Глава 10. Канатные одноковшовые экскаваторы

10.1. РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ, ПРОЦЕССЫ РАБОТЫ, ПРИВОД И ЕГО МЕХАНИЗМЫ

Канатные одноковшовые строительные экскаваторы обычно выпускает промышленность с возможностью установки на машине различных видов рабочего оборудования; чаще всего прямую или обратную лопату, драглайн, грейфер или кран. Основ­ным из них при проектировании машины принято считать оборудо­вание прямая лопата.

Оборудование прямая лопата (рис. 10.1) состоит из стрелы 1, |рукояти 5. и ковша 6. Ковш шарнирно соединен с рукоятью и может быть установлен в нужное относительно нее положение с помощью тяги 7. В процессе работы в забое это. положение ковша относительно рукояти остается неизменным.

Стрела обоими концами связана с платформой. Нижним концом она шарнирно соединена с проушинами, расположенными в перед-ней части платформы. Другим концом стрела там, где она имеет Уголовные блоки 4, подвешена стрелоподъемными канатами 3 к двуногой стойке, размещенной на платформе. С помощью этих канатов стрелу при копании устанавливают под углом 45—60° к площадке, на которой стоит машина в забое. В процессе работы этот угол установки стрелы не меняют.

В средней части к стреле посредством седлового подшипника 2

шарнирно присоединена рукоять с ковшом. Подшипник позволяет

рукояти совершать возвратно-поступательные движения вдоль ее

оси и поворачиваться относительно него в вертикальной плоскости.

Рис. 10.1. Канатный эк­скаватор, оборудованный прямой лопатой

Для начала копания грунта ковш переводят в положение 1. Операция копания совершается перемещением зубьев ковша из положения А по траектории А—Г—В, близкой к дуге с центром в оси вала 2. Движение зубьев ковша по этой траектории происхо­дит под действием подъемного усилия S_П. Отделение от забоя стружки грунта нужной толщины осуществляется приложением к ковшу через рукоять напорного S_H или возвратного S_B усилий. При совмещении усилий S_П и S_H траектория движения зубьев может существенно отличаться от траектории А—Г—В.

С одной стоянки в забое машина может разрабатывать грунт в зоне А—Б—В—Г—А досягаемости. Сравнивая ее с аналогичной у гидравлического экскаватора, оборудованного прямой лопатой (см. рис. 9.24), видно, что она подобна, но повернута на 180°.

С учетом требований эксплуатации к забою зона досягаемости канатного экскаватора более благоприятна. По ней можно заклю­чить, что в этом случае машина может разрабатывать в связных грунтах высокий, в пределах возможной высоты подъема ковша, забой без образования навеса. При образовании навеса машина имеет возможность напорным движением ковша «сбить» его. Учиты­вая это, максимальную высоту забоя обычно принимают до оси головных блоков. Наиболее часто она доходит до уровня Я напор­ного вала. При такой высоте копания в забое не образуется навеса грунта и достигается наибольшая производительность экскава­тора.

После наполнения ковша грунтом совершается поворот плат­формы с рабочим оборудованием на выгрузку грунта из ковша, выгрузка и обратный поворот в забой.

По мере выработки грунта машина передвигается, приближаясь к груди забоя.

Рабочее оборудование обратная лопата (рис. 10.2) состоит из стрелы 2, рукояти 4 и шарнирно прикрепленного к ней ковша 6. Нужное для работы положение ковша относительно рукояти дости­гается установкой тяги 5.

Рукоять в средней части имеет шарнирную связь с головой стрелы и может поворачиваться относительно последней в верти­кальной плоскости. Положение ковша при копании грунта в забое, повороте на выгрузку и при выгрузке (положения /, // и ///) достигается приложением к ковшу и верхнему концу рукояти через канаты 7 и 3 соответственно тягового S_T и подъемного S_П усилий. Для снижения усилия S_П в подъемных канатах и простоты направления последних на барабан лебедки в передней части платформы установлена дополнительная стойка 1.

Экскаватор, оборудованный обратной лопатой, работает сле­дующим образом. При постепенном натяжении подъемного и ослаблении тягового канатов рукоять поворачивается относи­тельно стрелы, и ковш выносится вперед перед машиной. Далее, при ослаблении подъемного каната ковш опускается на грунт, и при натяжении тягового каната он совершает копание. После

Рис. 10.2. Канатный эк­скаватор, оборудованный обратной лопатой

наполнения грунтом ковш подтягивается к стреле и затем при натяжении подъемного и торможении тягового канатов все рабочее оборудование приподнимается, выводя ковш из забоя (положение //). При таком положении ковша совершается поворот платформы на выгрузку грунта из ковша.

Для разгрузки грунта натягивается подъемный и одновременно ослабляется тяговый канаты. В этом случае рукоять с ковшом поворачивается относительно стрелы и переводится в положение III. После выгрузки грунта из ковша рабочее оборудование воз­вращается в исходное положение, завершив цикл работы.

Экскаватор, оборудованный драглайном показан на рис. 10.3. Оборудование состоит из стрелы 1 и ковша 3, связанного с головной частью стрелы подъемным канатом 2 и с поворотной платформой машины тяговым канатом 5.

