, для того чтобы гусеничная машина совершила пово-
рот, ее гусеницы должны иметь различные по величине или направлению
скорости. На использовании этого принципа и основан поворот гусе-
ничных систем. При этом могут быть следующие варианты: г2 > г, (рис.
94, а)—МЦВ лежит за пределами машины со стороны отстающей гусе-
ницы; iy=0 (отстающая гусеница полностью заторможена, рис.
94,6) МЦВ совпадает с полюсом отстающей гусеницы: г2>г1 и напра-
влены противоположно (противоположное движение гусениц возможно
только при индивидуальном электрическом или гидравлическом приводе
каждой гусеницы, рис. 94,в); скорости г2 и (у равны по величине и напра-
влены противоположно (рис. 94,г) — МЦВ лежит на поперечной оси посре-
дине машины, поворот которой в этом случае осуществляется на месте.
Ооозначим отношение скорости набегающей гусеницы к скорости от-
стающей через х|/:

. V2 ®к2'*к

Ф =----=-------

Имея в виду, что v2 = coRi и i j = (t>Rl (здесь R2 и Ri — радиусы поворота
набегающей и отстающей гусениц относительно МЦВ — точки О), получим
v2	R2	R + 0,5В

ф = — =-----=----------,

У t’j	Rt	R — 0,5В

где R — радиус поворота центра машины — точки Ом; В — колея гусенич-
ной машины.

Отсюда находим

1+Ф В

R “ ф - 1 2	L

и соответственно

В

R, = R+~~ =

2

Ф- 1

в

В; R,=R--

----В.

Ф~1

Ф

Если скорости забегающей и отстающей гусениц направлены противопо-
ложно, то

1-| В	ф	1

R '	: R, - В; R, = ----------В.

ф + 1 2 ф + 1	ф + 1

Из полученных выражений следует, что при равенстве по модулю ско-
ростей обеих гусениц, т. е. при ф = 1, и направлении их в одну сторону ра-
диусы поворота равны бесконечности, т. е. машина имеет только прямолиг
нейное движение. При ф= 1, но противоположном направлении скоростей
R=0; R2 = B/2; R, = — В/2. Задаваясь различными значениями ф, т. ft
устанавливая при помощи специальных механизмов (дифференциального,
планетарного или фрикционного типа) различные скорости каждой гусе*'
ницы, можно изменять радиус и угловую скорость поворота машины:

v 2v ф + 1

R = T Ф + 'Г

Рассмотрим силы, возникающие на опорной поверхности гусеницы при
ее повороте в том случае, когда на машину действует боковое усилие Р?

Для того чтобы гусеница, поворачиваясь около полюса, могла восп[
нимать боковую нагрузку, должно иметь место боковое скольжей
В этом случае между гусеницей и опорной плоскостью возникают си-
трения, противодействующие боковой силе. На рис. 95, а изображена cxei
сил и реакций, действующих на пробуксовывающую и проскальзывании]
в бок гусеницу. Полюс поворота такой гусеницы смещается от поперечн
оси машины и занимает положение О.'.

Выделим по обе стороны от полюса на опорной поверхности гу
ницы элементарные площадки, одна из сторон которых равна dx. а Д1
Рис. 95. Силы, действующие при повороте:

« — на опорный участок гусеницы; 6 — на машину

гая — ширине гусеницы. Центры этих площадок соединим с полюсом по-
ворота радиус-векторами р' и р". Очевидно, что по нормали к этим
радиус-векторам будут направлены скорости скольжения гск гусеницы
в данных точках, а противоположно этим скоростям - элементарные реак-
ции dRK опорной поверхности, представляющие собой элементарные силы
трения. Продольные составляющие скоростей гск соответствуют скорости
пробуксовывания гусеницы V5, а поперечные составляющие определяют
скорость rs ее бокового скольжения.

Разложим реакции dRK на продольные dT' и dT" и поперечные dS’K и dS'K
составляющие. Эти составляющие элементарной силы трения можно вы-
разить через произведение коэффициента трения ц на элементарную нор-
мальную нагрузку qvdx (здесь q} = NK[/L — удельное давление на единицу
длины гусеницы). Суммарную продольную силу трения найдем, проинте-
грировав элементарные силы dT и dT" по всей длине опорной поверхности
гусеницы, расположенной по обе стороны от полюса ее поворота:

0,5/.+<-	0,5L-<?

Ет = f n<hdx + j	= )!<?! (0,5L+en)+P^i (0,5L-е„)

о	О

или после преобразований

£Т= nqtL= pNK,.

Нетрудно видеть, что суммарная продольная составляющая реакции
поверхности качения при повороте гусеницы является касательной силой
тяги и по величине равна касательной силе тяги на гусенице при устано-
вившемся прямолинейном движении машины.

Поперечные составляющие элементарной реакции поверхности качения
°оразуют относительно полюса О/ момент сопротивления повороту

0,5/.+ ^	°-5Л“1п	1

М» = J "l4tT</x+ f n^1.M/.v=--^1[(0,5L + ^)2-l-(0,5£-еп)2]

о	о	-
или после преобразований

.. uNkiL
м-=тг

где еп — продольное смещение полюса поворота гусеницы.

Суммарный момент сопротивления повороту гусеничной машины

м = p(Nki + ^k2)L Г + / 2^42-

4	_	\ L ) '

При работе машины на склоне Л\1 + ;VK2 = »к/ cos а (здесь тд— вес ма-
шины). Тогда

umaLcos а Г / ~еп V

м-=-~т—[|+Ы J

Смещение еп определяют из условия

mg cos а • щп = + PsL/2,
откуда

Р„	mg sin х „ Ltg а

± е„ = 0,5---5---Р= 0.5 —-----L= 0.5 —.

тдц cos а тдц cos а	р

Как видно, направление смещения полюса поворота от середины опор-
ной поверхности гусеницы зависит от направления поперечной силы Р„
действующей на машину. Если сила Ps направлена в сторону отстающей
гусеницы, то полюсы поворота гусениц смещаются назад; при направле-
нии силы Ps в сторону забегающей гусеницы полюсы поворота смещаются
вперед.

Таким образом, общая схема сил и моментов, действующих на машину
при ее повороте, может быть представлена так, как показано на рис. 95,6.
Напомним, что момент сопротивления повороту заменяет действие по-
перечных сил SK на гусеницах машины; Pfl и Pf2— силы сопротивления
качению соответственно отстающей и забегающей гусениц.

При установившемся повороте машины справедливо следующее равен-
ство моментов, образованных силами, действующими в плоскости ее
качения:

В	В

Ms = (TK2-Pl2)—-(TKi-Pji)--.

Величина, стоящая в правой части этого уравнения, называется повора-
чивающим моментом; обозначим ее через Л/пов:

М нов = (Тк? — Тк 1) — + (Рд — Р/т) “2" 

При неустановившемся повороте машины

Af нов ~ Мs 4- J

где момент инерции машины относительно вертикальной оси, прохо-
дящей через ее центр масс; £-—угловое ускорение машины при повороте.
Если при движении машины поперек склона окажется, что

nig sin а > [img cos а,

[. е. поперечная сила, действующая на машину, больше боковой силы сце-
пления ее движителей с поверхностью склона, то машина потеряет упра-
вляемость и возникнет боковое скольжение (или, иначе — занос машины).

§ 47. УСТОЙЧИВОСТЬ МАШИН ПРОТИВ ОПРОКИДЫВАНИЯ

Одним из важнейших показателей, определяющих работоспособ-
ность и безопасность колесных и гусеничных машин, является их устойчи-
вость против опрокидывания. В статике этот показатель характеризует
способность машины сохранять равновесное положение под действием
внешних нагрузок, которые принимаются постоянными. В динамике этот
показатель характеризует способность машины не опрокидываться под
действием переменных сил, являющихся функцией времени и положения
системы. В соответствии с этим различают статическую и динамическую
устойчивости машины против опрокидывания.

При определении статической устойчивости находят условие, которому
должна удовлетворять система сил, действующих на машину, чтобы по-
следняя находилась в равновесии. Для машины, установленной на наклон-
ной плоскости (рис. 96), это условие выражается неравенством Rg > 0, так
как в противном случае внешние опоры машины, находящиеся на верхней
части склона, окажутся полностью разгруженными от нормальных соста-
вляющих реакций опорной поверхности, что приведет к опрокидыванию
машины.

Из уравнения моментов сил, действующих на машину в вертикальной

плоскости, находим

«б

= Л\.2 = '”т.9

1	hr  \	

— cos а-----sin а — О I — cos а Н--sin 7

2	В / \В В

где тт—масса базовой машины без навесного оборудования и груза; д—
ускорение свободного падения; JiT и й0 — высотные координаты точек при-
ложения сил тт<7 и Q; Q — суммарный приведенный вес навесного оборудо-
вания и груза.

Граничное условие статического равновесия рассматриваемой системы
выполняется при Rg = 0 или при

( В \

I ттд — Ql0 I cos а —

— (niT^/iT + Qh0) sin 7=0,

где /0 — плечо силы Q относи-
гельно оси опрокидывания.

Если в последнем уравнении

принять

Р|,с- 96. Схема сил, нагружающих маши-
установленную на наклонной плоскости
в

™т9 у - QJo = Gbc: m7ghT + Qh0 = Ghc,

где G = mTq + Q—общий вес машины; bc и hc -поперечная и высотная
координаты общего центра масс машины (точки С), то его можно предста-

вить в виде

Gbc cos а — Ghc sin а = О

или

Л/уСТ = Gbc — момент статической устойчиво-’1?
на горизонтальной плоскости; этот моментЛа
равновесия машины.

Муст cos а — Ghc sin st = 0.

В полученном уравнении
сти машины, установленной
всегда направлен в сторону

Из уравнения (116) можно найти предельное значение угла наклона!
опорной площадки машины, превышение которого вызовет опрокидывав
ние машины; назовем этот угол углом статической устойчивости и обознМ
чим через styci:	.

tg ауст = MyCT/(G/ic) = bc/hc.	(117)'

Если наклон опорной площадки машины меньше предельного значе-*
ния, т. е. а < ауст, то машина имеет определенный запас устойчивости, ко-:г
торый можно выразить через момент запаса устойчивости Л4зап или через*
соответствующий угол запаса устойчивости азап:

Мзап = AfycT cos а - Ghc sin а;	(118) .ж

tg азап = M3an/(G/ic^),	(119)

ИЛИ	>

tg «уст — tg а	®

tg язап = 1	-	= tg (otvci — cl),	(120) Я;

1 + tg ауст tg а -	,Ж

где	’Д'

= cos (ауст - ot)/ cos ауст.

Таким образом, устойчивость машин против опрокидывания можно*!-;
охарактеризовать геометрическими соотношениями. Это позволит, наряду
с аналитическими методами, использовать для определения устойчивости
машин графические и графоаналитические методы и достаточно просто
определить устойчивость машины экспериментально.	,|f

Определение показателей устойчивости машин против опрокидывания ••
тесно связано с такими геометрическими понятиями, как оси опрокидыва-
ния и опорные контуры ходовой части машины.

Осью опрокидывания называют воображаемую неподвижную ось, во-д
круг которой в данный момент времени происходит опрокидывание ма-;«®
шины. В зависимости от направления опрокидывания различают оси боко^ -/L
вого и продольного опрокидывания. Замкнутый контур, образованный.,-Ж
соответствующими осями опрокидывания и линиями, их соединяющими, Ж
называют опорным контуром машины. Конфигурация и размеры опорных
контуров зависят от конструктивных особенностей и размеров ходовой ча-
сти машины.	(Я
На рис. 97 показаны конфигурации опорных контуров и их проекции на
опорную плоскость для колесных систем различного типа применительно
к условиям статики. На рис. 97, а, в изображены схемы колесных систем,
у которых одна из осей связана с ходовой рамой машины через горизон-
тальный шарнир (балансир), допускающий качание соответствующей оси
в поперечной вертикальной плоскости; в некоторых типах колесных систем
балансирная ось, кроме того, имеет и вертикальный шарнир, позволяющий
этой оси поворачиваться в плоскости качения (рис. 97, в). Каждая часть та-
ких систем — балансирная (т. е. часть, несущая ось балансира) и небалан-
сирная (часть, несущая корпус балансира) — имеют свой опорный контур
в виде треугольников, построение которых ясно из представленных схем.
Треугольные опорные контуры характерны и для шарнирно-сочлененных
машин с балансирно соединенными между собой секциями рамы или с ба-
лансирной колесной осью (рис. 97, г, д, е). Геометрические параметры
опорных контуров таких машин зависят от угла складывания рамы р0
и могут быть определены по соотношениям, приведенным в табл. 26.

Треугольную форму опорного контура имеют также трехколесные
(рис. 97, ж) и четырехколесные ходовые системы с балансирной осью и вы-
носными опорами (аутриггерами) у противоположной оси (рис. 97,6): в по-
следнем случае основание опорного треугольника проходит через центры
площадок контакта выносных опор с опорной плоскостью. Для всех хо-
довых систем, имеющих опорные контуры треугольной формы, боковые
стороны треугольников являются осями бокового опрокидывания ма-
шины. При отсутствии балансирных шарниров поперечного качания
опорный контур ходовой системы представляет собой прямоугольник, сто-
роны которого проходят через центры площадок контакта колес с опор-
ной плоскостью (рис. 97, з).

Необходимым условием устойчивости балансирной и небалансирной
частей машины или машины в целом является расположение следа их цен-
тра масс (или, иначе, линии действия вектора равнодействующей силы)
внутри своих опорных контуров. Это условие аналитически выражается за-
висимостями (117)—(120).

Таким образом, для расчета статической устойчивости машины против
опрокидывания необходимо:

1)	установить конфигурацию опорных контуров ходовой части машины
и определить положения осей опрокидывания;

2)	отметить на расчетной схеме действующие на машину нагрузки (ли-
бо нагрузки, действующие на ее балансирную или небалансирную часть)
и составить относительно соответствующей оси опрокидывания выраже-
ния для восстанавливающего (удерживающего) момента Мвосст, напра-
вленного в сторону устойчивости, и для опрокидывающего момента М0Пр,
направленного в сторону опрокидывания машины;

3)	определить момент устойчивости

А/уст = АГВОССТ — A/onpj

4)	рассчитать высотную координату центра масс машины или той ее
Насти, для которой определяется устойчивость, и затем найти произведе-
ние Ghc;

5)	по формуле (117) определить угол устойчивости ауст.

Для машины, установленной на наклонной площадке,
устойчивость определяется по формулам (118—120) или
при известном значении otycT по уравнению

-Цап ОСуст

Отметим, что для машин, у которых одна из осей
является балансирной, не надо отдельно рассчитывать
устойчивость балансирной части, так как влияние послед-
ней на устойчивость машины несоизмеримо мало по
сравнению с влиянием небалансирной части. Для шар-
нирно-сочлененных машин с балансирной и небалансир-
ной секциями рамы определяют устойчивость каждой ее
части и за расчетное значение ауст или азап принимают
наименьшее.

Несколько иную последовательность расчета стати-
ческой устойчивости принимают при использовании гра-
фоаналитических методов. В этом случае все действую-
щие на машину силы по известным из статики правилам
приведения и сложения сил приводят к поперечной
вертикальной плоскости, проходящей через центр масс
или через одну из колесных осей машины. В этой
плоскости определяют координаты hc и 1С точки прило-
жения равнодействующей приведенных сил. соответ-
ственно относительно плоскости опорного контура и оси
опрокидывания (1С равно длине перпендикуляра, восста-
новленного из оси опрокидывания к следу (проекции)
точки приложения равнодействующей силы на плоскость
опорного контура). Искомое значение угла азап (или ауст)
определяют по формуле

/с

a3an = arctg —.

he

Для расчета боковой статической устойчивости машин
с шарнирно-сочлененной рамой можно пользоваться
зависимостями, приведенными в табл. 27.

Таким образом, состояние статического равновесия
машины, характеризуется тем, что машина, находящаяся
под действием постоянных сил, длительное время пре-
бывает в покое. Статическая устойчивость определяется
моментом устойчивости; по значению последнего нахо-
дят предельное значение угла наклона площадки, на
которой можно установить машину без опрокидывания.

В динамике рассматриваются переменные силы, яв-
ляющиеся известными функциями времени и положения
системы. При этом нет уверенности, что система (ма-
шина), находящаяся в равновесии под действием таких
сил в данный момент времени, сохранит равновесие и
в следующие моменты времени, как это было в статике.
Для того чтобы узнать, как будет вести себя система
26. Параметры опорных контуров машин с шарнирно-сочлененной двухсекционной рамой

Параметр

Формула

Стреловое оборудование установлено на балансирной части машины

Приведенная база части машины:
балансирной (грузовой)..................

ОД = Д = /+ --^

1 -	11 COS Ро

небалансирной (моторной)

^1^2 — ^2 _ Mi + {^2 ~ COS Pq +

cos 42	1	1

67 5--------—~~-—--I ---------

sin (v, — v2) J cos

Угол между осями:
О,,?, и 0,0,...........................

и О,К2..........................

OtJ2 и О{В...........................

О,Д2 и 0{Г ..........................

О\02 и 0,В....................  .	. .

О}02 и ВГ............................

5i = arctg

Лмпр„
/i + /,cosp(,

e ._	(/2-«7)sin0o

'1 + (<2 - a2)cosP0

/.sinPo + fecosPo

4,3 s/2cosp0 + /, - 6 sin Po

.	/,sinpn - bcospo

- arctS/“cospo’_)_ ^sin p.o

+ I? +	+ 2/i (I2 cos ₽o

V! = arcsin------------------r——---------------

E = $3 -

— bsinpo) sine

b

0^2 и °\°2...........................

Угол наклона:
продольной оси балансирной части ма-
шины ....................................

V2 — 51 Ъ2

Ф! = arctg (tg« sin 53)
Параметр	Формула
продольной оси небалансирной части ма- шины		<р, = arctg [tg т sin (*, - Е,)]
моста небалансирной части машины . . .	<р , = arctg [tg ос cos (Е- - р())]

Стреловое оборудование установлено на небалансирной части машины

Приведенная база части мащины:
небалансирной (грузовой).................

балансирной (моторной).................

Угол между осями:

.1.0, и О\О2...........................

ДО, и КД)-,............................

ДО, и О,В..............................

0,0, и О,В.............................

0,0, и Д,В.............................

(Ji +a,)sinpo
sin

Д,О2 = L2 = 7, +

Et = arctg

0,0, и Д02

ДО. и ДА............................

Угол наклона продольной оси части машины:
небалансирной ........................

балансирной

°i
sin(v„ - v,)

7,
cospg

sin Po

7, COS Po + 7,

= arctg

= arctg

(/, + a,) sin p(>

(/, +a,)cosp0 + /,

7, sin po + Acos po

7, + 7, cos p0 - b sin Po

= arcsin

7, sin po + Acos po sine
A sin

A
= arctg

<р, = arctg [tg a sin (v + E2)l

<p2 = arctg (tg a sin v)



~=2 ~ 51
27. Расчет боковой устойчивости машины с шарнирно-сочлененной рамой

Параметр	Расчетная зависимость	-
		—.  Стреловое оборудование установлено на балансирной части (ось опрокидывания ОХВ, рис. 97 г)	
Вес грузовой части машины, приведенный к точке ее опорного контура	ajcostp] + Aj sin tp,  (j J — — (j [ —		  IqCOSCPj
Вес моторной части машины, приведенный к точке К-, ее опорного контура	— —  (L,cosq>,+h6sinq>,)-(a2cos<p,+h,sinq>,)  0,1 = 0,   						'  b2cos(p2 +/i6sin(p2
Высотная координата точки приложения си- лы G22	h = b2 -		£2	  22	COS <p2 (Ll - «2? - (h2 - ^б) tg <P2  .		  cos <p, (7.2 — a2) — (А, — Л§) tg ©,
Результирующая приведенных сил G,, и	R2 = G22 + G12
Расстояние между точками приложения сил: Gp и G?t  G„ и Я2	= Z2tg p0 - a,ctg (V[ - v2)  s = ^Ld  r2
Высотная координата точки приложения силы Я,	, Г.	Л coscp3 , .  =' /i22cos(p3 —	dsin(p3 x  L	\ cos<Pt	/J  Л	Ft cos<p3  x 1 1 + , + P’S	+  \ a J L coscp!  + ^! + j^sin<p3J
Расстояние от проекции точки приложения силы R-, на плоскость опорного контура не- балансирной части машины от оси опроки- дывания О\В	e5 - Lj !	sin(^ - £2)  L b + a2 ctg(\'i - v,) J
Угол статической боковой устойчивости не- балансирной части машины	es  7.,an = arctg -  	— —
Балансирный мост расположен со стороны, противоположной навесному оборудованию (ось опрокидывания АО^ рис. 97, д)	
Высотная координата результирующей сил, приведенных к мосту грузовой части машины	h = h' ~ h°	h  J COS<P; (£j + flj) - (Л, - A6)tg<p1  , fl6	Li ~ qi	  cos q>, (Lj - aj) - (hi - hg) tg Ф,	_
Параметр	Расчетная зависимость
Расстояние от проекции точки приложения результирующей приведенных сил на плос- кость опорного контура грузовой части ма- шины до оси опрокидывания АО,	es = £]Sin(^; — yeosep.
Угол статической боковой устойчивости не- балансирной части машины	’зап = arctg

Примечания. 1. При расчете параметров необходимо использовать зависимости, при-
веденные в табл. 26. 2. Методика расчетов устойчивости фронтальных погрузчиков, приве-
денная в табл. 26, 27 применима к любым другим машинам с шарнирно-сочлененной
ходовой рамой с учетом того, что в зависимости от положения центров масс балансирной
и небалансирной частей машины изменяются не только значения их координат, но и знаки
при й] и аг.

при действии на нее внешних динамических возмущений, нужно иссле-
довать ее движение. В математическом отношении эта задача сводится
к интегрированию соответствующих дифференциальных уравнений дви-
жения или, если эти уравнения нелинейные,— к качественному анализу
их решений.

Для лучшего понимания явлений, связанных с динамической устойчи-
востью машин, вспомним некоторые определения механики. В механике
о динамическом равновесии системы судят по тому, как она будет дви-
гаться, если ее немного сместить из равновесного положения и сообщить
ей малую скорость.' Система находится в динамическом равновесии, если
ее отклонения от равновесного положения, вызванные сообщением ей
малой скорости, не выходят за границы заданной малой величины.

Исходя из этого определения, можно считать, что машина будет нахо-
диться в состоянии динамического равновесия, если возмущения, дей-
ствующие на ее движители или на рабочее оборудование, не вызывают от-
рыва ее внешних опор от основания. Аналитически это условие можно
выразить зависимостями:

^)<д	(122)

или

гс — zp(r) +/2 sinф — Heos ф

cos ф

что равносильно

Wj = zc - 2p(r) + l2 sin ф - he cos ф < 0,	(123)

где z(t)— ускорение, сообщаемое внешним опорам машины; g— ускоре-
ние свободного падения; zc — переменная высотная координата центра
масс машины (рис. 98); zp(t)— координата неровности дороги или, иначе,
«координата возмущающего воздействия» [в частном случае zp(t) = O)];
>' — радиус опор (колес машины); ф — переменный угол наклона машины.

Определение условий (122) и (123) связано с необходимостью отыскания
решений дифференциальных уравнений колебательного или опрокидываю-
Рис. 98. К определению условий отрыва опор от основания	'jg

Рис. 99. Характер изменения кривых <р(г) в зависимости от значения /^-критерия

щего движения машины относительно переменных zc, <р или z и подста-
новки найденных значений этих переменных в выражения (122) и (123).

С момента отрыва внешних опор машины от основания начинается ее Ж
вращение в вертикальной плоскости вокруг оси опрокидывания (положе* Л
ние этой оси может изменяться во времени). Дальнейшее поведение ма-
шины будет зависеть как от ее динамических и конструктивных парам©- :.’2
тров, так и от действующих возмущений. В одних случаях машина,
повернувшись вокруг оси опрокидывания на некоторый угол <р(т), соответ-
ствующий моменту времени т, возвратится в равновесное положение
и опрокидывания не произойдет. В других случаях угол ср поворота ма-
шины непрерывно возрастает в течение всего процесса и при выходе цен-
тра масс машины за пределы опорного контура происходит ее опрокиды- .
вание. В первом случае машина оказывается динамически устойчивой
против опрокидывания, во втором — динамически неустойчивой.

Следовательно, понятие динамической устойчивости или неустойчиво-
сти машины против опрокидывания связывается с тем, будет ли про-
являться машиной тенденция к возврату в равновесное положение после
отрыва ее внешних опор от основания или нет.

В качестве критерия, определяющего указанные свойства колесных
и гусеничных машин, можно принять некоторый безразмерный показатель
Х„ представляющий отношение определенной совокупности D факторов,
формирующих опрокидывающее движение машины, к значению tg азап, за-
висящему от стабилизирующих факторов:

X, = D/tga3an-

Определение D и л(-критерия связано с решением или оценкой решения
дифференциального уравнения опрокидывающего движения (табл. 28). <

На рис. 99 приведены кривые q>(t), построенные для различных значе- , "
ний — критерия. Как видим, при X, < 1 значения <р (t) вначале возрастают
до некоторого максимума, соответствующего продолжительности т движе-Ж.
ния системы в сторону опрокидывания, а затем уменьшаются до нуля. Ж
При X, > 1 значение <р (г) непрерывно возрастает во времени, т. е. процесс -д

опрокидывания имеет необратимый характер.
254
Таким образом, можно отметить следующие условия существования
различных фаз при действии на машину динамических возмущений:
условие динамического равновесия
z(r) < д или < 0;

граничное условие динамического равновесия

(г) = д или И- = 0;

условие динамической устойчивости

л,<1;

граничное условие динамической устойчивости

Х, = 1;

условие динамической неустойчивости

> 1.

Как видно, действие динамических возмущений на машину существенно
отличается от действия статических возмущений. В первом случае равен-
ство или даже кратковременное превышение опрокидывающего момента,
вызванного динамическими возмущениями, над моментом устойчивости
Муст (или Мзап) не обязательно связано с неизбежностью опрокидывания
машины, точно так же, как отрыв внешних ее опор от основания не обяза-
тельно влечет за собой потерю машиной динамической устойчивости. Эти
свойства машин как динамических систем имеют принципиальное значение
для выбора необходимых и достаточных запасов устойчивости.

Для оценки запасов устойчивости часто используют безразмерные по-
казатели— коэффициенты устойчивости. Так, например, по методике Гос-
гортехнадзора устойчивость свободностоящих кранов в рабочем состоянии
оценивается коэффициентом «грузовой устойчивости» Кгр, определяемым
как отношение момента устойчивости МуСТ, образованного относительно
оси опрокидывания действующими на кран нагрузками (кроме веса груза
2), к опрокидывающему моменту Ql0, создаваемому рабочим грузом отно-
сительно той же оси опрокидывания*:

^гр = Л^уст/(6(»)'

Условия статического равновесия удовлетворяются, если Кгр^ 1,15 при
учете инерционных нагрузок (которые принимаются постоянными) и
Кгр 1,4 при учете только весовых нагрузок.

Запас устойчивости, которым располагает машина, можно также опре-
делить как отношение предельного угла устойчивости ауст к углу «поте-
рянной устойчивости» из-за наклона опорной плоскости (в статике) или
Действия других опрокидывающих факторов:

ауст ауст

Л з —	—

Я ОСуст азап

Если показатели устойчивости выражаются в моментах или измеряют-
ся силами, то коэффициенты запаса можно определить отношениями

* Подробнее о методике Горсгортехнадзора см. ГОСТ 1451—77, а также ГОСТ 13994—75
(для башенных кранов).
ГО
сл
О'

28. Расчетные формулы для определения Zz — критерия

Схема потери устойчивости	Условие работы	~ критерий	Обозначения
Т——"	Редкое торможение опуска- ющегося стрелового обору- дования (базовая машина с жест кой ходовой рамой)	сог (/о cos а0 4- /г0 sin а0 	•/</'’< !<• >/•	 tg«3ai.	co — жесткость навесного оборудования, приве- денная к головке стрелы  V — скорость опускания стрелы  /с — вылет стрелы относительно оси опрокиды- вания  /?о - высотная координата приведенного к головке стрелы центра масс навесного оборудования  7(| — угол поворота стрелы от горизонтали J—момент инерции машины относительно оси опрокидывания  р — параметрический коэффициеш;  р = 1/'”£Лс cos «зап  |/ J cos aVCT  |) — частота собственных колебаний навесного оборудования
[Л;  Г	-Лк ' *  ч ‘	W  ''ТГ^Т J	Резкое торможение опуска- ющегося стрелового обору- дования при сложенном по- ложении шарнирно-сочле- ненной рамы базовой ма- шины (боковое опрокиды- вание)	сог (Jo cos а0 + Aosina())^-  1Ж (g=W	/л = (Лtgр„ + />)cos(g; - f)(l)  Р() — угол складывания рамы  Z4 - /j 4- /2.,cosp()  J - момент инерции секции рамы машины о тно- сительно оси боковою опрокидывания
	Внедрение рабочего органа в материал (грунт) или упор о неподвижное пре- пятствие	_	+ kl]l'  Pc„ - Pf tg«3an-—“Z mg	с — приведенная жест кость системы «навесное обо- рудование — материал (препятствие)»  гк—скорость машины в момент внедрения рабо- чего органа в материал  РСц и ?р~ силы сцепления и сопротивления качению движителей машины

п/р. Гобер.мана	257

Продвижение niao.i.

			mg — общий вес машины  к — частота колебаний системы «навесное обо- рудование - материал»
^0	Резкое включение фрикцио- на или переключение пере- дач; стопорение задних ко- лес	7р “н J	Р  tg«3an	/р — момент инерции вращающихся частей при- вода, приведенный к движителям (задним колесам) /—момент инерции машины относительно оси опрокидывания  (»>н — номинальная скорость вала двигателя, при- веденная к движителям машины
V	Стопорение тяговой лебед- ки трелевочной машины (7^0)	mi-6 (/i6sinxsinT - t.cos7j  J fl + --г-Р-)р  _ \	_™bE 7  g 3an f ™lp + '"вр ™/ V  Jig sin x sin -{ - /gcosx  X	г'5 — окружная скорость барабана лебедки  /’изб ~ избыточное усилие привода лебедки, при- веденное к барабану  — высотная координата цешра масс машины  — высота расположения оси барабана лебедки над опорной плоскостью  /б — смешение оси барабана от оси задних колес машины  7ИГр ~ масса перемещаемого груза  шВр — приведенная масса вращающихся частей трелевочного механизма  /с — коэффициент сопротивления перемещению груза
	Стопорение лебедки треле- вочной машины (у 0) (боковое опрокидывание)	mpg (Afi sin % cos у — b cos y)  j'fi + m,pX ' '”BP ' tg^au-f-	?;j v  \ шгр "1”	my	/  /15 sin /cosy — b cos 7 ' ..	J' ~ момент инерции машины относительно оси боковог о опрокидывания
258

Продолжение табл. 28

Схема потери устойчивости	Условие работы	Zz - критерий

Обозначения

Продольный съезд с пятствия:	пре-	D	(1)	ш _	т  Тт  mt + т
		tg^an - (за, -  \	ту J		
(1) — с разгоном;		mlt ]/2yh		л?! — приведенная к движителям масса вращаю-
(2) — с торможением;				щихся частей привода машины
(3) — с постоянной	ско-	(J - ^т1пк2с) к0		т — масса машины
ростыо;		D		Лпб — избыточное усилие привода
(4) — с выключенным	дви-			/j -расстояние центра масс машины до оси пе-
гателем		tga3a„- 2а, +	- 2-+ у  L	\тд ' J  (3)  D ‘g^au -(2’, +/к)	] W	редких колес  h и я,- — высота и угол съезда с препятствия к0 = 1,6 н- 2,0  /к — коэффициент сопротивления качению

Боковой наезд на препят-
ствие:

(1)	— с разгоном;

(2)	— с торможением

Лр2+ к2) р

‘g«3an - I'm
G

J(p2 + к2)р

. Р -------\	*2)

<g^an +	-+/J

сш “ «продольная» жесткосгь шины наезжающего
колеса

рк - скорость движения машины

rv — h

v =	____—

|/2rK/i — h2

(здесь h — высота препятствия;

гк — радиус качения колеса)

J — момент инерции машины относительно оси
бокового опрокидывания

к — частота собственных колебаний упругих опор

Продолжение табл. 28

Движение с поворотом в
плоскости качения с по-
стоянной скоростью

<0

______/L_____

сон,
tg“3an ~ —
g

со — угловая скорость поворота машины гк = <ойк
(здесь Лк — радиус поворота машины)

mtrhe cosa ,an

р = —у-------------(1 — О,1соь'к tg ссзап)

J COS 7ус,

Наезд прицепа па тормо-
зящийся тягач (боковое
опрокидывание тягача)

~ P sin ₽
«1

Аск — высота расположения сцепного крюка
h[ “-высота центра масс тягана

Р]т — максимальное тормозящее усилие

6 — зазор в сцепном устройстве

/»1 и т-> — массы тягача и прицепа

а1зап“Уг0Л запаса устойчивости тягача

/и — время (темп) нарастания тормозящего уси-
лия

Боковое опрокидывание
заторможенного прицепа
движущим тягачом



1^ — высота центра масс прицепа

гк — скорость движения тягача

ол угол запаса устойчивости прицепа

Рт,. — боковые силы, нагружающие прицеп

- вес прицепа
Afycr

57 Mvcr - M3an

Sin 3CyeT

sin схуст - sin a3an ’

или

Kp —

Q

где Р011р — максимальная опрокидывающая нагрузка, превышение которой
вызывает опрокидывание машины; Q—фактическая опрокидывающая на-
грузка, действующая на машину.

Коэффициенты Км а Кр дают несколько большие значения запасов
устойчивости, чем коэффициент К,.

Важными характеристиками являются также величины, обратные ука-
занным отношениям:

б , К Куст — Кзап „ -Муст ~ М3ап
% =	; 7н =----= -2—--------; 7н =	,

'olip	Куст Куст	л-уст

с помощью которых можно оценить степень полезного использования не-
сущей способности машины по устойчивости против опрокидывания, опре-
деляемой значениями РОпр, куст или Муст.	,

Как видим, чем больше запасы устойчивости, тем ниже значения,
коэффициентов использования несущей способности машины и тем ниже
ее технико-экономические показатели. Так, например, для строительного-’
крана, максимально допустимая нагрузка которого Ропр = 150 кН (15 тс)_
в зависимости от принятых значений ун могут быть установлены следую-J
щие грузоподъемные силы: при ун = 0,66[б] = РОпр7н = 100 кН (10 тс); при:
Т„ = 0,75 [б] = 112,5 кН (11,25 тс); при ун = 0,835 [б] = 125 кН (12,5 тс). Гру-
зоподъемные силы (грузоподъемности) автомобильных и самоходных кра-г
нов, вычисленные по нормативам устойчивости Госгортехнадзора, позво-;
ляют использовать их несущую способность не более чем на 55—65%. Для-
отечественных погрузчиков грузоподъемность обычно устанавливают ис-
ходя из значений Кр = Ках2; это означает, например, что для погрузчика,
для которого угол устойчивости (в рабочем состоянии) ауст = 20°, норма-1
тивный угол наклона опорной площадки [а] не может превышать 10°.'
Следует отметить, что высокие запасы устойчивости, принимаемые для
многих колесных и гусеничных машин, обусловлены в основном стремле-
нием удовлетворить требования безопасности при действии на машину
различных динамических факторов, точный учет которых встречает опре-
деленные трудности.

Вместе с тем, из рассмотренного очевидно, что обеспечение условия
статического равновесия требует ббльших запасов устойчивости, чем обес--
печение условия динамического равновесия, а для последнего требуются^
несколько большие запасы, чем для обеспечения условия динамической
устойчивости машин, допускающего отрыв одних из опор машины от or
нования. Это наглядно видно из графика, показанного на рис. 10

Необходимый запас устойчивости, обеспечивающий динамическое ра:
новесие машины, можно определить по формуле
рис. 100. График, иллюстрирующий
запасы устойчивости, соответствую-
щие различным состояниям машины,
которая находится под действием
опрокидывающих нагрузок

к>_ МУСТ

’	я уст- 1,3 arctg D

Для обеспечения динамиче-
ской устойчивости коэффи-
циент запаса можно опреде-
лить по формуле

к„ = аУст

осуст - 1,1 arctg D

Вычисленные запасы устойчивости, учитывающие конкретные условия
нагружения машин внешними возмущениями (величина D), вместе с тем
позволяют заметно снизить необходимые запасы устойчивости по сравне-
нию с теми значениями, которые были бы получены при условии постоян-
ства всех сил, нагружающих машину, и обеспечения ее статического равно-
весия. Расчеты показывают, что в этом случае полезное использование
несущей способности таких машин, как погрузчики, самоходные краны
и т. и., может быть повышено до 80—85%.

§ 48. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ

Пример 14. Определить удельное сопротивление качению ниевмоколесной машины (по-
верхность качения — песок) при различных давлениях воздуха в шинах.

Данные. Масса машины т = 750 кг; вес тд = G z 7500 Н: диаметр колес D = 100 см; ши-
рина профиля шин h = 20 см.

Решение. По табл. 21 принимаем к = 0,344 м3/Мн; к13 =0,70.

По формуле (102) находим
з__________________________ _________________

0,19 дл/з!/ G <1 + 10’2р)2	8,80 1/ 1 + 10>2р

к ~ 1(Р у D2b + 104 |/ p2Db ’

При р = 0,0785 МПа (0,8 кгс/см2)
з_________________________________________

_ 0,19	1/7500(1 + 10,2 • O.O785)2

к ~ 102 ’ I/ 12-о,2о

8,80 ]/1 + 10,2 • 0,0785

TP [ 0.07852' I 0.20 ~	+ W>24 = О.'бб;

при р = 0,295 МПа (3,0 кгс/см2)
з____________________________________________

0,19	1/7500(1 + 10,2-0,295)2

/к ~ I02 °’ |/	1  0,20

/2±2^^295 = 0,242 + 0,0133 = 0,255;

10“ у 0,2952 • 1  0,20	’	\

при р = 0,49 МПа (5,0 кгс/см2)

= 22L о 7 ]/Z20<Ul + l()-2	+ 2211/2.	°-49. = О,з.б + 0,0099 = о,з2б.

Ю2 У 10,20	ю4 У 0,492  1-0,20

Пример 15. Установить возможность и режимы работы тягача с прицепным рыхлителем
при заданном рабочем сопротивлении.

Данные. Масса тягача = 11 500 кг, вес	= 113000 Н, мощность двигателя тягача

\ч = 147 кВт; частота вращения вала двигателя, соответствующая номинальной мощности,
"д = 1700 об/мин; передаточное число трансмиссии (для 1 передачи) i = 61.5; КПД трансмиссии
4=0,9; момент инерции, вращающихся частей двигателя 7, = 3,2 кг-м2; момент инерции
вращающихся частей движителей = 20 кг  м2; радиус колес гк = 0,55 м; вес прицепного агрегата
(рыхлителя) Gn а = 300 000 Н; удельное сопротивление качению колес тягача и прицепного 
агрегата= 0,12; подъем рабочей площадки 5% (или sin а = 0,05),

Решение. 1. Находим движущее усилие привода

Р - МР « .	- 955™Д ™

РК~ гк

ИЛИ

М = 9550,147 61,5  0,9 = 45 700 Н- м;

Р-к 1700

2.	Определяем суммарную массу вращающихся и поступательно движущихся частей ма-
шины, приведенную к ведущим колесам (табл. 16):	•

и,пр. к = тт + 41 4- *2П + 4 р-= 11 500 + 20	+ 3>2	б1>52 • 0,9 = 50 666 кг.

'К	К	5	3

3.	Рассчитываем избыточное усилие привода при разгоне машины (время разгона fp при-
нимаем равным 2 с):

t>

4зб = тпр.к

Р

0,105и„	0,105-1700

v =-----— г =--------------0,55 = 1,61 м/с;

i	к 61,5	'

1,61

Р . = 50666------= 40700 Н.

изб	2

4.	Находим сопротивление движению тягача и прицепного агрегата:

р =(g +G ;
с ' т л. о7 тс

Фс =f cos а + sin а = 0,12 + 0,05 = 0,17;

Рс = (ИЗ 000 + 30 000) 0,17 = 24 300 Н.

5.	Определяем тяговое усилие, развиваемое тягачом, которое может быть использовано
для преодоления полезного сопротивления:

Тк = Рр. к - (Рс + Ризб) = «3 100 - (24 300 + 40 700) = 18 100 Н.

Сопротивление рыхлению можно определить по формуле

(Г= ВНкр,

где В и Н — ширина и глубина рыхления; кр — удельное сопротивление рыхлению. Если при-

мем, что В = 1,5 м; Н = 0,5 м и кр = 68600 Н/м2, то получим

Ж= 51500 Н.

Так как в данном случае Т < W, очевидно, что тягач на выбранном режиме не сможет ра-
ботать с рыхлителем.

Определим, сможет ли тягач работать с рыхлителем при установившемся движении, когда

Р - = 0.
изб „

6.	Найдем тяговое усилие, развиваемое тягачом при установившемся движении:

Тк = Рр к - Рс = 83 100 - 24 300 = 58 800 Н.

Так как ТК > W, работа тягача с рыхлителем оказывается возможной по условию мощности
его двигателя.

7.	Проверим возможность реализации необходимой силы тяги по сцеплению движителей

с поверхностью качения. Принимаем Gt= Ссц = 113000 И; ф = 0,75. Тогда

Тктах = GA ” 4 + Gn. оК = °’75  ИЗ 000 - 24 300 = 60400 Н.
Как видим» работа тягача с рыхлителем при установившемся режшме обеспечивается и по ус-
тювию сцепления движителей тягача с поверхностью качения.

Пример 16. Определить координаты центра масс машины.

Данные. Координаты центра масс определяют по формулам

),	п	Н

£ mXt	Y mi:i	X т>У1

v =J________• . =.2_____ v =->------

.•!	’ ~С	»	' • С	н

£ »'г	X	X	”'i

1	i	i

где '+— масса агрегата (узла), кг; ла — продольная координата центра масс i-ro агрегата (узла)
относительно вертикали, проходящей через ось передних колес машины; Z;— высотная коор-
дината центра масс i-ro агрегата (узла) относительно горизонтали, проходящей через ось вра-
щения передних и задних колес; уь—поперечная координата центра масс i-ro агрегата (узла)
относительно поперечной оси симметрии машины; »—число учитываемых агрегатов (узлов);
значение п не должно быть меньше 9—10.