Работает драглайн следующим образом. Войдя в забой, машина удерживает ковш на подъемном канате у головы стрелы. Для копа­ния ковш опускается на грунт (положение /) или предварительным натяжением и последующим отпусканием тягового каната приво­дится в колебательное состояние, как маятник, относительно го­ловы стрелы. Опускание в последнем случае проводится, когда ковш максимально отклонится от машины. Это позволяет вести разработку грунта на большем удалении от оси машины, чем в положении /. При опускании (падении) на грунт ковш касается выдвинутой вперед верхней частью (аркой) и с помощью управле­ния тяговым и подъемным канатами переводится в исходное для копания грунта состояние (положение //). Копание совершается натяжением тягового каната. Зубья ковша при этом врезаются

Рис. 10.3. Канатный экскаватор, оборудованный драглайном

в грунт и эффективность его работы будет зависеть от массы ковша, категории грунта, угла α наклона груди забоя и степени натяже­ния подъемного каната. Обычно ковш заполняется грунтом, пройдя путь, равный трем—пяти его длинам.

После заполнения грунтом ковш натяжением тягового и подъем­ного канатов подтягивается к стреле (положение ///) и затем посте­пенным ослаблением тягового и натяжением подъемного канатов переводится к головным блокам. Это перемещение машинист совершает, как правило, одновременно с поворотом на выгрузку грунта из ковша. Для предупреждения выгрузки грунта из ковша в процессе его транспортирования ковш дополнительно соединя­ется с подъемным и тяговым канатами разгрузочным тросом 4. Выгрузка грунта осуществляется ослаблением тягового каната при заторможенном подъемном. После разгрузки грунта ковш пово­рачивается в забой, и рассмотренный цикл работы машины повто­ряется.

Рабочее оборудование грейфер (рис. 10.4) состоит из решетчатой стрелы 1 и двухчелюстного ковша 2, подвешенного к голове стрелы на подъемном 5 и замыкающем 6 канатах. Челюсти шарнирно связаны в точке 3 и соединяются с подъемным канатом через тяги и траверсу 4. Когда ковш находится у головы стрелы при натяну­тых подъемном и замыкающем канатах, он закрыт и его челюсти сведены (сомкнуты) (положение ///). Для заполнения ковш опус­кается на грунт на подъемном канате при ослабленном замыкаю­щем, обеспечивающем раскрытие челюстей (положение /). Захват

грунта челюстями осуществляется после натяжения замыкающего и ослабления подъемного канатов (положение //).

Заполненный грунтом ковш поднимается на замыкающем ка­нате. Подъемный канат при этом натягивается лишь настолько, чтобы не образовывалось его провисание. Разгрузка ковша осу­ществляется при вывешивании его на подъемном канате и одновре­менном ослаблении замыкающего.

Приведение в движение элементов рабочего оборудования всех видов осуществляется от одного или нескольких двигателей.

На рис. 10.5 в качестве примера приведены структурная (рис. 10.5, а) и кинематическая (рис. 10.5, б) схемы привода одноковшового строительного канатного экскаватора ЭО-4111В с ковшом вместимостью 0,65 м³. Связь элементов рабочего обору­дования с приводом здесь осуществляется посредством канатов и цепей.

Подъем ковша выполнен канатным. Сойдя с барабана подъема (БП) лебедки, канат при оборудовании прямая лопата обогнув блок головы стрелы (БГС), блок ковша (БК) и второй блок головы стрелы и образовав таким образом двукратную подвеску для ковша, в дальнейшем крепится на головной части к металлокон­струкции стрелы или на барабане у пяты стрелы. Такое крепление второго конца подъемного каната обусловливает работу подъем­ного и напорного механизмов независимо или взаимосвязанно.

Рис. 10.4. Канатный экскаватор, оборудованный грейфером

Применение двукратной подвески ковша позволяет использо­вать один и тот же привод при установке на машине рабочего оборудования различных видов. Приводом сообщается принуди­тельное движение ковшу на подъем. Опускание ковша происходит под действием его силы тяжести при выключении фрикциона и ленточного тормоза барабана.

Рис. 10.5. Структурная (α) и кинематическая (б) схемы я схемы запасовки кана­тов (в) экскаватора ЭО-4111В

Напорное и возвратное движения рукояти на машине прину­дительные. Они создаются приводом и передаются к рукояти посре­дством двух канатов — напорного, образующего петлю при огиба­нии блока на конце рукояти, и возвратного, закрепленного у ковша (см. рис. 10.5, б). Движение от двигателя на напорный барабан БН передается присоединением последнего к валу V с помощью ленточных фрикционов. Возвратное движение рукояти создается реверсированием вращения БН. Это достигается с

помощью цепного реверса между валами IV—V, включаемого двусторонней кулачковой и конусной муфтами, установленными на валу IV.

Подъем стрелы осуществляется присоединением барабана БС к передаче привода включением кулачковой и конической муфт нa валу IV. Опускание стрелы происходит под действием ее силы тяжести. Для этого отсоединяется барабан БС от вала IV и вклю­чается его тормоз. Причем, если в процессе опускания стрелы час­тота вращения барабана превысит допустимую, то сработает обгонная муфта, установленная на валу V, с которой барабан Б-C соединен цепной передачей. Опускание стрелы после этого происхо­дит в соответствии с частотой вращения вала V.

Приведение в движение рабочих оборудований драйглан, обратная лопата и грейфер осуществляется закреплением соответ­ствующих канатов этих оборудований на барабанах БП и Б Η (см. рис. 10.5, в). В некоторых случаях при такой замене прихо­дится менять и параметры барабанов, устанавливая на барабане применявшегося оборудования прямой лопаты съемные на­кладки.