Решение. Определение параметров дано в табл. 29.

29. Данные для определения продольной и высотной координат центра масс машины ,тс- и -<-

Наименование агрегата, узла	/И/, КГ	.V,-. см	см	Ш'Х-;, кг • см	кг • СМ
Передний мост		1160	0	0	0	0
Задний мост	.	1360	196	7,3	226-10?	9730
Силовой агрегат 		830	215	58.5	179-10?	48 000
Рама		400	147	33	586-10?	13200
Коробка передач 		112	82	19,5	9150	2180
Топливные баки		125	226	151	2820	18 900
Радиатор 		30	306	88	9000	2640
Задний щит		75	333	75,5	25000	5650
Редуктор о 1 бора мощности ....	80	324	48,8	26000	3900
Прочие узлы		78	63,5	77	4950	6000

По данным таблицы находим;

10	10	10

£	= 4250; £	= 580420; £ m.-s,. = 110200;

580 420

--------= 137 см

4250

110200
-------= 26 см.

4250

Пример 17. Определить угол устойчивости погрузчика с шарнирно-сочлененной рамой
с моторной небалацсирной частью при максимальном вылете стрелы (рис. 97, г).

Данные. Вес балансирной (грузовой) части машины (£, — 11 1500 Н; небалансирной части'
G, = 92000; продольная и высотная координаты центра масс грузовой части машины соответ-
ственно составляют ut = 1,38 м; £ =2,03 м; продольная п высотная координаты центра масс
моторной части машины а2 = 0,29 м; 7г, = 1,35 м; высота балансира над опорной плоскостью
6g = 0,81 м; длины грузовой и моторной частей машины lt = ’l2 = 1,6 м; угол складывания шар-
нирно-сочлененной рамы (<„ = 36°; угол наклона опорной плоскости а = 0; колея ходовой части
6 = 26 = 2,15 м; ось опрокидывания О1В.

Решение. 1. По соотношениям, приведенным в табл. 26, находим:

1,6-0,59

ХбТГбДШ

= 0,326;

£ = 19°;

(1,6-0,29)-0,59

tg £ = --------------------= о,29;

1,6+ (1,6-0,29-81

£ = 16'20';.

1,6-0,59+ 1-0,75-0,81

tg £ = ----!---’------------------= 0,80;

3	1,6-0,81 + 1,6-1,075-0,59

£ = 38’40'
v, = 19° - 16'20' = 2°40';

s = 38°40' - 19° = 19=40';

V '2,56 + Z5?+7,Тб + 3,2 (1,6-0,81 - 17074-0,56)
sinv. = ------------:--------------------------------------- 0.337 =0,91;

1	1.075

Vj = 65°30';

V1 - v, = 65 30' - 2=40' = 62°50'.

2.	Рассчитываем

1,6

L. = 1,6 +----= 3,57 m;

0,81

Г	0,29 "I 1

Ц = 1,6+ (1,6-0,29)-0,81 + ——----------= 3,10 m.

- L	0,89 J 0,96

3.	По зависимостям, приведенным в табл. 27, определяем

1,38

G,,= — 111 500—— = - 43 100 Н;

3,57

3,10 - 0,29

G22 = 92 000	, |() - = S3 400 Н.

Тогда

R, = 83 400 - 43 100 = 40 300 Н.

4.	Находим расстояние между точками приложения сил G,,

</ = 1,6-0,73 -0,29-0,528 = 1,017;

43 100.

40 3(Ю

1,017 =

1,1-

и высотные координаты точки приложения сил G,, и R,:

3,10

Л,, =(1,35 -0,85)-----------+ 0,85 = 1,4;

3,10-0,29

+ 0,85 = 2,0 м.

5. Определяем расстояние от проекции точки

сил на плоскость
табл. 27):

опорного контура грузовой части машины

приложения результирующей

до оси

приведенных

опрокидывания



е, = 3,10 1

1,075 + 0,153

0,38 =0,10.

6. Рассчитываем угол статической боковой устойчивости небалансирной части машины:

0,10

tg ее	= —-—; -t-уст — 3 .

to уст 2	' '

По данным эксперимента, ЯуСТ = 3°12'.

Пример 18. Определить угол 7уСТ погрузчика с шарнирно-сочлененной рамой с балансир-
ным мостом моторной части при максимальном вылете стрелы.

Данные. Положение машины изображено на рис. 97,4, ось опрокидывания—-AOz':
«! = 1,38 м; йг= 2,03 м; Iiq = 0,85 м; /1 = 12 = 1,6 м; В = 2,15 м; р0 = 36°; т = 0.

Решение. 1. По соотношениям, приведенным в табл. 26, находим:

1,6-0,59
----------------= 0,325;

1,6-0,81 + 1,6

(1,6 + 1,38) 0.59

tg;, =—-------------------------= 0,428;

-	(1,6+ 1,38)0.81 + 1,6

23°1О';
1,6-0,59 + 1,075-0,81

=_____’—---------!-----—— = 0,80; £3 = 38=40’;

g"3	1 6 + 1,6-0,81 -1,075.0,59	3	’

£ = 38=4O’ —.18° = 20=40';

v, = 23 10’— 18° = 5°10’;

'	1,6-0,59 + 1,075-0,81 0,353

sin Vj =

£

1,075
= 15’30’.

0,625

= 0,955; v'! =72=40’;

2.	Рассчитываем
(1,6+1,38) 0,59

11	0,393	0,977	0,977

1,38

= 3,06 м.

3.	По соотношениям, данным в табл. 27, определяем

3,06

,, = (2,03 - 0,85)---------+ 0,85 = 1,66;

11	* 1 ’	7 3,06 + 1,38

hs = b,L = 1,66 м;

es = 3,06 -0,268 =0,82 м;

0,82
а — arctg---------; а =

Уст 6 1,66 Ус|

Сравнивая результаты примеров 17 и 18, видим, что при прочих равных условиях погруз-
чики с шарнирно-сочлененной рамой и с балансирным мостом моторной части обладают зна-
чительно большей боковой устойчивостью, чем погрузчики с небалансирной моторной и ба-
лансирной грузовой частью.

Пример 19. Определить условия динамической боковой устойчивости фронтального одно-
ковшового погрузчика с шарнирно-сочлененной рамой при резком терможении опускающейся
стрелы (устойчивость погрузчика с грузовой балансирной и моторной иебалансирной частью
лимитируется боковой устойчивостью моторной части).

Данные. Момент инерции моторной части погрузчика относительно оси опрокидывания
J = 24 600 кг - м2; приведенная к головке стрелы масса навесного оборудования и груза т0 =
= 5300 кг; скорость опускающейся стрелы в момент торможения г =1,0 м/с; приведенная
жесткость навесного оборудования (стрелы) е0 = 2000 • 103 Н/м; продольная координата центра
масс ковша погрузчика 10 = 3,0 м; высотная координата центра масс моторной части погрузчи-
ка h2 = 1,35 м; масса моторной части погрузчика т = 9200 кг; база грузовой и моторной частей
11 = (2 = 1,6 м; колея моторной части 26 = 1,15 м; угол отклонения стрелы от горизонтали
в момент торможения а0 = 0; угол складывания ходовой рамы р0 = 15°; угол наклона опорной
плоскости а = 0.

Решение. Расчет ведем по формуле

coi? (10 cos т0 + h0 sin а0) ~j~

? __________7 (р2 + р2) р_______

‘	*8 “зап

1. По соотношениям табл. 26 находим

/2 sin Ро + h cos ро
= arctg----------------------

/2cosP0 + li — 6>sinP0

= arctg

1,6-0,259+ 1,075-0,96
+6- 0,961 + 1,6 -1,075 • 0,259

- = arctg 0,505 = 26=50’;

/, = (/, tg p0 + b)cos - Po) = (1.6 0,268 + 1,075)0,983 = 1,477 m;

1,6

1,6 + — ~
0,361

Z,

= 3,27 m;

1,477

3,27

= 0,452;

cos a 9200 -1,35

_____MIL =____________
cos a 2460
уст

1 = 5,05: p = 2,25;
cov (7O cos 70 + ho sin 70)- -jooq . iq3 .1.3.0 45 ?

D ________________________’=----------------'	: ~ = 0,131.

J(p2 + P2)?	460(5,05 + 370)2,25

2. Если a = 5", to
зап

D	0,131

1	tg7 0,0875
- зап	’

т. e. погрузчик динамически неустойчив.

Если ?.зап = 8 , то

0,131

7 =•-------- < 1,

'	0,141

Т. е. погрузчик динамически устойчив.

Глава XIII

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МАШИН

§ 49.	ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО
ИССЛЕДОВАНИЯ. ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ИСПЫТАНИЙ

Основной целью экспериментального исследования машин и обо-

рудования является выявление их действительных конструктивных и экс-
плуатационных свойств.

По назначению экспериментальные исследования (или испытания) раз-
деляют на контрольные, при которых систематически проверяют соответ-

ствие свойств элементов и машины в целом установленным техническими
условиями; типовые (заводские или государственные), предназначенные
для выявления основных свойств новой машины перед началом ее про-
изводства; научно-исследовательские, проводимые для экспериментальной
проверки тех или иных теоретических положений и для изучения процес-
сов, происходящих в механизмах машин и оборудования или в материа-

лах.

По методам и условиям проведения различают лабораторные и экс-
плуатационные испытания. Лабораторные испытания проводят в стацио-
нарных условиях на специальных установках (стендах), оборудованных не-
обходимой контрольной и измерительной аппаратурой, на физических
моделях или на специальных испытательных полигонах и опытных участ-
ках. Эксплуатационные испытания проводят в обычных условиях работы
машин.

По режимам проведения испытания разделяют на обычные и уско-
ренные. Последние отличаются от обычных испытаний форсированием ис-
пытательных режимов, что значительно сокращает сроки испытания ма-
шин. Так, например, форсирование нагружения материалов по значениям
частот и амплитуд при проведении усталостных испытаний позволяет
ускорить их в 1000 раз.
В соответствии с поставленными задачами при экспериментальном ис-
следовании определяют динамические и массовые параметры машин, тя-
говые и энергетические (топливные) характеристики машин и оборудова-
ния, их устойчивость, управляемость, плавность хода, тормозные свойства,
уровень шумов и вибраций, напряжения, возникающие в элементах и т. п.

§ 50.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ТЯГОВЫХ
ХАРАКТЕРИСТИК МАШИН

При тяговых испытаниях обычно находят параметры тяговой ха-
рактеристики машин (см. § 41). Для проведения этих испытаний предвари-
тельно выбирают опытные участки, на которых берут пробы грунта для
определения его влажности, дисперсности, сопротивления срезу. При помо-
щи ударника ДорНИИ определяют плотность грунта; для нахождения
коэффициентов объемного смятия грунтов применяют плотномеры раз-
личных типов.

На рис. 101 показана общая схема оснастки машины измерительной ап-
паратурой при проведении тяговых испытаний.

Загрузка машины при тяговых испытаниях осуществляется с помощью
специальной тормозной тележки, а при ее отсутствии — с помощью обыч-
ного трактора, работающего на прицепе у испытываемой машины. В тор-
мозной тележке вместо двигателя устанавливают тормоз, создающий мо-
мент сопротивления вращению колес тележки при ее движении вместе
с испытываемой машиной. Изменяя тормозной момент, изменяют усилие
в тяговом тросе, которое измеряется динамометром. Если вместо тормоз-
ной тележки применяют обычный трактор, то тяговое усилие (сопротивле-
ние движению) изменяют путем переключения передач в трансмиссии за-
грузочного трактора.

Для определения частоты вращения ведущих колес испытываемой ма-
шины на ней устанавливают специальные датчики. Один из таких датчи-
ков, работающий по принципу возмущения магнитного поля, показан на
рис. 102, а. На диске 1 счетчика расположены 35 штифтов и один магнит 3,
которые при вращении колеса пересекают магнитное поле преобразовате-
ля 4 и создают таким образом пульсирующий ток, регистрируемый галь-
ванометром. При прохождении магнита образуется резко выраженный
всплеск на осциллограмме; по числу таких всплесков (импульсов) можно

Рис. 101. Размещения па .машине измерительной аппаратуры при тяговых испытаниях:

I — датчик для измерения расхода топлива; 2 — датчик для измерения крутя-
шею момента; 3 — тяговый динамометр; ‘/ — датчик для определения пути и действитель-
ной скорости движения машины («пятое колесо»); 5 — датчик для определения числа оборотов
колес
Рис. 102. Измерительные устройства:

а — датчик для регистрации числа оборотов колеса; б — схема наклейки на полуоси датчи-
ков сопротивления при определении крутящего момента на ведущих колесах машины;

1 — мазонитовый диск; 2 — железные штифты; 3 — магнит; 4 — преобразователь

точно определить число оборотов колеса. Если известно, что за один обо-
рот колеса датчик вырабатывает 35 импульсов, а на опытном участке бы-
ло зарегистрировано i импульсов, то число оборотов, сделанное колесом
на опытном участке, будет равно отношению г/35. Зная число оборотов ко-
леса поп на опытном участке, определяют путь, пройденный машиной за
время опыта:

‘>'оп = 2лтопиоп,

где гОп—радиус колеса, на котором установлен датчик.

Средняя действительная скорость машины на опытном участке

V = 5опЛоп>

где гоп—продолжительность движения машины на опытном участке.
Определив указанным выше способом частоту вращения ведущих колес
испытываемой машины при работе ее на тяговом режиме нк и на холо-
стом ходу икх, находят соответствующие радиусы качения

Г к — Son/(2лЛк); гк.х = 5оп/(2лПк.х),

после чего определяют коэффициент буксования

3 = 1 — (Гк/г к.х)'

Тяговую мощность NT (кВт) находят по значению тягового усилия Tg,
замеренного динамометром, и скорости v (м/с):

Nt = Ткг/1000.
Крутящий момент на ведущих колесах машины измеряют ротационны-
ми динамографами, устанавливаемыми на колесах машины, или датчика-
ми сопротивлений, наклеенными на полуоси, с тензометрическими усили-
телями (рис. 102,6). Последний метод, основанный на свойстве прово-
лочных датчиков изменять свое омическое сопротивление при растяжении
и сжатии, получил наибольшее распространение при нахождении деформа-
ции скручивания валов.

Определив крутящий момент на правом Мк и левом М'к колесах, нахо-
дят суммарный крутящий момент

Мк = м' + Мк.

При наличии колесных (ступичных) редукторов

МК = (М' + M")fK.p,

где ;к.р — передаточное число колесного редуктора.

Суммарное окружное усилие на движителях машины

Рк = Мк/Гк1

а сопротивление качению

Р^Рк-Тк.

Коэффициент сопротивления качению

fK = Pf/G,

где G — общий вес машины.

Мощность, кВт, подводимая к движителям,

,VK = Мкпк.

КПД движителя (для колесной машины)

цк = NT/NK. 

Часовой расход топлива (кг/ч) определяют по расходу топлива Gs (г) за
время t(c) одного полуопыта:

GT = 3,6Gs/r.

Удельный расход [г/(кВт • ч)] топлива

А,-= lOOOGr/Ут.

§ 51. ОПРЕДЕЛЕНИЕ УСТОЙЧИВОСТИ МАШИН ПРОТИВ
ОПРОКИДЫВАНИЯ

Непосредственному определению углов устойчивости машин
предшествует экспериментальное определение массы т машины и коорди-
нат ее центра масс. Первый параметр находят взвешиванием машин, для
чего применяют различные измерительные приборы. Наибольшее распро-
странение получили электротензометрические весы, имеющие в качестве
силоизмерительных элементов пружины с наклеенными на них прово-
лочными датчиками. Современные электротензометрические весы имеют
погрешность не более 0,1—0,2%.

Для определения координат центра масс машины используют раз-
личные методы. Один из них основан на взвешивании машины, устано-
вленной на наклоняющейся платформе. В качестве силоизмерительного
Рис. 103. Схема для эксперименталь-
ного определения координаты центра масс
машины:

а — продольной; 6 —высотной: в — по-
перечной

звена используют тяговый динамометр, измеряющий тяговое усилие 5ДИИ
в подъемном тросе платформы. Угол наклона платформы измеряют при
помощи датчиков угловых перемещений или угломеров.

Для определения продольной координаты 1е центра масс машины из
уравнения (рис. 103, а)

^динЬо	0

находят

/о =

тд mJ

где шпл—масса платформы; д— ускорение свободного падения.
Тогда

1С = 1О-Г = f^T-0,5^V(, —

\ тд mJ

Вертикальную координату hc центра масс машины определяют из урав-
нения (рис. 103,6)

5динЬ0 cos ry. — mgl0 cos а + mghc sin 7 — O,5mlt:igLo cos 7 = 0,

откуда

,	,	/ 5Дин n. тпл \ j

hc = 1о - ------+ 0,5-----Lo ctgа.

\ тд т J
Для определения поперечной координаты центра масс машины из
уравнения (рис. 103, в)

5дин^о “ mgl* ~	= 0

находят

/ = Л^_0,5 "'"V

у тд	т J

Тогда

Для машины типа погрузчика координаты центра масс определяют
в порожнем и груженом состояниях при трех положениях навесного обору-
дования (стрелы): транспортного (стрела опущена вниз), максимального
вылета и максимального подъема. Для тех же положений навесного обору-
дования находят и углы устойчивости машины.

Описанный метод определения координат центра масс машины хотя
и является наиболее распространенным и простым в техническом отноше-
нии, для колесных машин не обеспечивает высокой точности (особенно при
определении вертикальной координаты) из-за деформации шин. Более
точные результаты получаются при применении двухмаятникового метода,
при котором машину подвешивают в нормальном положении сначала на
коротких, затем на длинных цепях и каждый раз определяют периоды 7] и
Т2 колебаний машины (подвешенной соответственно на коротких
и длинных цепях). Расстояние от точки подвеса до центра масс машины
рассчитывают по формуле

-^-AhTl -Ah2
4л*

Н =------------------,

- Т2) + 2АЛ

4л

где д— ускорение свободного падения; А/; — разности длин первого и вто-
рого подвесов.

Для определения углов устойчивости машины можно использовать тот
же стенд — наклоняющуюся платформу. На такой платформе машину
устанавливают с заторможенными колесами и снабжают страховочными
приспособлениями, предохраняющими ее от скольжения или опрокидыва-
ния при наклоне платформы. При этом машину ориентируют так, что ось
ее опрокидывания оказывается параллельной оси поворота платформы
(т. е. перпендикулярной линии наибольшего уклона).

На рис. 104 показаны основные установочные положения колесных
шарнирно-сочлененных и гусеничных машин. Схемы а и б соответствуют
определению продольной устойчивости шарнирно-сочлененной машины
относительно колес, расположенных со стороны навесного оборудования;
в — д—определению боковой устойчивости балансирной (грузовой) части
машины; е—и—определению боковой устойчивости небалансирной
Рис. 104. Основные уепшовочные положения колесных шарнирно-сочлененных и гусеничных
машин на наклонной платформе при определении устойчивости машин

(моторной) части машины; к../ — определению продольной и боковой устой-
чивости гусеничных машин.

Угол устойчивости машины, согласно полученному выше соотношению
(117). определяют по углу наклона платформы, при котором от ее поверх-
ности отрывается хотя бы одна из опор машины.

Зная массу машины и координаты ее центра масс, по формуле (117) на-
ходят расчетное значение угла аусг, которое сопоставляют с полученным
экспериментально.

§ 52. ОБРАБОТКА ДАННЫХ ЭКСПЕРИМЕНТА. ОЦЕНКА
ОШИБКИ ИЗМЕРЕНИЙ	.

После того, как опытные данные получены, необходимо провести
их математическую обработку, найти существующие между ними зависщ
мости в аналитическом, табличном или графическом виде.	I
Если исследуемый объект характеризуется несколькими параметрами
(величинами), необходимо прежде всего выяснить, существует ли между
ними какая-либо связь или они не зависят один от другого. В первом слу-
чае нужно установить характер связей между параметрами, которые могут
выражаться функциональной или корреляционной зависимостью. Во вто-
ром случае нужно отыскать характеристику каждого исследуемого па-
раметра.

Так как всякий результат наблюдений или измерений содержит ошибки
различного происхождения, возникает еще одна задача, связанная с оцен-
кой этих ошибок.

Ошибки измерения разделяют на систематические и случайные. Систе-
матические ошибки вызываются факторами, действующими одинаковым
образом при многократном повторении одних и тех же измерений, напри-
мер ошибки, получаемые при измерении перемещений линейкой, имеющей
неточные деления, или при взвешивании груза на весах при помощи не-
точных гирь. Чтобы найти верные значения измеренных величин, нужно
учесть ошибку, обусловленную классом точности линейки или весов, при-
бавив или вычтя из результата измерения величину ошибки, которую
имеет линейка или гиря. Такие ошибки можно учесть по однократному
измерению.

Но при обработке опытных данных чаще возникают ошибки, имеющие
случайный характер, значение которых различно даже для измерений, вы-
полненных одинаковым способом. В этом случае для учета их влияния
многократно измеряют некоторую величину х, которая в каждом опыте
принимает значения х,, х2,..., х„. Тогда среднее арифметическое результа-
тов и измерений

Случайные ошибки каждого измерения

= Л'( Л’ср,’

6, = х2 — хср; I

=	— Л'ср" J

а средняя ошибка (или среднее отклонение случайной величины)
н

V	~

б,	+ о, + ... + 6„

о =--------=------------------,

п	п

1	ле выражение |о, | обозначает, что при подсчете указанной суммы все зна-
чения 8] считаются положительными.

Другим показателем, характеризующим отклонения случайных величин
от среднего значения, является средняя квадратичная ошибка л„. определяе-
мая по формуле
Точнее величина называется средней квадратичной ошибкой арифме-
тической середины; она показывает, насколько велика ошибка, когда ариф-
метическая середина принимается за истинную величину.

При достаточно большом числе опытов показатель .s„ вычисляют по
формуле

Для одного опыта

Пример 20. Оценить ошибку эксперимента, в котором было проведено четырехкратное
мерение некоторой величины.

Данные. Результаты четырех измерений: л,=7; v, = 8; х, = 7,5; лд = 8,3.

Решение. Среднее арифметическое значение величины, по данным всех опытов.

7 + 8 + 7, 5 + 8,3

V =-------------------...... = 7,7.

ер	4

Тогда

О! = 7 - 7,7 = —0,7;	8? =0,49;

32 = 8 - 7,7 = +0,3;	8? = 0,090;

63 = 7,5 — 7,7 = -0,2; 6( = 0,040;

54 = 8,3 - 7,7 =+0,6; §4 = 0,36;

Средняя квадратичная ошибка для четырех опытов

1|8, |2 _	1/ 0,98

и (и - 1) “ 1 |/ 4“(4^ТУ

для одного опыта

Таким образом, можно сказать, что, принимая среднее арифметическое значение хср = 7,7
вместо истинного, допускаем ошибку, равную +0,285, что является весьма близким
приближением величины .\-cp к истинной. Отдельные результаты опыта колеблются от
7,7 + 0,6 до 7,7 - 0,60.

О тноси тельная ошибка опыт а

р	0,60

Д =	- - 100 = - - - 100 = 7,8"„.

отп х	7.7

Решим еще одну задачу, связанную с определением необходимого чис-
ла опытов (или необходимого числа измерений какой-либо величины). -

Уменьшить случайную ошибку результата можно двумя путями: повЫ"-. 7.
сив точность измерения, применяя более точные приборы и более совер-г..^
274
шенные способы измерения; увеличив число измерений. Допустим, что
практически можно использовать только последний путь уменьшения
ошибки опыта и в этом случае нужно установить, какое число опытов бу-
дет достаточно для того, чтобы результаты оказались в пределах заданной
точности. Для решения этой задачи в теории вероятности приводятся сле-
дующие формулы.

Среднее значение случайной величины

х = -~£х^,	(124)

где —частота или повторность измерений, при которых получено значе-
ние х£; п—общее число опытов.

Рассеяние значений случайных величин

/У (х; — х)2 П1(

ст =	(125)

/ п

Коэффициент вариации (или мера изменчивости случайной величины)

v = У7*-	(126)

Показатель точности исследования, равный допустимой ошибке,
e = t | н.	(127)

Тогда необходимое число опытов

" = ”оп = f2/E2-	(128)

Пример 21. Определить необходимое число опытов.

Данные. На основании проведения предварительной серии экспериментов, в которых изме-
ряли углы наклона '+ машины из-за деформации шин, получено в трех опытах а£ = 2.° (т. е.
»1; =	= 3; а1 = 2°); в двух опытах а; = 1,5° (ш, = т2 = -• "J-i — 1,5°); в четырех опытах 7f =

= 2.3°(ш; = т, =4; 7, = 2,3°).

Решение. По формуле (124) находим

2-3+1,5-2 + 2,3-4	18,2

7. =-------------= _—= 2Д°,

3+2+4	9

Далее вычисляем

(«! -51 = 2- 2,1 = -0,1°; (Я1 - 5.)2 = 0,01; (оц - а)2 иц = 0,01 • 3 = 0,03;

С, - а) = 1,5 - 2,1 = - 0,6°; (а2 - о)2 = 0,36; (з, - а)2от, = 0,36 2 = 0,72;
(а, — а) = 2,3 - 2,1 = 0,2°; (з,3 - а)2 = 0,04; (х3 - а)2т3 = 0,04 • 4 = 0,16.

По формуле (125) получаем

1 / 0.03 + 0,72 + 0,16

ст = /—-------------— = 0,318°.

(	3+2+4

ио выражению (126)

0,318

i =------100= 15,1%;.

Показатель точности исследования определяем по формуле (127);

г-= 15,1;/9 = 5,03%.

Гогда при г = 15,1%, задаваясь е = 5,03%, но формуле (128) необходимое число опытов
"он = (15,1)7(5,ОЗ)2 = 13,6.

Принимаем п = 14.
ОН
Раздел пятый	Я

КОНСТРУКЦИИ МАШИН И ОБОРУДОВАНИЯ	Я

ДЛЯ СТРОИТЕЛЬНЫХ И ДОРОЖНЫХ РАБОТ	Я

Глава XIV	>

ЗЕМЛЕРОЙНЫЕ, ЗЕМЛЕРОЙНО-ТРАНСПОРТНЫЕ	jB

И ЗЕМЛЕРОЙНО-ПЛАНИРОВОЧНЫЕ МАШИНЫ	Я

§ 53. ОДНОКОВШОВЫЕ ЭКСКАВАТОРЫ

Одноковшовый экскаватор (рис. 105) представляет собой самохода дЯ
ную машину на гусеничном или колесном ходу с поворотным в горизон- Я
тальной плоскости рабочим оборудованием ковшового типа, при помощи Я
которого можно производить без передвижения всей машины копание, »
перемещение набранного грунта путем поворота или передвижения обору-
дования с рабочим органом, разгрузку и возврат в исходное положение» «Ж
Часть из этих операций может совмещаться.

Благодаря большому числу видов сменного оборудования область при-
менения экскаваторов чрезвычайно широка. Экскаваторы с рабочим обо- W
рудованием прямой лопаты используют для экскавации грунта выше уров- 'z®
ня стоянки. Для копания ниже уровня стоянки применяют оборудование
типа обратной лопаты, драглайна и грейфера на жесткой рукояти. Раз- Д
личные виды погрузочного оборудования и грейферы с гибкой связью ис-
пользуют для погрузки сыпучих и кусковых материалов и разрыхленных За
грунтов. Крановое оборудование позволяет выполнять подъемно-транс-. Ж
портные и монтажные операции. Планировку и зачистку площадок и отко- Ж
сов производят оборудованием типа струга и планировщика. Существует "ж
рабочее оборудование более узкого назначения (копер для забивки свай, !4f
корчеватель пней и т. д.).	$

Основными видами рабочего оборудования экскаваторов являются
прямая и обратная лопаты, которые обычно снабжают набором ковшей
разного объема, обеспечивающих эффективное применение в разных грун- 2’
товых условиях. Существуют экскаваторы, предназначенные для работы ;;
с рабочим оборудованием одного вида, и универсальные, которые могут
работать с оборудованием разных видов.

Строительные экскаваторы с основным ковшом объемом до 2,5 м3*
применяют для разработки разнообразных грунтов, легких разборных-д,,.
скальных пород и строительных материалов, разрыхленных мерзлых ,
грунтов.

Одноковшовые экскаваторы классифицируют по виду рабочего обору- ’Д
дования, системе привода и управления, типу ходового устройства, а также тИ
отдельным конструктивным признакам (типу опорно-поворотного устрой- -M
ства, креплению рукояти и ковша и т. д.). По системе привода различают '-ая
5

Рис. 105. Схема расположения механизмов полноповоротного экскаватора:

7 —двигатель; 2 — редуктор отбора .мощности с гидравлическими насосами; 3 — редуктор
реверса; 4 — стрелоподъемная лебедка с гидромотором; 5 — главная лебедка; 6 — конический
редуктор передачи движения на ходовую часть; 7— механизм поворота с гидромотором;
8 — раздаточный редуктор хода; 9 — редуктор привода главной лебедки; 10 ' — коробка пере-
мены передач механизма передвижения

экскаваторы с механическим, гидравлическим, электрическим и дизель-
электрическим приводами. В настоящее время применяют приводы всех
видов, однако на ближайшее время наиболее перспективным является ги-
дравлический привод.

По типу управления рабочим оборудованием различают экскаваторы,
с канатным, гидравлическим и смешанным управлением, причем гидравли-
ческое управление для прямой и обратной лопаты является предпочти-
тельным.

По типу ходового оборудованияв различают колесные и гусеничные эк-
скаваторы. Шагающий ход применяют для карьерных и вскрышных экска-
ваторов с ковшами объемом 4 м3 и более (в настоящей книге не
рассматриваются).

В зависимости от типа опорно-поворотного устройства экскаваторы
могут быть полно- и неполноповоротными (рис. 106). Последние обычно
выполняют на базе тракторов, оборудуют поворотной колонкой, которая
принудительно может сдвигаться поперек продольной оси, обеспечивая
сдвиг рабочего оборудования и возможность его работы вблизи от боков
машины, что бывает необходимо при рытье грунта около зданий. Опорно-
поворотные круги разделяют на шариковые, катковые, с центрирующими
Цапфами и т. д.

Имеются экскаваторы с выравнивающими гидравлическими устрой-
ствами, обеспечивающими горизонтальное положение опорно-поворотного
кРУга при работе на уклонах.

У экскаваторов с прямой лопатой рабочее оборудование может иметь.


г)

Рис. 106. Схема механизма поворота неполноповорогного экскаватора:

« — канатного или цепного; б — г — реечного; й —рычажного; О — ось вращения рабочего ’
оборудования

рукоять, шарнирно присоединенную к стреле через седловой подшипник
(первый случай) или через качающуюся стойку (второй случай), устано-
вленную на поворотной платформе. В первом случае рабочие движения
производятся при повороте всего оборудования вокруг шарнира в пяте S
стрелы и повороте рукояти с ковшом относительно стрелы. Во втором-г*
случае рабочий процесс осуществляется путем поворота рукояти с ковшом ,
вокруг оси седлового подшипника и их совместного выдвижения или втя- -
гивания при помощи механизма копира.

Седловой подшипник обычно размещают в середине стрелы, которая
может быть цельной или шарнирно-сочлененной. При шарнирно-сочленен-
ной стреле рабочие движения оборудования производятся при повороте
рукояти с ковшом относительно качающейся стойки и повороте стойки
под действием напорной штанги.

Стрелы с выдвижной телескопической частью применяют для планиро-
вочного и иногда погрузочного оборудования.

Различное конструктивное исполнение имеет и оборудование обратной
лопаты.

Экскаваторы с прямой лопатой могут иметь независимый, зависимый
и комбинированный напор.

При классификации экскаваторов по конструктивным признакам ;
учитывают основные типы отдельных узлов (например, привод лебедок 
и его исполнение, тип гусеничного хода и т. д.).

Перед выбором и расчетом основных параметров одноковшовых экска-
ваторов определяют типоразмер — размерную группу экскаватора, тип хо-
довой части и подвески рабочего оборудования, т. е. те характеристики, ко- .
торые входят в обозначение машины по действующему ГОСТ 17343—71.
Кроме того, выясняют возможные условия эксплуатации: грунт, его харак-
теристику и вероятность работы на отдельных видах грунтов, потребную
проходимость и маневренность, возможные транспортные средства ДЛЯ
вывозки грунта, типовые объекты строительства и частоту работы на от-
дельных объектах, климатические условия и т. д. Определяют также наибо-
лее близкие машины—аналоги.

Исследованиями различных организаций установлено, что землеройные
машины преимущественно (почти 50% всех случаев) работают на грунтах
278	Jf
II категории и с вероятностью близкой к 99% в грунтах не выше III кате-
гории, хотя работы на грунтах выше III категории, легких скальных поро-
дах и трудных для разработки материалов также имеют место. Для раз-
ных видов расчетов надо использовать разные характеристики грунтов.

Исходя из полученных сведений, выбирают объем основного ковша
И другие исходные данные, используя вероятностно-статистические ме-
тоды, действующие стандарты, нормативные материалы и эмпирические
уравнения, связывающие параметры экскаватора. Например, на основе ме-
тодов подобия и статистического анализа при изучении параметров гидра-
влических экскаваторов разных стран были получены следующие уравне-
ния, связывающие между собой основные параметры (рис. 107).

Масса (т) машины

т = 22,5grfflax; т = 38,5gmin,

где 0тах И 6fmjn—максимальный и минимальный объем рекомендуемых из-
готовителем ковшей.

Мощность (л. с.) двигателя

Я = 36,4 (т + 8,5)0,46.

Глубина Як, радиус 7?ктах и высота Н£ (м) копания

Як =1,7 +1,604 (т- 5)0'333;

К™ = 3,1 • т0’333; Щ = 1,4 +'2,2• т0-333.

Высота Яв и радиус RB (м) выгрузки

Яв = 2,1 (т - 2)0'333; R9 = 2,Зт0’333.

Указанные параметры устанавливают также по ГОСТ 17343—71. По-
следний можно использовать для приблизительных расчетов машин тех
типов, на которые он не распространяется, например для гидравлических
экскаваторов, применяя этот стандарт, получим основные параметры, ука-
занные в табл. 30.

Для гидравлических экскаваторов за расчетное оборудование, опреде-
ляющее места крепления на поворотной платформе, мощность исполни-
тельных механизмов и привода машины в целом принимают обратную
лопату, которая для машин II—V размерных групп является наиболее рас-
пространенной, а для больших типоразмеров — сменным оборудованием.
По сравнению с оборудованием других видов она характеризуется боль-
шим числом совмещаемых операций и более тяжелыми режимами работы.

Длина стрелы ?с, рукояти /р, радиус траектории режущей кромки ковша
’к, координаты пяты стрелы: расстояние х до оси вращения платформы
и у до уровня основания должны соответствовать предельным рабочим
параметрам экскаватора: максимальной глубине копания Я и максималь-
ной высоте выгрузки D (рис. 108).

Радиус траектории режущей кромки ковша гк и длину рукояти /р опре-
деляют из условия заполнения ковша при копании поворотом ковша и ру-
кояти; при этом предполагают, что объем грунта, вырезаемый из массива
при полном повороте ковша относительно рукояти на угол 2<р, равен объе-
ктах

Рис. 108. Размеры и параметры рабо<
оборудования обратной лопаты гидравла
кого экскаватора



Рис. 107. Основные размеры и параметры гид-
равлического экскаватора с обратной лопатой

му ковша q:

г - ' / 2qkli

к / b (2<р — sin 2ср) кр ’	d

где b—ширина ковша; кн — коэффициент наполнения ковша;
кр—коэффициент разрыхления грунта.	5

Полный угол поворота ковша относительно рукояти обычно при-
нимают равным 140—160°. Его выбирают так, чтобы угол захода ковша за'

рукоять был в пределах 15—25°, а после заполнения ковш мог поворачи- ,5'
ваться к рукояти для исключения высыпания при повороте рукояти на вы-
грузку. С учетом этого обстоятельства угол поворота ковша при копании-®?
составляет 100—110°.	.ж

Я

30. Основные параметры гидравлических экскаваторов на гусеничном ходу

Основной параметр		Размерная группа			
	III	IV	V	VI	VII
Конструктивная масса машины, т, не более	16	25	40	60	10° Ж
Мощность основного двигателя, л. с., не менее	50	90	140	200	зоо
Продолжительность (с) рабочего цикла при средних параметрах забоя и выгрузке в отвал •с поворотом на 90’ (не более):  для прямой лопаты				20	22	>•  29
для погрузчика 			15	18	22	28	32	-
для обратной лопаты или драглайна . .	19	22	25	29	— *
Давление на грунт при гусеничном ходе, кгс/см2, не более ..... 	 .	0,5	0,65	0,95	1,0	
Максимальная глубина копания обратной ло- паты, м, не менее ..........	5,2	5,8	6,7	7,5	
Основной вид рабочего оборудования... .	Обратна	я лопата	Прямая	Прямая	лопата^
Объем ковша для основного вида оборудо- вания в наиболее вероятных условиях эксплуата- ции, м-'			0,5	1,о	и об- ратная лопата  1,4	и потру оборудс  2,5	зочное  ванне  4,oj|g
На основе статистического анализа

Ь = 1,7^4 -0,5.

Если принять кп/кр = 1, то радиус траектории режущей кромки ковша
гк = (1,4-1,5) И?-

На режущую кромку ковша гидравлического экскаватора при копании
поворотом рукояти действует то же касательное сопротивление копанию,
что и для экскаваторов с канатным приводом. Но при этом путь наполне-
ния ковша, равный длине рукояти с ковшом и определяемый для экскава-
4 /—
торов с канатным приводом по эмпирическому выражению Н = 1,55 |//п
(где т—масса машины), благодаря жесткой подвеске может быть уменьшен
на 10—15%, так как ковш частично заполняется во время копания поворотом
рукояти при установке угла резания и при повороте ковша в конце копа-
ния. Учитывая это, длину рукояти находят по формуле

/р= 1,34 pm-гк.

Между длиной стрелы /с, ее полным углом поворота ас, углом поворо-
та вверх от горизонтали otc и размерами Н и D существует зависимость

2/с sin («с/2) cos («с — <хс/2) = Н + D,

которая показывает, что увеличивая угол ас, можно сократить длину
стрелы и уменьшить массу рабочего оборудования. Угол поворота стрелы
выбирают в пределах 84—106°, а угол поворота рукояти 84—120°.

Высоту выгрузки D принимают по эмпирическому соотношению

D= \/НЬкр.

Значение D корректируют, сопоставляя с высотой кузова автотранс-
портного средства. Для экскаваторов II—IV размерных групп высота ку-
зова обычно составляет 2,5 м, V—VI—3,0 м, VII—3,8 м.

Объем Уавт автотранспортного средства, работающего совместно с эк-
скаватором, принимают равным 3—4 объемам ковша экскаватора:

1авт = (3 — 4) q,

а его грузоподъемность при средней объемной массе грунта р0 = 1,7 4-1,8 т/м3
е=(5-7)д.

Глубину копания Н выбирают, исходя из требований к выполняемым
работам, ориентируясь на действующий стандарт и результаты эксплуата-
ции, по которым построен график, показанный на рис. 109.

Расстояние от оси поворота стрелы до уровня основания (см. рис. 108)
У = гК + 1р + D - lc sin ас-

Если принять ас = 90° и а/ = ас/2, то

/с = 0,71 (Н + £>);

У = Гк + /р - 0,5 (Я - £>).

Для снижения момента инерции платформы и опрокидывающего мо-
мента, действующего на экскаватор при торможении рабочего оборудова-
ния, следует стремиться к уменьшению радиуса копания RK при неизмен-
ной глубине копания Н, что можно достигнуть сместив ось крепления
Рис. 109. Зависимость глубины копания
Н от массы т экскаваторов с обрат-
ной лопатой:

1 — по ГОСТ 17343 — 71 на экскаваторы
с канатным приводом; 2 —для отдель-
ных моделей гидравлических экскавато-
ров

стрелы к оси поворотной платформы. При этом учитывают, что крайняя
к экскаватору точка забоя не может быть расположена ближе оси перед-
них звездочек гусениц или колес.

Расстояние х определяют по выражению

х = Е + гк + /р - /с sin «с,

где Е—половина продольной базы машины.

При ас = 90° и Яс = 45° можно легко найти размеры обратной лопаты.

Методы определения усилий в шарнирах рабочего оборудования, кине-
матические и силовые расчеты для всех основных машин приведены в гла-
ве V. В таких расчетах для гидравлических экскаваторов с оборудованием
обратной лопаты необходимо учитывать дополнительную степень сво-
боды рабочего органа в связи с возможностью поворота ковша относи-
тельно рукояти. Следует учитывать также ограничения различных предох-
ранительных устройств, предусмотренных в гидравлических экскаваторах,
а в отдельных расчетах возможные боковые силы.

Важное значение имеет оценка влияния сил сопротивления ковша на
устойчивость экскаватора, которую производят не только при опре-
делении максимальных расчетных усилий в шарнирах рабочего обо-
рудования, но и при нахождении максимального объема ковша по
условиям устойчивости и при расчетах устойчивости по условиям
безопасности. При этом во всех случаях, кроме передвижения, устойчи-
вость определяют также при повороте стрелы с ковшом и торможении
опускающейся стрелы.

Устойчивость экскаватора при копании является ограничивающим фак-
тором при расчете максимальных усилий на режущей кромке ковша и
в шарнирах рабочего оборудования. Особенно это характерно для копания
поворотом ковша, когда максимальное усилие на режущей кромке
в 1,3—1,4 раза превышает усилие при копании поворотом рукояти, а сред-
няя угловая скорость поворота ковша в 2—3 раза больше средней угловой
скорости поворота рукояти.

При расчете механизма поворота гидравлического экскаватора учиты-
вают тип насосной установки, ее внешнюю характеристику, необходимость
унификации и сокращения числа гидромоторов привода механизмов пово-
рота, передаточные числа механических передач и моменты инерции пово-
ротной части экскаватора.

Операция поворота всей платформы или колонки (у неполнопово-
рогных экскаваторов) занимает 50—70% времени рабочего цикла и до
40—50% энергозатрат.

Максимальный момент, который может быть приложен к поворотной
платформе, ограничен моментом сил сцепления Мсц ходовой части с труп*
282
том. Для обеспечения устойчивой работы при пиковых нагрузках он дол-
жен быть меньше момента от сил сцепления:

Мт = ^мМСц,

где км—коэффициент ограничения момента (обычно 0,7—0,75).

При коэффициенте сцепления срсц = 0,53

Мсц»185т4'3,

где т—масса экскаватора, т.

При определении момента инерции платформы учитывают его пере-
менность из-за разницы в вылете и наполнении ковша. В предельных поло-
жениях (порожний ковш на минимальном вылете и груженый на макси-
мальном) значения моментов инерции различаются в 4 раза для
полноповоротных экскаваторов и в 5,5 раза для неполноповоротных
навесных.

Применение усредненных положений оборудования дает ошибку
в определении продолжительности поворота не более 8%.

При повороте на выгрузку рекомендуется принимать положение .обору-
дования с рукоятью под углом к вертикали 10—15°, ковша с грунтом—
под прямым углом к рукояти на расстоянии 0,5—0,8 м от уровня стоянки
(рис. 110, а). При повороте в забой стрела максимально поднята, а рукоять
с ковшом опущена приблизительно на 1/3 угла полного поворота рукояти.

Момент инерции рассчитывают по фактическим размерам и массам от-
дельных элементов поворотной части экскаватора (рис. 110,6). Для пря-
моугольного в плане узла

для круглого в плане узла
/г2	\

для протяженного по радиусу узла, шириной которого можно пренебречь,

Рис. 110. Определение моментов инерции экскаватора с обратной лопатой:

“ — расчетные положения рабочего оборудования; б — схема определения радиусов действия
J = ~ (x? + Л-; + XjX2),

где nij—масса узла.

Момент инерции ротора гидродвигателя, шестерен и валов редуктопняИ
рабочей жидкости и т. и., приведенный к оси вращения поворотной плаяК
формы, составляет не более 1—2% среднего значения момента инерции
воротной части, и поэтому его не учитывают. Для навесных экскаватор^К
принимают во внимание только момент инерции рабочего оборудовавшее
и грунга в ковше. Обычно момент инерции поворотной колонны не ппрьДЗВ
шает 1% суммарного момента инерции поворотной части.

Близкие к действительным значениям моментов инерции J (кгс • м.-ддМ
дают эмпирические зависимости:

для полноповоротных экскаваторов	с	обратной	лопатой	мВ

J = 100ш5/э;	~'И|

для навесных экскаваторов с обратной лопатой

J = 0,2 +0,65g;	Я

для поворотной платформы	полноповоротных	экскаваторов	дВ

•Лгов. пл	/ 110В пл + 0,1 Л1ПОВ пл,

где т—масса экскаватора, т; q—объем ковша обратной лопаты,
И1пов. пл — масса поворотной платформы, т.

Для уменьшения момента инерции поворотной части экскаватора целе-^-‘
сообразно уменьшить расстояние между осью пяты стрелы и осью враще-Л
ния Rс (см. рис. ПО, а).

Механизм поворота должен обеспечивать минимальную длительность*'
процесса поворота и максимально возможные по воздействию на оператй^.
ра ускорения, ограничиваемые также сцеплением ходовой части с грунтом^

В зависимости от допустимого среднего давления на грунт ркср
jn определяют ширину гусениц 6(500, 600, 700, 900 мм) и их опорную длину^

L^G/(рСр6).	>

При гребневом зацеплении шаг звеньев гусеничной ленты для восьми-
кулачкового колеса r3Bs =1/10,5 —2, а для десятикулачкового колеса Гзв10= •>
= r3Bs/l,25. При цевочном зацеплении Гзв = 171 мм для экскаваторов II—Ш
размерных групп и t3B = 203 мм для экскаваторов III—VI групп.

Поперечная база гусеничного хода

В = L/1,1.

Число опорных катков определяется конструкцией ходовой части, но/
оно не должно быть менее пяти-шести при минимально допустимой опор’
ной площади гусениц и семи-восьми при увеличенной опорной площади -
гусениц. Расстояние I между осями крайних опорных катков в первом слу-
чае принимают равным 830 J/ш, а во втором 1/1,36.

Для определения максимального тягового усилия, развиваемого
ободе ведущих колес экскаватора, следует пользоваться зависимостями,
приведенными в главе XI.	f
31. Значения коэффиинеша К					
Условия работы	Квалификация опера гора				
	отличная	хорошая	средняя	плохая	
— -  Отличные	  Хорошие	  Средине	  Плохие		0.84  0.78  0.72  0.63	0.81  0.75  0,69  0,61	0.76  0,71  0,65  0,57	0,70  0,65  0,60  0,52	
Техническая производительность одноковшовых экскаваторов 60щ1цАн  Яа = к к>  кр					-

где q—геометрический объем ковша; лц = 60/Тц—расчетное число рабо-
чих циклов в минуту, определяемое для средних грунтовых условий при
высоте забоя или глубине котлована, равной высоте напорного вала или
шарнира рукояти, средней расчетной скорости рабочих операций, угле по-
ворота 90° и выгрузке в отвал (здесь Тц = tK + tlI0B + tB + Гдов, где tK, taOB, tB,
(’нов—время копания, поворота на выгрузку, выгрузки, поворота в за-
бой соответственно); кк—коэффициент наполнения ковша; К — ком-
плексный коэффициент, учитывающий условия работы и эксплуатации;
Ар — коэффициент разрыхления грунта (Ар = 1,01 ч-1,35).

Коэффициент наполнения ковша представляет собой отношение объема
ковша «с шапкой» (уклон грунта 1 :1 со всех сторон) к геометрическому
объему, значение которого в зависимости от вида разрабатываемого мате-
риала корректируют умножением на поправочный коэффициент, равный
для песка и гравия 0,9—1,0, супесей и суглинков 0,8—0,9, тяжелой глины
0.65—0,75, мокрой глины 0,5—0,6, хорошо взорванной или разрыхленной
легкой скальной породы 0,6—0,75, плохо разрыхленной или взорванной
легкой скальной породы 0,4—0,5. Без учета корректирующего фактора
Ац = 1,35 для средних условий работы.

Коэффициент К представляет собой произведение коэффициентов,
учитывающих различные факторы:

К==К1К2К3,

где К,—коэффициент, учитывающий условия работы и квалификацию
оператора (табл. 31); К2— коэффициент, учитывающий отступления от оп-
тимальных значений глубины или высоты копания и угла поворота плат-
формы от 90° (табл. 32); К3 — коэффициент влияния продолжительности

32. Значения коэффициента К,

Глубина (высота) копания, % от оптимальной	Углы поворота платформы, град						
	45	60	75	90	120	150	180
40	0,93	0,89	0.85	0.80	0,72	0,65	0.59
60	1,10	1.03	0,96	0.91	0,81	0,73	0.66
80	1.22	1.12.	1.04	0.98	0.86	0.77	0,69
100	1.26	1.16	1.07	1,00	0,88	0.79	0.71
120	1.20	1.11	1,03	0.97	0,86	0,77	0,70
140 -	1.12	1.04	0.97	0.91	0,81	0,73	0,66
160	1,03	0,96	0,90	0,85	0.75	0,67	0.62
рабочего цикла; К3 = Тц/Тц.т (здесь Тцт—техническая продолжительность
рабочего цикла для средних условий).

Обычно К3 = 0,854-0,90 для средних условий. Иногда при расчете про-
изводительности Пт учитывают коэффициент использования рабочего
времени Кв, принимаемый равным 0,85. При подсчете эксплуатационной
производительности учитывают потери времени на обслуживание, ремонт
оргмероприятия, транспортные переезды и т. д.

§ 54. БУЛЬДОЗЕРЫ

Бульдозером называют самоходную землеройную машину, пред-
ставляющую собой гусеничный или колесный трактор, тягач с наве-
шенным при помощи рамы или брусьев рабочим органом—отвалом кри-
волинейного профиля, размещенным вне базы ходовой части. Чаще всего
отвал размещают впереди, криволинейной отвальной поверхностью в сто-
рону от базовой машины, габарит которой по ширине он полностью пере-
крывает (рис. 111).

Бульдозеры служат для послойного копания, планировки и перемеще-
ния на расстояние до 60—150 м грунтов, полезных ископаемых, рудных,
строительных и других материалов при строительстве и ремонте дорог,
каналов, дамб, котлованов и других строительных, гидротехнических, ме-
лиоративных, ирригационных земляных сооружений.

В зависимости от мощности и конструкции бульдозеры могут работать
на самых разнообразных грунтах и материалах от болотистых и песчаных
до разборных, взорванных или разрыхленных скальных пород и руд. Эко-
номически выгодная дальность перемещения грунта бульдозером зависит

Рис. 111. Схема бульдозера с отвалом:

а — неповоротным; б — поворотным; I — отвал; 2 — толкающий брус; 3 — гидроцилиндр пе-
рекоса отвала; 4 — гидроцилиндр подъема — опускания отвала; 5 — базовый трактор;

кабина с каркасом защиты оператора при опрокидывании; 7 — опорный шарнир; 8 — реГУ"

лируемый раскос; 9 — подковообразная рама
Рис. 112. Отвал:

а - неповоротный полусферический; б — поворотный; в — щеповоротный прямой для толкания
скреперов; г — пеповоротпый сферический

от его тягового класса, вида и прочности грунта и эксплуатационных усло-
вий. Обычно она не превышает 40—60 м.

Различают бульдозеры общего и специального назначения. Бульдозеры
общего назначения выполняют свои функции в наиболее часто встречаю-
щихся грунтовых и климатических условиях. За средние условия при-
нимают условия работы на обычных супесчаных, суглинистых и глинистых
грунтах и их разновидностях, легких скальных породах типа трещино-
ватых сланцев, известняков, мергелей и т. п., а за наиболее часто встречаю-
щиеся климатические условия—условия работы в умеренном климате
с температурами от — 40 до +40°С. Специальные бульдозеры предназна-
чены для выполнения отдельных видов работ (прокладки путей и дорог,
сгребания торфа, разравнивания кавальеров, подземной разработки мате-
риалов и т. д.), для работы в особых грунтовых (на скальных и тяжелых
рудных материалах, в воде, в условиях пустыни и т. д.) или климатических
(при низких отрицательных температурах до — 60°С, при тропической
влажности и температурах до + 60°С и т. д.) условиях.

Для расширения области применения бульдозеров общего и специаль-
ного назначений их снабжают дополнительным быстросъемным сменным
оборудованием (рыхлительными зубьями, откосниками, открылками, уши-
рителями, удлинителями, канавными наставками, лыжами, вилами, кусто-
резными наставками и др.). Для выполнения отдельных видов работ на
бульдозерах используют отвалы различных типов (рис. 112): сферические
оз валы из трех- пяти частей, установленных под углом около 15° один
к другому,— для работы на кусковых и сыпучих материалах; отвалы с че-
люстным гидроуправляемым захватом—для перемещения сыпучих мате-
риалов на большие расстояния; отвалы с двумя отвальными поверхностя-
ми—для работы передним и задним ходом; отвалы с отвальной
поверхностью в сторону машины—для работы от стенки, «на себя»; пере-
ворачиваемые отвалы—для работы «на себя» и от «себя» и др.

По ходовой части различают бульдозеры гусеничные и колесные.

По номинальному тяговому усилию бульдозеры условно разделяют на
сверхтяжелые—с номинальным тяговым усилием выше 300 кН (мощ-
ностью более 400 л. с.), тяжелые — 200—300 кН (250—400 л. с), сред-
ние—135—200 кН (160—249 л. с); легкие—25—135 кН (60—159 л. с); мало-
габаритные— менее 25 кН (менее 60 л. с.). Приведенная в скобках
мощность не является основным классификационным признаком, так как
°па может меняться в зависимости от скоростей движений, расхода на ги-
дропривод и др.
По конструктивным признакам различают бульдозеры с неповоротным,
отвалом (обычно их называют просто бульдозерами), у которых отвад
установлен перпендикулярно продольной оси машины и не может повора-.
чиваться в плане; бульдозеры с поворотным отвалом (или англдозеры),
у которых отвал может устанавливаться в плане под углом в обе стороны
от продольной оси машины; универсальные бульдозеры (или путепроклад-
чики) с шарнирно-сочлененным отвалом из двух половин, которые по от-
дельности или вместе могут устанавливаться в горизонтальной плоскости
под углом к продольной оси машины или перпендикулярно к ней.

Отвалы бульдозеров всех типов могут иметь механизм перекоса в по-
перечной плоскости (на 4—16е) для облегчения разработки тяжелых грун-
тов и материалов, а также поворотов в процессе работы. У неповоротных
и поворотных отвалов угол резания можно регулировать поворотом (на-
клоном) отвала вперед и назад.

По типу механизма управления различают бульдозеры с гидравличе-
ским и канатно-блочным управлением.

Широко используемыми являются гусеничные бульдозеры общего,
назначения с неповоротным и менее используемыми—с поворотным от-,
валами.

Главный параметр бульдозера — номинальное тяговое усилие, под ко-
торым понимают наибольшее тяговое усилие, реализуемое базовым трак-
тором при работе на плотном грунте с учетом его догрузки от массы на-'
весного оборудования при буксовании не выше 7% для гусеничных и 20%.
для колесных машин и скорости 2,5—3,5 км/ч.

Основными параметрами бульдозера, характеризующими его эксплуа-
тационные качества, являются эксплуатационная масса, основные рабочие
скорости, среднее статическое давление и смещение центра давления,
удельное напорное усилие и удельное вертикальное усилие внедрения на
режущей кромке ножа отвала, определяющие возможность разработки
грунтов с различным сопротивлением копанию.

К основным конструктивным параметрам рабочего оборудования бульдо-
зера относят длину и высоту отвала, параметры профиля отвальной по-
верхности, углы установки отвала, наибольшую высоту подъема и опуска-
ния отвала, угол въезда, скорости подъема и опускания отвала.

Номинальное тяговое усилие бульдозера

где т—масса машины; ут—коэффициент использования массы базовой
машины с оборудованием по сцеплению.

Если мощность двигателя базовой машины не обеспечивает макси-
мального тягового усилия по сцеплению с учетом догрузки от массы буль-
дозерного оборудования и работы со скоростью 2,5—3,5 км/ч, то за но-
минальное тяговое усилие принимают наибольшее возможное по двигателю
тяговое усилие при скорости, близкой к указанным выше значениям.

При отсутствии у базовой машины передач со скоростью 2,5—3 км/ч
или невозможности их использования на бульдозерных работах по усло-
виям прочности за номинальное тяговое усилие принимают максимальное,
тяговое усилие на передаче, которая может применяться и обеспечивать»
скорость, близкую к указанным значениям.	. •
Эксплуатационная масса бульдозера

тб = тб.м + тб.о,

где тб.м—эксплуатационная масса базовой машины без навесного обору-
дования (со смазкой, водой, полной заправкой топлива, водителем, балла-
стом и возимым инструментом и комплектом запасных частей);
mgo—эксплуатационная масса бульдозерного оборудования (со смазкой,
маслом в гидросистеме и др.).

Скорость рабочего хода бульдозера при отсутствии автоматизирован-
ного управления бульдозерным оборудованием и трактором выбирают
в пределах 2,5—3,5 км/ч. Увеличение скорости рабочего хода выше этих
значений ограничивается невозможностью точного управления рабочим
органом из-за утомляемости водителя при ручном управлении, отсутствием
жесткой связи между опорной поверхностью гусениц и остовом трактора,
ограниченным запасом крутящего момента двигателя и другими факторами.
Технология и безопасность производства ряда бульдозерных работ (засып-
ки и рытья глубоких траншей, разработки выемок, террас на косогорах,
прокладки пионерных дорог и т. д.) не может обеспечиваться при скоро-
стях приведенных выше. Скорость рабочего хода выше 2,5—3,5 км/ч при
копании грунта резко повышает утомляемость водителя при почти неиз-
менной эффективности бульдозера даже при условии использования раз-
личного рода опорных устройств и лыж.

Скорость обратного хода бульдозера выбирают с учетом типа подвески
гусениц базового трактора и расположения центра масс машины.

Из-за значительных продольных и поперечных колебаний бульдозера
скорость обратного хода при полужесткой и балансирной подвесках гусе-
ниц не может быть выше 5—6 км/ч, а при эластичной и балансирно-звенье-
вой— более 7—8 км/ч. Расположение центра масс бульдозера при отвале
в транспортном положении ограничивает возможные транспортные скоро-
сти указанными выше значениями.

При рабочем ходе бульдозера тяговое усилие базовой машины в связи
с неточностью управления и переменным сопротивлением грунта копанию
изменяется от нуля до максимально возможного значения. Учитывая это,
при определении центра давления тяговое усилие Тк и горизонтальную со-
ставляющую сил сопротивления на отвале приближенно определяют по
формуле (рис. 113)

Рис. 113. Схема сил для определения координаты
центра давления бульдозера

10 л/р. Гобермана

289
К = Rx = /стРн,

где Рн — номинальное тяговое усилие бульдозера; /стякО,7— коэффициент
использования тягового усилия.

Вертикальная составляющая результирующей сил сопротивления на
отвале

R2 = Rxtgv,

где v — угол наклона (к горизонтали) результирующей сил сопротивление
на отвале.

При оптимальных для средних грунтовых условий параметрах профиля
отвальной поверхности угол наклона результирующей сил сопротивления
изменяется от 15 до 21° вниз при устойчивом резании и перемещении грун-
та плотной структуры; от 0 до 6° вниз и вверх при устойчивом резании
и перемещении грунта в разрыхленном состоянии и при перемещении раз-
рыхленного грунта в траншее.

Под устойчивым процессом понимают копание и перемещение или»
только перемещение грунта с максимально возможным объемом призмы
волочения в зависимости от глубины резания, грунтовых условий, параме-
тров профиля отвальной поверхности и режима движения.

При устойчивом процессе копания объемы грунта, поступающего
в призму волочения и уходящего в боковые валики, равны. При устойчи-
вом процессе перемещения постоянство объемов призмы волочения сохра-
няется благодаря боковым стенкам траншеи, препятствующим уходу грун-
та в боковые валики, и дополнительному срезанию грунта.

При определении координаты центра давления Хд угол наклона v ре-
зультирующей сил сопротивления принимают (см. рис. ИЗ) при копании
грунта плотной структуры v' = 17° (вниз); при копании грунта в разрыхлен-
ном состоянии и перемещении разрыхленного грунта в траншее у" = 0.

Расстояние от режущей кромки ножа отвала до точки приложения ре-
зультирующей сил сопротивления на отвале Иц при указанных выше усло-
виях составляет при копании грунта плотной структуры /гд = 0,17Н; при
копании грунта в разрыхленном состоянии и перемещении разрыхленного
грунта в траншее hR = Q,21H (здесь Н — высота отвала без козырька).

Расстояние определяется конструктивно с учетом места приложения
результирующей сил сопротивления на отвале.

По координате х" находят смещение центра давления от середины
опорной поверхности гусениц, которое для всех расчетных случаев не дол-
жно превышать 1/6 длины этой опорной поверхности (см. § 37).

Иногда дополнительно проверяют положение центра давления и опре-
деляют удельные нагрузки на передней и задней опорных кромках гусениц
для следующих случаев:

бульдозер с поднятым отвалом стоит на склоне, имеющем предельный
для данной машины уклон, а — 20°;

бульдозер движется под наибольший допустимый уклон с максимально
возможным объемом призмы волочения при одновременном резаний
грунта (а = 20°);

бульдозер движется в траншее на максимально допустимый подъем
(а = 15°) без дополнительного срезания грунта, но с максимально воз-
можным объемом призмы волочения;
бульдозер движется по горизонтальной поверхности с максимально
возможным объемом призмы волочения при одновременном резании
грунта выглубляемым отвалом;

то же, но с заглубляемым отвалом.

Для двух последних случаев горизонтальную составляющую результи-
рующей сил сопротивления на отвале принимают равной 0,7Рн, а верти-
кальное усилие выглубления или заглубления 0,5 максимально возможного
по условию опрокидывания бульдозера. Во всех указанных случаях отрыв
передней или задней кромок опорной поверхности гусениц от грунта
недопустим.

Рассмотренные расчетные случаи для определения центра давления
в равной мере относятся к бульдозерам с неповоротным и поворотным от-
валом. Для бульдозера последнего типа при этом принимают прямую
установку отвала, т. е. перпендикулярно продольной оси машины, так как
при повернутом в плане отвале такие бульдозеры из-за возможного боко-
вого смещения машины работают со значительно меньшими тяговыми
усилиями.

Для колесных бульдозеров аналогично находят реакции на колесах, ко-
торые сравнивают с допустимой нагрузкой на шины.

Для современных бульдозеров удельное напорное усилие </,, равное от-
ношению номинального тягового усилия бульдозера к длине ножа отвала,
составляет 400 600 Н на 1 см режущей кромки ножей отвала и увеличи-
вается с повышением номинального тягового усилия бульдозера.

Вертикальное давление qK на режущей кромке отвала при возможности
принудительного заглубления отвала составляет 40 500 Н на 1 см2 (4-50
кгс/см2) опорной площади ножей при их незатупленном состоянии
и 20—150 Н на 1 см2 опорной площади ножей в полностью затупленном
состоянии. В среднем вертикальное давление на затупленных ножах в
3 раза ниже, чем на незатупленных. У бульдозеров, не имеющих принуди-
тельного заглубления отвала, эти показатели в 3 4 раза меньше.

По значениям удельного напорного усилия и вертикального давления
на режущей кромке ножей бульдозера судят о возможности разработки
грунтов различной прочности.

Категория i рунта . .	I

Чг, Н/см................... До	150

</„. МПа................... До	I

II
200 — 300

1.2-2

III	IV

400 — 5 50	Более 6000

2,5 —3.5 Более 3,5

Длину неповорогного отвала бульдозера выбирают минимально воз-
можной из расчета перекрытия габарита базовой машины по ширине или
наиболее выступающих в стороны элементов толкающей рамы не менее
чем на 100 мм с каждой стороны. Э то объясняется, с одной стороны, стре-
млением получить максимально возможные удельное напорное усилие
и вертикальное давление на режущей кромке ножей, с другой — необходи-
мостью обеспечения беспрепятственной работы траншейным способом.
Для работы в легких условиях длину отвала можно увеличить, применив
Удлинители и уширители.

Длину поворотного отвала бульдозера выбирают аналогично при по-
вернутом в плане отвале.
33. Рекомендуемая минимальная высота отвала

Номинальное тяговое усилие		Высота (мм) отвала			
		неповоротного		поворотного	
базовой машины	бульдозера	без козырька	с козырьком	без козырька	с козырьком
0,2	0.25	400		300.	400
0,6	0.75	400	500		
0.9	1.10	600	—	500	600
1,4	1.80	600	700		
3,0	3,6	800	900	700	800
5,0	6.0	900	1000	800	900
10,0	12.0	1100	1300	1000	1200
15,0	18,0	1200	1400	1100	1300
25,0	30,0	1400	1600	1200	1400
50,0	60,0	1800	2200	1600	1900

Высота отвала определяется тяговым усилием бульдозера при скоро-
сти, характерной для бульдозерных работ, параметрами отвальной поверх-
ности и грунтовыми условиями.

Для бульдозеров общего назначения высоту отвала можно ориентиро-
вочно находить по эмпирическим формулам:

для неповоротных отвалов

ЯН = 5ОО[/К-5РИ;

для поворотных отвалов

Нл = 450|/р^~5Рн.

Формулы справедливы для номинальных тяговых усилий менее 400 кН
(40 тс). При тяговых усилиях более 400 кН высоту отвалов можно опреде-
лить по тем же формулам, но с коэффициентами при вторых членах,
равными единице.

В табл. 33 приведены рекомендуемые значения высоты отвалов бульдо-
зеров общего назначения, скорректированные по условиям унификации
и обеспечения обзорности.

Отвалы бульдозеров общего назначения рекомендуют снабжать козы-
рьком, препятствующим пересыпанию грунта через верхнюю кромку при
динамических толчках, на подъемах и в случаях, если процесс движения
стружки по отвальной поверхности нарушается.

Высота козырька (по вертикали) должна составлять 0,1—0,30 высоты
отвала. При определении высоты отвала с козырьком необходимо обеспе-
чивать при транспортном положении отвала определенный угол въезда
и достаточно хорошую видимость пространства перед бульдозером.

К основным параметрам профиля отвала (рис. 114) относятся:

Н—высота отвала без козырька (расстояние по вертикали между режу-
щей кромкой среднего ножа и верхней кромкой отвальной поверхности);

у0—угол резания при основной установке отвала (угол между горизон-
талью и передней плоскостью ножей);

Р —угол опрокидывания, при основной установке отвала (угол между
горизонталью и касательной к отвальной поверхности в верхней кромке
отвала);
рис. I !-* Параметры и построение профиля
отвальной поверхности

Ео—угол наклона при основной
установке отвала (угол между го-
ризонталью и линией, соединяю-
щей верхнюю кромку отвальной
поверхности с режущей кромкой
среднего ножа отвала).

Дополнительными параметра-
ми профиля отвала являются:

—высота отвала с козырь-
ком (расстояние по вертикали меж-
ду верхней кромкой козырька в
середине и режущей кромкой сред-
него ножа);

рк—угол установки козырька
при основном положении отвала
(угол между горизонталью и пло-
скостью козырька);

О0 — задний угол при основной установке отвала (угол между горизон-
талью и линией, соединяющей режущую кромку среднего ножа с наиболее
выступающим элементом конструкции внизу на тыльной стороне отвала).

Ниже приведены рекомендуемые значения параметров профиля отва-
лов общего назначения.

Отвал

7». град

Ро. грая..................................

Рк- 1 рал.................................

Ради ус кривой части oi вальной поверхности
Длина прямой части внизу отвальной
поверхности ..............................

Неповоротный

55

75

70 — 75

90-100
R^Il

Новоротный
50 — 55
75
65-75
90-100

R = (0,8 - 0,9) И

По ширине ножей

Значения параметров отвальной поверхности могут быть откорректи-
рованы в зависимости от конструкции, эксплуатационных и производ-
ственных условий.

Профиль отвала строят в определенном порядке.

Через точку О проводят горизонтальную прямую 2—2 и вертикальную
1 I. Далее проводят прямую 3—3, отстоящую от прямой 2—2 на расстоя-
нии Н. Затем через точку О проводят прямую 4-4 под углом s0 к гори-
зонтали. Через точку пересечения прямых 3—3 и 4—4 проводят прямую
6—6 под углом Ро и перпендикулярную ей прямую 7—7. На прямой 7—7
откладывают радиус R. Через точку О проводят прямую 5—5 под углом у0
к горизонтали. Дуга окружности 8—8 радиусом R должна пройти через
точку пересечения прямых 3—3, 4 — 4 и 6—6 и коснуться прямой 5—5 в
точке О, которая разграничивает прямую и кривую части отвала.

Для построения профиля козырька через точку пересечения прямых
3 3 и 4—4 проводят прямую 9—9 под углом |3К, ограничивая ее горизон-
тальной прямой 10—10, отстоящей от прямой 2—2 на расстоянии Нк.

Радиус кривой части отвальной поверхности R, высота отвала Н
и углы резания у0, опрокидывания 0О и наклона отвала е0 связаны меж
собой зависимостью

R = H_____________sin (е0 ~ То)__________

sin e0 [1 — sin (Po + Yo - n/2)] '

(129)

При выбранных значениях H, у0, 0О и е0 радиус кривой части R находят
по этой зависимости.

При рекомендуемых значениях углов отвальной поверхности для непо-
воротного отвала (у0 = 55°, р0 = 75° и £0 = 75е) зависимость (129) имеет вид

R =0,99 Н,

а для поворотного отвала (у0 = 55°, 0О = 70° и г0 = 75°)

R = 0,81Я.

Задний угол 0О отвала имеет большое значение для работ с резкими
изменениями уклона поверхности, по которой движется бульдозер (рытье >
каналов, траншей, штабелирование и т. п.). Большинство работ бульдозер l
выполняет траншейным способом.

В большинстве случаев при траншейном способе работы потребное
значение заднего угла равно максимальному рабочему углу подъема или
спуска. Иногда задний угол должен быть равен сумме предельных рабочих
углов спуска и подъема. При малых значениях заднего угла отвал при из- '
менениях уклона поверхности грунта, по которой движется бульдозер, мо-
жет опираться на тыльную часть коробки жесткости, а не на нож. Это при-
водит к некачественному выполнению работ и потерям части набранного
грунта.

Учитывая конструктивную сложность обеспечения больших значений
заднего угла отвала, рекомендуется принимать его равным 20—30°.

Угол § перекоса отвала в поперечной вертикальной плоскости облег-
чает производство работ бульдозерами на косогорах, обеспечивает разра-
ботку более тяжелых грунтов, позволяет легко ликвидировать производ-
ственные погрешности и заменять механизмы поворота базового трактора
в процессе работы. Рекомендуемый диапазон регулирования угла перекоса
составляет 0—12° при гидрофицированном перекосе отвала и 0—6°—при
ручном (рис. 115).

Угол а поворота отвала в плане ограничен смещением центра давления -•
бульдозера вперед, поэтому обычно его принимают равным 25—30°, хотя \
при этом грунт плохо сдвигается в сторону.

Грунт удовлетворительно смещается в сторону только при углах пово-
рота 45° и более, позволяя производить отдельные работы путем непреры-
вного движения бульдозера вдоль фронта работ (засыпка траншей, разрав-
нивание валов, кавальеров и др.).

Максимальную высоту подъема Нц (рис. 116) и опускания Но непово-
ротных и поворотных отвалов бульдозеров общего назначения выбирают
с учетом работы при определенных изменениях уклона поверхности, по ко- %
торой движется машина. Максимальные необходимые значения высоты <
подъема Нп и опускания Но отвалов определяются суммой предельных ра-
бочих углов спуска фс и подъема фп.	1

'й|
294	J
6)

Рис. 115. Схема для определения углов спуска и подъема, высоты подъема Нп и опу-
скания Яо отвала:

л — при спуске и последующем подъеме; б — при подъеме и последующем спуске:
л — при траншейном способе работы

Учитывая, что бульдозеры общего назначения практически чаще всего
работают с уклонами до 20° и не имеют рычажных систем, высоту подъе-
ма выбирают по углу въезда, который должен быть не менее 20°, с учетом
просадки подвески ходовой части базовой машины.

Высоту Но опускания отвала ниже опорной поверхности ходовой части
базовой машины выбирают такой, при которой угол между опорной по-
верхностью гусениц и линией, соединяющей режущую кромку опушенного
отвала с центром давления, не менее 20°. У колесных машин опускание от-
вала может ограничиваться толкающими брусьями, которые при пол-
ностью опущенном отвале не должны заходить за линию, проходящую

Рис. 116. УЗлы установки и форма отвалов
через режущую кромку и являющуюся касательной к окружности передних «
колес.	!

При необходимости анализа конструкции проводят тяговый расчет
бульдозера, при котором определяют отдельные виды сопротивлений, дей-
ствующих на отвал при работе, и потребное тяговое усилие базовой ма-
шины (см. гл. IX, X, XI).

При тяговом расчете объем призмы волочения ТпР принимают равным
^лр — -®-Н2/(2/сПр),

где В—длина отвала; Н—высота отвала без козырька’
&пр—коэффициент, зависящий от характеристики грунта и формы отвала1
для связных грунтов /сПр = 0,8-?0,9; для несвязных кпр = 1,2 4-1,3.

Общее сопротивление копанию бульдозерным отвалом

W= Wp+ Ж + Жпр + Ж + Жт,

где Wp—сопротивление отделению грунта от массива и формированию
стружки; —сопротивление перемещению стружки по отвалу; 1Ипр—
сопротивление перемещению призмы волочения; Wq—сопротивление
перемещению бульдозера, равное при движении по горизонтальной
плоскости сопротивлению качения; 1Тт—сопротивление трению ножа.

Сопротивление отделению грунта от массива и формированию стружки
Wp = kBh,

где к—удельное сопротивление копанию на единицу лобовой площади от-
вала [при = 55° для грунта I категории к = 70 кПа (7000 кгс/м2); II
категории—к = 110 кПа (11000 кгс/м2); III категории—к. = 170 кПа (17000
кгс/м2)]; h—глубина резания [оптимальное значение h = (0,074-0,11)Н для
плотных грунтов и h = (0,094-0,15)77—для разрыхленных].

Сопротивление перемещению стружки по отвалу

, ц<.+ ц,
Wc = тпрд cos2 у0-----.

где »/Г|р = КПррГр'—масса призмы волочения (ргр—объемная масса грунта);
д—ускорение свободного падения; у0 — основной угол резания; щ,
|12—коэффициенты внешнего и внутреннего трения (цх =0,354-0,8, ц2 =
= 0,54-1,0).

Сопротивление перемещению призмы волочения

Ипр ГПпр 99-2•

Сопротивление трения ножа о грунт учитывают при работе отвалом
в плавающем положении. Трение, возникающее на ноже из-за остаточных
деформаций, учтено в сопротивлении Жр:

ИТ = Pi (R, + тод),

где то—масса отвала и толкающей рамы или брусьев; R.—вертикальная
составляющая результирующей сил сопротивления на отвале.

Общее сопротивление W сопоставляют с тяговым усилием базового
трактора с учетом его догрузки навесным оборудованием и коэффициен-
Рис. 117. Силы, действующие на

отвал при заглублении

Рис. 118. Силы, действующие на отвал при выглублении

тов сцепления в соответствии с областью применения машины, а также
проверяют возможность работы на подъем.

При тяговом расчете бульдозера с поворотным отвалом учитывают
разложение сил сопротивления в соответствии с углом поворота отвала а.

Механизмы управления выбирают, задавая скорость подъема и опуска-
ния отвала, которая в соответствии с действующим стандартом должна
быть не менее 0,25 м/с, и усилия заглубления и выглубления, которые дол-
жны обеспечивать опрокидывание базового трактора вокруг передних
и задних опорных точек гусениц или осей колес (рис. 117 и 118). При обыч-
ном конструктивном исполнении гидроцилиндров соотношение скоростей
штока в одну и другую сторону v'/v"«1,34. Насосы, их подачу и давление
предохранительного клапана выбирают, исходя из требуемых усилий за-
глубления и выглубления.

При работе бульдозера на неровной поверхности неизбежно возникают
такие положения, когда на отвале действует вверх или вниз усилие, опре-
деляемое массой базового трактора. Поэтому усилие выглубления RZB
п заглубления R:, отвала (на рисунке показано направление реакций от
этих сил) определяют по условиям опрокидывания в статическом положе-
нии;

тб^(2оп-^1) D 'Нб.^1

, R-в- ,

% и “Ь «2	-

тле Io,] -длина опорной поверхности гусениц; —расстояние от центра
масс бульдозера до оси опорного элемента; d2 — расстояние от режущей
кромки до оси опорного элемента.

При некоторых типах подвески гусениц часть их массы не может быть
использована для заглубления. В Этом случае массу бульдозера соответ-
ственно уменьшают. Масса ходовой части современных гусеничных трак-
торов достигает 20—50% их конструктивной массы.

При запертом положении распределителя и воздействии динамических
нагрузок гидросистема может перегружаться больше, чем от полной
массы базового трактора. Для обеспечения своевременного и точного
управления бульдозерным отвалом при действии динамических нагрузойЗИ
усилия заглубления и выглубления должны быть больше полученных по^Я
условиям опрокидывания в статическом положении. Наибольшим являетсяЯ
усилие выглубления К-в. по которому с учетом скорости подъема и опре-Я
деляют нужное давление и диаметр гидро цилиндров.	ту

При работе на бульдозерный отвал могут действовать нагрузки, значи-

тельно превышающие тяговые и статические показатели машины, что
обусловливается динамическим воздействием бульдозера на разрабаты-
ваемый грунт или материал. Согласно экспериментальным исследованиям
коэффициенты динамичности составляют для горизонтальной составляю-
щей сил сопротивления кл, = 2,4-?2,9 и выше; для вертикальной к,1н =
= 1,4ч-1,5;. для боковой кд.б = 1,2 ч-1,4.	"	,3

Приведенные значения получены при скорости движения 2,5—3 км/ч Ж
и скорости подъема- опускания отвала 0,4—1,0 м/с.

Техническая производительность бульдозера	‘Т

Пл — Vn^K,

где V—объем призмы волочения; пц—расчетное число рабочих циклов /'
в единицу времени при работе в средних грунтовых условиях на горизон- йй
тальной поверхности, без штабелирования грунта; п = 60/Тц (здесь Т1( =
=	+ С.х + fn + fo + Гм, гДе fP.x—расчетное время рабочего хода; Jr

fo.x—расчетное время обратного хода; t'a, t"—время остановок после ра-
34. Значения коэффициентов, входящих в коэффициент A'	j .jF

Коэффициент	Бульдозер	Дф	
	гусеничный	колесный	Ш
Кк при квалификации оператора: отличной 	  средней	  плохой 	  Кг (грунтовых условий при работе:  на разрыхленном грунте	  на мерзлом грунте:	  с гидроперекосом	  без гидроперекоса	  при канатном управлении 	  на сухих или липких грунтах 	  на разрыхленных легких скальных породах ....  Ку (технологии работы):  при траншейном способе	  при сдвоенной работе .............  Кп (погодных условий) при ныли, снеге, дожде, тумане или в сумерках			  Kv (уклона) при уклоне. 1рад:  неблагоприятном:  5	  .10	  благоприятном:  5	  10	  15	  Кв (использования времени)	  KVih (применения уширителей)		1 0.75 0,6  1.2  О.Х 0,7 0,6 0.S  0.6-ОД  1.2  1.15- 1.25  0,Х  0.65 0,5  1.35 1.9  1 1  Г>.Х5 1.2- 1.3	1  (Кб  0.5	3  1.2  0.75  0.S  1.2  1.15 - 1.25 -  0.7  -  0.S5	•>,  1,15 — 1,25  	—* д®|
29Н 1		
бочего и обратного хода, при которых начинается подъем или опускание
отвала: Гм - время маневрирования (перехода на другую полосу после
обратного хода); К —комплексный коэффициент, представляющий собой
лроизведение коэффициентов, учитывающих влияние различных факторов.

Комплексный коэффициент

К = К кК । КIК цК ук цК'уив

ие К к- К,. К,. К„, Ку. Кк. К V|i, коэффициенты, определяемые по табл.
34.

При подсчете времени элементов рабочего цикла следует использовать
рекомендации, изложенные в начале параграфа. Кроме того учитывают,
что коэффициент потери скорости рабочего хода Кп.р.х из-за буксования,
неточного управления отвалом, разницы в сопротивлении и т. д. для сред-
них условий работы составляет 0,60—0,75, а коэффициент обратного хода
Кп.о.х = 0.9-т 0,95. Время остановок после рабочего и обратного хода соста-
вляет 4- — 6 с при механической трансмиссии и 3—4 с при гидромеханиче-
ской, время маневрирования, приходящееся на один цикл,— 1—2 с.

Производительность бульдозеров с поворотным отвалом и с непово-
ротным с амортизаторами для толкания (укороченной длины) составляет
0.5-0.75 производительности бульдозера с неповоротным отвалом.

§ 55.	СКРЕПЕРЫ

Скрепером называют землеройно-транспортную машину с рабо-
чим органом в виде ковша, которая может производить послойное копа-
ние с набором грунта в ковш и грубым планированием разрабатываемой
поверхности, транспортирование набранного грунта, его выгрузку с раз-

е)

*)

Рис. 119. Схема скрепера:

(! — прицепного; 6 — полунрицепного; « — самоходного одномоторного; г — самоходного двух-
моторного: д — самоходного двухмоюрного со сцепками для спаренной работы: е - само-
родного гусеничного: ж — скреперный поезд
300
равниванием и частичным уплотнением ходовыми коле-
сами и возврат в забой в исходное положение.

Скреперы используют на земляных работах различ-
ных видов строительства для разработки грунтов I—IV
категории (III — IV категории чаще всего в разрыхленном
состоянии). Отдельные большегрузные скреперы исполь-
зуют для разработки разборных разрыхленных скальных
пород типа легких известняков, мергелей, сланца и т. д.

Скреперы выполняют в виде прицепных и полупри-
цепных конструкций к гусеничным и колесным тракторам
или в виде самоходных машин (рис. 119). Прицепные
скреперы могут иметь двух- или одноосную конструкцию.
У них масса скрепера и грунта передается на опорную
поверхность почти целиком через колеса скрепера. У полу-
прицепных скреперов масса воспринимается колесами
как скрепера, так и тягача. Целесообразная дальность
транспортирования грунта зависит от подъездных путей
и скоростных характеристик базовых тракторов. Обычно
она не превышает 500—700 м для прицепных скреперов,
1000—1500 м для полуприцепных и 2000 м для само-
ходных.

Самоходные скреперы выполняют на базе одно-
или двухосных колесных тягачей или в виде спе-
циализированных конструкций, например, с дизель-элект-
рическим приводом и мотор-колесами (рис. 120). Известны
конструкции гусеничных самоходных скреперов, у кото-
рых ковш встроен между гусеницами, а передняя заслонка
может использоваться как бульдозерный отвал. Такие
скреперы применяют в тяжелых условиях на грунтах
с низкой несущей способностью. На базе одно- и
двухосных тягачей создают также двухмоторные скреперы,
у которых на задней скреперной оси установлен второй
двигатель и трансмиссия (для привода задних колес),
управление осуществляется из кабины тягача. Такие
скреперы применяют для работы в тяжелых грунтовых
и эксплуатационных условиях, например, при длительных
подъемах в груженом состоянии, больших уклонах, слабой
несущей способности грунта и т. д. Скреперы с ковшом
большого объема снабжают спереди гидроуправляемыми
сцепными устройствами и толкающей плитой, обеспечи-
вающими быстрое соединение двух скреперов для их
поочередной загрузки и разъединение для раздельной
доставки грунта к месту выгрузки. Известны, кроме
того, большегрузные скреперные поезда с двумя-тремя
ковшами и всеми ведущими колесами, которые обычно
создают на базе двухмоторных скреперов.

При обычной системе загрузки грунтом скреперы
всех видов (прицепные, полуприцепные, двухмоторные
самоходные и с дизель-электрическим приводом и
всеми ведущими колесами), кроме скреперов со сцепкой для спарен-
ной работы и скреперных поездов, обеспечивают самозагрузку только
в легких грунтовых условиях. В остальных случаях для эффектив-
ной работы при загрузке надо применять толкач в виде бульдозера с уси-
ленным отвалом, специальный бульдозер -толкач с отвалом укороченной
длины, снабженным амортизаторами, или трактор--толкач с толкающими
плитами, оборудованными амортизаторами. Одномоторные скреперы
с обычной загрузкой используют только с толкачами, которые обычно ра-
ботают с поездом из четырех-пяти скреперов. Скреперы с принудительной
загрузкой, обычно элеваторной, обеспечивают самозагрузку, но не могут
работать при наличии в грунте больших камней и каменных включений.