Механизмы поворота платформы и передвижения выполнены двухскоростными. Для включения какой-либо скорости достаточно перевести блок шестерен на валу VII. Движение на поворот и ход осуществляется отбором мощности от вала /// и включением соответственно одной из сблокированных кулачковых муфт на валах IX к X. Перемещение машины по прямой или с поворотом вправо или влево достигается включением на валу XI обеих или какой-либо одной из кулачковых муфт, расположенных на нем. Реверсирование каждого из движений выполняется посредством конического реверса, состоящего из трех шестерен, установленных на валах /// и VII.

На рис. 10.6 приведена кинематическая схема экскаватора ЭО-2503В с ковшом вместимостью 2,5 м³ с многодвигательным приводом. Этот экскаватор может работать с рабочим оборудова­нием прямая лопата, драглайн и кран. Основные его механизмы подъема, напора, поворота, хода и подъема стрелы имеют индиви­дуальный привод от электродвигателей постоянного тока, выпол­ненный по системе ГД—МУ. Рабочие двигатели этих механизмов питаются от преобразовательного агрегата с магнитным усилите­лем, установленными на поворотной платформе. Двигатель Д₁ является общим для механизмов привода двухбарабанной лебедки и передвижения машины. При работе машины ему приходится обеспечивать выполнение одной из операций — или подъема ковша /, /—б, груза /—а или передвижения. При выполнении первой ходовой механизм отключается выведением из зацепления шестерни ШХ. Двигатели Д₂, Д₃, Д₄, Д₅ (схемы //, ///, IV, V) приводят в движение механизмы соответственно поворота, подъема стрелы напора и открывания днища ковша лопаты.

Рис. 10.6. Кинематическая схема экскаватора ЭО-2503В

10.2. КОНСТРУКЦИИ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ

Конструкции элементов рабочего оборудования канат­ных экскаваторов и гидравлических экскаваторов существенно различаются.

У экскаваторов с рабочим оборудованием прямая лопата стрела и рукоять могут быть как однобалочной, так и двухбалоч-ной конструкции.

На рис. 10.7 приведена конструкция однобалочной рукояти с ковшом. Рукоять 1 здесь сварена из листов и имеет в сечении прямоугольную коробчатую форму. По бокам к ней в пределах длины ее перемещения относительно стрелы приварены листовые накладки 2. К свободному концу балки снизу прикреплен блок 7 для передачи рукояти напорного усилия от привода. Возвратный канат прикреплен к натяжному устройству 6. Балка рукояти может быть выполнена также из трубы. Передним концом рукоять с помощью проушин и пальцев 4 соединена с ковшом. Последний по конструкции аналогичен ковшу с открывающимся днищем у гид­равлических экскаваторов с прямой лопатой. Передней верхней частью ковш соединен с блоком 3 для канатов его подъема.

•с. 10.7. Однобалочная рукоять · ковш прямой лопаты

Конструкция двухбалочной стрелы приведена на рис. 10.8. Она представляет собой раму, каждая из продольных балок 1 которой сварена из листов, образующих в сечении прямоугольную

Рис. 10.8. Двухбалочная стрела прямой лопаты

коробку. В верхней и нижней части они жестко соединены попереч­ными балками также коробчатого сечения и заканчиваются соот­ветственно проушинами головных блоков 2 и пятами 4 стрелы. В средней части рамы в подшипниках 3 размещена ось 5 с седловым подшипником 6 для однобалочной рукояти и блоками для канатов напора и возврата (рис. 10.8, б).

Седловой подшипник представляет собой сложную отливку (рис. 10.9). Он соединен с осью с помощью подшипников скольже­ния и в верхней части образует два окна для удержания рукояти. Окна имеют прямоугольную или круглую форму и соответствуют форме сечения балки рукояти. Для уменьшения сил трения рукояти о стенки окна последние облицованы съемными чугунными наклад­ками.

Рабочее оборудование лопаты с двухбалочной рукоятью (рис. 10.10) и однобалочной стрелой (рис. 10.11) обычно применяют при передаче напорного усилия от привода к рукояти посредством реечного зацепления,. Балки рукояти 1 (см. рис. 10.10) и 2 в этом случае чаще имеют коробчатое прямоугольное сечение. Иногда их изготовляют и из прокатных труб. В передней части около ковша балки соединешы между собой с помощью отливки — ригеля 3 круглого сечения. Для этого ригель по концам имеет фланцы с отверстиями для крепежных болтов.

Ряс. 10.9. Седловой под­шипник рукояти

Рис. 10.10. Двухбалочная рукоять прямой лопаты

Рис. 10.11. Однобалочная стрела пря­мой лопаты

В некоторых случаях переднюю часть рукояти отливают как одно целое с частью продольных балок, и она имеет по концам проушины для присоединения ковша. Недостающую часть про­дольных балок, изготовленную из высокопрочных труб, привари­вают к этому оголовку.

Снизу и сверху продольные балки имеют дополнительные накладки—полки. К нижним полкам балок в пределах перемеще­ния рукояти в седловом подшипнике приварены секции зубчатых реек 4. По концам рейки заканчиваются ограничителями 5 для кремальерных шестерен привода напора.

Однобалочную стрелу 1 (см. рис. 10.11) делают прямоугольного или круглого сечения. В средней части, где на стрелу действуют большие нагрузки от напорного механизма, она в первом случае имеет более развитое сечение. При трубчатом исполнении в этой зоне к ней приваривают дополнительные накладки.