Для прицепных и полуприцепных скреперов к гусеничным тракторам
максимальные транспортные скорости обычно не превышают 10—15 км/ч,
полуприцепных 30—40 км/ч, самоходных 50—60 км/ч. Практически дости-
гаемые транспортные скорости движения скреперов часто не превышают
20—25 км/ч даже для самоходных скреперов с рессорной подвеской колес.
Только при тщательной подготовке транспортных путей и наличии подве-
ски колес получают скорости выше указанных.

Скреперы классифицируют по объему ковша, способам загрузки и раз-
грузки, типу управления и другим конструктивным признакам. Прицепные
скреперы имеют ковш с геометрическим объемом 3—25 м3, полупри-
цепные — 4,5—25 м3, самоходные — 8—40 м3. Отечественными стандарта-
ми установлен типоразмерный ряд по геометрическому объему ковша: для
прицепных и полуприцепных скреперов — 3, 4, 5, 6, 7, 10, 15 м3, для само-
ходных— 8, 10, 15 и 25 м3.

По способу загрузки разделяют скреперы с принудительной (транспор-
тером— элеватором) и свободной (тяговым усилием) загрузкой.

По способу разгрузки разделяют скреперы со свободной разгрузкой
вперед или назад, принудительной разгрузкой (обычно вперед) и полупри-
нудительной вперед, назад или в середине, через щель (рис. 121). На скрепе-
рах с элеваторной загрузкой применяют принудительную разгрузку через
сдвигаемое днище ковша путем выдвижения задней заслонки. Наиболее
распространена принудительная разгрузка, обеспечивающая возможность
работы на влажных и липких грунтах.

Передние заслонки в скреперах могут быть свободно плавающими или
управляемыми, с помощью которых можно регулировать зев между за-
слонкой и ножами. Для скреперов применяют в основном гидравлическое
управление, канатно-блочное управление используют реже.

Рис. 121. Основные типы разгрузки:

« — свободная (опрокидыванием ковша); « — принудительная (выдвижением задней стенки);

в — полупринудительная через щель (поворотом днища с задней стенкой)
Ножи на скреперах устанавливают по одной линии для проведения пла-
нировочных операций и с выступающей средней частью — для земляных
работ, где такая установка обеспечивает лучшее заполнение, особенно
в конце набора ковша.

Главным параметром скрепера является геометрический объем ковша,
который определяют по внутренней ширине ковша и очертаниям его бо-
ковых стенок в соответствии с действующими стандартами. Объем ковша
« с шапкой» находят с учетом уклонов боковых поверхностей грунта, вы-
ступающего над ковшом (обычно 1:2 и 1:1), также в соответствии со
стандартами.

К основным параметрам скрепера, определяющим его эксплуата-
ционные качества, относят массу скрепера и распределение нагрузок по
осям, рабочие и транспортные скорости, преодолеваемые уклоны, ширину
ковша и скрепера, толщину распределяемого слоя. Конструктивными пара-
метрами скрепера являются размеры и форма ковша, заглубление и угол
резания ножей, скорости управления подъемом — опусканием ковша
и передней заслонки, выдвижения задней стенки и т. д.

Большинство из этих параметров в той или иной мере связано с тя-
говыми показателями, определяемыми при тяговом расчете для проверки
соответствия объема ковша и возможных тяговых усилий заданным режи-
мам и грунтовым условиям, поэтому большую часть параметров опреде-
ляют в процессе тягового расчета. Хотя транспортные элементы рабочего
цикла (груженый и порожний ходы) составляют для скреперов до 90% об-
щего времени, тем не менее тяговый режим при наборе является опреде-
ляющим с точки зрения обеспечения необходимой загрузки ковша.

Общее сопротивление копанию, возникающее в конце наполнения ков-
ша, равно сумме всех сопротивлений, действующих в это время (рис. 122):

И = И'к + Ир -F Иц + Ипр.

где Ик- -сопротивление движению груженого скрепера (на передних коле-
сах WK „, на задних Жкл); Ир—сопротивление отделению грунта от массива
и формированию стружки (сопротивление резанию); Иф— сопротивление
движению стружки в толще выбранного грунта и наполнению ковша;
Ифр— сопротивление перемещению призмы волочения.

Сопротивление качению скрепера WK определяют с учетом уклонов до-
роги, по которой происходит движение:

Hlrfl + , Фе,

Кр J

Рис. 122. Силы сопротивления, действующие при наборе грунта

ковш скрепера
где тс—масса скрепера; q—геометрический объем ковша; р — объемная
масса грунта в естественном состоянии; кп— коэффициент наполнения-
кр—коэффициент разрыхления; \|/с — коэффициент сопротивления движе-
нию [формула (112)].

Массу скрепера ориентировочно принимают равной для прицепных
скреперов (1,0—1,2) q, полуприцепных (0,9—1,3) q, самоходных на базе одно-
осного тягача (2,2—2,6) q. Масса скреперов с элеваторной загрузкой при-
близительно на 10—15°,, больше массы обычных скреперов, а двухмо-
торных на 15—25% больше, чем одномоторных. Коэффициент кп при
тяговых расчетах обычно принимают равным 1,2—1,4 или вместо геоме-
трического объема используют значение объема «с шапкой». Для скрепе-
ров с элеваторной загрузкой всегда принимают объем «с шапкой».

Сопротивление Wp определяют по удельному сопротивлению резанию,
отнесенному к единице площади резания:

Wp = kKbh,

где кК--удельное сопротивление резанию; b и h — ширина и глубина
резания.

Для песков и слабых песчаных грунтов удельное сопротивление кК со-
ставляет 50—70 кПа (5000—7000 кгс/м2), супесей и суглинков 80—100 кПа
(8000—10000 кгс/м2), тяжелых суглинков и глин 100—120 кПа
(10000—12000 кгс/см2). Грунты с сопротивлением кК больше указанных
значений подлежат рыхлению.

Ширину резания принимают в зависимости от типоразмера скрепера,
ориентируясь на действующие стандарты. При этом учитывают необходи-
мость транспортных перевозок скрепера по железной дороге в соответ-
ствии с действующими нормами и, если надо, предусматривают возмож-
ность разборки скрепера.

Глубину резания h назначают с учетом возможного максимального
опускания ковша и расположения передней и задней осей скрепера при ко-
пании на разном уровне. Обычно максимальную глубину hm.iX принимают
равной 0,5—0,8 м из-за неровностей, на которых может работать скрепер,
хотя чаще всего h не превышает 0,2— 0,3 м. При назначении глубины реза-
ния h учитывают не только типоразмер скрепера, но и возможность его
работы в системе машин, например, после рыхлителя, которым произво-
дят рыхление на определенную глубину, или при работе с транспортером,
в который производится разгрузка.

Сопротивление включает сопротивление Wn от веса поступающего
в ковш грунта и сопротивление И7] трению сформированной стружки
в массе набранного грунта. При этом

И7/ = kchhpHc,

где кс— коэффициент увеличения толщины стружки при ее формировании
по сравнению с глубиной резания (кс = 1,2 ч-1,8 для малосвязных и кс =
= 1,4ч-2,4 — для связных грунтов); Нс—высота выхода стружки в конце
набора (обычно принимают на 20—30% больше высоты боковых стенок
ковша на расстоянии 0,4—0,8 м от режущей кромки назад).

Сопротивление трению И7') возникает из-за давления грунта по обе сто-
роны от сформированной стружки при ее перемещении вверх. Вначале за-
304
г

Рис. 123. Схема набора грунта в ковш скрепера при загрузке:

а — свободной; б — элеваторной (цифрами указана последовательность заполнения ковша)
волнения ковша срезаемый грунт продвигается до задней стенки, уклады-
ваясь последовательно двумя — тремя слоями. Затем отделяемый от
массива грунт сгруживается над ножом и начинает поступать на перед-
нюю заслонку. После двух-трех поочередных поступлений грунта в зад-
нюю часть ковша и на переднюю заслонку создается давление грунта,
обеспечивающее формирование стружки из отделяемого от массива грун-
та. Когда набирается последняя 1/3 объема ковша, заполнение происходит
при формировании стружки и ее проталкивании через толщу набранного
грунта (рис. 123). Сопротивление трению

IV" = ЬН^ркн.

Коэффициент кн зависит от свойств грунта и определяется по формуле

I
г

где ф2 — угол внутреннего трения (см. § 12).

Сопротивление перемещению призмы волочения

Ипр =

где кп—коэффициент призмы волочения перед заслонкой и ножами ковша
(обычно составляет 0,5—0,7, большие значения для сыпучих грунтов).

Для работы самоходных скреперов без тракторов-толкачей необходи-
мо. чтобы максимальное окружное усилие Рк на ведущих колесах скрепера
[см. формулу (108)] было не меньше суммарного сопротивления, т. е.

Рк > W-

Для прицепных скреперов то же условие соблюдается при

TK^W,

где Тк—полезная сила тяги на крюке тягача [см. формулу (НО)].

При использовании толкачей те же условия соответственно для само-
родного и прицепного скрепера имеют вид

к0(РК + ТД W- ко(Тк + Тт) э IV,

где Тл—толкающее усилие толкача; к0—коэффициент одновременности
работы (ко = 0.85 4-0,9).
Максимальное преодолеваемое сопротивление при работе скреперов
лимитируется силой сцепления движителей скрепера или тягача с поверх-
ностью качения.

У прицепных скреперов в груженом состоянии на задние колеса прихо-
дится 60%, на передние 40% общей массы. Сцепной массой в этом случае
является масса тягового гусеничного трактора или масса колесного трак-
тора, приходящаяся на ведущие колеса. Пригрузкой от дышла скрепера
обычно пренебрегают. У полуприцепного скрепера 60- 70% массы прихо-
дится на задние колеса и 30—40% — на опорно-сцепное устройство, через
которое осуществляется пригрузка базового колесного трактора, что
учитывают при определении его сцепной массы. Для самоходных скрепе-
ров разных типов обычно стремятся обеспечить приблизительно равные
нагрузки на передние и задние колеса (разница в пределах 10%, при элева-
торной загрузке — большая масса на передних колесах, при двухмоторном
приводе — на задних). При определении сцепной массы с учетом пригрузки
от скрепера учитывают возможность ее изменения в соответствии с поло-
жением и значением результирующей сил сопротивления в процессе копа-
ния, а также при движении на подъем и под уклон.

Осевые нагрузки скрепера и тягача учитывают также при определении
возможности проезда по мостам.

Из-за неточного управления подъемом и опусканием ковша вследствие
неровностей опорной поверхности, наличия эластичных звеньев (шин) и не-
достаточно быстрой реакции оператора при наборе скорость движения
скрепера обычно не превышает 2,5—3,5 км/ч. При гидромеханической
трансмиссии зону максимального КПД стремятся получить при таких зна-
чениях скорости движения или немного больше.

Скорости движения груженого и порожнего скрепера определяют с уче-
том грунтовых условий, уклонов и подъемов транспортных путей и их со-
стояния. Для прицепных скреперов скорости обычно не превышают 6—8
км/ч, а для полуприцепных и самоходных 20—25 км/ч. Последнее обусловле-
но явлением «галопирования» и ухудшением управляемости, которые из-за
неровностей опорной поверхности наступают при скорости движения
около 30—35 км/ч даже при наличии подвески ходовой части. Только при
хорошем состоянии транспортных путей эти скорости могут быть более
высокими.

Скорости движения при разгрузке и распределении грунта выбирают
в пределах 3—6 км/ч. Ограничением в этом случае является необходи-
мость разравнивания разгружаемого грунта, а также скорости подъема
передней заслонки (сдвига средней части днища) и выдвижения задней
стенки. Толщина распределяемого слоя ограничена дорожным просветом
под ножами ковша и осью задних колес, который обычно составляет
0,4—0,8 м. С учетом целесообразной толщины слоя для уплотнения грунт
скреперами распределяют толщиной 0,2—0,3 м.

При выборе размеров ковша учитывают, что низкие и широкие ковши
обеспечивают наименьшую энергоемкость процесса копания, и используют
различные эмпирические зависимости. Существуют устойчивые отношения
длины от режущей кромки до задней стенки и высоты ковша от днища,
которые для большинства современных конструкций составляют
0,8—1,0.
При выборе формы ковша учитывают, что наивысшая точка грунта
в ковше располагается по горизонтали на расстоянии 0,4—0,8 м от режу-
щей кромки, а уклоны поверхности грунта в верхней части ковша близки
к углам естественного откоса. Эти уклоны рекомендуется принимать в со-
ответствии со стандартами. Учитывают также конструктивные и техноло-
гические особенности.

Ширину ковша Вк устанавливают в соответствии с выбранной шириной
резания b по конструктивным соображениям, стремясь при этом обеспе-
чить нужный для перевозки по железной дороге габарит.

При выборе скоростей подъема—опускания ковша и передней заслон-
ки. а также выдвижения задней стенки учитывают, что они существенно
влияют на время соответствующих стадий цикла. Например, при принуди-
тельной разгрузке и гидравлическом управлении время разгрузки может
достигать 20—25 с. тогда как при свободной разгрузке и канатно-блочном
у правлении оно не превышает 5 с.

Расчет параметров скреперов с элеваторной загрузкой имеет опреде-
ленные особенности. Первая и основная особенность состоит в следую-
щем'. при выборе производительности Пэ элеватора необходимо учиты-
вать. что она должна быть больше производительности П„. обеспечивае-
мой ножами ковша при определенной скорости движения машины, т. е.

Пн = bhi\t < П. = Мд’ц,

где h ширина резания по ножам; h—глубина резания; гм—скорость
движения скрепера с учетом буксования (обычно 20%); %— ширина скреб-
ков (на 100—300 мм меньше ширины резания); гц—скорость цепи элевато-
ра (не более 1,0—-1,5 м/с по условию обеспечения надежности).

Из-за недостаточной надежности цепей элеватора и больших динамиче-
ских нагрузок, которые могут возникнуть при встрече с камнем или каким-
либо другим препятствием, скорость движения скрепера с элеваторной за-
грузкой выбирают в пределах 1,0—1,5 км/ч.

Потребную мощность и другие параметры элеватора рассчитывают
обычными методами, принятыми для транспортеров и элеваторов.

Второй особенностью расчета скреперов с элеваторной загрузкой
является то, что объем ковшей выбирают не по сопротивлениям заполне-
нию, как для обычных скреперов, а с учетом обеспечения эффективного
транспортного режима в груженом состоянии при достаточно большом
объеме ковша. При наличии элеваторной загрузки заполнение ковша лю-
бою объема не вызывает особых трудностей (рис. 123, 6). Учитывая это
обстоятельство, а также требования унификации, обычно объем ковша
скрепера с элеваторной загрузкой принимают приблизительно таким же,
как для обычного скрепера, и только при избыточной мощности привода
его увеличивают на 10—25%.

Третьей особенностью, учитываемой при расчете, является необходи-
мость передачи мощности элеватору при буксовании колес и на стоповом
режиме, в связи с этим на скреперах с элеваторной загрузкой преимуще-
ственно устанавливают регулируемые гидротрансформаторы или об-
гонные муфты, ограничивающие передаваемую колесам мощность воз-
можным сцеплением колес с грунтом (с запасом около 15%).
Производительность скреперов определяют исходя из рациональной за-
грузки ковша, возможных скоростей движения на различных участках
трассы и времени разгрузки:

П — ЦщНц-

где с/,,, — объем ковша «с шапкой»: пц—число рабочих циклов в единицу
времени.

Процесс выбора в конечной стадии требует больших затрат энергии
и времени, поэтому степень заполнения ковша выбирают в зависимости от
дальности возки. При недалекой возке рациональным объемом заполнения
ковша считают его геометрический объем. При этом учитывают также
возможные скорости передвижения.

Время рабочего цикла скрепера

Тц = Гц + Г| + 61 + tp,

где гн — время набора грунта; tT—время груженого хода; Гп—время по-
рожнего хода; гр—время разгрузки, распределения и маневрирования*
Время набора гн для скрепера с обычной загрузкой при использовании
одного толкача составляет 35—45 с, а двух толкачей 30—40 с. Для скрепе-
ров с элеваторной загрузкой ги = 55д-60 с, а для скреперов, сцепляющихся
на время набора, :н^60 с для обеих машин. Для прицепных скреперов при
работе без толкача обычно превышает 60 с. Набор в течение более ми-
нуты, как правило, невыгоден.

Время разгрузки с распределением, включая разворот и маневрирова-
ние, для скреперов всех типов равно 35—50 с. Столько же приблизительно
составляет время маневрирования и загрузки экскаватором при использо-
вании скрепера в качестве транспортного средства.

§ 56.	АВТОГРЕЙДЕРЫ

Автогрейдер представляет собой самоходную колесную землерой-
но-транспортную машину с отвальным рабочим органом, который разме-
шен в пределах колесной базы и может устанавливаться с различными
углами в горизонтальной и вертикальной плоскостях, а также выноситься
и выдвигаться в сторону (рис. 124).

Основным назначением автогрейдера является профилирование земля-
ного полотна, строительство грунтовых дорог на нулевых отметках или на
насыпях высотой до 0,6 м. воздвигаемых из грунта кюветов, планировка
грунтовых поверхностей путем нескольких последовательных проходов
и ремонт дорог. Благодаря размещению рабочего органа — отвала при-
близительно посередине колесной базы и балансирной подвеске задних ко-
лес вертикальные перемещения режущей кромки при преодолении колеса-
ми неровностей существенно меньше высоты неровностей, что обеспечи-
вает после каждого прохода автогрейдера выравнивание поверхности
грунта. Планировочные качества авгогрейдера повышаются, а число по-
гребных проходов уменьшается при использовании автоматических систем
управления.

Так как автогрейдеры оснащают различным сменным дополнительным
оборудованием (до 20 видов, в том числе плужный снегоочиститель, буль-
308
5 5

Рис. 124. Схема автогрейдера с колесной схемой 1 х 2 х 3 и управлением:

а — гидравлическим; б — механическим; 1 — заднее ведущее колесо; 2 —балансир: д — дви-
гатель с трансмиссией; 4 — кабина с каркасом защиты оператора при опрокидывании;
5 — рулевая колонка; 6 — гидрораспределитель; 7 — основная рама; 8 — механизм и гидро-
пилиндр выноса отвала в сторону; 9 — гидроцилиндр выноса отвала в сторону: J0 —
бульдозерный отвал; 11 — тяговая рама с механизмом поворота отвала; 12 — поворотный
круг; 13 — гидроцилиндр выдвижения отвала; 14 — переднее ведомое колесо; 15 — механизм
наклона передних колес; 16 — передняя ось; 17 — рулевая трапеция: 18 — головка рамы;
19 — грейдерный отвал; 20 — коробка управления; 21 — механизм подъема — опускания отвала;
22 — механизм выноса отвала в сторону; 23 — направляющие выдвижения отвала в сторону

дозерный отвал, рыхлитель и т. д.) область применения их очень широка.
Обычно автогрейдеры снабжают основным рабочим органом — отвалом
и вспомогательным — кирковщиком, используемым для киркования
твердых поверхностей ремонтируемых дорог. В комплект основной по-
ставки иногда также включают бульдозерный отвал, устанавливаемый
перед передними колесами автогрейдера.

Автогрейдеры классифицируют по массе и мощности, типу колесной
схемы и трансмиссии, управлению рабочими органами.

По массе и мощности автогрейдеры разделяют на легкие—массой до
9 т мощностью 100—ПО л. с., средние — массой до 13 т и мощностью
130—180 л. с., тяжелые—массой до 19 т и мощностью 160—250 л. с. и осо-
бо тяжелые—массой более 19 т и мощностью более 250 л. с. ГОСТ
9420—69 устанавливает в качестве удельного показателя для автогрейде-
ров отношение мощности к массе, которое составляет 7—10 л. с./т (боль-
шее для особо тяжелых машин).

Конструктивную компоновку автогрейдеров классифицируют по числу
Мостов с управляемыми и ведущими колесами и общему числу мостов
• рис. 125).
Рис. 125. Колесная схема авю! рейдера:

it — 1 х 2 х 3; о - 1 х 3 х 3: в - 2 х 2 х 2; г — 3x3x3; <) — 3x3x3 при движении «крабом»
с поворотом передних колес; е — то же, с поворотом передних и задних колес	ДХ

Наиболее распространенной является колесная схема 1 х 2 х 3*,
которая при достаточной простоте обеспечивает хорошие планирующие и -j®
тя! ово-сцепные качества машины (рис. 125,а). Благодаря наклону колес /Ж
при такой схеме легче выдерживать прямолинейность движения.	ж

Колесную схему 1x3x3 применяют при работе машины в тяжелых Я
условиях, а 2 х 2 х 2 - для получения улучшенной маневренности и прохо- у
димости (рис. 125,б,в). Для колесной схемы 1 х 3 х 3 сложно осуществить ]|
наклон и поворот передних колес, а для схемы 2 х 2 х 2—получить хоро-
шие планирующие качества. Другие колесные схемы применяют редко,
обычно из-за чрезмерного усложнения конструкции (3x3x3) или трудно-
сти обеспечения необходимого качества (1 х 2 х 2). Наилучшую маневрен-
ность имеют автогрейдеры со всеми управляемыми колесами и шарнирно-
сочлененной рамой, которые могут работать «крабом» — со всеми
повернутыми колесами (рис. 125, д,е). В настоящее время наиболее широ-
кое распространение нашли автогрейдеры с жесткой рамой.

Автогрейдеры имеют механические или гидромеханические трансмис-
сии, последние могут быть с переключением коробки передач на ходу. Из-
вестно применение гидрообье.много привода колес автогрейдера и двухпо-
точных гидромеханических трансмиссий с передачей части мощности
механическим путем.

В настоящее время для управления рабочим оборудованием применяют
только гидравлический привод. Механическое управление сохранилось
лишь на полуприцепных грейдерах. На автогрейдерах всех типоразмеров
гидрофицируют следующие операции: подъем и опускание левого н право-
го концов отвала, его поворот в горизонтальной плоскости, выдвижение
и вынос в сторону, наклон колес и подъем опускание кирковщика или
бульдозерного отвала. На средних и тяжелых машинах гипрофилируют i
также наклон отвала для изменения угла резания. Рулевое управление всех 3|
автогрейдеров обычно имеет сервоусилитель.	Ж

Главным параметром автогрейдера является масса, характеризующая ж.

* В колесной схеме (формуле) первая цифра означает число мостов с управляемыми коле-
сами. вторая цифра число ведущих мостов и последняя цифра суммарное число мостов
ходовой части.
тяговые качества машины; основными параметрами, характеризующими
эксплуатационные качества, являются свободная сила тяги на отвале, рас-
пределение массы по осям, рабочие и транспортные скорости движения
вперед и назад, давление в шинах колес, вертикальные усилия на отвале,
размеры и углы установки отвала, радиус поворота и дорожный просвет.

К конструктивным параметрам авгогрейдера относят общие размеры
машины (колесная база, колея, длина и т. д.), скорости перемещения рабо-
чего органа, мощность гидропривода и др.

Общая масса автогрейдера т связана со сцепной массой та1 соотноше-
нием

П'сц =

где у,,, — коэффициент распределения сцепной массы (у,„ = 0,7-г 0,75 при ко-
лесной схеме 1x2x3 и = 1,0 при схеме 1x3x3 и 2 х 2 х 2).

Зная полезную силу тяги [формула (110)], можно определить площадь
сечения F вырезаемого грунта за один проход:

F = Тк/к,

где к— удельное сопротивление копанию с учетом резания и перемещения
трунта [fc = 0,2 ч-0,24 МПа (2,0—2,4 кгс/см2) для средних грунтовых усло-
вий].

По значению F проверяют возможность использования автогрейдера
для строительства дороги, а также число потребных проходов. При этом
используют типовые технологические схемы работы и учитывают, что чис-
ло проходов может быть только целым.

Существующие типовые схемы предусматривают строительство дороги
на нулевых отметках за 12 проходов. Число проходов по вырезанию кюве-
та, являющихся наиболее трудными, обычно не превышает 3—4.

При вырезании кювета рабочая скорость не может превышать 3—4
км/ч, что диктуется в основном сложностью управления отвалом и колеса-
ми при повышенных скоростях движения. Работу и переезды в тяжелых
грунтовых условиях надо производить на пониженной рабочей скорости
(1,5—2 км/ч). Отдельные рабочие операции (перемещение грунта, переме-
шивание щебня с вяжущими материалами, чистовое профилирование
и др), выполняют со скоростями до 9 км/ч, а иногда и до 12 км/ч.

С целью полного использования массы автогрейдера для заглубления
отвала его механизм подъема-опускания должен обеспечивать отрыв перед-
них колес от опорной поверхности.

Вертикальное усилие на режущей кромке отвала при действии вверх
Рв.в и вниз Рв н для автогрейдера определяют так же, как и для бульдозера.
Из уравнений равновесия (рис. 126,н,б) получим

D mgd2 - G„d n GH</ - mgd2

z b.b .	 1цч —	.	

u i + d j	d i + и 2

где GH—вес машины, приходящийся на передние колеса; G. вес машины,
приходящийся на задние колеса (дано на рисунке).

Задаваясь значениями Рвн, можно определить нагрузки на передние
и задние колеса и сравнить их с допустимыми. Для колесных схем I х 2 X
a)

Рие. 126. Схемы для определения параметров бульдозера:

« — вертикального усилия на отвале, действующего вверх; б — го же. вниз: « — параметров
профиля отвала; .’ — конструктивных размеров; д— показателей планирующих качеств

х 3 и 1 х 3 х 3 G3v 30 — 40 кН (3—-4 тс) для легких, G3 = 50-? 60 кН (5—6 тс)
для средних и G3 = 70-?80 кН (7—8 тс) для тяжелых автогрейдеров.

Давление в шинах стремятся получить не более 0,25—0,3 МПа (2,5—3
кгс/см2). У автогрейдеров с централизованной накачкой шин оно может
регулироваться от 0,07—0,08 до 3 МПа (от 0,7—0,8 до 3,0 кгс/см2). При да-
влении 0.4—0,5 МПа (4- 5 кгс/см2) машина в условиях бездорожья имеет
плохую проходимость.

Длину отвала обычно принимают равной 3—3,7 м для легких, 3,7—4,3 м
для средних и тяжелых автогрейдеров. При помощи сменных удлините-
лей длину отвала можно увеличивать. Обычно длина удлинителей не пре-
вышает 600—800 мм. При выборе длины отвала учитывают технологию
выполнения основных работ автогрейдером: вырезаемый, перемещаемый
или перемешиваемый грунт или материал должен проходить между коле-
сами или за ними. Отвал должен свободно поворачиваться на 360° и выно-
ситься в сторону для срезания откосов с уклоном до 90°. Желательны так-
же промежуточные положения отвала, что существенно облегчает выреза-
ние кюветов и срезание откосов. Вынос отвала должен производиться без
выхода оператора из кабины. У вынесенного в сторону и установленного
под углом 70—90° отвала режущая кромка по всей длине должна быть
расположена за плоскостью, проходящей через наружные поверхности ко-
лес. Длина отвала зависит от других размеров машины (базы, колеи, выно-
са отвала в сторону, дорожного просвета и т. д.).

Для легких и средних автогрейдеров высоту отвала принимают равной
500-600 мм, а для тяжелых 700—800 мм. Профиль отвала выполняют по-
стоянным радиусом г (рис. 126, в).

Основной угол резания отвала Yo = 45 4- 50°, диапазон его изменения
28—70° (иногда до 90°). Радиус г отвала связан с углом резания у0 и высо-
той Н (по хорде) зависимостью

г = Н/(2 siny0).

Угол отваливания 0 часто принимают равным 60—65°, при этом верх-
нюю часть профиля отвала выполняют по касательной. При прямой уста-
новке отвала такой угол может вызывать забрасывание грунта на тяговую
раму.

Отвальную поверхность выполняют без уступов, для чего лобовой лист
отвала в нижней части и по бокам снабжают выштамповками. Ножи для
отвалов автогрейдеров изготовляют из прокатанной полосы по стандарту.

Основной угол поворота отвала в плане ао = 28ч-30° (рис. 126, г). Его
учитывают при анализе возможных положений отвала и проверке возмож-
ности перемещения грунта в валик между колесами или за ними.

Вынос отвала по направляющим в сторону составляет 600—1100 мм,
что позволяет отвалу обходить препятствия при выполнении линейных
работ.

Радиус поворота R является параметром, определяющим маневрен-
ность автогрейдера. Его определяют таким-.же путем, как для автомоби-
лей. При колесной схеме 1 х 2 х 3 он составляет для легких автогрейдеров
8—10 м, средних 11—13 м, тяжелых 13—16 м. При шарнирно-сочлененной
раме радиус поворота можно уменьшить в 1,5—2 раза для машин со все-
ми управляемыми колесами или поворотной тележкой задних колес.

Дорожный просвет, радиусы продольной и поперечной проходимости
для автогрейдера имеют большое значение благодаря особенностям его
эксплуатации в условиях бездорожья. Дорожный просвет чаще всего прини-
мают равным 400—700 мм, его определяют в середине передней оси и за-
дних мостов, под отвалом в поднятом положении и под балансирами за-
дних колес. Учитывая необходимость пропускания грунта между колесами,
Дорожный просвет иногда определяют в полосе шириной до 800 мм вдоль
продольной оси машины.

При проверке проходимости и маневренности автогрейдеров опреде-
ляют возможность преодоления уклонов, ям и двойных перпендикулярных
поворотов, ширину полосы разворота и другие показатели, принятые
в расчетах автомобиля. При этом используют действующие стандарты на
методы испытаний автогрейдеров, в которых заданы соответствующие по-
казатели- и нормы.

Колесную базу d, колею В, расстояние между осями колес балансиров
?б и другие размеры автогрейдера принимают конструктивно, ориенти-
руясь на существующие модели и проверяя полученные при этом показате-
ли по. маневренности (радиус поворота), проходимости (дорожный просвет
под балансирами, радиус поперечной проходимости и др.), перестановкам
рабочего органа и г. д. Кроме того, при этом проверяют планирующие ка-
чества автогрейдера и его устойчивость.

Планирующие качества проверяют, используя продольные и попе-
речные размеры автогрейдера (рис. 126, Э). Если перед колесами переднего
моста автогрейдера, отвал которого перекрывает колею, возникает единич-
ное препятствие высотой h0 = 1, то после переезда через него передних ко-
лес режущая кромка отвала переместится вертикально в уменьшенном
масштабе в соответствии с продольными расстояниями между колесами
и отвалом. Перед колесами балансира окажется препятствие высотой =
= hoti3.d. Передние колеса балансира, проходя через препятствие высотой
Л,. поднимают режущую кромку на меньшую высоту, и она срезает часть
этого препятствия, после чего (при d4=d — d3) остается неровность высо-
той /12 = (Лi/7j2) W — ^з) '^1 Продолжая движение, автогрейдер оставляет за
собой препятствия с уменьшающейся высотой. Для автогрейдера с колес-
ной схемой 1 х 2 х 3 и практически встречающимися соотношениями про-
дольных размеров /i( = O,6ho, 1i2 = O,12/io и т. д.

В поперечном направлении планирующие качества проверяют анало-
гичными методами. Если принять, что конец режущей кромки находится
на средней линии колеи, то при колесной схеме 1x2x3

h„ = (h„-i + V2V2,

где h— высота неровности; п—порядковый номер неровности.

Используя поперечные и продольные размеры (расстояние между ося-
ми колес балансира (б, колею В и т. д.), можно получить значения умень-
шающейся с каждым проходом высоты неровностей и проанализировать
возможность улучшения планирующих качеств в поперечном направлении.
При этом учитывают целесообразные пределы увеличения колесной базы,
колеи, расстояния между осями колес балансира и другие конструктивные
условия.

Устойчивость от поперечного сдвига определяют при полностью по-
вернутых и прямо установленных управляемых колесах, .условно принимая,
что автогрейдер поворачивается вокруг центра массы машины или геоме-
трического центра пары балансиров задних колес, а сдвигающий момент
образуется из-за возникновения сопротивления на конце режущей кромки
прямо и симметрично установленного отвала. Зная массу автогрейдера т,
колесную базу d и расстояния от центра масс до передних и задних колес,
а также расстояние от конца режущей кромки до продольной оси машины,
равное /0/2, находят удерживающий момент Му и допустимое сопротивле-
ние на конце отвала Рс (см. рис. 126,г):

/\ 2Л/.,

При этом принимают, что удерживающий момент создает только тре-
ние бокового скольжения колес по опорной поверхности (для обычных
шин коэффициент трения д, = 0,4—0,6 на суглинистых грунтах). При опре-
делении сдвига относительно центра масс допускают
При определении устойчивости относительно геометрического центра
пар задних колес находят нагрузки на колеса, а по ним удерживающий
момент.

Получаемые результаты сравнивают с аналогичными показателями для
других шин и размеров автогрейдера.

Из всех механизмов управления автогрейдера наибольшее значение
имеет механизм подъема отвала, особенно его правой стороны, которую
наиболее часто используют для вырезания кюветов. Скорость подъема
и опускания концов отвала связана с поступательной скоростью движения
отвала. Существующие двигатели, используемые для автогрейдеров,
имеют запас крутящего момента от 10 до 15% (редко до 25%), поэтому
при недостаточной скорости управления отвалом угловая скорость двига-
теля может снизиться, что вызовет переход на безрегуляторную ветвь ха-
рактеристики и заглохание двигателя при механической трансмиссии или
перегрев жидкости в гидротрансформаторе при гидромеханической.

Практически установлено, что при существующих рабочих скоростях
движения автогрейдеров и отсутствии автоматического управления ско-
рость подъема следует выбирать в пределах 0,1—0,3 м/с, а опускания
0,07—0,22 м/с.

Определив вертикальные усилия, действующие на режущей кромке от-
вала вверх и вниз, и сравнив их с допустимыми нагрузками на шины колес
по действующим стандартам, можно найти мощность (кВт), необходимую
для привода механизма подъема—опускания отвала:

Nn — Р в.нГп/(1000Т|п),

где Рвн—действующее вниз вертикальное усилие на отвале, Н;
г„—скорость подъема отвала, м/с; rjn—КПД привода.

Обычно мощность, необходимая для привода механизма подъема—•
опускания отвала, составляет 15—30% мощности двигателя автогрейдера.
При механическом управлении ее ограничивают введением в передачу
предохранительного устройства, обычно в виде штифта, срезаемого при
определенном крутящем моменте. При гидравлическом управлении таким
ограничителем является предохранительный клапан, срабатывающий при
заданном давлении.

В современных автогрейдерах отвал поворачивается в горизонтальной
плоскости на ходу во время копания и перемещения грунта, поэтому полу-
ченное значение мощности на привод механизма подъема—опускания от-
вала сравнивают с мощностью, необходимой для выполнения этой опера-
ции и выбирают такое ее значение, которое соответствует всем
ограничениям (нагрузке на шины, сдвигу в сторону и т. д.). При этом прини-
мают, что горизонтальное сопротивление на отвале равно свободной си-
ле тяги и действует на край режущей кромки отвала, установленного сим-
метрично и перпендикулярно продольной оси машины. Скорость поворота
отвала на радиусе поворотного круга обычно составляет 3—10 см/с.

Остальные механизмы управления вызывают меньший расход мощно-
сти. Их скорости принимают равными 1,5—3,5 град/с для наклона колес,
10—20 см/с для подъема кирковщика; 2—5 см/с для выноса отвала в сто-
рону для срезания откоса; 10—15 см/с для выдвижения отвала в сторону.
За исключением подъема и опускания концов отвала другие операции
одновременно не производят.

При работе автогрейдера возможен одновременный расход мощности
для создания максимальной силы тяги на колесах и обеспечения наиболь-
шего выглубляющего усилия, которое догружает колеса автогрейдера.
В этом случае потребную мощность двигателя пересчитывают с учетом
догрузки ведущих колес от найденного усилия Рв.н в дополнение силе от
действия сцепной массы mCI[ и к полученному значению прибавляют мощ-
ность. необходимую для привода механизмов управления. Найденное зна-
чение мощности можно также скорректировать в зависимости от кон-
кретных параметров и особенностей двигателя, гидронасосов и гидроси-
стемы в целом, а также коэффициента выходной мощности, характеризую-
щего значение фактически используемой мощности двигателя (обычно
равен 1.1— 1,2).

По определенным силам от действия общей и сцепной масс, нагрузкам
на мосты, максимальной мощности двигателя, минимальной и максималь-
ной скоростям и свободной силе тяги на отвале рассчитывают переда-
точные числа трансмиссии. При этом используют известные методы тео-
рии трактора и автомобиля с особенностями, диктуемыми спецификой
работы автогрейдера.

При механической трансмиссии автогрейдер обычно имеет шесть пере-
дач при ходе вперед и две при ходе назад, а при гидромеханической—
четыре и две.

По условиям унификации с другими машинами число передач при
ходе вперед и назад иногда принимают одинаковым.

При работе на основной рабочей передаче тяговая перегрузка должна
вызывать буксование колес, а тяговое усилие по двигателю — превышать
силу тяги по сцеплению. Учитывая, что на основной рабочей передаче при
перемещении, разравнивании и планировке невозможно загрузить авто-
грейдер до номинального тягового усилия, необходимо проверить возмож-
ность работы на следующей передаче. При этом тяговое усилие опреде-
ляют с учетом легких условий работы.

Высшая передача должна обеспечивать загрузку двигателя, близкую
к максимальной при езде по хорошо спланированной плотной грунтовой
дороге.

Передаточные числа для автогрейдеров подбирают, как правило, по за-
кону геометрической прогрессии.

При гидромеханической трансмиссии характеристики двигателя и ги-
дротрансформатора совмещают таким образом, чтобы обеспечивались вы-
сокие тяговые качества при достаточно экономичном режиме работы
и низких потерях в гидротрансформаторе. Определенная степень прозрач-
ности гидротрансформатора способствует выполнению грейдерных работ.
По этой причине двухпоточные гидромеханические трансмиссии с переда-
чей 50%, мощности механическим путем и 50% через гидротрансформатор
находят применение на автогрейдерах.

Остальные параметры автогрейдера определяют в процессе конструк-
тивной проработки, учитывая при этом данные, полученные в результате
эксплуатации, и тенденцию развития автогрейдеров. Почти все конструк-
тивные параметры машины связаны с размерами и параметрами от-
316
Рис. 127. Силы, действующие на автогрейдер е колесной схемой 1x2x3

дельных узлов и механизмов автогрейдера, а поэтому их можно опреде-
лить только в процессе проектирования.

При расчете на прочность автогрейдеров для каждого узла используют
свои расчетные схемы и случаи, исходные данные для которых принимают
по общей расчетной схеме (рис. 127).

При копании косопоставленным отвалом на автогрейдер действуют
следующие активные сипы: вес машины тд и тяговые усилия на ведущих
колесах Тк и Т (при колесной схеме 1x2x3), которые для обеспечения
движения должны уравновесить силы сопротивления или быть больше их.
К реактивным силам относят нормальные реакции на колесах Rn, R3 и R'i,
горизонтальную Rx, боковую Ry и вертикальную R:„ (или RZil) силы сопро-
тивления копанию на отвале, силу сопротивления качению колес Р,. бо-
ковые реакции на передних Rytt и задних R(.3 и Ryi колесах.

Производительность автогрейдера можно выразить через объем выре-
занного и перемещенного грунта, длину спрофилированной дороги или
площадь, спланированную в единицу времени. Для автогрейдера, являю-
щегося машиной периодического действия, основными являются линейные
работы, которые почти всегда производят отдельными участками. В общем
случае техническая производительность автогрейдера

Л = 1Лпцкв,

где L—длина разрабатываемого участка; F—средняя площадь вырезаемо-
го сечения или перемещаемого валика грунта: лц—число рабочих циклов
в единицу времени; кв — коэффициент использования времени (обычно
0,85).

Среднее время цикла Т^, по которому определяют число рабочих ци-
клов Иц, составляет

~ 7р'+ <о + 2tnoB,
где fp и to—время рабочего и обратного хода соответственна»
Гпов— время поворота и маневрирования.	»

Время рабочего хода	»

Гр — Liv?,	Д

где Гр- скорость рабочего	хода.	®

Учитывая, что автотрейдер при определенной линейной работе, наприте
мер профилировании дороги, выполняет различные операции (вырезана^
кювета, перемещение грунта, планирование, отделку), время tp определяю^
отдельно для каждой рабочей операции. Обычно при пробивке кювета
(первый проход) используют самую низкую скорость, а затем вырезана»
кювета производят при скорости 3—4 км/ч. Перемещение грунта и плани-Ш
рование выполняют со скоростью 3—6 км/ч, а отделку — 3—4 км/чу»

Время обратного хода определяют в тех случаях, когда невозможно рд«®
ботать по кольцевой схеме проходами по левой и правой стороне профи«3
лируемой дороги. При этом	-Ц

Го	уЩ

где го — возможная для движения скорость обратного хода.	1

Из-за неровностей разрабатываемой поверхности скорость v0 обычно 1
принимают равной 8—10 км/ч. Если развороты на концах участка невоз-1
можны, то г0 при движении задним ходом принимают равной 6—8 км/ч, I

При некольцевой схеме работы для упрощения расчетов можно опреде-
лить среднюю скорость ге передвижения при рабочем и обратном ходах
при всех проходах:

гс = 2грго/(гр + г„).

Однако и в этом случае необходимо найти гс для каждого вида операции.

§ 57.	ЗЕМЛЕРОЙНЫЕ МАШИНЫ НЕПРЕРЫВНОГО ДЕЙСТВИЯ

Землеройные машины непрерывного действия резание, транспор- 7
тирование и разгрузку грунта производят одновременно и непрерывно. По
сравнению с машинами цикличного действия они имеют более высокую ,
производительность и их можно успешно применять при больших объемах
однотипных работ.

К машинам этой группы относятся многоковшовые экскаваторы, кана-
локопатели, грейдер-элеваторы и землеройно-фрезерные машины.