В нижней части однобалочная стрела имеет две разведенные по ширине пяты 2. Но иногда, в особенности при трубчатом испол­нении, она заканчивается одной пятой. Для увеличения боковой устойчивости в этом случае от нагрузок, появляющихся при пово­роте платформы, она обычно снабжена боковыми оттяжками. Снизу около пят стрела имеет амортизаторы для предохранения ее от ударов ковшом при его опускании к гусеницам в начале копания. В некоторых случаях подобный амортизатор устанавли­вают на стреле и в зоне под напорным валом. Это делается для исключения ударов о стрелу поперечной отливки рукояти.

Головная часть стрелы обычно имеет форму двухрожковой вилки 3. В ее проемах помещаются блоки для канатов подъема ковша. Блоки для стрелоподъемного каната расположены на оси головы стрелы снаружи от нее.

Седловой подшипник (рис. 10.12) при однобалочной стреле выполнен в виде двух кронштейнов 2, 7, которые, будучи установ­лены на напорном валу 1 на подшипниках скольжения, охватывают балки рукояти сверху и с боков. При работе машины масса рукояти передается на реборды кремальерных шестерен 5 через боковые выступы зубчатой рейки.

В начале копания, когда балки рукояти расположены почти вертикально, зубчатое реечное зацепление нормально работает благодаря удержанию балок с помощью сменных чугунных вкла­дышей 4, закрепленных на кронштейнах пальцами 3. Напорный вал 1 седлового подшипника установлен на стреле в разъемных подшипниках 4 (см. рис. 10.11). Напорное усилие валу от привода передается или через зубчатое колесо 6, или через звездочку, закрепленные на нем с помощью шпоночного соединения.

Кремальерные шестерни 5 закреплены на валу посредством Шлицевого соединения.

При работе строительного экскаватора с рабочим оборудова­нием обратная лопата обычно используют стрелу от прямой лопаты. Рукоять представляет собой простую балку коробчатого

Рис. 10.12. Седловой подшипник при установке привода напора на стреле

сечения, на одном конце которой закреплен ковш, а на другом блоки подъемных канатов. Длина рукояти обычно составляет 0,4—0,5 длины стрелы. При таком соотношении стрелы и рукояти машина может разрабатывать выемки глубиной, примерно равной длине стрелы.

Конструкция ковша и дополнительной стойки обратной лопаты представлена на рис. 10.13.

Конструкции элементов рабочего оборудования драглайна строительного класса и лопат существенно различаются. Стрела 1 (рис. 10.14) имеет большую длину и выполнена чаще всего решетчатой. По длине ее делают составной из нескольких отрезков (секций). Средние секции обычно имеют параллельно расположен­ные пояса. Крайние в вертикальной плоскости сужаются к концам так, что стрела приобретает форму веретена. В проекции на гори­зонтальную плоскость стрела имеет вид трапеции с большим основанием внизу в пределах или всей длины, или на участках верхней и нижней секций. Средняя часть в последнем случае имеет параллельные пояса. В сечении стрела обычно представляет собой

Рис. 10.13. Ковш (а) и дополнительная стойка (б) обратной лопаты

Рис. 10.14. Рабочее оборудование драглайна с решетчатой стрелой

Рис. 10.15. Устройство для наводки тяговых канатов

прямоугольник. Поясные и раскосные элементы ее выполнены из углового или трубчатого проката.

В нижней части стрела в проекции на горизонтальную плоскость шире и имеет А-образную форму с двумя пятами по концам. С по­мощью их она соединяется с проушинами поворотной платформы. В образовавшемся между пятами проеме у пяты располагается так называемое устройство 9 наводки тягового каната 8.

В верхней части стрела на экскаваторах строительного класса имеет вваренные в боковые листы втулки для установки оси голов­ных блоков. В машинах с ковшом вместимостью более 4 м³ ось головных блоков обычно выполняют подвижной. Она может пово­рачиваться в нормальной к продольной оси стрелы плоскости. Для этого головная часть стрелы заканчивается проемом в верти­кальном направлении, в котором установлена на осях специальная качающаяся рама с блоками.

Устройство для наводки тяговых канатов (рис. 10.15) на строи­тельных экскаваторах обычно имеет по два блока с осями в гори­зонтальном 2 и вертикальном 5 направлениях. Они установлены в одном литом корпусе 1, связанном с платформой с помощью верти­кальной оси 4. В передней части корпуса перед блоками 2 установ­лены два вертикальных ролика 3.

Стрелы на драглайнах средней и большой мощности в настоящее время чаще выполняют трехгранными. Каждая из граней пред­ставляет собой ферму. В плане такая стрела имеет вид треуголь­ника. Поясные элементы нижней грани внизу заканчиваются

пятами для присоединения стрелы к платформе. Раскосы ее здесь образуют окно для пропуска тяговых канатов.