Многоковшовые экскаваторы являются самоходными землеройными
машинами и предназначены для разработки грунтов до IV группы при ус-
ловии, что каменистые включения в них не превышаю! 0,25 ширины ковша v
машины. Многоковшовые экскаваторы применяют при вскрышных рабо- »
тах, добыче полезных искомаемых, рытье траншей и каналов, профилиро-
вании откосов и других работах.	г

По способу работы многоковшовые экскаваторы разделяют на ма-
шины продольного и поперечного копания, по виду рабочего оборудова-jb
ния на цепные и роторные, по ходовому оборудованию— на гусеничные^
и колесно-рельсовые. Привод экскаваторов производится от двигателе!.. “
внутреннего сгорания или от электрических двигателей.
Цепные экскаваторы поперечного копания выпускают производитель-
ностью до 100 м3/ч с ковшами объемом 20, 30 и 50 л.

Цепные экскаваторы продольного копания выпускают производитель-
ностью до 160 м3/ч при глубине разрабатываемой траншеи до 3,5 м. Такой
экскаватор (рис. 128) разрабатывает грунт ковшами 1, прикрепленными
к непрерывно движущимся цепям 2. При опрокидывании вокруг верхнего
поперечного приводного вала 3 ковши выгружают грунт в перегрузочный
бункер 4. Под бункером расположен ленточный конвейер 7, перемещаю-
щий грунт в транспортное средство или на бровку разрабатываемой тран-
шеи. Экскаватор имеет двигатель 5 внутреннего сгорания, передающий че-
рез коробку передач 6 вращение на гусеничный ход 8, червячную лебедку
подъема и опускания ковшовой рамы, перегрузочный конвейер и ков-
шовые цепи. Для увеличения ширины разрабатываемой траншеи к ковшам
(через один) прикреплены съемные уширители.

При работе на слабых грунтах, где возможно осыпание стенок тран-
шеи. на ковшовую раму экскаваторов устанавливают винтовые фрезы,
приводимые во вращение цепными передачами, помещенными внутри
рамы, или цепные откосообразователи. Фрезы позволяют разрабатывать
траншею со стенками ступенчатого профиля.

На рис. 129 показана схема рабочего органа цепного траншейного эк-
скаватора для разработки грунтов на глубину до 1600 мм и при ширине до
400 мм. Грунт послойно срезается скребками шириной 100, 200 и 400 мм
11 перемещается ими по разрабатываемому склону. Поднятый грунт винта-
ми шнеков выносится на обе стороны от траншеи. Такое траншейное обо-
рудование выгодно применять на земляных работах небольшого объема,
11а строительстве линий связи, а также для рытья траншей вблизи зданий.
Базой экскаватора является колесный трактор, на который навешено рабо-

L
3

Рис. 129. Рабочий орган траншейного скребкового экскава-
тора:

1 — рама; 2 — отвальные шнеки; 3 — втулочно-роликовая
цепь: -/ — натяжное устройство с резиновым амортизато-
ром; 5 — натяжная звездочка; б— 8— ножи; 9 — скребок

чее оборудование, приводимое в движение от коробки передач. Ковшовая
рама экскаватора снабжена пружинным натяжным устройством, предохра-
няющим ковшовую цепь от перегрузок.

Широкое применение при разработке траншей глубиной до 2,2 и шири-
ной до 1,2 м получили роторные траншейные экскаваторы (рис. 130). Ротор
такой машины получает вращение через систему передач от двигателя эк-
скаватора или от отдельного электродвигателя. Изменение глубины копа-
ния регулируется лебедкой или гидроцилиндром, к штоку которого при-
креплены подъемные цепи. Поднятый ковшами грунт выносится лентой
конвейера на бровку разрабатываемой траншеи.

Предусматривается выпуск гусеничных и пневмоколесных цепных и ро-
торных машин, обеспечивающих рытье траншей глубиной 1,25; 1,6; 2; 2,5;
4 и 6 м при ширине от 0,12—0,25 до 0,8—1,6 м.

Наиболее широкое распространение роторные экскаваторы получили
на рытье траншей для нефте- и газопроводов.

В гидротехническом и промышленном строительстве применяют ро-
торные стреловые экскаваторы (рис. 131), используемые при производстве
вскрышных работ и добыче полезных ископаемых. Они предназначаются
для разработки грунтов I — III групп. Диаметр ротора достигает 16 м. На-
ибольшая техническая производительность экскаватора 9000 м3/ч. Строи-
320
Рис. 130. Роторный траншейный экскаватор на бате трактора Т-130Т:

а - общий вид; <5 — кинематическая схема; 7 — тягач; 2 — механизм подъема рабочего обору-
дования; 3 — цепной привод ротора; 4 — транспортер; 5 — ротор; 6 — рама рабочего органа:
' — зачистное устройство; 8 — ведущий мост; 9 — коробка передач трактора; 10 — бортовой
редуктор: 11 — ведущая звездочка гусеничного хода; 12 — дополнительный бортовой редук-
тор; 13 — раздаточный редуктор; 14 — подпиточный насос системы гидропривода хода;
7? — насос переменной подачи; 16 — предохранительная муфта; /7 — редуктор привода рото-
ра: /Л'— редуктор привода транспортера: 19 — полувал привода ротора; 20 — приводная
шестерня: 21 — ротор; 22 — транспортер; 23 — цепной привод транспортера; 24 — редуктор
привода вала ротора; 25 — цепная шарнирная передача; 26 — гидромотор хода

гельныс рогорные экскаваторы по сравнению с карьерными и вскрышны-
ми имеют небольшие габаритные раз.меры, меньшую массу и хорошую
маневренность. Разрабатываемый ротором 7 грунт ссыпается на ленту
приемного конвейера 5, расположенного внутри стрелы 6, шарнирно закре-
пленной на пилоне 3. С помощью отвального конвейера 14 грунт перегру-
жается в отвал, в транспортные средства или на систему отвальных кон-
вейеров. На стреле, положение которой изменяется гидроцилпндром 8,
расположен электропривод 4 ротора.

Для предотвращения ссыпания грунта с приемного конвейера над ним
располагается дополнительный прижимной конвейер. Опорно-поворотное
устройство 10 с приводом 12 служит для поворота платформы 11.
Ряс. 131. Роторный стреловой экскаватор:

а — общий вид; б — кинематическая схема; 1 — гидроцилиндр отвального конвейера; 2 — меха-
низм поворота отвального конвейера; 3 — пилон; 4 — электропривод ротора; 5 — приемный'
конвейер; б —стрела; 7 —ротор; 8 — гидроцилиндр стрелы;	9 — ходовое устройство; 10 —	I

опорно-поворотное устройство; 11 — поворотная платформа;	12 — механизм поворота плат-	в

формы; 13 — дизель-генераторная установка; 14 — отвальный	конвейер; 15 — двухскоростной	4

электродвигатель; 16 — коробка передач; 17 — шарнир: 18 — карданный вал; 19, 22 — кони-	‘

веская передача;.20 — ротор; 21 — планетарный редуктор; 23 — дисковый питатель; 24 — муфта
предельного' момента; 25 — двухступенчатый планетарный редуктор; 26, 32 — тормоза;

27, 31, 35, 37 — электродвигатели; 28 — цилиндрический редуктор; 29 — трехступенчатый I
редуктор; 30 — одноступенчатый редуктор; 33 — цилиндрический редуктор;.34, 38 — червячные
редукторы; 36 — винтовая передача; 39 — встроенный электродвигатель; 40 — планетарный
редуктор

Отвальный конвейер может при помощи поворотного механизма 2 поворачи-
ваться относительно платформы. Для передвижения экскаватора служит
гусеничное ходовое устройство 9. Экскаватор имеет многомоторный элек-
трический привод с питанием от дизель-генераторной станции 13. Измене-
ние наклона отвального конвейера обеспечивается гидроцилиндром 1.

Производительность строительных роторных стреловых экскаваторов /
составляет 250 и 550.м3/ч, высота копания над уровнем стоянки 5 и 7,5 м,
глубина копания 2 и 3,5 м ; диаметры роторов 2,1 и 3,9 м.

Производительность (м3/ч) цепных многоковшовых экскаваторов
г к»

П= 3600—4-—,
tK kv	♦

где и — скорость движения Цепи с ковшами, м/с; q— геометрический объем
одного ковша,, м3; ки—коэффициент наполнения ковшей грунтом
(кн«0,7-ь1,3); tK—шаг расположения ковшей, м; кр—коэффициент разры-
хления грунта в процессе разработки (кр = 1,1-у 1,35).

Производительность (м3/ч) скребковых цепных экскаваторов

k'

П = ЗбООЬА'Гс —,
к’’

где Ьс—ширина, скребка, м; hc—высота скребка, м; гс— скорость движе-

ния цепи со скребками, м/с.

Коэффициент наполнения к„ пространства перед скребками зависит от
угла наклона рабочей цепи к горизонту.
Угол наклона цепи, град.............. 25	38	55

............................. 0,7	0,6	0,3

Коэффициент разрыхления грунта кр = 1,1-г 1,25.

Производительность (м3/ч) роторных экскаваторов

П = бО^Ир

кР

где ск—число ковшей на роторе: пр — частота вращения ротора, об/мин.

Значения кн и кр можно принимать в тех же пределах, что и для цепных
ковшовых экскаваторов.

Каналокопатели применяют для сооружения открытых каналов глуби-
ной в выемке от 0,4 до 1,0 м, а с учетом распределенного по верху дамб
гРУнта до 0,8—1,2 м.

Каналокопатели разделяют на плужные и экскаваторы-каналокопатели.
Плужные каналокопатели бывают прицепными и навесными. Базовыми
тягачами являются гусеничные тракторы с уширенными гусеницами.

Рабочий орган каналокопателя — двухотвальный плуг состоит из двух
Нижних отвалов с подрезными ножами, двух верхних вертикальных отвалов,

'/11*	323
двух открылок и двух бермоочистителей. Срезаемый со дна канала и нижнейи
части откосов грунт в процессе движения каналокопателя поднимается по Я
плоской поверхности лемеха, подъемно-отвальным поверхностям Я
и укладывается в виде пластов на бровках канала.	>

Сопротивление при работе прицепного каналокопателя	г

tv; + w2 + тс, + w4 + ж5 + w6.

Сопротивление каналокопателя движению составляет

W, = тд^,

где тд— вес каналокопателя, действующий на ходовые колеса во время ’
работы; —коэффициент сопротивления движению, определяемый по
формуле (112).	tf

Сопротивление грунта срезанию плугом

"2

J; L—длина плуга каналокопателя; р—объемная масса вырезаемо-

-r-О



где h—ширина сечения русла канала по дну, м; В—ширина верхней части
канала, м; h—глубина канала в плотном теле грунта, м; к—коэффициент
сопротивления грунта вырезанию плугом, зависящий от грунтовых усло-
вий; кх 40 000 4- 200 000 Н/м2= 0,04 д 0,2 МПа.

Сопротивление грунта перемещению плугом

И) = FLpg tg а,

где F—площадь сечения русла канала в плотном теле грунта [F = (Ь +
4-В)/1/2
го грун

Сопротивление трения поднимаемого грунта по отвальным поверхно-
стям

W4 = FLpg cos фр’,

где ф—угол установки лемеха плуга к горизонту; ц'—коэффициент тре-
ния грунта по металлу (ц'» 0,35 —0,45).

Сопротивление трения грунта при его боковом перемещении по от-|
вальным поверхностям

В

И; = rLpSftg—р,

где fj — угол в плане между боковыми отвальными поверхностями; р—•:
коэффициент трения разрыхленного грунта по грунту (р 5:0,5 — 0,9).

Сопротивление при планировании верха дамб	(

И) = 2/у,/!;1к.
::
i,,e п —ширина верхней части дамб; /1д—толщина срезаемого при плана-,
роваппи дамб слоя грунта.	4

Экскаваторами-каналокопателями можно сооружать каналы глубином
до 3 м. Разделяют их на двухроторные (фрезерные) и шнекороторнывд|

В двухроторных машинах, разрабатывающих каналы глубиной до
и 1.7 м роторы (фрезы) располагаются параллельно откосам стенок кавав
лов. Разрабатываемый грунт вращающимися одна навстречу другой фрезаИ
324	Я
p11C. 132. Схема работы шнеко-
роториою экскаватора-каиалокопате-
ля:

I _ шнек; 2 — ротор; 3 — отвальный
конвейер

ми отбрасывается на бровки
канала. За фрезами на раме
машины закреплен отвал, со-
стоящий из клина, лемеха и
откосников. Фрезы разрабатывают грунт по откосам канала. Отвал
разрабатывает грунт по оси канала между фрезами, обрушивает его на
фрезы и зачищает разработанное русло канала.

Шнекороторные экскаваторы-каналокопатели (рис. 132) применяют для
сооружения каналов глубиной до 3 м при ширине по дну 0,8—2,5 м и зало-
жении откосов от 1:1 до 1 :1,75.

Экскаватор-каналокопатель состоит из гусеничного тягача и прицепной
машины на пневмоколесном ходу с многомоторным электрическим приво-
дом механизмов. На тягаче размещается дизель-электрическая станция
мощностью 200 кВт. Транспортный ход машины обеспечивается работой
двигателя тягача, а рабочий—работой дизель-электрической станции. Раз-
рабатываемый ножами шнеков, расположенных по откосам канала, грунт
подается к двухрядному ротору, ковшами которого ссыпается на раз-
гонные питатели и оттуда на отвальные ленточные конвейеры. Оконча-
тельное профилирование сечения канала производится зачистным устрой-
ством.

Изменением положения ленточных шнеков можно переходить на соору-
жение каналов с различным заложением откосов и с различной шириной
канала по дну.

Грейдер-элеваторы послойно срезают ножом грунт и передают его на
ленточный конвейер для транспортирования к месту укладки. Грейдер-эле-
ваторами возводят невысокие насыпи из боковых резервов для автомо-
бильных и железных дорог, устраивают выемки и каналы.

Грейдер-элеваторы разрабатывают грунты I—III групп в том числе и
с каменистыми включениями крупностью до 150 мм. Эффективная работа
на грейдер-элеваторах достигается при протяженности рабочих ходов не
менее 250 м.

Различают полуприцепные, навесные и самоходные грейдер-элеваторы.
Они могут иметь дисковый, плужный или прямой нож.

Срезаемый ножом 3 грунт (рис. 133) поступает на ленточный транспор-
тер 1, который подает его в транспортные средства или отвал.

Дисковый нож прикреплен болтами к кронштейну 2 плужной балки 4.
При помощи регулировочной планки можно изменять угол резания. Подъ-
ем и опускание плужной балки производится лебедкой или гидроцилин-
Дром. Рама ленточного транспортера подвешена к раме грейдер-элеватора.
Механизмы подъема и изменения угла наклона ленточного транспортера
приводятся от двигателя через карданные передачи и червячные редукторы
Или с помощью гидроцилиндров. От этого же двигателя системой передач
с карданными валами приводится головной барабан ленточного транспор-
тера.

И

п/р. Гобермана

325
Рис. 133. Схема грейдер-элеватора (справа показан вид сверху)

Производительность (м3/ч) грейдер-элеватора при работе в отвал

П = 3600 vbhkn,

где v — скорость движения грейдер-элеватора, м/с; b—ширина срезаемой-4
стружки, м; h—глубина резания, м; кп—коэффициент потерь грунта при.
перегрузке на ленту конвейера (кп ~ 0,8=0,9).

Общее сопротивление при работе грейдер-элеватора включает сопроти-
вление грунта копанию И/ и сопротивление передвижению машины W2.

Для грейдер-элеватора с дисковым ножом

W1 = 0,2£>2k1; W2 = (тд + тГрЗ) Тс,

где D — диаметр ножа (обычно D%0,6ч-1,2 м); кд—удельное сопротивле-,
ние грунта копанию; для грунтов II группы к, = 0,11 4-0,13 МПа (1,1-—1,3
кгс/см2); для грунтов III группы ^=0,144-0,17 МПа (1,4—1,7 кгс/см2);
тд — вес машины; т1рд — вес грунта, находящегося на ленточном конвейере/

Землеройно-фрезерные машины (рис. 134) являются самоходными маши-
нами непрерывного действия и предназначаются для разработки грунте®,
с перегрузкой в отвал или транспортные средства при рытье котлованов/
каналов, возведении плотин, дамб и т. п. С помощью землеройно-фрезер->
ной машины возможна разработка непереувлажненных грунтов I—IV
групп без крупных каменистых включений.

Землеройно-фрезерная машина имеет рабочий орган фрезерного типа/
ходовое устройство, нижнюю и верхнюю рамы; на последней установлены'»
силовое оборудование и ленточные конвейеры — приемные и выдающий..
Нижняя рама является основной несущей частью машины. Впереди к ней’
шарнирно крепится рама рабочего органа, положение которого относи-
тельно горизонтальной плоскости регулируется гидравлическими пилинг
драми. Рабочий орган машины состоит из шести фрез, закрепленных на
горизонтальном валу. Каждая фреза представляет собой крестовину^
с четырьмя изогнутыми элементами, к двум из которых присоединены НО*’
жи, а к двум укороченным — шнеки. Ножи предназначены для срезан
слоя грунта с передней стенки забоя и его обрушения, а шнеки—д
перемещения грунта к приемному ленточному конвейеру машины.

Приемные ленточные конвейеры забирают разрыхленный грунт, пе]
мещают его в пределах машины и сбрасывают в перегрузочную ворон
из которой грунт поступает на ленту выдающего ленточного конвейера.
этому конвейеру грунт
сбрасывается в отвал или
перегружается в транс-
портные средства.

Все механизмы земле-
ройно-фрезерной машины
приводятся в действие от
дизель-электрической ус-
тановки. Вращение на ра-
бочий орган передается
зубчатыми и цепными пе-
редачами. Подъем и опу-
скание рабочего органа и
подгребающих плужков,
поворот выдающего лен-
точного конвейера осу-
ществляются гидравличе-
ским приводом.

Для разрушения ста-
рых дорожных покрытий
и разработки плотных
грунтов создаются навес-
ные землеройно-фрезер-
ные машины на базе буль-
дозеров. Ротор приводит-
ся от вала отбора мощ-
ности трактора через диф-
ференциальный редуктор,
цепную передачу и бор-
товые редукторы. Для
достижения рабочих ско-
ростей движения базо-
вую машину — трактор
Т - 100МГП оснащают
гидромеханическим ходо-
уменьшителем. Ротор име-
ет диаметр 1,3 м и длину
2,3 м. Производитель-
ность машины достигает
400 м2/ч при разработке
асфальтобетонных до-
рожных покрытий толщи-
ной до 8 см и 250 м2/ч—
толщиной до 12 см. Боль-
шая толщина разрушае-
мых слоев достигается
за несколько проходов.

Для уменьшения со-
противления машины пе-

Рис. 134. Землеройно-фрезерная машина:

1 — рабочий орган; 2 — приемный конвейер; 3 - гидро цилиндр подъема рабочего органа; 4 — растяжка для поддержки конвейера;

5 — выдающий конвейер; 6 — гидроцилиндр поворота выдающего конвейера; 7 — ходовое гусеничное устройство; 8 — лоток заг-
рузки приемного конвейера
редвижению применяют уравновешивание ротора. Уравновешивание до-
стигается созданием такой конструкции ротора, при которой одна часть
фрез ротора вращается по ходу машины, а другая — в противополож-
ном направлении.

Производительность (м3/ч) землеройно-фрезерной машины

П = ЗбООВЯг,

где В—ширина забоя, м; Н—глубина забоя, м; v— скорость машины,
м с.

Глава XV

МАШИНЫ ДЛЯ ПОДГОТОВИТЕЛЬНЫХ РАБОТ
И УПЛОТНЕНИЯ ГРУНТОВ

§ 58.	РЫХЛИТЕЛИ

Рыхлители применяются для послойного разрыхления грунтов,
в том числе мерзлых и вечномерзлых грунтов, а также для разработки
горных пород. С помощью рыхлителей удаляются из грунта крупные кам-
ни, взламываются старые дорожные покрытия и т. п. Часто рыхлители ра-
ботают совместно с экскаваторами, бульдозерами, погрузчиками и скрепе-
рами, способствуя значительному повышению производительности этих
машин.

Рыхлители выпускают двух типов—навесные и прицепные. Первые
крепятся к заднему мосту и к раме трактора в трех или четырех точках;
вторые—монтируются на специальной одноосной пневмоколесной тележ-
ке, работающей с трактором-тягачом.

Заглубление и выглубление рыхлителя осуществляется с помощью спе-
циального механизма—гидравлического (рис. 135) или канатного. Для на-
весных рыхлителей на базе гусеничных тракторов класса 5, 9 и 15 тс мак-
симальная глубина рыхления достигает соответственно 0,5; 0,75 и 1,0 м.
Для лучшего использования сцепной массы трактора, работающего с рых-
лителем, к передней части трактора часто навешивают оборудование
бульдозера.

Рис. 135. Схема работы рыхлителя:

а — выглубление; б — рабочее положение; в — заглубление
Скорость рабочего хода рыхлителя составляет 2,5—3,0 км/ч. Транс-
портная скорость ограничена из-за колебаний навесного оборудования,
для гусеничных тракторов с полужестким гусеничным ходом она не превы-
шает 7—8 км/ч, а при эластичной подвеске опорных катков гусеничного
движителя — не превышает 15 км/ч. Для колесных машин транспортная
скорость составляет 10—12 км/ч.

Необходимое для работы рыхлителя тяговое усилие определяют по со-
противлению грунта рыхлению:

W— k0Bh,

где к0—удельное сопротивление рыхлению (к0 = 5,90= 11,80 МПа =
= 60-? 120 кгс/см2); В—ширина рыхления, м; h—глубина рыхления, м.

Считают, что горизонтальная составляющая тягового усилия на рабо-
чем органе рыхлителя

= 0,8 Ти,

а вертикальная составляющая

P2 = PItg§,

где Тн— номинальное тяговое усилие рыхлителя; 8— угол наклона резуль-
тирующей сил сопротивления рыхлителя (принимают для скальных пород
8= + 30°, для мерзлых грунтов 3 = +20° и для немерзлых грунтов
3 = 0°).

Максимальные динамические нагрузки в элементах рабочего оборудо-
вания рыхлителя возникают при стопорении. Для их определения можно
воспользоваться формулой (83), в которой следует принять Рт§ = 0, а ста-
тическое сопротивление Q заменить величиной Pj.

Производительность (м3/ч) рыхлителя

_ BhlkB

(L/v + fn) п ’

где к..— коэффициент использования времени; L—длина участка, разра-
батываемого рыхлителем, м; с— рабочая скорость рыхлителя, м/ч;
/п — время, затрачиваемое на повороты, ч; п— число проходов по одному
.месту.

§ 59.	КОРЧЕВАТЕЛИ

Корчеватели применяют для корчевки пней диаметром до 75 см,
уборки камней, кустарника и мелкого леса. Рабочий орган корчевателя
аналогичен рабочему органу бульдозера; он представляет собой решет-
чатый отвал, который внизу снабжен зубьями. Так же как и у бульдозера,
отвал установлен на раме, шарнирно прикрепленной к базовой машине.
Подъем и опускание рабочего оборудования производится при помощи ги-
дравлического или канатно-блочного механизма. В первом случае отвал
заглубляется принудительно, во втором — под действием веса рабочего
оборудования.

Для корчевки пней применяют один из трех способов: заглубление от-
вала и выкорчевывание пня под действием толкающего усилия, сообщае-
мого средним зубьям отвала; заглубление зубьев под пень и извлечение
его под действием подъемного усилия лебедки или гидро цилиндра; одно-
временное использование толкающего усилия трактора и подъемного уси-
лия отвала.

§ 60.	КАТКИ

Катки применяют для уплотнения грунтов. Они могут быть само-
ходными и прицепными. Каток выполнен в виде жесткого вальца с глад-
кой или кулачковой поверхностью либо в виде пневматической шины. Кат-
ки с гладкими жесткими вальцами и на пневматических шинах используют
для уплотнения как связных, так и несвязных грунтов. Кулачковые катки
применяют только для уплотнения связных грунтов.

На рис. 136 показан кулачковый каток, представляющий собой двухсек-
ционную сварную конструкцию, основными частями которой являются
обод 1. днище 2, роликоподшипниковые опоры 3, ось 4, люки 5 (для за-
грузки балласта и бандажи 6 с кулачками 7. Бандажи с кулачками крепят
к секциям вальца при помощи болтов.

При работе кулачковых катков часть слоя грунта, расположенная ниже
уровня погруженных катков, уплотняется, а верхняя часть, расположенная
выше этого уровня, сдвигается и разрыхляется и может быть уплотнена
только после насыпки поверх нее нового слоя грунта. Для легких и сред-
них кулачковых катков толщина верхнего неуплотненного слоя составляет
Йр % 4 4-6 см.

Давление на грунт кулачковых катков легкого типа колеблется в нре-
целах 0,4—2 МПа (4—20 кгс/см2), среднего типа 2—4 МПа (20—40 кгс/см2)
тяжелого типа — до 10 МПа (100 кгс/см2).

Для повышения эффективности работы кулачковых катков легкого
и среднего типов их можно оборудовать вибрационными механизмами.
В этом случае уплотняющее воздействие катков приближается к воздей-
ствию катков тяжелого типа, а буксирование можно производить более
легкими тракторами, преимущественно колесными.

Длину (см) кулачка выбирают по формуле

I = (Яр + /1р) - 2,5b,

где Нр — оптимальная толщина слоя грунта в рыхлом состоянии, см;

> 0,25 Яп—минимальный поперечный размер опорной поверхности кулач-
ка, см (здесь Яп—толщина уплотняемого слоя в плотном теле, см).

Отношение диаметра вальца D к длине кулачка D/1 = 5,5 4- 7,0.

Массу катка определяют из условия, что грунт нагружается только че-
рез один ряд катков:

ткс) = рЩ

где р— принятое давление на опорной поверхности кулачка; Q—площадь
опорной поверхности кулачка; ~ — число кулачков в ряду, расположенных
по образующей вальца.

Необходимое число проходов катка для уплотнения грунта

Ч = ^нль

<1т

где s— площадь поверхности вальца; fcHII—коэффициент, учитывающий
неравномерность перекрытия грунта кулачком (^н.п%1,3); т—общее число
кулачков.

Сопротивление качению кулачковых катков определяют при коэффи-
циентах сопротивления качению/к = 0,15 4-0,25 для первых проходов и /к =
= 0.104-0,15 для последних проходов.

Широкое применение для уплотнения грунтов получают катки на пнев-
матических шинах. По характеру взаимодействия с грунтом они в принци-
пе ничем не отличаются от колес с пневматической шиной. В зависимости
от давления воздуха в шине среднее нормальное контактное напряжение
в грунте составляет:

Давление воздуха в

шине. кПа (кгс/см2) Напряжение при ра-	50(0,5)	100(1)	150(1,5)	300(3)	500(5)
боте в. грунте. кПа					
<К1 с см1 >:					
рЫХ.)О'-1		120(1,20)	138(1.38)	154(1,54)	169(1,69)	175(1,75)
- li.IOniOM		140(1,40)	160(1,60)	177(1,77)	208(2,08)	218(2,18)

Для лучшего уплотнения грунтов желательно применять шины высоко-
го давления.
Глава XVI

МАШИНЫ ДЛЯ ПОГРУЗОЧНО-РАЗГРУЗОЧНЫХ
И ПОДЪЕМНО-ТРАНСПОРТНЫХ РАБОТ

§ 61. ОДНОКОВШОВЫЕ ПОГРУЗЧИКИ

Одноковшовый погрузчик представляет собой самоходную погру-
зочную машину, состоящую из базового специального колесного шасси
или трактора и навесного оборудования в виде рычажно-звеньевого меха-
низма с рабочим органом—ковшом, расположенным впереди (или сзади),
вне базы машины и перекрывающим ее по ширине, и гидравлической си-
стемы управления, с помощью которой можно устанавливать ковш в по-
ложение для загрузки перемещением всей машины, поднимать его в поло-
жение разгрузки, опрокидывать и возвращать в исходное положение для
зачерпывания грунта или строительного материала.

Основным рабочим оборудованием одноковшового строительного по-
грузчика является шарнирно-закрепленный на стреле и открытый спереди
ковш, конструкция которого приспособлена для наиболее часто встречаю-
щихся строительных материалов и грунтов.

Одноковшовые погрузчики предназначены для погрузки сыпучих, мел-
кокусковых и разрыхленных материалов из штабеля или забоя в транс-
портные средства или в отвал с перевозкой на небольшие расстояния. С их
помощью можно производить погрузку предварительно взорванных или
разрыхленных скальных пород и руды, а также разрабатывать легкие
грунты, перевозить их на небольшие расстояния и разгружать в отвал или
транспортное средство. Сменное рабочее оборудование (двухчелюстной
ковш, увеличенный ковш для легких материалов, уменьшенный ковш для
тяжелых материалов, скальный ковш, ковш с увеличенной высотой раз-
грузки, ковш с боковой разгрузкой, челюстной захват, грузоподъемный
крюк, грузовые вилы, поворотный и неповоротный бульдозерные отвалы,
корчеватель-собиратель и др.) расширяет область применения погрузчиков.
Погрузчики можно оборудовать дополнительным навесным оборудова-
нием, монтируемым сзади или сбоку базовой машины (рыхлительным, эк-
скавационным, трубоукладочным и др.).

Наиболее массовым видом работ, производимых погрузчиками, являет-
ся разработка и погрузка сыпучих и мелкокусковых материалов, а наибо-
лее распространенными строительными материалами—песок, щебень
и гравий.

Одноковшовые погрузчики классифицируют по грузоподъемности, типу
ходовой части, базового шасси, погрузочного оборудования и другим
признакам.

По грузоподъемности погрузчики разделяют на малогабаритные (менее
0,5 т), легкие (0,6—2,0 т), средние (2,1—4,0 т), тяжелые (4,1—10 т), больше»
332
грузные (свыше 10 т). По типу ходовой системы различают гусеничные
и колесные погрузчики. Полугусеничную ходовую часть для погрузчиков,
применяют редко. Гусеничные погрузчики имеют жесткую, полужесткую
эластичную ходовые системы. При жесткой ходовой системе тележки гусе-
ниц жестко связаны между собой и с основной рамой трактора, а портал
погрузчика опирается на рамы гусеничных тележек. Полужесткая ходовая
часть обеспечивает вертикальные перемещения гусеничных тележек, портал
погрузчика в этом случае устанавливают на раме трактора. При эластич-
ной подвеске гусениц применяют блокируемые направляющие колеса и ба-
лансирные каретки опорных катков, портал погрузчика закрепляют на раме
трактора.

Гусеничная ходовая часть обеспечивает хорошее использование сцепно-
го веса, реализацию высоких тяговых усилий, меньшие давления на грунт,
высокую маневренность и проходимость. Наиболее распространена жест-
кая подвеска гусениц.

Колесную ходовую часть выполняют по схемам 2х4и4х4с трехто-
чечной системой подвески. Наиболее распространены машины со всеми ве-
дущими колесами. К основным преимуществам колесной ходовой части
относится возможность реализации высоких скоростей и переездов по усо-
вершенствованным покрытиям.

Базовые машины, применяемые для погрузчиков, обычно имеют увели-
ченную продольную базу, опорные направляющие колеса и зазор между
рамой и гусеницами.

По типу базовой машины различают погрузчики на специальных шасси
и тягачах, погрузочных модификациях промышленных тракторов, промы-
шленных модификациях тракторов общего назначения. Специальные шас-
си и тягачи имеют наиболее рациональную компоновку узлов и агрегатов,
их создают специально для работы с погрузочным оборудованием. Погру-
зочные модификации создают на базе промышленных тракторов в со-
ответствии с требованиями установки погрузочного оборудования и ра-
боты с ним. Промышленные модификации тракторов общего назначения
используют в качестве базовых машин для нескольких видов дорожно-
строительного оборудования (бульдозерного, погрузочного, скреперного
и др.). Требования погрузочного оборудования при этом учитывают не
полностью.

По расположению рабочего органа различают погрузчики с передним
(наиболее распространенным) и задним размещением погрузочного обору-
дования.

Погрузочное оборудование может быть полуповоротным, комбиниро-
ванным, перекидным и фронтальным. Для полуповоротного оборудования
характерна боковая разгрузка ковша по отношению к направлению разра-
ботки материала. Комбинированное погрузочное оборудование обеспечи-
вает как переднюю, так и заднюю разгрузку ковша. При перекидном обо-
рудовании материал разгружается назад. Наиболее распространенное
Фронтальное оборудование обеспечивает разгрузку ковша со стороны раз-
работки материала (возможна и боковая разгрузка при специальном
ковше).

Привод погрузочного оборудования—гидравлический. Механизмы
Управления разделяют по направлению действия гидроцилиндра поворота
ковша на два вида: с запрокидыванием ковша при подаче жидкости в порДЯ
шиевую полость гидроцилиндров ковша или при подаче жидкости в што-Я
ковую полость. Существуют механические и гидравлические системы со-1
хранения уровня положения ковша в процессе подъема стрелы. При 

механической системе уровень ковша поддерживается с помощью рычаж-

ного механизма. Гидравлическая система слежения имеет автоматический
клапан или устройство, обеспечивающее порционную подачу жидкости

в соответствующие полости гидроцилиндров ковша.

По характеру воздействия гидроцилиндров на ковш различают безры-
чажиые и рычажные механизмы управления. В безрычажных механизмах
гидроцилиндры управления закреплены на стреле и воздействуют непоо- :
родственно на ковш, в рычажных—гидроцилиндр установлен на раме ма- :
шины, и усилия на ковш передаются через рычажный механизм.	«j

Используют одноступенчатые и многоступенчатые рычажные меха-
низмы управления. Одноступенчатые механизмы имеют в кинематической*
схеме по одному шарнирно-рычажному четырехзвеннику, расположенному л
между гидроцилиндрами управления и рабочим органом. В многоступея-
чатых механизмах используют несколько передаточных четырехзвенников, *1
преобразующих усилие гидроцилиндров управления.	i %

Наиболее распространены одноступенчатые рычажные механизмы
управления рабочим органом с перекрестной системой рычагов и механи-
ческой системой слежения.	1 ("

Главным параметром погрузчика является номинальная грузоподъем-

ная сила, под которой понимают допустимый вес груза в ковше, сосредо-
точенный в его центре масс и принимаемый равным половине статической

опрокидывающей нагрузки. К основным параметрам, характеризующим
эксплуатационные качества погрузчика, относят номинальный объем ос-

новного ковша, напорное выглубляющее и подъемное усилия, давление на
грунт, высоту разгрузки и вылет ковша, удельные усилия на режущей

кромке ковша, время подъема ковша, дорожный просвет, скорости движе-
ния и др. Конструктивные параметры (центр давления и распределение на-
грузок по мостам, заглубление рабочего органа, углы запрокидывание '
и т. д.) определяют в процессе расчета основных параметров и констру»- :

тивной проработки. Часть основных и конструктивных параметров регла-
ментированы ГОСТ 12568—67 и поэтому могут задаваться с последующей-^
контрольной проверкой (табл. 35). Номинальную грузоподъемность строи- ®'
тельных погрузчиков на базе гусеничных и колесных тракторов и шасси, g
принимают согласно тяговому классу базовой машины в соответствии.®
с указанным стандартом.	*

Для погрузчиков, не предусмотренных этим стандартом, номинальную ‘
грузоподъемную силу Q^g (здесь QH—грузоподъемность; д — ускорение^
свободного падения) определяют на основе допускаемых нагрузок Р на ХО"/
довую часть базового трактора. При этом считают, что Qitg составляет
ловину опрокидывающей нагрузки, приложенной в центре масс ковша ПрИВ
наибольшем вылете стрелы (рис. 137,а):

♦л

„	„ , т гдхт - magl0	fl

QYlg = 0,5 —----------,	jfl

Щг - *т)	|fl

334	Я
зч. Основные параметры одноковшовых строительных погрузчиков

		  Параметры	Номинальная грузоподъемность, т (с предельными отклонениями +10%)					
	2	3		4	6	10
Класс базового трактора или тягача (колесного гусеничного) в промышлен- ном исполнении, тс 	  Номинальный объем основного ковша,	3/4		4,5/6	6/10	10/15	— /15
нс менее		I		1,5	2	3	5
Высока разгрузки Яр, мм, не менее Вылет кромки ковша при наибольшей	2700		2750	3200	3400	4000
высоте разгрузки, мм, не менее Ширина режущей кромки основного	700		900	1100	1200	1500
ковша		Ширина	следа ма-		Ширина следа машины +150 мм		
	шины +100		ММ			
yj ол разгрузки ковша при максималь- ном подъеме, град, не менее . . .				50		
Максимальный угол запрокидывания ковша, град, не менее	  Разность между максимальным и				40		

минимальным углом запрокидывания

ковша, град, не более

15

где т0—конструктивная масса погрузочного оборудования;
хт—продольная координата центра масс базового трактора;
/оаг—горизонтальные координаты центров масс оборудования и груза
в ковше соответственно.

г)	е)

1*Ие. 13"’. Схемы для определения параметров погрузчика:

~ ।р\зоподъемной силы; б — центра давления; в — нагрузок на мосты; г — размеров
овного ковша; д — длины стрелы; е — выглубляющего усилия
Конструктивную массу то погрузочного ооорудования определи]
в зависимости от массы тТ базового трактора:

то = п1т/со,

где к0 =0,254-0,35—безразмерный коэффициент.

Рациональность использования массы базовой машины и совершенство
ходовой части проверяют по коэффициенту удельной грузоподъемности

<?н = 2н/(тт + то).

Для гусеничных погрузчиков рекомендуется принимать qH = 0,204-0,22,
для колесных qH = 0,254-0,3.

Максимальную грузоподъемность определяют после выбора и расчету
элементов гидропривода и по ней уточняют область применения машины.

Номинальный объем VH основного ковша определяют по номинальной
грузоподъемности QH погрузочного оборудования из расчета работы на
сыпучих и мелкокусковых материалах плотностью рс = 1,6 т/м3:

Va = Qn/(PcEp),

где Ер =1,25 — расчетный коэффициент наполнения ковша.

В эксплуатационных условиях ковш наполняется материалом с «шап-
кой», объем которой в средних условиях составляет 25% его номинального
объема.

Эксплуатационная масса погрузчика равна сумме эксплуатационных
масс базового трактора тэ и погрузочного оборудования т0:

Ш„ = тэ + то-

Ее можно также определить из соотношения

тп = (1,254- 1,35) (тт + Ад),

где Ад—масса балласта, воды, топлива, смазки, рабочей жидкости в ги-
дросистеме, инструмента и возимых запасных частей.

Напорное усилие погрузчика, т. е. тяговое усилие базового трактора
с учетом массы погрузочного оборудования на рабочей передаче, рас-
считывают по тяговой характеристике из условия работы погрузчика на
горизонтальной площадке. Приближенно напорное усилие (Н) определяют
по формуле

Тн =

2" 0Nе тах

—Пт-"’пй/к,
v(1 - 8)

где max—эффективная мощность двигателя, кВт; г|т—КПД трансмис*
сии;/к — коэффициент сопротивления качению; г — рабочая скорость вне-
дрения, км/ч; 8 — коэффициент буксования.

Напорное усилие по сцепной массе

Тсц = WlngHPcu,

где фсц—коэффициент сцепления движителя.

Скорость г рабочего хода погрузчиков принимают равной 3,0—4,0 KM/Sg
Скорость обратного хода выбирают на 25—40% выше скорости рабоче^д
хода. Транспортные скорости движения—до 10 км/ч для гусеничных МЧИ
шин и до 40—45 км/ч для колесных.	!

Скорости поворота ковша, т. е. средние линейные скорости запрокиды-
вания г3ап и опрокидывания г0Пр ковша, определяют на его режущей
кромке.

При совмещенном процессе разработки материала коэффициент совме-
щения операций

Yr =	= 1,0 4- 1,2.

Скорость запрокидывания

Гзап = 0,277/сгУгГ,

где к,.—коэффициент снижения рабочей скорости в процессе внедрения
из-за уменьшения частоты вращения двигателя, производительности гидро-
насосов, из-за буксования и т. д. (обычно kv = 0,5).

Угловая скорость запрокидывания ковша

Ызаи = гзап/^0>

где Ro—радиус поворота ковша (кратчайшее расстояние между осью шар-
нира поворота ковша и режущей кромкой).

Если при наполнении ковша работает поршневая полость гидроцилин-
дров поворота ковша, то скорость опрокидывания рабочего органа г0Пр
больше скорости гзап в 1,30—1,35 раза. При работе штоковой полости ско-
рость опрокидывания составляет 0,74—0,77 от скорости запрокидывания.

Скорость подъема стрелы гп с выбирают так, чтобы подъем груза за-
кончился к моменту завершения отхода погрузчика для разгрузки:

t'n.C —	1;х,

где хц—длина пути шарнира крепления ковша при подъеме стрелы;
Хд—средняя длина пути рабочего хода погрузчика; щ—скорость обратно-
го хода погрузчика.

Обычно 1’п.с = (0,5 4- 0,56) и.

Скорость опускания стрелы определяют по скорости подъема с таким
расчетом, чтобы в полости опускания гидроцилиндров стрелы не возника-
ла кавитация:

i-o.e = (1,24-1,3) ГП.С'

Выглубляющее усилие NB, т. е. усилие, развиваемое гидроцилиндрами
поворота и приложенное к режущей кромке основного ковша, значительно
оольше номинальной грузоподъемной силы машины. Для погрузчиков
с опорными лыжами на стреле

-VB = (2,04- 3,0) Q^.

Если стрела не имеет опорных лыж, то выглубляющее усилие опреде-
ляют по устойчивости машины.

Подъемное усилие N„, т. е. усилие на режущей кромке ковша, создавае-
^°е^гидроцилиндрами стрелы и определяемое по устойчивости машины,
пРйближенно можно найти по номинальной грузоподъемности

= (1,84-2,3)2^.

336

337
Удельное напорное усилие дг на кромке ковша	-Я

Яг = Тк тах/7?к>

где Тк щах— наибольшее тяговое усилие по двигателю или по сцепной мас^
се; Вх—наружная ширина режущей кромки ковша.

Удельное выглубляющее усилие qB на кромке ковша	4

Qb — Nв/Вк.

Ниже приведены значения
усилий.

удельных напорного и выглубляющег®

Грузоподъемность, т.................

qr (Н/см) при ходовой части:

гусеничной........................

колесной..........................

«в, Н/см............................