Ковш 5 (см. рис. 10.14) драглайна цельносварной имеет форму ящика, открытого спереди и сверху и снабженного в передней верхней части гнутой, выдающейся вперед балкой-аркой, соеди­ненной с боковыми стенками. Боковые и задняя стенки выполнены из высокопрочного металлопроката. В некоторых случаях при работе машины в обводненных грунтах они в хвостовой части ковша имеют многочисленные в несколько рядов по высоте сквоз­ные отверстия. Спереди на боковых стенках приварены проушины для присоединения ковша к цепям 6 тягового каната 8. В средней части ближе к задней стенке снаружи прикреплены кронштейны для подвески ковша на подъемных канатах 2 через две цепи 3, разведенные по сторонам с помощью коромысла 4. Днище ковша обычно выполняют составным. Переднюю его режущую часть, обычно называемую козырьком, делают литой, а остальную — из листа. Козырек бывает гладким или с приливами для крепления зубьев. Иногда по бокам он выгнут вверх и окантовывает спереди боковые стенки, предохраняя их от изнашивания. К верхней части арки прикреплен разгрузочный трос 7. В большинстве случаев у ковша драглайна соотношение высоты, длины и ширины 1 : 1,7 : 1,5.

СЛАВА 11. РАСЧЕТ ОДНОКОВШОВЫХ ЭКСКАВАТОРОВ

11.1. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ОБЩЕГО РАСЧЕТА. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

В результате выполнения общего расчета экскаватора должны быть определены его основные параметры, которые, имея самостоятельное значение как составная часть технического зада­ния на проектирование экскаватора, используются также для выбора по ним силового и другого оборудования (двигателей, гидромашин и т. п.) и как исходные для прочностных и других видов расчетов.

Общим расчетом определяются основные параметры базовой части экскаватора, размеры элементов рабочего оборудования, рабочие размеры экскаватора, расчетные нагрузки, силовые и кинематические характеристики исполнительных и передаточных механизмов, продолжительность выполнения операций и рабочего цикла в целом, теоретическая производительность экскаватора. В состав общего расчета включается также выбор гидроцилин­дров, гидромоторов и насосов (для гидравлических экскаваторов), выбор двигателя.

Приведенные ниже методы расчета сгруппированы по темати­ческому признаку и поэтому порядок изложения не всегда отве-

чает порядку выполнения на практике расчетов. Отступление от этого правила потребовало бы большего объема изложения и, кроме того, нарушило бы его методологическое единство. При компоновке разделов излагаемых ниже методов расчета пре­следовалась цель, избегая повторов, сгруппировать вопросы по признаку их общности: в одних случаях предметной, в других тематической. По первому признаку построены разделы, в кото­рых изложены специальные вопросы для экскаваторов с опреде­ленным исполнением рабочего оборудования — гидравлических и канатных. По второму — разделы, освещающие общие вопросы для экскаваторов с любым исполнением рабочего оборудования.

Параметры базовой части экскаватора, включая силовую уста­новку, определяют из условия обеспечения рабочего процесса основного вида рабочего оборудования — обратной лопаты для гидравлических, прямой лопаты для канатных экскаваторов. Параметры же других, сменных видов рабочего оборудования, назначают исходя из возможностей реализации выбранных таким образом энергетических, геометрических и других характеристик , базовой части экскаватора.

В качестве исходных данных для расчета обычно используют требуемые технологические показатели, являющиеся некоторыми осредненными характеристиками расчетного технологического объ­екта (модели), как, например, максимальные глубина для обрат­ных лопат или высота копания для прямых лопат, радиус копания на уровне стоянки экскаватора, высота выгрузки грунта из ковша, среднее угловое перемещение поворотной части экскаватора на выгрузку, способ выгрузки грунта (в отвал или транспортные средства), средняя или минимально допустимая техническая (или расчетная) производительность экскаватора, расчетные характе­ристики разрабатываемых грунтов, включающие удельное сопро­тивление копанию, плотность, коэффициент разрыхления, коэф­фициенты внутреннего и внешнего трения, другие параметры. По этим исходным данным на первом этапе общего расчета опре­деляют ключевые параметры — вместимость ковша и массу экска­ватора, через которые в последующем расчете может быть опреде­лена часть основных параметров. Остальные параметры опреде­ляют, исходя из физического существа рабочего процесса экска­ватора по условиям обеспечения его работы в заданных режимах.

Вместимость ковша определяют методами оптимизации, ис­пользуемыми при разработке параметрических рядов экскавато­ров, положенных в основу построения стандартов на их основные параметры. В соответствии с этими стандартами на рис. 11.1 приведены графики зависимостей вместимости ковша q от обоб­щенного параметра H_KR_K (Н_к и R_K — максимальные кинемати­ческие глубина или высота и радиус копания) для некоторых видов рабочего оборудования гидравлических (кривые 1, 2 и 4) и канатных (кривые 3 и 5) экскаваторов, которые в первом при­ближении можно предположить линейными.

Массу экскаватора вычисляют окончательно после того, как будут выбраны все комплекту­ющие изделия и определены раз­меры оригинальных узлов. В то же время размеры многих из этих узлов, например ходового и опорно-поворотного устройств, платформы, определяют в зави­симости от массы экскаватора. Ориентировочно на стадии пре­дварительных расчетов масса экскаватора (т)

m_э = m_удqL_K, (11.1)

Рис. 11.1. Графики зависимостей вместимости ковша от обобщенного параметра H_KR_K для гидравличес­ких экскаваторов с различным ра­бочим оборудованием:

/ — грейфера; 2 — обратной лопаты; 3 — канатных прямых лопат 4 — пря­мой лопаты; 5 — драглайна

где т_уд — удельная масса, зави­сящая от типа ходового устрой­ства и исполнения рабочего обо­рудования, для гидравлических гусеничных экскаваторов с цевоч­ным зацеплением гусениц в сред­нем т_уд = 4.25 т/м⁴, с гребне­вым зацеплением т_уд = 2,3 —

4,1 т/м⁴, для пневмоколесных экскаваторов т_уд = 4,5—5,8 т/м⁴; L_K — рабочий размер, принимаемый равным максимальной глу­бине копания H_K (м) для обратных лопат и максимальному ра­диусу копания R_K (м) для прямых лопат.