До 3	4-6	Более
25-40	40-60	Более
150-300	250-400	Более
200-350	250-400	Более

6

600

400

300

Центр давления и распределение нагрузок по мостам порожнего и гр«®
женого погрузчика устанавливают в статическом состоянии при трава®
портном положении рабочего оборудования (ковш запрокинут «на себи®
шарнир крепления ковша к стреле находится на расстоянии около 600 мЖ
от поверхности) и при максимальном вылете стрелы. Массу груза в ковцЖ
принимают равной грузоподъемности. Расстояние от центра давления л|
оси передней звездочки для груженого гусеничного погрузчика (рис. 137,BR

ГЛпХп + 6нан	F

хг =------------,

тП + 6н

где хп — координата центра масс погрузчика от оси ведущей звездочки;
ан—координата центра масс груза в ковше от оси ведущей звездочки.

Нагрузки на мосты порожнего колесного погрузчика определяют в ст$-
тическом состоянии (рис. 137, в). Нагрузка, действующая на передний моей

/ 1?П =	(1 ~	Х/L)'.

на задний мост	jr

Я3 = m^gx/L.	*

Нагрузки на	мосты характеризуются коэффициентом распределен^

кр = 1?п/Рз = Цх 1-

Для порожней машины рекомендуемые значения кр составляют
0,67—0,82. На груженый колесный погрузчик действуют следующие ста1*!
ческие нагрузки:	'-

на передний мост

Rn = mag(l -x/I)+ Q^il+af/I);	*

на задний мост

R3 =	Омда^/Ь.	'

Для колесных погрузчиков среднее давление приближенно принимал^
равным внутреннему давлению воздуха в шине.

Высоту разгрузки ковша Нр определяют как наибольшее расстояние«Я|
опорной поверхности до режущей кромки основного ковша при маИИ
мальном угле разгрузки и полностью погруженных грунтозацепах ДОЯ.ЧИ
338	fl
сеничных машин или номинальном давлении в шинах — для колесных. Ее
выбирают в зависимости от типоразмера машины и транспортных
средств, с которыми должен работать погрузчик или определяют по
формуле

Нр = /1т + А/1р,

где /’т—наибольшая высота бортов транспортных средств, с которыми
может работать погрузчик; А/1р— дополнительный зазор, выбираемый
с учетом опрокидывания ковша и работы на неподготовленном основании
(300—500 мм).

Заглубление рабочего органа (обычно 300—500 мм), т. е. наибольшее
заглубление режущей кромки основного ковша, установленного под углом
5—7“ к опорной поверхности, определяет возможность работы погрузчика
при резких изменениях уклона опорной поверхности.

Вылет ковша IL — расстояние от передних выступающих частей базово-
го трактора до режущей кромки ковша, находящегося на максимальной
высоте при наибольшем угле разгрузки, выбирают по табл. 35 или опреде-
ляют по формуле

L = Вт/2 + АЬ,

где By — ширина кузова наиболее тяжелого транспортного средства, с ко-
торым должен работать погрузчик; АЬ— расстояние между погрузчиком
и транспортным средством при разгрузке, необходимое по условиям безо-
пасности работы (больше 150—200 мм).

Угол запрокидывания ковша в нижнем положении и угол разгрузки
в верхнем положении выбирают по табл. 35. Рекомендуемый угол запро-
кидывания при нижнем положении стрелы 42—46°, при подъеме допускает-
ся дальнейшее запрокидывание ковша до угла 15°. Угол разгрузки основ-
ного ковша при промежуточных значениях высоты подъема должен быть
не менее 45°, так как разгрузка может производиться при любом подъеме
стрелы.

Внутреннюю ширину ковша Во принимают на 50—100 мм больше сле-
да или ширины базового трактора.

Расчетный радиус поворота ковша—расстояние между осью шарнира
и режущей кромкой—определяют по формуле (рис. 137, г)

Яо

И,

0,5Хд(Х3 + >.к cos yi) sin уо - ^ч2

,7°	п _ / , Уо \

ct а---0,5л 1-------

2	180 /

1)г номинальный объем ковша; Во—внутренняя ширина ковша;

— относительная длина днища ковша; У,— относительная длина задней
стенки; А,к—относительная высота козырька; /_т — относительный радиус
сопряжения днища и задней стенки; —угол между плоскостью козырька
и продолжением плоскости задней стенки; у0 — угол между задней стенкой
и Днищем ковша.

Условная длина днища (расстояние от передней кромки ковша до его
Пересечения с продолжением задней стенки) /д = ХДКО = (1.4-:-1,5) Ro. Услов-
ная длина задней стенки (расстояние от верхнего края задней стенки или
основания козырька до пересечения с продолжением днища ковша)
4 = (1,1 - l,2)R0. Высота козырька /к = (0,12 - O,14)Ro. Радиус сопряже
г0 =(0,35-0,40) Ro.

Высота шарнира крепления ковша к стреле Ьш = (0,06 —0,12) Ro.

Угол Yo между днищем и задней стенкой рекомендуется выбирать'
в пределах 48—52°; угол наклона режущих кромок боковых стенок относи-
тельно днища т(1 = 50-60°; угол заострения режущих кромок 50 = 30 — 40°-
угол между задней стенкой и козырьком = 5 —10°.

Угол между режущей кромкой боковой стенки и козырьком должен со-,
ставлять 90°.	j

Размеры рычажной системы выбирают, зная параметры погрузочного
оборудования и основного ковша, а также положение точки подвески
с учетом компоновки базового трактора. Высоту Нс и расстояние до наи-'-
более выступающей передней части машины 1В выбирают с учетом обес-
печения необходимой видимости при управлении (рис. 137,0):

Нс = XH.cRo,	6

где /Ч1.е = 1,2 - 2,0—относительная высота шарнира подвески стрелы.

Длина стрелы

/с = J/ (L — Rq cos в + /в)2 + (Яр + Ro sin е — Яс)2.	?

Угол наклона радиуса поворота ковша	'

s = Ер + arcsin (Лш/Ro),

где Ер—наибольший угол разгрузки ковша — угол наклона днища ковша
к горизонтали.

Угол поворота стрелы <рс обычно составляет 85—90°. Фронтальный вы-
лет L, высоту разгрузки Нр и угол разгрузки ковша принимают по/
табл. 35.

Размеры элементов рычажных систем определяют графическим по-
строением, для чего сектор движения стрелы от нижнего до верхнего поло-
жения разбивают на пять равных частей, выделяют положение максималь-
ного вылета и полученные два сектора делят пополам. В нижнем
положении ковш устанавливают под рекомендуемым углом запрокидыва-
ния '/зап = 42 — 46°, а в верхнем—располагают под наибольшим углом раз-'
грузки Ер — 50°. Затем методом подбора, изменяя точки крепления стрелы,
гидроцилиндров и звеньев рычажного механизма, находят наиболее вы-
годные положения ковша для всех промежуточных положений стрелы.
При этом учитывают, что ковш в процессе подъема находится в запроки-
нутом положении, а разница в углах запрокидывания в крайних положе-
ниях не более 15°.

Ковш в положении разгрузки на любой высоте должен иметь угол не :
менее 45°. Если получаемые углы разгрузки меньше указанных значений,
производят повторное построение. Точки крепления гидроцилиндров
стрелы и ход их штоков определяют конструктивно.

Для обеспечения быстрого монтажа сменного рабочего оборудования
гидросистему оборудуют быстросъемными разъемными соединениями 
трубопроводов (запорными клапанами). В гидросистеме сменного обору* v
дования устанавливают дополнительные клапаны, необходимость в ко- Л
торых определяется спецификой его работы. При наличии системы авто- j
340	1
г

магического управления используют концевые выключатели, размещаемые
। на гидроцилиндрах стрелы и ковша, и гидравлические фиксаторы золотни-
ков распределителя. Последние обеспечивают автоматическую остановку
стрелы на заданном уровне и установку ковша в положение копания после
разгрузки.

Подбор гидрооборудования должен производиться в соответствии с ти-
повыми схемами гидропривода и нормалями.

Усилия на штоках гидроцилиндров определяют в установившемся ре-
жиме работы по наибольшему выглубляющему усилию NB (для гидроци-
линдров ковша) и подъемному усилию Na (для гидроцилиндров стрелы),
приложенных к режущей кромке ковша в положении внедрения (рис. 137, е).

Если стрела снабжена опорными лыжами, выглубляющее усилие
= (2,0 ч-3,0)2,^.

При отсутствии опорных лыж на стреле выглубляющее усилие опреде-
ляют по условию продольного опрокидывания машины относительно ре-
бра, проходящего под осью опорных колес:

Ув = (»Ъ0Хт - mogbo)/^,

где т3—эксплуатационная масса базовой машины; т0—масса погрузоч-
ного оборудования.

Зная размеры рычажной системы, можно определить для положения
внедрения ковша ia и iK мгновенные передаточные числа механизма упра-
вления погрузочного оборудования^ устанавливаемые по соотношению
плеч рычажной системы для силы NB и силы тяжести ковша т^д (зцесъ
тх—масса ковша). Тогда усилие на штоке одного гидроцилиндра поворо-
та ковша можно определить по формуле

'к —	-'М,

П

где kt = 1,25-:-1,4—коэффициент запаса, учитывающий потери в шарнирах
и гидроцилиндрах; п—число цилиндров механизма поворота ковша.

Усилия на штоках гидро цилиндров стрелы определяют по подъемному
усилию с учетом кинематики рычажной системы и привода. Подъемное
усилие Na для расчета гидроцилиндров подъема стрелы находят из усло-
вия потери устойчивости, так же как и выглубляющее усилие стрелы без
борных льи:

w ..	:??од (Ь<) + М

4 'г

Зная выглубляющее усилие Ав, массу погрузочного оборудования то (без
массы портала), усилие SK на штоках гидроцилиндров поворота ковша (без
чета коэффициента запаса) и размеры стрелы и рычажной системы, мож-
но найти усилие на. штоке одного гидроцплиндра стрелы Хс. Коэффициент
'юса в этом случае принимают к2 = 1,25ч-1,40.

Скорости движения поршневых гидроцилиндров ковша и стрелы опре-
деляют, исходя из требуемых скоростей их перемещения (см. выше), Сред-
нгою -скорость vk движения поршней гидроцилиндров поворота ковша
ходят для положения внедрения по линейной скорости запрокидывацЗИ
ковша гзап:

Т'заи 0,277fcryrv
»к = —--=	;

•in	in

где in—мгновенное передаточное число от режущей кромки ковша к г®,
дроцилиндрам механизма поворота.

Средняя скорость движения поршней гидроцилиндров стрелы опредв.
ляется по соотношениям, приведенным в § 25.

По полученным значениям усилий на штоках гидроцилиндров ковша
и стрелы Sc и давлению предохранительного клапана можно найти диа-
метр гидроцилиндров.	|

Рабочее давление (наибольшее давление, возникающее в гидроцилин-*
драх при равномерном подъеме ковша с номинальным грузом) для иаибо
лее распространенных схем погрузочного оборудования определяют при .
верхнем положении ковша, когда гидроцилиндры механизма подъема
стрелы имеют наименьшее плечо. Усилие в гидроцилиндрах механизма,
подъема стрелы при этом определяют в соответствии с принятой кинема-
тической схемой.

Максимальную грузоподъемность Qmax, т. е. наибольшую массу груза,
в ковше, которая может быть поднята на полную высоту (по параметрам
гидропривода), определяют для наименьшего плеча гидроцилиндров меха- 
низма подъема стрелы по давлению предохранительного клапана из усло-
вия равновесия.

Методика определения грузоподъемности по усилию на штоках гидро-
цилиндров механизма подъема стрелы погрузчиков, а также определение
необходимого усилия на штоках гидроцилиндров механизма подъема
стрелы по заданной грузоподъемности погрузчика подробно рассмотрены
в главе V, § 2.

При определении прочности за расчетное положение принимают вне-
дрение в штабель материала с углом установки днища ковша 5° по отно-
шению к опорной поверхности. При этом учитывают способ выполнения
работ (совмещенный или раздельный). Внешние усилия условно считают
приложенными к режущей кромке основного ковша при самом неблаго-
приятном их сочетании.

За основные расчетные положения принимают следующие.

1.	Внедрение в материал на горизонтальной поверхности, при котором
край ковша встречает труднопреодолимое препятствие (рис. 138, а). Гидро-
цилиндры рабочего оборудования в этом случае, заперты. При этом при-
ближенно принимают, что коэффициенты динамичности горизонтальных
сил Ках = 1,4ч-1,8; вертикальных Кдв = 0; боковых -Кде = 1,2~ 1,4.

2.	Внедрение края ковша в материал с вывешиванием погрузчика на на*,
правляющих или передних колесах на горизонтальной поверхности (рис.
138,6). Гидроцилиндры поворота ковша развивают выглубляющее усилие .
на режущей кромке, обеспечивающее опрокидывание машины относитель- ...
но передних опорных колес. Коэффициенты динамичности Кдг = 1,44-1,6; ,
Кд.в = 1,2-1,4; Кхб = 1,1-?1,2.	"	?

342	*9
Рис.

138. Основные расчетные положения

погрузчика

3.	Заглубление края ковша с вывешиванием на звездочках или задних
колесах при движении вперед но горизонтальной поверхности (рис. 138,в).
Гидроцилиндры стрелы развивают усилие, необходимое для опрокидыва-
ния погрузчика относительно задних опорных колес. Коэффициенты .дина-
мичности те же, что в предыдущем случае.

Боковую составляющую сил сопротивления Ry при расчете опреде-
ляют, исходя из массы погрузчика и принимая коэффициент бокового
сдвига фб = 0,4 -г 0,6:

R у = 'Нэзфб.

Техническая производительность одноковшового погрузчика зависит от
вида разрабатываемого материала, его состояния, подготовки рабочей
площадки и других эксплуатационных факторов.

В общем случае производительность

/7 = ИД-цПц — Ав,

Кр

где Г- поминальный объем ковша (определяется в соответствии с ГОСТ
12568-67); у- объемная масса материала в разрыхленном состоянии;
А'н коэффициент наполнения ковша; кр—коэффициент разрыхления (см.
плаву IV, §14); иц—число рабочих циклов в единицу времени; кв =
= 0.85 коэффициент использования времени.

Коэффициент наполнения ковша ки для различных материалов изме-
Няещ’я от 0,6 до 1,1 (для влажных смесей минеральных материа-
лов — 0,95—1,0;	смесей с фракциями до	Змм — 0,95—1,0,

9 мм—0,9—0,95; до 20 мм—0,85—0,9; выше 20 мм—0,85—0,90; дЗ|
влажного известняка 1,0—1,1, почвы с камнями и корнями—0,8—1,0; сцемец-Д
тировавшегося материала 0,85—0,90; хорошо взорванных скальных пород'
0,85—0,95, для удовлетворительно взорванных 0,75—0,80: для плохо взоп,
ванных 0,60—0,65).

Число рабочих циклов в единицу времени определяют, установив сред,
нее время цикла

7ц = f3 +	+ tT + Гр,

где t3—время загрузки ковша; tM—время маневрирования, определяемое
как сумма времени отхода от штабеля, четырех изменений направления-
движения и возврата к штабелю по схеме, используемой при погрузке ма-
териала в транспортное средство на рабочей площадке; tT—время транс-
портирования груза и возврата к штабелю при необходимости перевозки
груза на определенное расстояние; tp—время разгрузки.

Время загрузки t3 составляет 0,03—0,05 мин для однородных каменных
материалов; 0,04—0,06 мин для влажных смесей материалов; 0,06—0,07
мин для влажного известняка; 0,05—0,2 мин—для смеси почвы, камней
и корней; 0,1—0,2 для сцементировавших ся материалов.

Время маневрирования гм при квалифицированном. операторе и полной
подаче топлива в среднем составляет 0,22 мин.

Время транспортирования tT определяют по расстоянию и возможным
скоростям передвижения с учетом грунтовых и эксплуатационных условий
(уклонов, поворотов и т. д.).

Время разгрузки tp в зависимости от грузоподъемности погрузчика из-
меняется от 0,02 до 0,1 мин. При разгрузке в автотранспортное средство
оно составляет 0,04—0,07 мин.

Для колесных погрузчиков с шарнирно-сочлененной рамой и ковшом
объемом 3 м3 и менее при разгрузке материала в автотранспортное сред-
ство на рабочей площадке среднее время рабочего цикла Тц составляет
приблизительно 0,4 мин при работе на рыхлом сыпучем или мелкокуско-
вом материале. Для погрузчиков с большим объемом ковша это время не-
сколько больше.

Рабочий цикл содержит загрузку ковша (f3), маневрирование с отъездом
от штабеля, четырьмя изменениями направления движения и минимальны-
ми передвижениями и подъездом к штабелю (Гм) и разгрузку (Гр).

При этом

7ц = G + Гм + Гр.

При необходимости перевозки материала на определенное расстояние;
время транспортного и обратного ходов рассчитывают в зависимости ОТ
грунтовых и эксплуатационных условий (уклонов, поворотов и т. Д-К

Колесными погрузчиками можно транспортировать материалы на зна-
чительные расстояния, поэтому время транспортного и обратного ходов
рассчитывают с учетом изменения скоростей движения на склонах, подъе-
мах, поворотах и различных грунтовых условий.
§ 62. СТРЕЛОВЫЕ САМОХОДНЫЕ КРАНЫ

В соответствии с ГОСТ 9692—71 к стреловым самоходным кра-
нам относятся гусеничные, пневмоколесные, краны на специальном шасси
автомобильного типа и на шасси грузовых автомобилей. Стандарт распро-
страняется на стреловые самоходные краны общего назначения грузо-
подъемностью от 4 до 160 т, предназначенные для строительно-мон-
тажных и погрузочно-разгрузочных работ.

Многие узлы и детали кранов унифицированы с узлами и деталями
одноковшовых универсальных экскаваторов.

Для обозначения стреловых самоходных кранов применяют следующие
индексы: КГ — гусеничные; КП — пневмоколесные; КШ— на специальном
шасси автомобильного типа; КА — на шасси грузовых автомобилей.

Важное значение имеет конструктивная особенность кранов, позволяю-
щая работать с различным сменным рабочим оборудованием: основной
стрелой; удлиненными стрелами, получаемыми из основной стрелы с по-
мощью сменных секций, имеющих специальное исполнение; гуськами
(клювами); башенно-стреловым оборудованием; грейферами; основными
и вспомогательными крюками и выдвижными стрелами.

На рис. 139 показан общий вид стрелового самоходного крана на гусе-
ничном ходу. Основными частями крана являются опорно-ходовое устрой-
ство 7, опорно-поворотное устройство 6, поворотная платформа 1 с меха-
низмами, кабина управления 5, стрела 4, грузовая обойма 3 основного
подъема, грузовая обойма 2 вспомогательного подъема. Опорно-ходовое
устройство состоит из центральной рамы, правой и левой подгусеничных
балок, шарнирно соединенных с центральной рамой; ведущих и натяжных
колес, гусеничных лент и механизма передвижения.

Механизм передвижения представляет
с электродвигателем, центральным плане-
тарным редуктором и двумя бортовыми
трехступенчатыми редукторами. Редукторы
включаются при помощи тормозов. Для
осуществления прямолинейного движения
крана тормоза центрального редуктора
замыкаются, а тормоза бортовых редукто-
ров размыкаются. Для поворота крана на
ходу тормоз центрального редуктора со
стороны заторможенной гусеницы размыка-
ется, а тормоз бортового редуктора замы-
кается.

Грузовая многоскоростная лебедка
(рис. 140, а) является типовым унифициро-
ванным механизмом, устанавливаемым на
стреловых и башенных кранах.

Лебедка состоит из двух электродвига-

Рис. 139. Стреловой самоходный кран на гусеничном
ходу

собой одномоторный привод

345

12 п р. Гобермана
Рис. 140. Кинематические схемы механизмов стрелового крана:

« — грузовой лебедки основного подъема; б - лебедки вспомогательного подъема; в — медК
низма поворота	з73И|

телей 6 и 1 (один—короткозамкнутый, а другой—с фазным рЖ
тором), двух редукторов (основного 3 и дополнительного 2), дмиНн
электромагнитных тормозов 7 с электрогидравлическими толкатепяыД1
зубчатой муфты 5 и барабана 8. Основной редуктор имеет диффте!
ренциальную планетарную передачу 4.

Для получения первой скорости при подъеме и опускании груза вклййи
чается короткозамкнутый электродвигатель 6; для получения второй сш|
рости подъема и третьей скорости опускания груза включаются оба элашд
тродвигателя в номинальном режиме. Вторая скорость опускания грузки
получается при включении обоих электродвигателей, когда их роторы BpKf -
щаются в разные стороны.

Лебедка вспомогательного подъема (рис. 140,6) состоит из двигатетЙР”
9 с фазным ротором, редуктора 11, барабана 12 и тормоза 10. Регулирован. '
ние скоростей подъема и опускания груза на вспомогательном крюке обес* 

печивается изменением активного сопротивления в цепи ротора. ’• ’

Стреловая лебедка имеет электродвигатель с короткозамкнутым рото».-
ром, вертикальный трехступенчатый редуктор, барабан и электромаг»
нитный тормоз.	“-'З? ’

Механизм поворота (рис. 140, в) состоит из вертикального фланцевого- з
электродвигателя 13 с фазным ротором и трехступенчатого редуктора I
с вертикальными соосными валами. На выходном валу редуктора посаже*# -
на шестерня, находящаяся в постоянном зацеплении с зубчатым венцом /%||
неподвижного кольца опорно-поворотного устройства.	W

Длина стрелы крана может изменяться при помощи двух вставок оф
12,5 до 32 м. Стрела оборудуется гуськом (клювом). Кран имеет авт<ЯК
цомный, размещенный на поворотной платформе дизель-электрическ«В|
привод исполнительных механизмов, обеспечивающий хорошее регулиро®
вание скоростей и позволяющий совмещать рабочие операции. ПредусмвИ|
трена возможность питания крана от внешней электросети общего назиа!^
чения (трехфазного тока напряжением 380 В).	4$

Широкое распространение получили монтажные краны, в том чисйй^
и на гусеничном ходу, снабженные башенно-стреловым оборудований^
позволяющим использовать стреловые краны там, где раньше примйЯаяк
лись только башенные краны. Такие краны являются мобильными МЯЖ
шинами и могут заменить дорогие в эксплуатации башенные краями ]
Рис. 141. Кинематическая схема пневматического крана

На рис. 141 показана кинематическая схема пневмоколесного крана. От
двигателя 16 через гидротрансформатор 14 четырехрядной цепной переда-
чей 13 вращение передается на горизонтальный вал реверса. Зубчатая пере-
дача 9 при включении пневмокамерной муфты 8 приводит во вращение
вал лебедки; пневмокамерными муфтами 11,10 и 4 включаются стреловой
7, грузовой 6 и грейферный 5 барабаны лебедки. Подъем и опускание груза
(стрелы) происходит на режиме двигателя. Для обратного вращения вала
лебедок служит реверс, состоящий из цепной передачи 12 и пневмокамер-
ной муфты 15. Реверс 3, состоящий из трех конических зубчатых колес, из-
меняет направление движения крана и поворота платформы. От верти-
кального вала реверса системой зубчатых колес 19 вращение может быть
передано на вертикальный вал I механизма поворота или на вертикальный
вал II механизма передвижения. Для передачи вращения на тот или иной
вертикальный вал служат кулачковые муфты 18 и 17. Шестерня 2 при вра-
щении вертикального вала I обегает неподвижный зубчатый венец ходовой
части крана и обеспечивает поворот платформы.

Парой конических зубчатых колес 20 и зубчатыми колесами коробки
передач вращение от вертикального вала II при включенной муфте 17
передается на передний 1 и задний 22 мосты крана. Переключением муфты
71 изменяют скорость движения крана.

Большинство стреловых кранов в настоящее время монтируют на шас-
си стандартных грузовых автомобилей. Эти краны имеют максимальную
грузоподъемность 2,5; 4; 6,3; 10 и 16 т. Для работы с грузами наибольшей
х’ассы автомобильные краны имеют выносные опоры — аутриггеры,

Рис. 143. Кинематические схемы:

а — крана КС-2561Д; о — реверсивно-распределительного механизма крана КС-35-61; 1 —
коробка отбора мощности; 2 — конический редуктор; 3 — механизм поворота; 4 — ревер-
сивный механизм; 5 — распределительный механизм; б — грузовая лебедка; 7 — стреловая
лебедка; / — входной вал механизма; // — вал карданной передачи к поворотному ме-
ханизму; III — вал карданной передачи к грузовой лебедке; IV— вал карданной передачи
к стреловой лебедке

Благодаря мобильности автомобильные краны широко применяют на по-
грузочно-разгрузочных работах и на монтаже строительных конструкций.

Автомобильные краны выпускают как с гибкой (рис. 142), так и с жест-
кой подвеской стрелового оборудования, с механическим, электрическим
или гидравлическим приводами.

Краны с механическим приводом могут иметь реверсивный и распреде-
лительный механизмы, объединенные в один блок. Вращение к механиз-
мам, расположенным на поворотной платформе, передается от коробки
отбора мощности (рис. 143) автомобиля через карданный вал, передачи
с коническими зубчатыми колесами и вал, проходящий через центральную
напфу по оси вращения платформы.

Большинство автомобильных кранов с жесткой подвеской стрелового
оборудования (рис. 144) оснащают телескопическими стрелами. Секции
стрелы выдвигаются при помощи гидроцилиндров, канатных и цепных
передач.

Краны монтируют на базе автомобилей ГАЗ-53А, ЗИЛ-130, МАЗ-500А
и КрАЗ-257к и оснащают системами гидравлического привода.

Расчет самоходных стреловых кранов включает определение усилий
в элементах крана; расчет механизмов подъема и опускания груза, измене-
ния вылета стрелы, поворота, передвижения; проверку грузовой и соб-
ственной устойчивости; расчет элементов металлоконструкций.

При расчете грузовой крановой лебедки подбирают канат, определяют
основные размеры барабана, необходимую мощность привода, передаточ-
ное число передачи, рассчитывают передачу, подбирают тормоза.
Тракторные краны, т. е. краны, смонтированные на серийных тракЯ^Н
рах, можно разделить на краны-трубоукладчики и монтажные сгреловд^И
краны. Первые применяют для укладки трубопроводов, а также для янИ
полнения различных работ при монтаже оборудования газонеФтепровоуДИ
Механизмы кранов-трубоукладчиков приводятся от двигателя трактом®

Монтажные стреловые тракторные краны применяют на строите львдЖ (
монтажных работах при возведении зданий высотой до двух эта-жЗ.

Созданы модели монтажных стреловых тракторных кранов, у котопм^
крановое оборудование является сменным, причем механизмы KpajB
имеют самостоятельные электродвигатели с питанием от генератора, yw3B
новленного на раме трактора.	®Г

§ 63. БАШЕННЫЕ КРАНЫ	®

При выполнении строительно-монтажных работ в жилищной»
промышленном, сельском и гидротехническом строительстве широко мН
пользуют башенные краны, конструкция которых обеспечивает значв®
тельный подстреловой объем и необходимые условия для выполнеи^®
монтажа сборных конструкций и технологического оборудования.

Главным параметром башенных кранов является грузовой момент-Яи
произведение грузоподъемной силы (Н) на вылет стрелы (м). К основньДВ
относятся следующие параметры:

вылет (м) стрелы—расстояние между вертикальной осью вращение
стрелы и вертикальной осью поднимаемого груза;

высота (м) подъема крюка—наибольшая возможная высота его подьЙИк
ма от головки рельсов, по которым перемещается кран;	а®

скорость (м/мин) подъема или опускания груза—длина пути, проход#^
мого грузом по вертикали в единицу времени;	Ив

скорость (м/мин) передвижения крана—длина пути, проходимого кЯЙК
ном в единицу времени.

По конструкции башенные краны разделяют на краны с поворотной йЯ
ловкой и противовесом на консоли и краны с поворотной башней (колоя®
ной) и платформой (рис. 145). Различают башенные краны с подьемви®|;
и балочной стрелами (рис. 146).

В зависимости от наличия механизма передвижения башенные крашВ
разделяют на самоходные и несамоходные, последние выполняют при®
ставными и переставными (самоподъемными).	'МВ

Основными частями башенных кранов (рис. 147) являются ходовбиВ
устройство 2, башня 9, опорно-поворотное устройство 3, стрела 7, грузоваДв
лебедка 10, грузовой полиспасМд
12, стреловой полиспаст 6, стрд®.
ловая леб едка 5, механизм перси®
вижения 1, поворотная платфрИ®
ма 4, механизм поворота 11 4®
кабина управления 8. J®
Краны оборудованы ограВм®

Рис. 145. Схема крана с

Я	a — поворотной; б — неиоворот^^^И
чителя.ми грузоподъемности, высоты подъема грузовой обоймы и
передвижения крана.

Ходовое устройство кранов состоит из тележек, опорных балок, рам,
ходовых колес (катков) и механизма передвижения. В зависимости от кон-
струкции опорной части башенного крана применяют следующие схемы
ходовых устройств: а) механизм размещен на опорной раме (вращение
передается на два передних или задних колеса, расположенных на разных
рельсах); б) механизм размещен на одной из опорных балок портала (вра-
щение передается на два колеса, расположенные на одном рельсе); в) меха-
низм размещен на специальной балансирной тележке (вращение передается
на одно или два колеса этой тележки). Ведущие тележки располагают на
одном или на разных рельсах.

Многие башенные краны имеют ходовые устройства, опорная рама ко-
торых оснащена выносными поворотными кронштейнами для перемеще-
ния кранов по кривым малого радиуса (7—12 м). Механизмами передвиже-
ния в этих случаях снабжают ходовые тележки (рис. 148).

Вращение от электродвигателя 4 через червячный редуктор 3 и зубча-
тую передачу 1 передается на ходовые катки 2. Тормозным шкивом двух-
Колодочного электромагнитного тормоза является соединительная муфта.

Опорная рама ходового устройства крана через выносные кронштейны
(флюгеры) опирается на ходовые колеса тележки. Флюгер соединен с опор-
Рис. 148. Механизм передвижения ходо1
тележки

ной рамой осью, а с ходовой
тележкой—шкворнем. При движе-
нии крана по закругленному участ-
ку пути два кронштейна из четы-
рех свободно вращаются на осях
а два других закреплены. Ходовые
тележки, на которые опираются-
кронштейны, подворачиваются от-
носительно последних и мог
отклоняться в сторону от направления движения крана вместе '
кронштейнами.

Опорная часть башенных кранов воспринимает все нагрузки и переда<
их через ходовые колеса на рельсовый путь. У одних кранов она выполи
на в виде опорной рамы или плоской тележки, а у других—в виде порта;
шатровой или прямоугольной формы.

Башни кранов делают из стали уголкового профиля. Как правило, баи
ни в сечении имеют четырехугольную форму. Иногда башни кранов пре;
ставляют собой трубчатые колонны с переменным сечением по высот
Опорно-поворотные устройства у кранов с неповоротными башнях
выполняют в виде объемлющих поворотных головок и с головками, рй
мещенными внутри башни. У кранов с поворотными башнями и платфо]
мами имеется опорно-поворотный шариковый круг, размещенный меж/
платформой и ходовой рамой, обеспечивающий вращение башни со стр
лой и платформой относительно ходовой части (рис. 149).

На рис. 150 показаны кинематические схемы механизмов поворота для
кранов серии КБ. В одних кранах применяют редуктор с цилиндрическими
зубчатыми передачами, в других—редукторы с планетарной передачей.
И в том и в другом случае механизм поворота состоит из фланцевого вер-

Рис. 149. Шариковое опорно-поворотное устройство;
а — однорядное; б — двухрядное
Рис. 150. Кинематическая схема механизма поворота с редуктором:

« — планетарным; б — трехступенчатым зубчатым

тикально расположенного двигателя 3, тормоза 4 и редуктора 2. На вы-
ходном валу редуктора установлена ведущая шестерня 1, находящаяся
в постоянном зацеплении с неподвижным зубчатым венном опорно-пово-
ротного круга.

При включении двигателя механизма поворота шестерня обегает зуб-
чатый венец, увлекая за собой поворотную платформу.

Грузоподъемный механизм и механизм изменения положения стрелы
представляют лебедки с электрическим приводом (рис. 151). Вращение от
двигателя 3 через соединительную муфту 2 передается на входной вал ре-
дуктора. На этом же валу или на валу двигателя установлен шкив двухко-
лодочного электромагнитного тормоза 1. На выходном валу размещен ба-
рабан 4. Для поддержки оси барабана служит опора 5.

В конструкции грузовой лебедки имеется вихревой тормозной генера-
тор 6.

Вращающий момент на валу генератора возникает из-за взаимодей-
ствия между неподвижным магнитным полем и токами, наводимыми
в стержнях и в теле вращающегося ротора. Генератор, создающий необхо-
димую дополнительную нагрузку электродвигателю, включается при по-
мощи обмотки возбуждения, питаемой постоянным током. При совмест-
ной работе электродвигателя и генератора на валу действуют два
момента: один соответствует характеристике двигателя, другой—характе-
ристике генератора. В зависимости от работы электродвигателя отдельно
11 hi совместно с генератором можно получить нужный диапазон скоро-
стей.
Рис. 151. Кинематическая схема лебедки:
а — стреловой; б — грузовой

В некоторых крановых лебедках получение нескольких скоростей (бо.
ших для перемещения крюковой обоймы без груза или с грузом небо,
шой массы и малых для установки монтируемых строительных констр
ций) достигается применением электрических гидротолкателей в управ
нии электролебедками.

Управляют башенными кранами из кабин, которые в кранах с непо
ротными башнями размещаются внутри башен в средней или верхней
части. Для некоторых кранов предусмотрено управление механизма
с переносного пульта.

Применение различных конструкций пультов управления позволт
максимально приблизить машиниста к месту монтажа деталей строящи
зданий и улучшить качество строительно-монтажных работ. В одних к
нах при наличии выносного пульта управления отсутствует кабина с о
рудованием, в других управление может осуществляться как из каби1
так и с пульта.

Известны различные системы управления грузоподъемными машина!
из которых значительный интерес представляет программно-дистанци<
ное управление краном по радио (ПДУ). При этом транспортные операция
по доставке деталей со склада (или непосредственно с транспортньр
средств) на здание осуществляются автоматически при помощи систем^
адресования и программного управления двигателями, а точная установку
на малых скоростях обеспечивается управлением по радио.	J

Вместо крановщика краном управляют попеременно два оператора:
келажник на складе и монтажник (бригадир) на строящемся здания
каждый имеет свой нагрудный пульт. Управление краном не мешает irf
выполнять свои основные обязанности. Так как каждый оператор находит*
ся в непосредственной близости от места расположения деталей, при paw
те сигнальщик не участвует.	|

Производительность грузоподъемных машин зависит не только от кой
структивных особенностей, но в значительной мере от уровня организаций
работ на объекте.	J

Сменная эксплуатационная производительность грузоподъемных м®
шин	J

Лем — S,2<2Hn/<j/cB,
где 6п—номинальная грузоподъемность машин; п—число пикш™ в час
(/1 = 60/tM; здесь ta—продолжительность одного цикла, мин);
/^—коэффициент использования машины по грузоподъемности;
jtB—коэффициент использования сменного времени, учитывающий вну-
трисменные перерывы в работе грузоподъемных работ (для кранов с элек-
трическим приводом кв«0,82, для кранов с приводом от двигателя вну-
треннего сгорания fcB «0,76-г0,78).

Продолжительность цикла

Гц — 6м +

где —продолжительность всех операций, выполняемых машиной (ма-
шинное время), мип; бр—время, затрачиваемое на выполнение ручных опе-
раций, мин.

Машинное время

6 м — h + бпов + бпер,

где 6В, бпов, бпер—время, затрачиваемое соответственно на вертикальное
перемещение крюка, поворот стрелы, передвижение крана, мин.

Время, затрачиваемое на вертикальное перемещение крюка,

Тв = H'/fj + Я"/г2,

где Я', Я"—длина пути крюка при подъеме и опускании соответственно,
м; t'i, v2 — скорость подъема и опускания соответственно, м/мин.

Время поворота стрелы

бпов = 2а / (360ис),

где а—угол поворота в одну сторону; град; ис—число полных обо-
ротов стрелы в минуту.

Время передвижения крана

tnep = s/v,

где $—путь передвижения, м; v—скорость передвижения крана, м/мин.
Расчет башенного крана включает определение усилий, возникающих
в элементах крана, расчет механизмов, проверку грузовой и собственной
устойчивости.

§ 64. ЛИФТОВЫЕ ПОДЪЕМНИКИ И ТРАНСПОРТИРУЮЩИЕ
МАШИНЫ НЕПРЕРЫВНОГО ДЕЙСТВИЯ

Лифтовые подъемники служат для вертикального перемещения
грузов и людей. Различают грузовые, пассажирские и грузо-пассажирские
подъемники.

Особую группу составляют строительные подъемники, которые бы-
вают стационарными и передвижными, канатными и реечными. По кон-
струкции направляющих устройств их разделяют на стоечные или мач-
товые, шахтовые и струнные.

На рис. 152 изображен мачтовый грузо-пассажирский подъемник для
Подъема рабочих и строительных грузов при строительстве здания повы-
шенной этажности (до 30 этажей).

Подъемник состоит из мачты 6, которая смонтирована из отдельных
секций, оголовка 3 с блоками, кабины 5, противовеса 2, будки машинного
Рис. 153. Мачтовый подъемник:

а — общий вид; б — схема запасовки каната каретки

а)

Рис. 152. Грузо-пассажирский подъемник

отделения 1. В последней размещены лебедка, электроаппаратура и огра-
ничитель скорости. Подъемник устанавливают на расстоянии 500—700 мм
от стены строящегося здания, мачту крепят к стене кронштейнами 7. Мач-
ту подъемника можно наращивать по высоте, при этом ее секции подни-
маются с помощью стрелы 4, закрепленной на верхней секции мачты. По
мере установки очередных секций головка с блоками поднимается по на-
правляющим на высоту вновь установленной секции. Для безопасности
эксплуатации подъемник снабжен ловителями, удерживающими кабину
при обрыве троса, а также световой и звуковой сигнализацией. Грузо-
подъемность подъемника 1000 кг, скорость подъема 0,55 м/с, максималь-
ная высота подъема кабины 110 м.

Мачтовый подъемник (рис. 153) предназначен для подачи строительных
материалов через оконные и дверные проемы, а также на перекрытия и на
крышу зданий высотой до 16 этажей.
г

Подъемник имеет мачту 3, установленную на сварной раме, которая
через винтовые домкраты (служащие для установки и выверки мачты
подъемника) опирается на грунт. На раме расположены грузовая
лебедка и шкаф с электрооборудованием.

Монтируют подъемник «сверху» при помощи специальной мачты 2.
Для этого с верхней секции мачты снимают оголовок 1 с блоками, подни-
мают дополнительную секцию, крепят к мачте и на нее вновь устанавли-
вают блоки.

Мачту подъемника в зависимости от его высоты присоединяют к зда-
нию в трех—шести точках при помощи настенных опор.

Подъемник перевозят посекционно на стандартных транспортных сред-
ствах.

Конструкция траверсы 4 подъемника позволяет подавать строительные
матер.иалы в здание без устройства специальных приемных площадок на
этажах.

Подъемник комплектуют бадьями для сыпучих или пластичных мате-
риалов, платформами для штучных грузов и приспособлениями для подъе-
ма длинномерных грузов.

Шахтные подъемники в основном применяют для перемещения бетон-
ной смеси, растворов и сыпучих материалов. Внутри шахты по двум на-
правляющим движется вверх и вниз траверса или клеть, на которой закре-
плена платформа (ковш). Перемещается траверса при помощи лебедки,
установленной у основания подъемника. Шахта по высоте имеет проемы,
через которые производится разгрузка ковшей в результате их самоопро-
кидывания.

Скиповые (ковшовые) подъемники являются грузоподъемным устрой-
ством машин, применяемых для приготовления бетонных смесей и раство-
ров.

Увеличение производительности подъемников в значительной мере за-
висит от правильной организации погрузочных и разгрузочных операций.

Транспортирующие машины. Машины непрерывного действия включают
ленточные конвейеры, ковшовые элеваторы, винтовые конвейеры, аэроже-
лоба, устройства пневматического транспорта и самотечные установки.

Основными характеристиками сыпучих и мелкозернистых материалов,
влияющими на процесс транспортирования, являются гранулометрический
состав, угол естественного откоса в покое и в движении, насыпная масса,
коэффициент трения между материалом и йоверхностью, состояние мате-
риала.

Гранулометрический состав материала определяют на ситах. В зависи-
мости от содержания частиц той или иной крупности различают рядовые
материалы, для которых отношение размеров наибольших и наименьших
кусков превышает 2,5, и сортированные, для которых оно меньше.

Свободно насыпанный на горизонтальную поверхность материал обра-
зует конус, угол наклона образующей которого к горизонтальной поверх-
ности является углом естественного откоса материала в покое (pj). Если
материал поместить на движущуюся поверхность (ленту конвейера), то
в результате толчков и встряхивания угол естественного откоса умень-
шается. Такой угол называется углом естественного откоса материала
в движении (р2). При этом
36. Характеристика гране портируемых материалов

Матерная	Насыпная мас- са. кг/м*	Угол естественного откоса, град			  Коэффициент трения материала о сталь Д	
		в покое	в движении	в покое	в движении''^
Г равий		1700-1900	45	30	1	0,58
Щебень			1800—2000	45	35	1	0,7	«
Песок		1400-1700	45	30	1	0,58
Грунт сухой ....	1200—1300	45	30	1	0,58	* «
Глина сухая		1100-1500	50		1.2	°’7 1
Цемент'		1100-1300	43	38	0,93	°'78 W
р2 «0,7рг.					

Насыпная масса (кг/м3) равна массе единицы объема материала при на-дж
сынке его без уплотнения.

Коэффициент трения материала по поверхности обусловливает углмДв
наклона стенок бункеров, лотков, конвейеров и определяется по формуладь
f=tgp', где р’—угол трения.

Транспортируемый материал может быть хрупким, липким, абпа-Ж
зивным и пылящим.	Дяи

Характеристика материалов, учитываемых при выборе транспортирую-Д|.
хцего оборудования, приведена в табл. 36.	ДНЕ

Ленточные конвейеры служат для перемещения в горизонтальном и
клокном (до 18—22°) направлениях сыпучих, мелкокусковых и штучных/®
грузов. Их изготовляют передвижными, переносными длиной 5, 10, 15,’Ж
20 м и стационарными.	-уЖ

Существуют установки ленточных конвейеров длиной в несколько двуШ
сятков километров.	.Ж

В ленточный конвейер (рис. 154) входит станина 2, на которой устано-ж
влены роликовые опоры рабочей 4 и холостой 7 ветвей ленты 3. По кон- Д
цам конвейера лента огибает головной (обычно приводной) 1 и хвостовойЙ|1
5 барабаны. Конвейеры небольшой длины выполняют с электродвигате-гДТ
лем, встроенным в приводной барабан. Иногда приводную станцию уста- Я
навливают на холостой (нижней) ветви ленты. Для обеспечения движения; Ж
ленты без проскальзывания служит натяжное устройство 6, устанавлива&чЖ
мое или у хвостового барабана, или на холостой ветви конвейера^Ж

Загрузка ленточного конвейера может производиться другим конвейе^тЯ®
ром, перегрузочным лотком или из бункера. Разгрузка ленточного конвей- Ж
ера наиболее часто выполняется через головной барабан. Для разгрузки1.^
конвейера в различных точках рабочей ветви применяют плужковьюдВ
сбрасыватели и разгрузочные тележки.	4я|

Лента в конвейере выполняет одновременно функции тягового и не<У"-Ж
щего органов. Наиболее часто применяют прорезиненные тканевые ленты^ж
состоящие из нескольких слоев прорезиненной хлопчатобумажной ткан»С1д
покрытых резиновыми обкладками. Такие ленты прочны, гибки, ДОЛГО~Д[
вечны, мало вытягиваются и очень удобны при монтаже. ПрорезиненнМОЯЖ
ленты изготовляют шириной 300, 400, 500, 650, 800, 1000, 1200, 14#яИ
и 1600 мм при числе прокладок 3—12. Для конвейеров значительности
Рис. 154. Ленточный конвейер

длины (2—3 км) применяют прорезиненные ленты с каркасами из
стальных тросиков. Ленты соединяют стальными шарнирами, склеивают
с последующей вулканизацией стыка, склепывают или сшивают.

Роликовые опоры холостой ветви, а также рабочей ветви при гладкой
ленте выполняют однорольными, а при желобчатой—двух-, трех- или
пятирольными.

Для очистки рабочей поверхности ленты от прилипших частиц устава-,
вливают резиновый скребок или резиновую щетку, получающую вращение
от головного барабана. Для предотвращения самопроизвольного обратно-
го движения груженой ленты остановившегося конвейера в конструкции
головного барабана или на приводном валу конвейера предусматривается
останов.

При эксплуатации конвейеров особое внимание обращается на наличие
смазки в подшипниках роликовых опор, правильность хода ленты и сте-
пень ее натяжения. Боковое смещение ленты предотвращается поворотом
(в плане) ближних к головному барабану роликовых опор или установкой
дефлекторных роликов на вертикальных осях.

Производительность ленточного конвейера определяют по формулам
(3)—(5).

Площадь поперечного сечения слоя материала на ленте при средних
значениях угла наклона конвейера составляет F = 0,05В2 при гладкой и
F = 0,11В2 при желобчатой ленте (здесь В—ширина ленты в м). Скорость
движения ленты обычно 1—2 м/с.

Ширина В ленты зависит от производительности конвейера, усилия,
растягивающего ленту, и гранулометрического состава перемещаемого ма-
териала. Для сортированных материалов

В — 3,3а + 200 мм;

для рядовых материалов

В = 2а + 200 мм,

где а—максимальная крупность частиц транспортируемого материа-
ла, мм.

Пример 22. Определить ширину ленты конвейера, используемого для транспортирования
сортированного щебня.

Данные. Максимальная крупность щебня 80 мм, насыпная масса р = 2,2 т/м3, скорость
лепты т = 1,2 м/с. Часовая производительность конвейера П = 200 т/ч. Лента желобчатая.

Решение. Ширина ленты при данной крупности перемещаемого материала должна быть не
Менее

В = 3,3а + 200 = 3,3 • 80 Н- 200 = 464 мм.
Рис. 155. Ковшовый элеватор

Площадь поперечного сечения слоя материала
ленте

«а

П

Г =-------

ЗбООгр

200

36)00	2.2

= 0,021 м2.

Ширина ленты при заданной производительности

1 / /'“ 1 Ж02Г	г—

В = /---= / -^- = 1/0,19 = 0,44 м

|/ 0,11	0,11	'

По ГОСТ 20—76 принимаем лету шириной •
500 мм.

Ковшовые элеваторы служат для переме- ;!
щения сыпучих (цемента, песка) и мелко-
кусковых (щебня, гравия, шлака) материалов ,¥
в вертикальном (до 60 м) или крутона»
клонном (а = 60°) направлениях. Несущим л
органом в ковшовом элеваторе являются Ж
ковши, а тяговым—втулочно-роликоважж
цепь или прорезиненная лента, на которой®
они смонтированы. Ковшовые элеваторы Ш
применяют в дробильно-сортировочных Ж
установках, растворных узлах, установках ®
по приготовлению бетонных и асфальтобе-
тонных смесей.

Ковшовый элеватор (рис. 155) имеет
приводную головку 5, загрузочный баш- |
мак 2 и тяговый рабочий орган 3. На л
главном валу приводной головки укреплены .
барабан или звездочка (в некоторых эле- 

ваторах две звездочки). В башмаке кроме
загрузочного лотка смонтировано винтовое натяжное устройство 1,
обеспечивающее натяжение тягового органа. Вертикальные элеваторы ль
обычно имеют защитный кожух 4. На тяговом органе можно укрепить $
ковши: мелкие—для мелкокусковых и плохосыпучих материалов, глу-

бокие—для сухих сыпучих материалов и чешуйчатые—для кусковых
материалов.	М

Чешуйчатые ковши располагают на тяговом органе вплотную один А
к другому, а глубокие и мелкие—с шагом, в 2,5—3 раза превышаю- Ц
щим высоту задней стенки ковша.	Я|

Загружаются ковши путем зачерпывания материала (цемента, песка,
мелкого шлака) или в результате заполнения их материалом, поступаю- £
щим непрерывно по загрузочному лотку (гравием, щебнем). Такая загрузка®
возможна при скорости тягового органа до 1 м/с и при сомкнутом распо- ф
ложении ковшей. Разгружаются ковши опрокидыванием (гравитационная .-г
разгрузка) и за счет действия центробежных сил. Центробежную разгрузКУ Д
применяют в элеваторах с расставленными ковшами и скоростью тягового ж
органа более 1 м/с.	ЯШ

Производительность ковшовых элеваторов колеблется от 5—10 Д°/И
150—200 м3/ч. Определяют ее по формуле

360	М
8 7

Рис. 156. Винтовой конвейер

V	V

И = 3,6 — <//сп(мэ/ч) = 3,6—<^ир(т/ч),

где и = 0,4 4-2’м/с—скорость движения ковшей; q = 0,65 ч- 35 л объем
одного ковша; кн—коэффициент наполнения ковшей материалом (для це-
мента и сухого песка кк = О,75ч-О,8; для щебня и гравия кн = 0,64-0,9; для
влажного песка кп = 0,4ч-0,6); t — шаг ковшей, м; v/t—число ковшей, раз-
гружаемых за 1 с; р насыпная масса транспортируемого материала, т/м3.

Винтовые конвейеры (шнеки) применяют для транспортирования на
расстояние до 40 м пылевидных, легкосыпучих, а иногда и, влажных (лип-
ких) материалов. Они устанавливаются в растворных узлах и бетоносмеси-
тельных установках для перемещения цемента и гипса. Часто их включают
в состав погрузочно-разгрузочных машин, растворо- и бетоносмесителей
непрерывного действия.

Винтовой конвейер (рис. 156) состоит из желоба (иногда трубы) 4, винта
5, промежуточных подшипников 6, упорного подшипника 2, привода 1, за-
грузочных 3 и разгрузочных 7 патрубков с шиберными задвижками 8.
Винты изготовляют сплошными, ленточными и лопастными. Ленточные
и лопастные винты в процессе транспортирования перемешивают мате-
риал. Обычно винтовые конвейеры перемещают материал в горизонталь-
ном и немного наклонном (до 18—20°) направлениях. При необходимости
подачи материала в круто наклонном направлении (угол наклона до
70—80°) применяют конвейеры с быстроходным винтом (частота вращения
200—250 об/мин).

Производительность винтовых конвейеров составляет 15—60 м3/ч
и определяется по формуле

П = 60 FSn (м3/ч) = 60 FSпр (т/ч),

где F—площадь поперечного сечения слоя материала в желобе, м2; F =
— (nD2/4)k3fc [здесь D—диаметр винта (обычно 150—600 мм);
к-,— коэффициент заполнения поперечного сечения винта материалом,
равный для хорошо сыпучих материалов (цемента, сухого песка) 0,3—0,45;
Мелкокусковых (гравия, шлака) 0,25—0,4; тестообразных и мокрых (раство-
ра, мокрой глины) 0,15—0,3; к—коэффициент снижения заполнения при
наклонном расположении шнека (1—0,65 в зависимости от угла наклона)];
S = (0,8 ч-1) Ъ—шаг винта; и — частота вращения винта (40—120 об/мин).

Мощность оборудования расходуется на подъем материала, преодо-
ление сопротивлений его передвижению и сопротивлений в приводе.

Погребная мощность на валу двигателя

М1В = N/n,
где N—потребная мощность на валу рабочего органа; г|—КПД переда,
от вала двигателя до вала рабочего органа.

Мощность (кВт) на валу приводного барабана ленточного коивей
ПН ПЬгсо	,

У =	- 4--—— + 0,02 q}lLrvco + кэП,

367	367

где П—производительность конвейера, т/ч; Н—высота подъема материал
ла, м; Lr—длина горизонтальной проекции конвейера, м; <п—общий коэф.1'
фициент сопротивления перемещению, со яа 0,03-0,04; дл —масса едини
длины конвейерной ленты, кг/м; v — скорость движения ленты, м/с; к.
коэффициент, учитывающий расход энергии на разгрузку конвейера.

Мощность (кВт) на валу винтового конвейера—шнека
ПН ПЬгв>в
N =-----1-------ч

367	367

где ыв—коэффициент сопротивления материала перемещению, равный д
материала неабразивного сухого (глины, извести) 1,2; неабразивного вда
кого 1,5; полу абразивного (мела, песка) 2,5; абразивного (шлака, цемент
3,2; сильно абразивного (золы, бетонной смеси) 4,0.
Мощность (кВт) на валу ковшового элеватора

#= 0,00277777 1 + со ctg р + ~(7,35о> ctg р + Л) + С — ,
п	н

где со—коэффициент сопротивления (0,07 для ленточных и 0,11 для цепн
элеваторов); Р—угол наклона элеватора к горизонту; q—масса 1 м тяг
вого органа с ковшами, кг/м (предварительно можно принимать в завис»
мости от производительности II (т/ч) q = кП кг/м, где к = 0,45 для ле*
точных, к — 0,6 для одноцепных и к = 0,9 для двухцепных элеватор
А—коэффициент, зависящий от типа элеватора (Л = 1,5 для ленточного^
А = 1,1 для цепного с закругленными ковшами и А = 0,85 для цепноп
с остроугольными ковшами элеватора); С—коэффициент, характерна
щий потери на зачерпывание (С х 0,25 для мелкозернистых и пылевидны:
и С х 0,65 для кусковых материалов); v—скорость тягового органа, м/i

Глава XVII

МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ПЕРЕРАБОТК1
ДОРОЖНО СТРОИТЕЛЬНЫХ МАТЕРИАЛОВ
И ПРОИЗВОДСТВА ДОРОЖНО СТРОИТЕЛЬНЫХ
БОТ

§ 65. МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ПЕРЕРАБОТКИ
КАМЕННЫХ МАТЕРИАЛОВ

К каменным материалам относятся щебень, гравий, песок. Щ
получается в результате дробления скальных горных пород. В соот
ствии с ГОСТ 8267—75 он разделяется на фракции с частицами разме
Рис. 157. Схемы дробилыю-размодьиого оборудования:

Др о, ч, г, д — соответственно щековая, конусная, валковая, молотковая и роторная
дробилки; е —бегуны; ж — шаровая мельница; з — вибромельница

5 -10, 10— 20, 10—25, 20— 40, 25 —40, 20— 50, 25— 50, 20—60, 25—60,
40—70,40—80, 80—120 мм. Гравий—сыпучий материал с окатанными зерна-
ми размером 3 (5)—70 (150) мм. Окатанные камни крупностью более 150 мм
называются валунами. Песок—сыпучий природный материал или материал,
полученный при дроблении горных пород с зернами крупностью 0,14—5 мм.
Каменные материалы измельчают механическими способами: разда-
вливанием, раскалыванием, изгибом, истиранием, ударом; гидравлически-
ми и термическими способами, гидравлическим ударом при электрическом
разряде в воде, высокочастотной вибрацией, ультразвуковым и другими
физическими способами, которые пока не получили широкого промышлен-
ного применения из-за высокой энергоемкости.

Дробильно-размольное оборудование. Для измельчения нерудных мате-
риалов применяют разнообразное дробильно-размольное оборудование,
В щековых дробилках (рис. 157, а) камень размельчается раздавлива-
нием, а в некоторых частично и истиранием в пространстве между подвиж-
ной 1 и неподвижной 2 щеками. В конусных дробилках (рис. 157,6) камень
раздавливается, истирается, а в некоторых случаях раскалывается и изги-
бается между неподвижным и подвижным дробящими конусами. Под-
вижный конус 5, обкатываясь без принудительного вращения по внутрен-
ней дробящей поверхности неподвижного конуса 4, измельчает камень.
В валковых дробилках (рис. 157, в) камень раздавливается и частично исти-
рается в пространстве между вращающимися один навстречу другому вал-
ками 5 и 6. В молотковых и ударных дробилках (рис. 157, г, 6) камень из-
мельчается силой ударов, наносимых молотками 7 роторов 8.

Бегуны (рис. 157, е) раздавливают материал, попадающий в простран-
ство между катками 9 бегунов и рабочей поверхностью чаши 10. В ша-
ровых (рис. 157, ж) и стержневых мельницах материал дробится истира-
нием, раздавливанием и частично ударами мелющих тел 11 (металличе-
ских шаров или стержней), загружаемых вместе с измельчаемым материа-
лом внутрь вращающегося барабана 12. Вибромельницы тонкого помола
(рис. 157, з) измельчают материал, попадающий в промежутки между
соударяющимися шарами. Шары ударяются один о другой в результате ви-
брации барабана 13, установленного на пружинах 14.	'

Измельчение каменных материалов обычно производится в несколько (
стадий.

Щековые камнедробилки служат для измельчения горных пород средней:,-
и большой твердости и из-за различных размеров приемного отверстия (от -Ж
160 х 250 до 2100 х 2500 мм) применяются как на первой, так и на после-* -
дующих стадиях дробления. Производительность их при дроблении пород
средней твердости достигает 300 м3/ч.	Д

Различают щековые дробилки с простым (рис. 158, а) и сложным (рис.'V
158,6) движением щеки.

На сварной или литой станине 1 в роликовых подшипниках установлейлж
эксцентриковый вал 5, на который свободно надеты шатун 6 или подвиЖ-хж
ная щека 13. На станине и на подвижной щеке укреплены ребристые ДР°".>^
бящие плиты 2, изготавливаемые из марганцовистой стали или отбеленно*,*#
го чугуна. Внутренние боковые поверхности станины защищены от’^
изнашивания клиньями 3, которыми присоединена к станине неподвижная ж
дробящая плита. Дробящая плита подвижной щеки закреплена на щеке на"АФ
кладками 4 при помощи болтов. На концах эксцентрикового вала устанОчж
влены маховики 12, предназначенные для накопления энергии во врем* ;ж
холостого хода и для передачи ее при дроблении. Один из маховикоЯЯв
часто .используется в качестве приводного шкива для клиноременнОЙЯ|
передачи от электродвигателя. Для поддержания подвижной щеки W"
рабочем положении и передачи усилий на дробление служат распорные
плиты 8, являющиеся также предохранительным устройством. При пе-
регрузке дробилки они в первую очередь выходят из строя, оставляя
неповрежденными более ответственные детали. Распорные плиты часто
выполняют с ослабленным сечением, а иногда из частей, соединяемых
на заклепках.

Крупность дробления регулируют изменением зазора между дробящи-
ми плитами. При этом заменяют прокладки 16 между задней стенкой ста-
нины 1 и опорной подушкой 7, производят смену распорных плит или ис-
пользуют регулировочные устройства. Клинья 14 (рис. 158, г) при
вращении регулировочного винта 15, имеющего правую и левую резьбы,
передвигаются один навстречу другому и смещают опорную подушку 7,
а вместе с ней распорную плиту 8 и подвижную щеку в сторону уменьше-
ния зазора. Для увеличения ширины разгрузочного отверстия регулиро-
вочный винт вращают в противоположную сторону.

В другой конструкции регулировочного устройства вращением гаек 11
(рис. 158, а) обеспечивается подъем или опускание клина 10; при этом опор-
ная подушка 7 перемещается по направляющим выступам боковых стенок
станины и смещает распорную плиту 8 и подвижную щеку в нужную сто-
рону. Для ускорения отхода подвижной щеки и для удержания распорных
плит от выпадения служит тяга 9 с пружиной.

Угол между дробящими плитами, исключающий возможность вытал-
кивания камня через загрузочное отверстие, называется углом захвата. Он
не должен превышать двойного значения угла трения между дробимым
материалом и дробящими плитами. Обычно угол захвата составляет
15—25°.

Отношение средней крупности загружаемых камней к средней крупно-
сти камней, полученных в результате дробления, называется степенью из-
мельчения. Степень измельчения щековых камнедробилок не превышает
5—6.

Максимальная крупность загружаемых в дробилку камней составляет
80—90% ширины загрузочного отверстия.

Производительность (м3/ч) щековых дробилок

П — бО^пц,

где V—объем призмы материала, выпадающего из дробилки за один от-
ход подвижной щеки, м3 (F= (2е + s)/1Ь/2; здесь е — минимальный зазор
между дробящими плитами, м; s—максимальный отход подвижной щеки,
м; Ь—длина разгрузочного отверстия, м; h—высота призмы материала,
выпадающего из дробилки за один отход подвижной щеки, м); п— частота
вращения эксцентрикового вала (обычно 200—250 об/мин); ц =
= 0,3 4-0,7 — коэффициент, учитывающий наличие пустот между дробимы-
ми камнями.

Высота призмы материала, выпадающего за один отход подвижной
Щеки,

h = s/tg ex,

r-ie а—угол захвата (угол между дробящими плитами), град.
Мощность (кВт) привода щековой камнедробилки

N = 0,36 • Ю"4ЕЛм; Пр,
У Есв

где Ei—энергетический показатель, единица затрат энергии, приходящаяся
на 1 т измельчаемого материала (при работе на наиболее прочном мате*

риале Ei — 8кВт-ч/т); км—коэффициент масштабного фактора, характеру,
зующий изменение энергетического показателя в зависимости от крупное^/
исходного материала; i—степень измельчения; П—производительность/
дробилки, м3/ч; р—насыпная масса дробимого материала, кг/мМ^.
DCB— средневзвешенный размер исходного материала, м.	. Ж

Зависимость коэффициента /см от DCB приведена ниже.	,-Ж

Г»св, мм .... 65	100	160	240	280	370	460

км..................... 1,85	1,40	1,20	1,0	0,95	0,85

Геометрические размеры зоны дробления определяют, зная угол зятаяДа.
та, минимальный й максимальные размеры разгрузочного отверстиуЖ

Частота вращения (об/мин) эксцентрикового вала	ТЦ

п = 665]/ tg oc/s.	<'»

где s в см.	‘w

Расчет щековой камнедробилки включает также определение усилий®
действующих на элементы дробилки и их поперечных размеров. 'Wf

Валковые дробилки служат для измельчения мягких пород а также ДЛЯ/уТ
мелкого (вторичного) дробления каменных материалов средней и большой*^'
твердости.	Ж

Производительность их колеблется от 8—10 до 80—100 м3/ч.

Валковые дробилки широко применяют для вторичного дробления BW
передвижных дробильно-сортировочных установках.

Отечественная промышленность выпускает валковые дробилки с глад* йй
кими и рифлеными валками диаметром от 400 до 1500 мм и шириной,
ставляющей 40—100% диаметра.	Ж

В валковой дробилке (рис. 159) вращение от электродвигателя клиноре- |
менной передачей сообщается' приводному валу I и от него зубчатой пере*|
дачей 1 дробящему валку 2, размещенному в роликовых подшипника^
закрепленных на раме. Зубчатые колеса 3 с высокими зубьями передаКИИ

вращение на дробящий валок 4, установленный в подвижных подшипни
с предохранительными пружинами 6. Зазор между валками изменяется

гулировочными винтами 5, а сохранение его на, установленном уровщ
обеспечивается сменными прокладками 9. При попадании между валкаав
недробимого материала подвижный валок, сжимая пружины, отходит. В®
ли куски недробимого материала имеют значительные размеры и отходв
валка недостаточно для. их выпадения, то срезаются полушайбы 7 предохрЯ

нательного устройства 8.

Дробящие валки изготовляют со сменной рабочей поверхностью (ба
дажами) из марганцовистой стали.

Производительность (м3/ч) валковых камнедробилок

П = 3600с2е£вц,
Рис. 159. Кинематическая схема валковой дробилки

где v—окружная скорость на ободе валков, м/с; 2е—зазор между валка-
ми, м; LB—длина валка, м; ц — 0,2-?0,6—коэффициент, учитывающий на-

личие пустот между камнями.

Ударные роторные дробилки служат для измельчения известняков
и хрупких каменных материалов с прочностью на сжатие до 150 МПа.
Производительность их 40—400 м3/ч, а степень измельчения достигает 25.
Дробилки позволяют получать из крупных камней щебень нужной фрак-
ции, минуя вторичное дробление. Изготовляют их с загрузочным отвер-
стием шириной до 1400 мм, что позволяет загружать в машины камни
крупностью до 1100 мм. Такие дробилки отличаются от щековых и ко-
нусных меньшими массой и удельным расходом энергии, большей надеж-
ностью в работе и высокой производительностью. Они могут быть одно-
и двухроторными.

Загружаемый в однороторную дробилку (рис. 160) материал, отклоняя

предохранительные цепи з, попадает
в зону ротора 1, окружная скорость
бил 2 (молотков) которого составля-
ет 30— 40 м/с. Откалываемые ударами
бил куски камня отбрасываются на
колосниковую решетку 5. Прошедшие
через колосники камни по зазору
между решеткой и корпусом 4 выпа-
дают из дробилки в отводной лоток
или бункер, а непрошедшие подвер-
гаются дополнительному измельче-

Рис. 160. Схема однороторной дробилки удар-
ного действия

3
Iooooool
DOOOOOC
oooooo
DOOOOOC
oooooo]
3OOOOOC
oooooo
JOOPOOtj

6)

Рис. 161. Просеивающие поверхности грохотов:
а — колосники; б — решето; в — сито

нию. При попадании в машину недробимых тел предохранительные
пружины 6, поддерживающие колосниковую решетку, сжимаются и колос-
никовая решетка отходит от ротора, увеличивая зазор.

Сортировочно-моечные машины. Для механического разделения ка-
менных материалов применяют сортировочные машины — грохоты с про-
сбивающей поверхностью в виде колосников, решет и сит (рис. 161).'?"

Грохоты могут иметь одну, две или несколько просеивающих поверх-Д.
ностей. Наиболее часто в грохотах устанавливают три просеивающие Ж
поверхности, которые располагают по одной из следующих схем (рис. 162)КЙ-

1.	Сита расположены в один ряд (рис. 162, а). Недостатками схемьЙ'
являются быстрое изнашивание первого сита, низкое качество грохочения 
(мелкие частицы увлекаются более крупными), значительная длина грохо- ’
та; преимуществами — простота, удобство наблюдения и ремонта сит.7.

2.	Сита расположены ярусами (рис. 162,6). Недостатками схемы являют-'.г
ся сложность наблюдения за состоянием сит, затруднение при смене сит)
некоторая сложность конструкции; преимуществами — высокое качеств^.,
сортирования, равномерное изнашивание сит, уменьшение степени кроше-
ния материала.

3.	Смешанное расположение сит (рис. 162, в). Эта схема по сравнением
с предыдущими занимает промежуточное положение и является наибол^ж
распространенной.	Д

Различают грохоты барабанные и плоские (неподвижные и подвижные)®
К неподвижным плоским грохотам относятся колосниковые решетклЖ
Рис. 163. Схема плоского подвижного
грохота:

a — качающегося; б — эксцентрико-
вого ; е — инерционного

перекрывающие бункера или устанавливаемые перед дробилками. Колос-
никовые решетки располагают под углом наклона до 12° или горизонталь-
но — для отделения крупных включений, под углом 45 — 55° — для отделе-
ния мелких включений.

Подвижные плоские грохоты разделяют на колосниковые, качающиеся
с возвратно-поступательным движением, эксцентриковые качающиеся,
инерционные. Подвижные колосниковые грохоты обычно применяют в ка-
честве питателей дробилок.

Качающиеся грохоты (рис. 163, а) сортируют материал путем перемеще-
ния его по ситу в результате взаимодействия сил тяжести с силами инер-
ции и трения. Их широко используют для просеивания песка на рас-
творных узлах.

Эксцентриковые грохоты также являются качающимися, но характер
Движения их подвижной рамы круговой. Частота вращения эксцентриково-
го вала 1000—1200 об/мин. Частота колебаний равна частоте вращения ва-
та, а амплитуда — эксцентриситету шеек. Амплитуда колебании не зависит
ОТ загрузки грохота и частоты вращения его вала.

Эксцентриковый грохот (рис. 163,6) сортирует материал путем колеба-
ния подвижной рамы 3 с ситами, установленной в подшипниках 7 на
эксцентрично смещенных шейках 10 вала 11. На валу И расположен шкивдН
получающий вращение от электродвигателя 1 через ременную передачу^И
Вращение эксцентрикового вала вызывает колебания подвижной рамцД
с постоянной амплитудой. Эксцентриковый вал вращается в подшипникам^
6 неподвижной рамы 5; для защиты от ударов сортируемого материала од.*
заключен в трубу. Для предотвращения опрокидывания подвижной рамы
вокруг вала 11 между подвижной и неподвижной рамами установлены
пружины 4. Вибрационное воздействие на неподвижную раму уменьшается
маховиками 9 с противовесами 8.	>

Эксцентриковый грохот устанавливают на деревянную раму с рези- ;
новыми подкладками или подвешивают на тягах с амортизационными ’Я
пружинами. При вращении вала 11 подвижная рама 3 совершает кругл
движения, направленные навстречу потоку материала, что способствусуЖ
лучшему сортированию.	ЗИ

Инерционные грохоты обеспечивают сортирование материала путе^Ж
вибрации, возникающей в результате действия сил инерции вращающихся»
неуравновешенных масс.	Ж

Грохот с вибратором круговых колебаний состоит из неподвижный,
и подвижной рам, соединенных между собой пружинами. На полвижноМд
раме укреплены сита и подшипники вибрационного вала, который вместЫяк
с неуравновешенными грузами приводится во вращение клиноременнои|
передачей от электродвигателя.	Ж?

Более эффективное сортирование достигается на грохотах с вибраторами
ми направленного действия (рис. 163, в). Подвижная 3 и неподвижная 5 рамы У
грохота соединены между собой пружинными стойками 12, параллельна ч
которым расположена линия центров дебалансных валов вибратора напра-О
вленного действия. Вращение от электродвигателя 1 клиноременной пере»%
дачей 2 передается на вибрационный вал 13, а от него через зубчатую пару»
вибрационному валу 14. Противовесы валов через каждые четверть оборо-‘.£
та последовательно занимают положения I, II, III, IV. В положениях I и
инерционные силы уравновешиваются, а в положениях II и IV—складаЯ^?
ваются. В последнем случае возмущающая сила вибратора направлевя^Е
перпендикулярно пружинным стойкам, что обеспечивает интенсивное па^'Яй
брасывание и перемещение сортируемого материала по ситу.	"Ж

Эксцентриковые и инерционные грохоты изготовляют с двумя и тремДМЙ
ситами. Частота колебаний их 800—1200 об/мин. Амплитуда колебаний за<д|
висит от конструкции грохота и составляет 4—24 мм,' а п ро из во дител&*^Д
ность от 12—16 до 40—60 м3/ч.	'-Ж

Дробильно-сортировочные установки. Дробильно-сортировочные пере-Д
движные установки применяют для обслуживания рассредоточенными
строительных объектов. Изготовляют их с приводом от двигателей вЩяИ
треннего сгорания (по одному на каждом агрегате) и с многомоторньвйЦ
электрическим приводом и выполняют по схемам с одной или двумя стаДД
днями дробления. Различают установки малой (до 10 т/ч), средней (Д0Д|
50 т/ч) и большой производительности.	лИ

Передвижная одноагрегатная установка (рис. 164) производительносгьИнД
10 т/ч смонтирована на двухосной раме 1 с металлическими колесамЯЯИ
Установка служит для одностадийного дробления каменных материалсЖИ
Раздробленный в щековой дробилке 2 материал поступает на вибрмИ
рис. 164. Передвижная одноагрегатная дробильно-сортировочная установка

ционный грохот З'с вибратором круговых колебаний, на котором разде-
ляется на две фракции и отсев. Максимальная крупность щебня 25—70 мм
определяется шириной разгрузочного отверстия дробилки. Дробилка
и грохот приводятся от дизеля 4.

На рис. 165 дана схема устройства и работы установки, состоящей из
агрегатов первичного и вторичного дробления.

Агрегат первичного дробления имеет раму на колесном ходу, загру-’
зочный бункер 3 со скиповым подъемником 1 и лотковым питателем 2,
щековую дробилку 4, вертикальный патрубок 15 для мелких фракций
и ленточный конвейер 5.

В агрегате вторичного дробления на раме размещены ленточный кон-
вейер 7, инерционный грохот 9 с вибратором направленных колебаний,
бункер щебня 10, валковая дробилка вторичного дробления, возвратный
конвейер 14 и перегрузочный лоток 6. Под отсеками бункера щебня уста-
новлены конвейеры 13,12 и 11 для выдачи щебня в транспортные средства.

Йис. 165. Схема двухагрегатеой передвижной дробильно-сортировочной установки


§ 66. СМЕСИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ И УСТАНОВКИ

Смесительные машины. Различают машины принудительного
перемешивания—бетоносмесители (для жестких бетонных смесей) и рас-
творосмесители; машины с перемешиванием за счет свободного падения
материалов — гравитационные (бетоносмесители для пластичных бетонных
смесей), машины периодического и непрерывного действия.

Смесительные машины периодического действия характеризуются
объемом готового замеса в литрах и полезным производственным объе-
мом смесительного барабана — суммой значений объемов сухих материа-
лов, загружаемых в смесительный барабан для приготовления одного за-
меса. Геометрический объем смесительного барабана превышает полезный
в 2,5—3 раза. Для смесительных машин непрерывного действия главным
параметром является часовая производительность (м3/ч).

В смесительную машину входят станина, смесительный барабан, двига-
тель, система передач от двигателя к смесительному барабану или смеси-:
тельному валу, загрузочное, разгрузочное и вододозировочное устройства,
и органы управления. Загрузочного и вододозировочного устройств неко-

торые смесительные машины не имеют.

Смесительные машины загружаются из бункеров, под которыми они
устанавливаются при помощи ковшовых (скиповых) подъемников, а раз- :
гружаются при опрокидывании или наклоне барабана, при помощи разгру-
зонного лотка, вводимого внутрь вращающегося барабана, при открыва-
нии разгрузочного люка в днище барабана или при изменении направле-
ния вращения барабана.

Бетоносмесители принудительного перемешивания разделяют на про- '
тивоточные, в которых чаша и смесительные лопасти вращаются в проти-
воположных направлениях, роторные и планетарно-роторные, в которых

Рис. 167. Планетарно-роторный смеситель:

1 — корпус; 2 — загрузочная воронка; 5—траверса; 4 — мотор-редуктор; 5 — устройство для
подачи воды; 6 — держатель лопастей; 7 —затвор; 8 — стакан; 9 — внутренний скребок

смесительная чаша неподвижна.

В роторных смесителях (рис. 166) перемешивание происходит в чаше,

в центре которой помещен стакан, так, что образуется кольцевое смеси-
тельное пространство. Относи-

тельно центральной оси чаши
вращается ротор 2, к которому

на разном удалении от оси
вращения прикреплены смеси-
тельные лопасти 4, 6. Рабочие
поверхности лопастей образуют.
различные углы с направлением
движения лопасти, поэтому при
вращении ротора лопасти со*
здают продольные и попереч-
ные потоки смешиваемой мао-

сы, в результате чего происхо-
дит интенсивное перемешива-

ние.

При движении лопасти *

. __ 166. Смесительное устройство I

торного смесителя принудительного пе|

Рис.

мешивання

прорабатывают весь объем смеси и во
время выгрузки полностью очищают
вместе со скребками 1 и 5 внутрен-
нюю поверхность чаши. Приготовлен-
ная смесь выгружается через отвер-
стие в днище чаши, перекрываемое
затвором, смесительный лопастной
вал приводится во вращение от мо-
тор-редуктора, установленного верти-
кально. Лопасти прикреплены к рото-
ру с использованием амортизаторов 3.

Высокоэффективными смесителя-
ми являются планетарно-роторные
(рис. 167).

Рис. 168. Ротор турбулентного смесителя:

7 — бак; 2 — диск; 3 — лопатка; 4 — кольцо; 5 — вал;

6 — фланец; 7— букса
Рис. 169. Схема весового дозатора непрерывного действия	’ г

М,

Растворосмесители изготовляют передвижными и стационарными. Онв{-
могут быть цикличного и непрерывного действия. Разделяют их на смеси^
тели лопастные и турбулентные.	лк

В лопастном смесителе в процессе работы лопасти пересекают и nepi^
мешивают весь объем смешиваемых материалов.

В турбулентных смесителях потоки смешиваемой массы создаютаН
ротором (рис. 168), диаметр которого в 2—2,5 раза меньше диаметра смесц£
тельной емкости. Благодаря тому, что частота вращения ротора в 10—15 past
больше частоты вращения лопастных валов растворосмесителей трй»
диционной конструкции, в смешиваемой массе возникают центробежный^
усилия, создаются интенсивные потоки и достигается быстрое пер©®
мешивание.	Ш

Дозирование составляющих для бетонных смесей и растворов можея|
быть весовым и объемным. Объемное дозирование не обеспечивает необ*|
ходимой точности, так как объемная масса цемента и песка зависит о#?
степени уплотнения и влажности.	ЗЖ

На рис. 169 изображен маятниковый весовой дозатор для непрерывноГ^Д
дозирования заполнителей в пределах 3,5—7,5 т/ч.

В состав дозатора входят ленточный транспортер 11 и течка 3. ПривоДД
г

ной барабан 6 транспортера получает вращение от электродвигателя 10 че-
рез упругую муфту 9, вариатор 8 и цепную передачу 7. Натяжение транс-
портерной ленты производится барабаном 5. Весовые рычаги 2 уравнове-
шивают транспортер, подвешенный к течке. Высота слоя дозируемого
материала на транспортере устанавливается подвижной заслонкой 4. При
увеличении массы материала высота слоя уменьшается, а при уменьше-
нии — увеличивается.

Требуемая производительность транспортера устанавливается измене-
нием скорости ленты путем изменения частоты вращения вала вариатора,
управляемого автоматически действующим приводом 1.

Производительность (м3/ч) смесительных машин периодического дей-
ствия

П = Fnfc/1000,

где V—полезный объем смесительного барабана, л; п—число замесов за 1 ч
работы, п=36ОО/Гц, (здесь гц—продолжительность цикла, с); к—коэффи-
циент выхода смеси, равный 0,66—0,7 для бетонных смесей и 0,85—0,95 для
растворов.

Продолжительность цикла

G1 = t1 + t2 + t3>

где fi —время, затрачиваемое на загрузку (tj = 10-ь 15 с при загрузке из до-
заторов, = 15—30 с при загрузке ковшом подъемника); t2—время, рас-
ходуемое на перемешивание, Гз~60д-150 с; Гз—время, затрачиваемое на
разгрузку, Гз = 15 -? 30 с при разгрузке опрокидного или наклоняющегося
барабана и tз = 30 — 60 с при разгрузке неопрокидного барабана.

Смесительные установки. Бетонные смеси и растворы приготовляют на
заводах и установках. Заводы обслуживают значительное количество
строительных объектов, находящихся в радиусе их действия. Установки со-
оружают для обслуживания одного или нескольких близко расположенных
объектов. Обычно их выполняют сборно-разборными для удобства демон-
тажа и перевозки.

Различают смесительные установки с одноступенчатым и двухступен-
чатым подъемом материалов. В первом случае составляющие поднимают-
ся один раз и далее перемещаются под действием силы тяжести. При двух-
ступенчатом подъеме сухие компоненты поднимаются вначале в рас-
ходные бункера, а после дозирования—в барабан смесительной машины.
Установки с одноступенчатым подъемом материалов (башенного типа)
имеют значительную высоту. Установки с двухступенчатым подъемом ма-
териалов (партерного типа) требуют большое число транспортирующих
машин. В строительстве используют установки периодического (циклично-
го) и непрерывного действия.

В бетоносмесительной установке башенного типа (рис. 170) поданные
наклонным ленточным конвейером 14 с поворотной воронкой 12 заполни-
тели направляются в отсеки расходного бункера 13, снабженные указателя-
ми уровня, системами сигнализации и автоматического управления. Рас-
ходный бункер 13 оборудован регистрами для подогрева заполнителей.
Цемент со склада в бетоносмесительную установку подается системой
шнеков и элеваторов или пневмотранспортом. По цементоводу 8 цемент
Рис. 170. Схема бетоносмесительной установки башенного типа

с воздухом поступает в циклон 9, где большая часть его отделяется от воз-
духа и шнеком 7 подается в бункер цемента 6. Для окончательной очистки
воздуха от цемента служит многорукавный матерчатый фильтр 10, чере
который вентилятором 11 отсасывается воздух из циклона.

Для дозирования сухих составляющих служат весовые дозаторы .;
пневмоэлектричеоким управлением. Вода дозируется по массе дозатором 15.
Дозирование замедлителей схватывания, пластификаторов или других

Рис. 171. Схема бетоносмесительной установки непрерывного действия
добавок к бетонной смеси производится дозатором 16. Из распределитель-
ного бункера 4 с перекидной заслонкой или с поворотной воронкой сухие
материалы направляются в один из бетоносмесителей 3. Приготовленная
смесь через раздаточные бункера 2 выдается в транспортное средство 1.

На рис. 171 показана схема перёдвижной установки непрерывного дей-
ствия. Установка смонтирована на двухосном автомобильном прицепе
и укомплектована силосным складом на 12 т цемента, автоцементовозами,
ленточным конвейером для перегрузки бетонной смеси в транспортные
средства и автопогрузчиком.

Заполнители автопогрузчиком 2 подаются из открытого штабельного
склада 1 в расходные бункера песка 8 и щебня 12. Доставляемый автоце-
ментовозами 3 цемент перегружается в силосный склад 4 цемента, откуда
подается шнеком 5 в расходный бункер 6 цемента. Отдозированные
объемными дозаторами непрерывного действия 7, 9 и 13, сухие материалы
перегружаются в двухвальный лопастной бетоносмеситель 14. Вода цен-
тробежным насосом 15 подается в бак 10 с постоянным уровнем воды. До-
зирование воды обеспечивается пробковым краном 11. Перегружается бе-
тонная смесь в транспортное средство 17 ленточным конвейером 16.

Асфальтобетоносмесительные установки предназначаются для пригото-
вления асфальтобетонных и других битумно-минеральных смесей из
щебня, песка, минерального порошка и нефтяного дорожного битума.

Производительность асфальтобетоносмесительных установок 6, 12, 25,
50, 100, 200 т/ч и более.

Установки малой производительности обычно выполняют передвижны-
. и на пневмоколесном ходу. Установки средней и большой производитель-
.ости имеют сборно-разборную конструкцию, позволяющую легко и бы-
стро демонтировать и перевозить оборудование на новый объект после
окончания строительства или состоят из отдельных агрегатов на колесных
тележках, не требующих монтажно-демонтажных работ при перевозке.
Остановки производительностью более 100 т/ч обычно бывают стационар-
ми и используются на постоянно действующих объектах строительства.
-Принципиальная схема асфальтобетоносмесительной установки перио-
дического действия дана на рис. 172. Песок и щебень различных фракций
Рис. 172. Схема асфальтобетоносмесительной установки периодического действия

подаются в бункер 1 агрегата предварительного дозирования погрузчика-
ми, легкими одноковшовыми экскаваторами или кранами с грейферным
оборудованием. Из бункеров питателями 17 и сборными ленточными
транспортерами 16 минеральный материал направляется во вращающийся
сушильный барабан 15. Здесь материал, передвигаясь по направлению
к разгрузочной коробке, просушивается и нагревается до 200—220°С отхо-
дящими газами, движущимися навстречу материалу из топки. Распилива-
ние топлива в топке производится форсункой 14. Отходящие газы, пройдя
через сушильный барабан, отводятся в атмосферу через циклонный «су-
хой» 3 и «мокрый» 2 пылеулавливатели. Если уловленная в циклонах пыль
не содержит глинистых частиц и по своей структуре и физическим свойствам
пригодна для использования в качестве заполнителя, она подается в бункер
минерального порошка.

Из разгрузочной коробки сушильного барабана нагретый материал на-
правляется горячим элеватором 4 в грохот 5, в котором сортируется на
три фракции с размером зерен 0—5, 5—15 и 15—35 мм. Каждая фракция
попадает в соответствующий отсек бункера горячих материалов. Мине-
ральный заполнитель подается из склада силосного типа 7 отдельным эле-
ватором 6 в свой отсек бункера. Под бункером расположен дозатор И, где
последовательно взвешиваются отдельные фракции минерального мате-
риала в соответствии с заданной рецептурой смеси и подаются в смеси-
тель 13. Битум, нагретый до 160—180°С, поступает из расходной емкости
8, дозируется по массе или по объему в дозаторе 12 и шестеренным насо-
сом подается в смеситель. После перемешивания готовая смесь выдается
в кузов автосамосвала 10 ковшовым подъемником 9 (при низком располо-
жении смесителя).

Производительность (т/ч) асфальтобетонного смесителя периодическо-
го действия

П = Сид/1000,

где Q — масса замеса, кг; нц—расчетное число циклов за 1 ч работы.
Расчетное число циклов за 1 ч работы

Иц = 3600/Гц,

где гц—продолжительность цикла, с; rn = ?i + г? + Гз [здесь г,—время и»
загрузку смесителя, равное 5—10 с для загрузки из дозатора при башен-
ном расположении агрегатов смесителя и 15—30 с для загрузки ковшом
подъемника при партерном расположении агрегатов; t2 — время на пере-
мешивание (t2 s:60—180 с); г3— время на выгрузку готовой смеси
(;3 % 10-16 с)].