Приведенные удельные показатели отражают современный уровень конструкций экскаваторов и по мере их совершенство­вания должны пересматриваться в сторону снижения материало­емкости.

Возможно также, что исходные данные задаются только вме­стимостью ковша или только массой экскаватора или же двумя этими параметрами. Приведенные графики и корреляционные зависимости позволяют по одному параметру вычислить второй, а также определить параметр H_KR_K как некоторую геометриче­скую характеристику забоя. Для вычисления каждого из множи­телей, входящих в это произведение, можно использовать отно­шение R_b/Н_K по данным аналогов. Окончательно рабочие раз­меры определятся после того, как будут известны размеры эле­ментов рабочего оборудования и установлены их угловые пере­мещения.

11.2. основные размеры базовой части экскаватора

Основные размеры экскаваторных движителей назна­чают из условий обеспечения их передвижения в заданных режимах, а также устойчивого равновесия при экскавации грунта.

Рис. 11.2. Схема основных размеров базовой части одноковшового экскаватора

Для гусеничных движителей основными размерами являются его база l_г (рис. 11.2) — расстояние между осями ведущей звездочки и натяжного колеса, колея К и ширина гусениц (длина башма­ков) b_г. По условиям равной устойчивости экскаватора при рас­положении рабочего оборудования вдоль и поперек гусеничной тележки базу и колею желательно назначать одинаковыми. При прямолинейном передвижении длиннобазовые гусеничные ходо­вые устройства менее подвержены продольным дифферентным ко­лебаниям, но при этом ухудшаются условия их поворота. Оконча­тельно эти размеры уточняют по результатам тягового и статиче­ского расчетов. В практике проектирования гидравлических экскаваторов принимают а = К/l_г = 0,76—0,82. Для канатных экскаваторов, рассчитанных, в основном, на прямое копание, а = 0,6—0,7.

База и ширина гусеницы должны быть достаточными для того, чтобы среднее давление гусениц на грунт не превышало допу­скаемого для расчетного грунта значения, назначаемого из пре­делов [р_ср] = 25—110 кПа:

(11.2)

где g — ускорение свободного падения.

Выбранные размеры К и b_г проверяют на возможность впи­сывания опорно-поворотного устройства (ОПУ) в пространство между гусеницами с гарантированными зазорами Δ = 100--150 мм с каждой его стороны. Этим требованиям удовлетворяют значения:

· (11.3)

где D_ОПУ — диаметр ОПУ.

11.1. Размеры гусеничных тележек тракторного типа [по материалам фирмы Интертрактор (Германия)]

Модуль­ные группы гусенич­ных тележек	Шаг гусеничной цепи, мм	Высота гусеничной ленты, мм	Габаритная высота гусеницы, м	Высота оси ведуще­го колеса, м	Рекомендуемые массы экскаваторов, м
					гидрав­лических	канат­ных
1	140	94	0,63	0,3	6	8
2	155,6	107	0,74	0,36	10	12
3	155,6	107	0,79	0,39	12	16
4	171,05	132,5	0,84	0,42	16	20
5	171,05	140,5	0,93	0,46	23	28
6	202,8	159,5	1,0	0,48	30	40
7	215,9	170	1,18	0,64	40	60
8	228,6	199,5	1,3	0,68	60	80
9	260,55	246	1,56	0,76	100	150
10	286,46	277,8	1,9	0,9	150	250

Окончательно размер D_опу определяют из условия обеспе­чения передачи нагрузок от верхней поворотной части экскава­тора на нижнюю раму и гусеничную тележку. На стадии эскиз­ного проектирования его определяют как

d_опу =(0,45 — 0,47) (т_Э)^1/3

(11.4)

Меньшие значения коэффициента пропорциональности соот­ветствуют меньшим массам экскаватора.

Другие размеры гусеничных тележек назначают по подобию с наиболее прогрессивными моделями экскаваторов проектируе­мого типа. Значение некоторых из размеров гусеничных тележек тракторного типа в зависимости от массы экскаватора приведено в табл. 11.1.

Просвет под поворотной платформой зависит от принятой габаритной высоты гусениц Кл — (1,25—1,3) Н_г. Раз­меры поворотной платформы определяют конструктивной прора­боткой по условиям размещения на ней силового оборудования, насосов, аппаратов и других устройств, обеспечивающих функ­ционирование гидравлической системы — для гидравлических или лебедок и передаточных механизмов — для канатных экскавато­ров, кабины управления, стоек или проушин для крепления стрелы и других устройств.

Габаритную ширину базовой части ограничивают габаритной шириной железнодорожного подвижного состава, равной 3,25 м. Чаще эти ограничения касаются экскаваторов больших моделей, размеры которых в случае несоответствия железнодорожным га­баритам следует скорректировать. Транспортную ширину гусе­ничного экскаватора можно уменьшить путем снятия одной или

двух гусеничных лент при его погрузке на железнодорожную платформу.