§ 67.	МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ СТРОИТЕЛЬСТВА
ДОРОЖНЫХ ПОКРЫТИЙ

Уплотнение гравийно-щебеночных материалов асфальтобетонных
и цементобетонных смесей в процессе строительства дорожных покрытий
производится различными машинами.

Рабочие органы машин уплотняют дорожные покрытия укаткой или
вибрацией. Укатка осуществляется моторными катками статического дей-
ствия и используется для уплотнения асфальтобетонных покрытий. Вибра-
цию широко применяют при уплотнении цементобетонных покрытий по-
верхностными вибраторами, устанавливаемыми на рабочих органах
бетоноотделочных машин.

Для уплотнения асфальтобетонных покрытий используют вибра-
ционные моторные катки, в которых сочетаются оба метода воздействия
на уплотняемый материал. Это позволяет в значительной степени увели-
чить эффективность уплотнения и повысить производительность уплот-
няющих машин.

На рис. 173 даны схемы катков.

Прицепные вибрационные катки предназначены для уплотнения несвя-
занных и малосвязанных грунтов и материалов. Эффективность вибра-
ционных катков по глубине и степени уплотнения несвязанных и малосвя-
занных грунтов превышает эффективность катков статического действия
в 8—10 раз.

Прицепные вибрационные катки имеют существенное преимущество по
сравнению с тяжелыми катками на пневматических шинах, так как для ра-
боты с виброкатками сравнительно небольшой массы не требуется тя-
желых тягачей большой мощности. Более высокая маневренность виброкат-
ков позволяет применять их в таких условиях, где невозможна работа
тяжелых катков на пневмошинах.

Для равномерного распределения и укладки асфальтобетонной смеси
слоем заданной толщины по заранее подготовленному основанию при
строительстве и ремонте дорожных покрытий служат асфальтоукладчики.

Различают асфальтоукладчики тяжелого и легкого типов. Укладчики
тяжелого типа производительностью 100—200 т/ч и массой 10—14 т пред-
назначены для больших объемов работ при повышенных требованиях
к качеству укладки смеси. Легкими асфальтоукладчиками производитель-
ностью 30-60 т/ч и массой 2,5—8 т выполняют работы небольшого объе-
ма при пониженных требованиях к их качеству.

По конструкции ходовой части асфальтоукладчики делят на три
группы: гусеничные, пневмоколесные и комбинированные (рис. 174).

При постройке магистральных автомобильных дорог, когда не требует-
ся частых перебросок машины, применяют гусеничные асфальтоукладчики.
Рис. 173. Схема катка:

а — прицепного кулачкового; б — прицепного на пневмоколесном ходу; в — прицепного виб-
рационного; г — полуприцепного на пневмоколесном ходу к одноосному тягачу; д — само-
ходного с металлическими вальцами; е — самоходного на пневмоколесном ходу

В городских условиях асфальтоукладчик должен иметь высокую маневрен-
ность и максимальную транспортную скорость, поэтому используют пнев-
моколесные асфальтоукладчики, которые, кроме того, не портят свежеуло-
женного покрытия при наезде на него при работе в стесненных условиях,
имеют меньший износ деталей ходовой части и меньшую массу.

Технологический процесс работы асфальтоукладчика включает ряд опе-
раций (рис. 175).

Асфальтобетонная смесь из автосамосвала 6 разгружается в приемный
бункер 5 без остановки укладчика. Укладчик, упираясь буферными ролика-
ми 7 в задние колеса самосвала, толкает его перед собой.

На дне бункера расположены два скребковых питателя 9, которые по-
дают смесь к шнекам 10, распределяющим смесь по ширине укладываемой
полосы. Независимый привод правого и левого шнеков, работающих с со-
ответствующими питателями, позволяет подавать различное количество
смеси правой и левой сторонам укладываемой полосы.

Уплотняется смесь трамбующим брусом 11, совершающим возвратно-*
поступательное движение в вертикальной плоскости. Брус приводится от
двигателя 4’ через клиноременную передачу при помощи двух эксцентри- *
Рис. 174. Асфальтоукладчик:

« — гусеничный тяжелого типа производительностью 100 т/ч; б — пневмоколесный тяжелого
типа производи юльностью 200 т/ч; в — комбинированный легкого типа производительностью
60 т/ч; г — комбинированный легкого типа производительностью 30 т/ч
ковых валов 3. Уплотненный материал выглаживается плитой 12, разде-
ленной по длине, так же как и трамбующий брус, на две половины, соеди-
ненные между собой шарнирно скобами. Выглаживающая плита связана
с несущей рамой 2 рабочих органов, которая, в свою очередь, шарнирно
соединена с гусеничной (или колесной) тележкой укладчика шаровыми
шарнирами 8. Таким образом, масса рабочих органов трамбующего бруса
и выглаживающей плиты, расположенных на балках несущей рамы, пере-
дается на смесь, что создает давление приблизительно 0,02 МПа.

Выглаживающая плита регулирует толщину и поперечный профиль
слоя асфальтобетонной смеси. При этом винтами 1 поднимается или опу-
скается задний край плиты. Для увеличения толщины следует опустить
край плиты, а для уменьшения — поднять. Установка заданного поперечно-
го профиля (односкатного или двускатного) осуществляется изменением
положения половин выглаживающей плиты одной относительно другой при
помощи винтов 13 и 1. Для предотвращения прилипания смеси к плите
при укладке в холодное время года предусмотрен специальный обогрев
плиты.

Высокий уровень механизации работ по сооружению цементобетонных
дорожных покрытий достигается при использовании комплекта машин для
скоростного строительства автомобильных дорог. Комплект включает сле-
дующие машины и оборудование: профилировщик земляного полотна и
основания; конвейер-перегружатель к профилировщику; распределитель
бетона; бетоноукладчик; тележку для перевозки арматурной сетки (при-
цепную к распределителю бетона); вибропогружатель арматурной сетки (при-
цепной к бетоноукладчику); бетоноотделочную машину—трубчатый фини-
шер; машину для придания шероховатости покрытию и нанесения пленко-
образующих материалов; асфальте укладочное навесное оборудование к про-
филировщику или к распределителю бетона; нарезчики поперечных и про-
дольных швов; заливщик швов; трейлеры грузоподъемностью 50 т для
перевозки машин комплекта; бетонный автоматизированный завод не*
прерывного действия.

Рис. 176. Профилировщик земляного полотна и оснований


Рис. 178. Машина для нанесения пленкообразующих материалов или раскладки рулонной
синтетической пленки н нарезчик швов

Отделка поверхности осуществляется за 3—4 прохода. Мощность
двигателя 368 кВт, масса машины 8,5 т.

Машина ДС-105 для придания шероховатости покрытию и нанесения
на поверхность пленкообразующих материалов показана на рис. 178. На
четырехопорном колесном шасси установлены продольные и поперечные
щетки, приводимые в действие гидродвигателями. Сзади шасси расположе-
но оборудование для распыления пленкообразующих жидкостей.

Для нарезки поперечных швов в затвердевшем бетоне применяют на-

Рнс. 179. Базовое шасси на гусеничных тележках
шин для устройства цементобетонных
рис. 180.

резчик ДС-112, представляю-
щий собой самоходную четырех-
колесную тележку. Вдоль рамы
.машины перемещаются две ка-
ретки, каждая из которых осна-
щена двумя дисками.

Нарезка продольных швов
производится нарезчиком ДС-
115. На четырехколесной тележ-
ке установлены последовательно
один за другим три диска,
прорезающие один и тот же шов
на различную глубину.

Профилировщик земляного
полотна и оснований, распре-
делитель бетона и бетоноуклад-
чик имеют единое базовое са-
моходное шасси. Рама опирает-
ся на четыре гусеничные тележ-
ки, оборудованные телескопиче-
ским устройством с автомати-
ческой следящей системой вы-
держивания заданного курса в
продольном и поперечном на-
правлениях.

На раме 4 шасси (рис. 179)
расположена силовая установ-
ка 7 с двигателем мощностью
425 л. с., топливный бак 8. пульт
управления 3, копир 1 про-
дольного выдерживания курса,
копир 6 поперечного выдержи-
вания курса, гидроцилиндр 2
системы поворота машины. Ра-
ма опирается на гусеничные те-
лежки 5. Узлы опирания вклю-
чают гидроцилиндры 9 подъема
и опускания рамы.

Каждая из трех машин,
созданных на базе самоходного
шасси, имеет основное и вспо-
могательное рабочее оборудо-
вание.

Один из возможных вариан-
тов комплектации набора ма-
дорожных покрытий приведен на
Глава XVIII

МЕХАНИЗИРОВАННЫЙ ИНСТРУМЕНТ

И ОТДЕЛОЧНЫЕ МАШИНЫ

§ 68.	КЛАССИФИКАЦИЯ И ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ

Механизированный инструмент и отделочные машины применяют
для выполнения монтажных, отделочных и кровельных работ. По способу
действия механизированный инструмент разделяют на режущий, шлифо-
вальный, вибрационный, ударный; по роду используемой энергии — на
электрический и пневматический.

К отделочным относятся машины, применяемые для отделки пар-
кетных и мозаично-бетонных покрытий полов, производства штукатурных
работ, распыления и нанесения красочных составов, приготовления ма-
лярных материалов, удаления воды с поверхности кровли и т. п. Отде-
лочные машины могут быть переносными, передвижными и самоходными.

В настоящее время отечественной промышленностью выпускается
чрезвычайно широкая номенклатура и большое число типоразмеров (свы-
ше 200) строительно-монтажного инструмента и отделочных машин.

§ 69.	КОНСТРУКЦИИ И ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ
СХЕМЫ ИНСТРУМЕНТА И ОТДЕЛОЧНЫХ МАШИН

Машины для производства штукатурных работ состоят из раство-
росмесителя, вибросита с бункером и транспортирующего устройства.
Компоненты раствора загружаются в растворитель, в котором перемеши-
ваются при помощи лопастного вала, тарельчатого барабана или устрой-
ства другого типа. Готовый раствор поступает на вибросито и после про-
цеживания в приемный бункер, откуда транспортирующим устройством
подается к рабочему месту. В качестве транспортирующих устройств при-
меняют растворонасосы плунжерного или поршневого типа, соединенные
с растворопроводом, либо растворонасосы, выполненные в виде винта.
С помощью сжатого воздуха, подаваемого компрессором, раствор нано-
сится на обрабатываемую поверхность. Рабочие элементы машин приво-
дятся от электродвигателей или двигателей внутреннего сгорания.

Характерной является схема машины, показанная на рис. 181. В бак
] машины через люк 2 загружают песок, цемент, воду и вяжущие мате-
риалы. Приводимые от двигателя лопасти 4 смесителя перемешивают эту
смесь и подают ее к выходному отверстию бака, к которому через
краны 3 и 5 подводится сжатый воздух. От выходного отверстия смесь
направляется в напорный трубопровод 6.

В зависимости от высоты подачи смеси давление воздуха составляет
(1,96—4,9) 105 Па (2—5 кгс/см2). Производительность машины до 8 м3'ч;
продолжительность выгрузки раствора 2—5 мин; мощность привода сме-
сителя 17—19 кВт, масса машины 930—980 кг.
Рис. 181. Схема машины для производства штукатурных работ

Краскопульты и окрасочные агрегаты для нанесения водных неклеевых
составов применяются для окраски фасадов зданий и других поверхностей.
На рис. 182 показана схема одного из краскопультов. Его основными эле-
ментами являются диафрагменный насос 1, приводимый от электродвига-
теля 9, всасывающий и перепускной рукава 2 с клапанами 4 и 3, нагнета-
тельный рукав 7 с клапаном 5 и удочка 6. При включении электродвигате-
ля диафрагме 8 насоса через эксцентриковый вал 10 сообщается
колебательное движение. При ходе диафрагмы вниз красочный состав по

Рис. 182. Схема краскопульта для окраски поверхностей водными составами

Рис. 183. Ручная мозаично-шлифовальная машина
всасывающему рукаву через открытый клапан 4 поступает в рабочую ка-
меру насоса. При обратном ходе диафрагмы всасывающий клапан закры-
вается, а клапан .5 нагнетательного рукава открывается и состав подается
к удочке.

Производительность краскопультов покрасочных агрегатов составляет
1400 м2/ч.

Машины для отделки мозаично-бетонных покрытий полов отличаются
большим конструктивным разнообразием. Они могут быть ручными (пере-
носными) и самоходными. Последние устанавливают на специальных шас-
си или навешивают на колесный трактор или электропогрузчик. Рабочим
органом этих машин является шлифовальный абразивный инструмент.

На рис. 183 показана ручная мозаично-шлифовальная машина. Ее ос-
новными элементами являются ручка 1 управления с включателем 2, элек-
тродвигатель 3, редуктор 4, приводные траверсы 5, планшайба 6 и абра-
зивные сегменты 7. При включении электродвигателя через редуктор
приводятся во вращение две траверсы, к каждой из которых при помощи
резиновых амортизаторов прикреплена планшайба', несущая по три абра-
зивных сегмента. Скорость шлифования изменяется от 2 до 15 м/с.

Производительность самоходных мозаично-шлифовальных . машин
20—130 м3/ч, мощность двигателя 5—25 кВт, масса 300—400 кг.

Гайковерты предназначены для завертывания и отвертывания гаек при
выполнении сборочных, монтажных и ремонтных работ.

Гайковерт, показанный на рис. 184, состоит из корпуса 2 с основной ру-
кояткой, пневмодвигателя 7 и параллельно расположенного ему ударного
механизма 4, зубчатой передачи 3, реверса 5, пускового устройства 6,.
шпинделя 8 и сменной рабочей головки 1.

При включении пускового устройства сжатый воздух, поступая в по-
лость двигателя, приводит во вращение ротор, а последний через зубчатую
передачу — кулачковый ударный механизм. От него в виде серии кру-
тильных ударов вращение передается шпинделю и от шпинделя — резьбо-
вому соединению.
Рис. 185. Электротрамбовка ударного действия

Отечественной промышленностью
выпускаются гайковерты, рассчитан-
ные на завертывание гаек с резьбой
диаметром до 18 мм. Момент затя-
жек гайковертов составляет 62 —
240 Нм, расход сжатого воздуха
0,7 — 0,9 м3/мин, масса (без сменной
головки) 1,9 — 3 кг.

Грунтоуплотняющие машины удар-
ного действия различаются конструк-
цией ударного механизма и системой
управления. По этому признаку их
разделяют на машины пружинные,
пружинно-в оздушные, компрессион-
но-вакуумные и взрывного действия.

На рис. 185 показана конструкция
пружинной электротрамбовки систе-
мы ВНИИСМИ. Ее основными эле-
ментами являются трамбующий баш-
мак 1, цилиндры 2, в которых уста-
новлена пружина 3 и ступенчатый
шток 4, ползун 5, массы 6 для гашения
вибраций корпуса кривошипно-пол-

зунные механизмы 7, редуктор 8 и рукоятка управления 9.

Кривошипно-ползунные механизмы, приводимые от электродвигателя
через ползуны, штоки и пружины, сообщают трамбующему башмаку воз-
вратно-поступательное движение; башмак, ударяя по грунту, уплотняет
его. Толщина уплотняемого слоя составляет 0,15—0,5 м. Производитель-
ность электротрамбовок изменяется от 4 до 30 м^/ч; частота ударов
560 ударов/мин, номинальная мощность электродвигателя 270 — 3000 Вт.

Электрошлифовальные машины предназначены для зачистки сварных
швов, чугунного и стального литья, очистки металлоконструкций от кор-
розии, для шлифования различных поверхностей.

Электрошлифовальная машина, показанная на рис. 186, состоит из
абразивного круга 2, закрепленного на шпинделе 6 при помощи прижим-
ного фланца 1 и цанги 5, защитного кожуха 4, корпуса 5 шпинделя, зубча-
той пары 7, вентилятора 8 для охлаждения корпуса 9 электродвигателя,
в котором помещены статор 10 и ротор 11, амортизаторы 12 выключателя 13
и предохранительной трубки 14. При включении электродвигателя ротор
через зубчатую пару 7 сообщает вращение шпинделю 6 и закрепленному
на нем абразивному кругу 2.

Мощность электродвигателя шлифовальных машин описанного типа
составляет 700—1000 Вт, частота вращения шпинделя 3500 — 3800 об/мин,
окружная скорость шлифовального круга диаметром 150 мм — 29 — 30 м/с:
масса без кабеля и шлифовального круга 5 — 6 кг.

Электромолотки предназначены для разрушения бетона, асфальтобето-
на, кирпичной кладки, каменистого и мерзлого грунта и т. п.
j

I
i
Основными элементами электромолотков (рис. 187) являются рабочий
инструмент 1, установленный в буксе 2, амортизационная прокладка 4, за-
жатая между буксой и гайкой 3, ствол 5, кожух 6, боек 7, ударный меха-
низм 8, состоящий из пружины 9, ползуна 15 и поршня 16, кривошипно-
шатунный механизм И, электродвигатель и редуктор 12.

Движение рабочему инструменту сообщается следующим образом.
Крутящий момент от электродвигателя через редуктор передается криво-
шипно-шатунному механизму, шатун которого при помощи пальца сооб-
щает ползуну возвратно-поступательное движение. При перемещении по-
ршня вверх образовавшаяся над бойком воздушная подушка расширяется,
боек под действием разности давлений перемещается вслед за поршнем.
Под действием компрессии воздушной подушки и упругих сил сжатой пру-
жины боек разгоняется и ударяет по рабочему инструменту. Далее процесс
повторяется.

Управление молотком, осуществляется с помощью боковой 14 и цен-
тральной (верхней) 13 рукояток.

Потребляемая мощность электродвигателя молотка 900—1100 Вт, ча-
стота ударов 1100 ударов/мин, масса молотка без кабеля и рабочего ин-
струмента 20—25 кг.

Глава XIX

ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ
КОНСТРУКЦИЙ МАШИН

§ 70.	ОБЩИЕ ТЕНДЕНЦИИ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ПРОГРЕССА
В СТРОИТЕЛЬНОМ И ДОРОЖНОМ МАШИНОСТРОЕНИИ

Количественный рост парка строительных и дорожных машин не
может решить всех проблем, связанных с повышением производительно-
сти труда в строительстве. Не менее важным является повышение произво-
дительности современной техники и ее рациональное использование в на-
родном хозяйстве.

Технико-экономические расчеты показывают, что возросшие объемы
строительных работ и увеличивающиеся расстояния перемещения грузов
вызывают необходимость увеличения парка тяжелых машин, позволяю-
щих за один рабочий цикл перерабатывать или перемещать большие
массы грунта или груза при относительно небольших затратах энергии.
Такие машины должны иметь и достаточно высокие рабочие и транс-
портные скорости, чтобы продолжительность рабочего цикла была бы воз-
можно меньшей. Реализация этих требований связана с установкой на тя-
желых машинах двигателей большой мощности. Такова первая тенденция
в строительном и дорожном машиностроении — повышение грузоподъем-
ности, рабочих усилий и мощности современных машин.

Однако эффективность использования машин, особенно машин боль-
шой мощности, в немалой степени зависит от того, насколько выдержан
принцип комплексной механизации тех или иных работ. Наивысшую
производительность труда можно достигнуть только тогда, когда механизи-
рованы все операции данного технологического процесса и когда между ос-
новными параметрами машин, выполняющих эти операции, установлены
вполне определенные соотношения. Если, например, нарушены правильные
соотношения между емкостью ковша погрузчика или экскаватора и грузо-
подъемностью транспортных средств, в которые разгружается ковш, либо
продолжительность рабочего цикла машины, разрабатывающей грунт, ие
соответствует производительности совместно работающих с ней автомо-
билей— землевозов, то производительность работ снизится, а технические
возможности машин не будут использованы полностью. Поэтому одной
из тенденций развития современной строительной и дорожной техники
является создание комплектов машин для комплексной механизации и ав-
томатизации работ в строительстве.

В ряде отраслей, производящих колесные и гусеничные машины, наме-
тился переход от проектирования машин индивидуальных конструкций
к проектированию семейств, состоящих из базовой машины и ее модифи-
каций. Семейство машин отличается высоким уровнем унификации ос-
новных узлов и агрегатов и может включать как машины одного и того
же функционального назначения (составляющие типоразмерные ряды), так
и машины различного функционального назначения. Такие методы проек-
тирования позволяют повысить уровень опытно-конструкторских работ,
организовать специализированные производства унифицированных узлов
и агрегатов и тем самым повысить качество и надежность машин.

§ 71.	ПУТИ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ КОНСТРУКЦИЙ МАШИН
И ОБОРУДОВАНИЯ

Изменение нагрузок на исполнительных органах машин, измене-
ние их грузоподъемности или тяговых характеристик в первую очередь вы-
зывают необходимость соответствующего изменения параметров или кон-
струкции привода. Помимо требуемой мощности и режимов работы
привод должен обеспечить легкость управления, экономичность, целесо-
образную компоновку машины. Для привода рабочих органов многих
строительных и дорожных машин этим условиям, как отмечалось, в на-
ибольшей степени удовлетворяют гидрообъемные приводы.

В последние годы этот тип привода все чаще начал применяться и
в трансмиссиях колесных и гусеничных машин.

На рис. 188 показана гидравлическая схема трансмиссии гусеничного
погрузчика JCB-110. От двигателя 1 через редуктор 2 приводятся два ги-
дронасоса 3 и 5 переменной подачи. Гидронасосы связаны с системой
управления бис гидромоторами 10 гусеничных движителей. От гидромо-
торов крутящий момент через бортовые редукторы 8 передается к звездоч-
кам 7 гусеничных движителей. В редукторе установлен тормоз 9, входящий
в систему управления гусеничным ходом машины.

Для управления гидросистемой предусмотрено автоматическое регули-
рование силовых и скоростных характеристик в зависимости от сопроти-
вления движению машины. Принцип действия автоматических устройств
основан на том, что при уменьшении или увеличении сопротивления дви-
жению соответственно снижается или повышается давление в тидросисте-
Рис. 188. Схема трансмиссии гусеничного погрузчика

ме, которое, воздействуя на качающиеся люльки насосов, уменьшает или
увеличивает их подачу; при этом соответственно изменяются тяговые уси-
лия и скорости движителей машины.

Повышение грузоподъемностей, тяговых усилий и мощностей машин
является действенным средством увеличения их производительности. За
рубежом созданы скреперы с объемом ковша 36,5 м3 и мощностью двига-
теля 1200 кВт; пневмоколесные погрузчики объемом ковша 15 м3 и выше
и мощностью 500—600 кВт; автогрейдеры мощностью до 150—200 кВт;
пневмоколесные катки с массой 250 т; транспортные средства — самосвалы
для перевозки земляных грузов грузоподъемностью до 100 т с мощностью
двигателей выше 660 кВт.

На рис. 189 показан общий вид бульдозера фирмы «Катерпиллар»,
агрегатируемого двумя тракторами. Длина бульдозерного отвала соста-
вляет 7,3 м; такой отвал за один прием может перемещать до 30 м3 грун-
та. Тяговое усилие бульдозера 440 кн при скорости движения 4,8 км/ч; об-
щая масса машины 86,2 т. Оба трактора сзади соединены горизонтальной
балкой с шаровыми опорами. Рамы гусеничных ходов тракторов, обра-
щенные одна к другой, также соединены горизонтальной балкой, имеющей
шаровые опоры у ведущей звездочки одного трактора и у направляющей
звездочки другого трактора. Такое соединение тракторов обеспечивает
(в определенных пределах) необходимую подвижность относительно друг
друга по горизонтали и по вертикали.

Другим направлением повышения производительности машин и более
полного использования их тяговых возможностей является агрегатирова-
ние мощных тягачей с несколькими прицепами, образующими тракторный
или автомобильный поезд. На рис. 190 показан автопоезд, созданный фир-
мой «Интерконсул» для транспортирования порошкообразных материалов
(цемента, мела и т. и.). Загрузка и разгрузка машин-цистерн осуществляет-
ся при помощи сжатого воздуха.

Производительность машин в большой степени зависит от скоростей
движения, которые часто ограничиваются из-за недостаточной устойчиво-
сти и неудовлетворительного подрессоривания корпуса машины, а также
от маневренности, определяющей способность машин двигаться по
кривым малого радиуса и разворачиваться на небольших площадях. Одна-
ко не всегда представляется возможным одновременно удовлетворить
этим требованиям. Если, например, для повышения транспортных скоро-
стей машины целесообразно ее подрессоривание, обеспечивающее необхо-
димую плавность хода, то при выполнении той же машиной рабочих опе-
раций подрессоривание, снижая устойчивость машины, отрицательно

Рис. 189. Бульдозер, arpei атнруемый двумя тракторами
Рис. 190. Автопоезд для транспортирования порошкообразных материалов

сказывается на ее производительности. Для повышения маневренности ко-.
лесных машин целесообразно уменьшить их базу, однако при этом ухуд-
шается их устойчивость против опрокидывания. Для лучшего решения
этих проблем необходимо на стадии проектирования машин применять со-
временные методы расчета, позволяющие найти оптимальные технические
решения, а также искать наилучшие конструктивные решения.

Фирма «Пингон» предложила оригинальную конструкцию пневмоко-
лесного экскаватора (рис. 191). Экскаватор «Пингон 12А» снабжен спе-
циальной опорной платформой с поворотным механизмом; в транспорт-
ном положении платформа убирается (рис. 192, а), а при выполнении
рабочих операций платформа опускается на грунт (рис. 192,6). Такая кон-
струкция обеспечивает устойчивость машины при больших скоростях вра-
щения ее поворотной части, позволяет повысить ее грузоподъемность
и одновременно с этим иметь высокие транспортные скорости.

Продолжительность рабочего цикла колесных и гусеничных машин, ра-
ботающих без выносных опор, зависит от их маневренности, что особенно
важно для машин тяжелого класса. Одним из решений этой проблемы
является применение машин с шарнирно-сочлененной рамой. На рис. 192
показана схема автогрейдера фирмы «Катерпиллар» США с шарнирно-
сочлененной рамой и управляемыми передними колесами. Прямое распо-
ложение рамы с управлением только передними колесами применяется для
большинства работ при прямом профилировании. Для быстроты разворо-

Рис. 191. Схема колесного экскаватора «Пингон 12А» в положении:
« — транспортном; б — рабочем
Шарнирное
соединение

Прямое
расположение

Поборот
на шарнире

Смещенная
позиция

Рис. 192. Схема автогрейдера с шарнирно-сочлененной рамой

та в конце прохода оператор может использовать поворот шарнирно-ооч-
пененной рамы. При движении по кривой малого радиуса при помощи
рамы достигается поворот на 20° и дополнительно за счет поворота пере*
дних колес (при отключении механизма блокировки дифференциала)—на 50°.
В особых условиях профилирования, как, например, для компенсации
бокового усилия при отсыпке гряд или движения сдвоенных колес на твер-
дом грунте при проходке мокрой канавы, оператор может использовать
смещенную позицию, при которой рама повернута до отказа, но передние
колеса установлены параллельно к колесам сдвоенного привода.

Совершенствование конструкций строительных и дорожных машин свя-
зано также с совершенствованием их рабочих органов. Одним из напра-
влений является создание конструкций активных рабочих органов, особен-
но эффективных при разработке твердых, липких и мерзлых грунтов.

Одновременно с этим идут поиски оптимальных форм и размеров
ковшей, отвалов, режущих зубьев, способов загрузки и разгрузки рабочих
органов. Так, в скреперах большой грузоподъемности все большее приме-
нение получает элеваторный способ загрузки ковша, позволяющий при-
близительно на 60% снизить мощность, затрачиваемую на подъем грунта
в ковш, и на 30% снизить общие затраты мощности по сравнению с скре-
перами обычной конструкции. При этом некоторые американские фирмы,
специализирующиеся на производстве скреперов с элеваторной загрузкой,
заменяют обычную переднюю заслонку скребковым элеватором, устано-
вленным под углом 50—60° к горизонтали и приводимым электродвигате-
лем через верхнюю звездочку. Нож скрепера в этом случае только срезает
грунт, который затем транспортируется вверх скребковым элеватором.
Разгрузка и распределение грунта осуществляется при помощи подвижной
задней стенки, выталкивающей грунт.

Аналогичный способ «торцовой» разгрузки ковшей проходит сейчас
экспериментальную проверку для погрузчиков и роторных экскаваторов.

Большое внимание уделяется вопросам эргономики и повышения безо-
пасности машин. Подавляющее большинство строительных и дорожных
7

Рис. 193. Защитное устройство:

а — четырехопорное; б — многоопорное: в — консольное; ? — арочное

машин, созданных на базе тракторов и специальных шасси, оснащают или
будут оснащать средствами пассивной безопасности для предохранения
операторов от тяжелых травм при опрокидывании машин. По конструк-
тивному исполнению защитные устройства строительных и дорожных ма-
шин можно разделить на два основных типа: внешние защитные устрой-
ства (рис. 193) и кабины безопасности (рис. 194). По способу установки
внешние защитные устройства разделяют на четырехопорные, много-
опорные и арочные. К несущей раме машины их крепят при помощи флан-
цевых или болтовых соединений.

Внешние защитные устройства устанавливают на машине независимо
от того, имеется на ней кабина или нет. Наибольшее распространение по-
лучили четырхопорные и многоопорные устройства. Консольные
и арочные конструкции применяют только на легких машинах; их недо-
статком является трудность сохранения необходимой «зоны безопасности»
оператора при деформации защитного устройства и невозможность за-
щиты оператора от падающих предметов. Недостатками всех внешних за-
щитных устройств являются ухудшение общего вида машины и обзорно-
сти, повышенная металлоемкость конструкции (так как наличие таких
устройств не исключает установку кабины, которая в этом случае не несет
защитных функций); к преимуществам относятся простота устройств, уни-
версальность и сравнительно небольшая стоимость.

Кабины безопасности являются более совершенными защитными
устройствами, они в большей степени отвечают требованиям промышлен-

Рис. 194. Кабина беюпасности с каркасом:

а — четырехопорным; б — консольным; в — арочным
ной эстетики и имеют меньшую металлоемкость. Наряду с защитными
функциями они должны обеспечить необходимый комфорт для оператора
и его защиту от вредных воздействий окружающей среды.

К защитным устройствам предъявляют ряд специальных требований.
Они должны иметь необходимую прочность и вместе с тем поглощать
определенную часть энергии удара при опрокидывании машины, так как
в противном случае на оператора будут действовать слишком большие
динамические нагрузки. Этим требованиям лучше других удовлетворяют
защитные устройства, выполненные из труб, изготовленных из высоко-
прочных и пластичных сталей.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

К разделу первому

1.	Алексеев С. П., Казаков А. М., Колотилов Н. Н. Борьба с шумами и вибра-
цией в машиностроении. М., Машиностроение, 1970, 208 с.

2.	Безопасность операторов дорожно-строительных машин/В. В. Виллумсен, Л. А. Гобер-
ман, Г. В. Забегалов и др. М., ЦНИИТЭ — Строймаш, 1977. 48 с.

3.	Гилула М. Д., Кудрявцев Е. М., Васильев И. А. Вопросы технико-экономической
оценки строительных и дорожных машин. М., ЦНИИТЭСтроймаш, 1971. 73 с.

4.	Сомов Ю. С. Композиция в технике. М., Машиностроение, 1977. 272 с.

5.	Тейлор Р. Шум./Пер. с англ. М., Мир, 1978. 308 с.

К разделу второму

1.	Баловней В. И. Методы физического моделирования рабочих процессов дорожно-
строительных машин. М„ Машиностроение, 1974. 232 с.

2.	Берновский Ю. Б., Недорезов И. А., Яркин А. А. Активные рабочие -органы земле-
ройных .машин. М., ЦНИИТЭСтроймаш, 1975. 55 с.

3.	Ветров Ю. А. Резание грунтов землеройными машинами. М., Машиностроение, 1971.
360 с.

4.	Металлические конструкции,'Н. С. Стрелецкий, А. Н. Гениев, Е. И. Беленя и др. М.,
Госиздат по строительству, архитектуре и строительным материалам, 1962. 776 с.

5.	Федоров Д. И. Рабочие органы землеройных машин. М., Машиностроение, 1977. 288 с..

К разделу третьему

1.	Волков Д. П., Крайнев А. Ф. Трансмиссии строительных и дорожных машин. Спра-
вочник,- М., Машиностроение, 1974. 424 с.

2.	Волков Д. П. Динамика и прочность одноковшовых экскаваторов. М., Машиностроение,
1965. 464 с.

3.	Вошивнн А. И., Савин И. Ф. Гидравлические и пневматические устройства строитель-
ных и дорожных машин. М., Машиностроение, 1965. 452 с.

4.	Гоберман Л. А. Прикладная механика колесных машин. М., Машиностроение, 1974.
312 с.

5.	Гречин И. К., Васильченко В. А. Гидравлическое оборудование строительных и до-
рожных машин за рубежом. М., ЦНИИТЭСтроймаш, 1974. 86 с.

6.	Комаров М. С. Динамика машин и механизмов. М., Машиностроение, 1969. 296 с.

7.	Малиновский Е. Ю., Гайцгори М. М. Динамика самоходных машин с шарнирной рамой.
Колебания п устойчивость движения. М., Машиностроение, 1974. 176 с.

8.	Одноковшовые экскава юры и самоходные краны с гидравлическим приводом, И. Л. Берк-
ман. А. А. Беланов, А. В. Рапев и др.: Под ред. И. Л. Беркмана, М., Машиностроение,
1971. 304 с.

9.	Холодов А. М. Основы динамики землеройно-транспортных машин. М., Машинострое-
ние, 1968. 156 с.
К разделу четвертому

1.	Брянский К). А., Грифф М, И., Чурилов В. Л. Тягачи строительных и дорожных
машин. Учебное пособие для вузов. М., Высшая школа, 1976. 360 с.

2.	Гоберман Л. А., Степанян К. В. Продольная устойчивость гусеничных погрузчиков
М., НИИинфстройдоркоммунмаш, 1966. 81 с.

3.	Забавников Н. А. Основы теории транспортных гусеничных машин. М., Машинострое-
ние, 1975. 448 с.

4.	Ульянов Н. А. Теория самоходных колесных землеройно-транспортных машин. М.
Машиностроение, 1969. 520 с.

К разделу пятому

1.	Бауман В. А., Клушанцев Б. В., Мартынов В. Д. Механическое оборудование пред-
приятий строительных материалов, изделий и конструкций. М., Машиностроение, 1975. 351 с.

2.	Вайисон А. А. Строительные краны. М., Машиностроение, 1969. 488 с.

3.	Домбровский Н. Г., Картвелишвили Ю. Л., Гальперин М. И. Строительные машины.
М., Машиностроение, 1976. 391 с.

4.	Дорожные'машины: Машины для земляных работ/Т. В. Алексеева, К. А. Артемьев
А. А. Бромберг и др. М., Машиностроение, 1972. Ч. 1. 504 с.

5.	Дорожные машины: Теория, конструкция и расй&т/Н. Я. Хархута, М. И. Капустин,
В. П. Семенов, И. М. Эвентов; Под общ. ред. Н. Я. Хархуты. Л., Машиностроение,
1976. 472 с.

6.	Строительные машины. Справочник/В. А. Бауман. И. А. Васильев, В. А. Васильченко
и др.; Под ред. В. А. Баумана. М., Машиностроение, 1976. Т. 1. 502 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ

Предисловие.................................................................. 3

Введение .................................................................... 4

Раздел первый. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВА-
НИЯ МАШИН И ОБОРУДОВАНИЯ..................................................... 9

Глава I. Основные этапы проектирования и связи между параметрами машин ....	9

§ 1.	Основные этапы проектирования........................................... 9

§ 2.	Оценка изменения параметров машин по статистическим зависимостям....... 11

Глава П. Основные требования, предъявляемые к изделия»!..................... 15

§ 3.	Надежность изделий..................................................... 15

§ 4.	Безопасность работы и улучшение условий труда операторов............... 19

§ 5.	Технологичность конструкций............................................ 23

§ 6.	Стандартизация и унификация............................................ 25

§ 7.	Техническая эстетика изделий........................................... 28

Глава III. Экономическое обоснование технических решений......................  29

§ 8.	Оценка технического уровня и качества изделий............................ 29

§ 9.	Управление качеством изделий.............................................. 30

§ 10.	Оценка экономической эффективности нового изделия........................ 31

§ 11.	Расчет производительности машин.................,........................ 34

Раздел второй. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ И РАБОЧЕЕ ОБОРУДО-
ВАНИЕ МАШИН.................................................................... 37

Глава IV. Общие сведения .  ................................................... 37

§ 12.	Назначение и классификация машин ........................................ 37

§ 13.	Назначение и классификация рабочего оборудования........................ 39

§ 14.	Физико-механические свойства грунтов..................................... 44

§ 15.	Процессы взаимодействия рабочих органов с грунтом........................ 46

§ 16.	Некоторые направления совершенствования конструкций рабочих органов ...	54

Глава V. Расчет рабочего оборудования.......................................... 37

§ 17.	Кинематический расчет рабочего оборудования............................   37

§ 18	, Силовой расчет рабочего оборудования.................................

§ 19.	Расчет на прочность несущих элементов рабочего оборудования.............. 73

Раздел третий. ПРИВОДЫ МАШИН............................................

Глава VI. Механические приводы..........................................

§ 20.	Основные параметры передач механических приводов..................

§ 21.	Планетарные и волновые передачи...................................

§ 22.	Фрикционные передачи с гибкой связью .............................
Глава VII. Гидравлические приводы............................................

§ 23.	Общие сведения..........................................................  Цф

§ 24, Гидродинамические приводы..........................................  .

§ 25.	Объемный гидропривод.................................................... 12|

§ 26.	Гидроавто.матические устройства систем управления...................... 134-

Глава VIII. Динамика приводов .	136

§ 27.	Динамические параметры машин и их приведение............................ 136

§ 28.	Переходные процессы в приводах.......................................... 151

§ 29.	Муфты и тормозные системы приводов...................................... 160

§ 30.	Общие принципы составления уравнений динамики........................... 169

§31.	Примеры динамических расчетов........................................... 186

Раздел четвертый. ТЕОРИЯ КОЛЕСНЫХ И ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН 19<

Глава IX. Взаимодействие колес с пневматическими шинами с поверхностью
качежд........................................................................ 194

§ 32.	Силы, действующие на колеса при качении. Уравнения движения............. 194

§ 33.	Кинематика качения	колес............................................... 198.

§ 34.	Сопротивление качению	колес............................................. 201

§ 35.	Сцепление пневматической шины с поверхностью качения. Коэффициент полез-
ного действия колес .......................................................... 204

Глава X. Взаимодействие гусеничного движители с поверхностью качения ......	267

§ 36.	Классификация и кинематика гусеничных движителей........................ 267

§• 37. Силы, действующие на гусеничный движитель при качении. Уравнения движения 211

§. 38	. Сопротивление качению гусеничного движителя........................... 216

§ 39.	Сцепление гусениц с поверхностью качения. Коэффициент полезного действия
гусеничного движителя......................................................... 217

Глава XI. Тяговый расчет и построение тягово-динамических характеристик машин . . .	219

§ 40.	Уравнения тягового баланса колесных и гусеничных машин.................. 219

§ 41.	Тягово-динамическая характеристика машин с механической трансмиссией . . .	222

§ 42.	Особенности тягового расчета машин с гидрообъемной трансмиссией......... 226

Глава XII. Колебания и устойчивость машин.................................... 228.

§ 43. Колебания машин и оценка плавное™ хода................................. 228

§ 44.	Путевая устойчивость и поворачиваемость колесных машин................. 230»

§ 45.	Кинематика и динамика поворота колесных машин........................... 237

§ 46.	Кинематика и динамика поворота гусеничных машин......................... 240

§ 47.	Устойчивость машин против опрокидывания................................. 245

§ 48.	Примеры расчетов........................................................ 261

Глава XIII. Экспериментальное исследование	машин.............................. 266

§ 49.	Цели и задачи экспериментального исследования. Основные виды
испытаний...................................................................   266

§ 50.	Определение параметров тяювых характеристик машин....................... 267

§ 51.	Определение устойчивости машин против опрокидывания..................... 269

§ 52.	Обработка данных эксперимента. Оценка ошибки измерений.................. 272

Раздел пятый. КОНСТРУКЦИИ .МАШИН И ОБОРУДОВАНИЯ ДЛЯ СТРОИ-
ТЕЛЬНЫХ И ДОРОЖНЫХ РАБОТ...................................................... 276

Глава XIV. Землеройные, землеройно-транспортные и землеройно-планировочные
машины.......................................................................

§ 53.	Одноковшовые экскаваторы...............................................

§ 54.	Бульдозеры.............................................................

§ 55.	Скреперы...............................................................

§ 56.	Автогрейдеры...........................................................

§ 57.	Землеройные машины непрерывного действия...............................

Глава XV. Машины для подготовительных работ и уплотнения грунтов.............

§ 58.	Рыхлители..............................................................

§ 59.	Корчеватели............................................................

§ 60.	Катки..................................................................
Глава XVI. Машины для погрузочно-разгрузочных и подъемно-транспортных
работ.......................................................................... 332

§ 61.	Одноковшовые погрузчики.................................................. 332

§ 62.	Стреловые самоходные	краны............................................... 345

§ 63.	Башенные краны........................................................... 350

§ 64.	Лифтовые подъемники и транспортирующие машины непрерывного действия 355

Глава XVII. Машины и оборудование для йереработки дорожно-строительных Mai «риалов
и производства дорожно-строительных работ'..................................... 362

§ 65.	Машины и оборудование для переработки каменных материалов............... 362

§ 66.	Смесительные машины и установки......................................... 372

<j 67. Машины и оборудование для строительства дорожных покрытий............... 379

Глава XVIII. Механизированный инструмент и отделочные машины................... 387

5 68. Классификация и область применения....................................... 387

§ 69.	Конструкции и принципиальные схемы инструмента и отделочных машин . . .	387

Глава XIX. Основные направления	совершенствования	конструкций машин............ 393

§ 70.	Общие тенденции технического прогресса в строительном и дорожном машино-
строении ...................................................................... 393

§ 71.	Пути совершенствования	конструкций машин и	оборудования.................. 394

Приложение..................................................................... 401

Список литературы.............................................................. 403