Базовая часть пневмоколесных полноповоротных экскаваторов отличается от описанной лишь ходовым устройством и связанным с этим высотным положением поворотной платформы. Тип и размер шин назначают по средней нагрузке (кН)

G_ш = т_Эg/п_ш, (11.5)

где n_ш — общее число шин.

Учитывая, что транспортные скорости пневмоколесных экска­ваторов обычно не превышают 22—25 км/ч, в соответствии с реко­мендациями гл. 5 допускаемую нагрузку на шины принимают на 10—20% больше нагрузки, чем на транспортных машинах. Эти нагрузки уточняют последующим проверочным расчетом по данным фактического распределения масс составных частей экскаватора для транспортного режима и внешним нагрузкам при экскавации грунта с учетом работы выносных опор. При этом допускается 60—90%-ная перегрузка шин против допускаемой расчетной на­грузки для транспортного режима. Если экскаватор оборудован выносными опорами и бульдозерным отвалом, который в режиме экскавации может быть использован как дополнительная опора, необходимость в проверочном расчете отпадает.

Обычно передние колеса у этих экскаваторов выполняют одно-шинными, а задние двухшинными с соответствующим смещением оси вращения поворотной платформы от середины к задним коле­сам на 1/6 базового расстояния. Базу этих экскаваторов опреде­ляют как

l_К = (1,38 —1,13)(m_э)^1/3; (11.6)

а колею

К = (0,85—0,73)/l_k. (11.7)

Коэффициенты пропорциональности соответствуют массам экс­каваторов т_а = 10—15 т. Просвет под поворотной платформой" у этих экскаваторов составляет в среднем Кл = 1,04D₀ (D₀— наружный диаметр колеса). Остальные размеры базовой части определяют, как и для гусеничных экскаваторов.

11.3. ПАРАМЕТРЫ РАБОЧИХ ЗОН И ЛИНЕЙНЫЕ РАЗМЕРЫ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ

Заданными размерами элементов рабочего оборудова­ния, их взаимными перемещениями, ограниченными наложенными на них связями, и координатами пяты стрелы на поворотной плат-форме однозначно определяется область возможных положений режущих кромок зубьев ковшей, по которой могут быть опреде­лены рабочие размеры экскаватора — максимальные глубина или высота копания (соответственно для экскаваторов, разрабатыва­ющих грунт ниже и выше уровня стоянки), высота и радиус

1

выгрузки грунта. В прак­тике проектирования одно­ковшовых экскаваторов приходится решать обрат-ную задачу — определять размеры и граничные пере­мещения элементов рабо­чего оборудования, удо­влетворяющие заданным рабочим размерам.

Рис. 11.3. Осевой профиль рабочей зоны гид­равлического экскаватора, оборудованного обратной лопатой

Форму и размеры ков-щей определяют в зави­симости от их вместимо­сти и особенностей при­менения. Координаты пя­ты стрелы чаще всего за­дают, иногда корректи­руют их в процессе рас­четов с целью удовлетво­рения частным требова­ниям, которые могут быть сформулированы лишь по промежуточным или ко­нечным результатам рас­четов. Обычно стрелу канатных экскаваторов

закрепляют шарнирно в проушинах на передней балке поворот­ной платформы. В гидравлических экскаваторах с нижним рас­положением гидроцилиндров подъема стрелы, характерным для отечественных машин, на этом месте устанавливают концевой шарнир гидроцилиндра, а стрелу поднимают над платформой, закрепляя ее на стойке. Ориентировочно высоту h_п. _с (м) и ра­диус r_п, _с (м) пяты стрелы можно вычислить по корреляционным формулам:

h_{п. с} =h_цc + 0.15l_г; r_пс = r_ц. _с — 0,18l_г,

(11.8)

где h_цс и r_{ц. с} — высота и радиус пяты гидроцилиндра стрелы, м. В расчетной кинематической модели рабочего оборудования обратная лопата (рис. 11.3) гидравлического экскаватора стрела, Рукоять и ковш отображаются звеньями соответственно l_c, l_p и l_K, являющимися в выбранном масштабе кинематическими дли­нами соответствующих элементов, измеренными по осям конце­вых шарниров (соединения стрелы с платформой и рукоятью, Рукояти со стрелой и ковшом, для ковша — от шарнира до ре­жущих кромок зубьев). Кинематическую длину ковша определяют через радиус, описываемый при повороте ковша режущими кром­ками зубьев, который согласно действующему отраслевому стан­дарту вычисляют в зависимости от вместимости q (м³) как R_K =

= 1,25>/^ + 0,25 м. С учетом износа зубьев, в среднем рав­ного 2/3 от предельного износа, l_k ~ 0,95R_K.

Кинематическую длину двух других элементов рабочего обо-рудования определяют из условий обеспечения заданных рабочих размеров и удержания в ковше грунта без просыпания при любых положениях стрелы и рукояти. Лучшим решением этих размеров будет такое, при котором материалоемкость рабочего оборудова­ния будет минимальной, подстреловое пространство достаточно заполнено надземной частью осевого профиля рабочей зоны, а «подкоп» под ходовое устройство будет незначительным. В из­вестной мере последним требованием обусловлена безопасная работа экскаватора в отношении его устойчивости у бровки раз­рабатываемого откоса. По этому критерию расстояние от опор­ного контура экскаватора до бровки откоса не должно быть менее 1 м (точка К) [30]. Эти рекомендации, обязательные при выпол­нении экскаваиионных работ, в то же время не должны сужать кинематические возможности рабочего оборудования экскавато­ров, которые при соблюдении правил безопасного ведения работ могут быть с пользой реализованы, например, при рытье траншей узкими ковшами.

При определении размеров l_c и l_р задаются также выработан­ными практикой проектирования угловыми перемещениями стрелы a_OB +а'_с.н = 100—85°, рукояти а_р = 110—90°, ковша а_K = = 160—140° с начальным отворотом от рукояти а_{K Hач} = = 25—15° и отношением l_с/l_р = 1,8—2,8, варьируя эти пара­метры в пределах первой — седьмой размерных групп экскавато­ров. Выбранные размеры 1_С и l_р должны обеспечить рабочий размер H_К при а_с._н =< 52—45° (положение Ο₁0₃Ν₁J), R_K. _c при предельном отвороте рукояти от стрелы (обычно на 10—12° больше этого размера в положении копания на максимальной глубине) и спрямленном в одну линию с l_c звеном l_к (положение O₁PN₂M), H_B при максимальном подъеме стрелы на угол а_с._в с фиксиро­ванными на ней рукоятью и ковшом в прежних взаимных поло­жениях (положение O₁O₇O₈A). Чаще удовлетворяющие этим тре­бованиям размеры 1_С и l_р определяют по рабочим размерам H_к или r_k.c, а высота выгрузки при указанных выше угловых перемещениях стрелы удовлетворяется автоматически. Заметим, что при выбранных так l₀ и l_p обычно только один из рабочих размеров будет в точности равен заданному, остальные же рабочие размеры будут больше заданных, понимаемых как минимальные.

По результатам этих расчетов строят осевой профиль рабочей зоны экскаватора, контур которого состоит из дуг окружностей, последовательно описанных из центров О₁, O₂, ..., O₈.

Приводимая в паспортах гидравлических экскаваторов с рабо­чим оборудованием прямая лопата максимальная кинематическая высота копания H_K на практике реализуется лишь для маневро­вых движений. Из-за опасности обрушения грунта из образу­ющихся навесов (козырьков) (рис. 11.4) копать на этой высоте

Рис. 11.4. Схема к определению размеров рабочего оборудования прямая лопата гидравлических экскаваторов

нельзя. При копании на максимальном вылете ковша от уровня стоянки козырьки образуются уже начиная с высоты h_цс. Соблю­дая требования безопасности, высоту забоя можно довести до ²/зHк. уменьшив на последней стружке радиус копания на уровне стоянки примерно на половину максимальной передвижки экска­ватора с последующим выдвижением ковша в конце копания на полный вылет.

Линейные размеры рабочего оборудования — кинематические длина l_c стрелы и l_р рукояти — при известных размерах ковша, вычисленных по аналогии с ковшами обратных лопат, определим из условий обеспечения установки ковша для разработки грунта в любой точке эффективной рабочей зоны ACED. Необходимо, в частности, чтобы без изменения положения стрелы ковш мог переместиться из начального положения, соответствующего копа­нию на минимальном радиусе R_K. _{c mln} (точка D), в конечное положение на уровне H₃ при максимальном вылете (точка C). В этом положении высота точки С должна превышать высоту оси шарнира G, соединяющего рукоять со стрелой, примерно на 20%. Тогда точка G станет вершиной равнобедренного треугольни­ка CDG. Кинематическая длина стрелы l_с определится в выбран­ном масштабе длиной отрезка OG. Аналогично длину рукояти определим длиной отрезка FG.

Кинематический угол а_р поворота рукояти рассчитывают по Положениям последней в начале и конце копания. Наибольший Угол а_с.B. установки стрелы над горизонтом вычисляют по боль-

Рис. 11.5. Схема установочных углов погрузочного рабочего оборудования

Рис. 11.6. Схема к определению геоме­трических параметров телескопическо­го рабочего оборудования

шему из двух значений α'_cΒ в конце копания на первой стружке и α_CB. в при выгрузке грунта в заднюю часть кузова транспорт­ного средства. По условиям безопасности в последнем случае расстояние Δ между хвостовой частью поворотной платформы и транспортным средством принимают не менее 1 м [28]. Угол а_с._н нижнего положения стрелы определяют по возможности разра­ботки выемки глубиной Н'_к (на рис. 11.4 не показано). Полное угловое перемещение ковша принимают равным а_K = 145— 155°. Радиус R_B выгрузки определяют по фактическим размерам рабо­чего оборудования в положении выгрузки при заданном Н_в на максимальном вылете ковша. Этим размером оценивают способ­ность экскаватора выгружать грунт в середину кузова транспорт­ного средства.

В любой схеме погрузочного оборудования можно выделить три основных элемента — стрелу, рукоять и ковш, соединенные между собой по схеме рабочего оборудования прямая лопата Остальные звенья предназначены для корректирования движения ковша в соответствии с особенностями рабочего процесса погруз­чика. В ряде случаев, например при разработке слежавшихся или смерзшихся в штабеле материалов, к ведению погрузочных работ предъявляют те же требования безопасности, что и при работе прямых лопат. Эти аналогии позволяют рекомендовать для рас­чета кинематической длины стрелы и рукояти прежнюю методику Кинематическую длину 1_K (м) ковша определяют его конструктор­ской проработкой в зависимости от вместимости q (м³). Для пред­варительных расчетов рекомендуется принимать l_K = (0,92 -0,93) + (0,45—0,46) q (где q = 0,065m_э).

При зачистке подошвы штабеля угол наклона днища ковша к зачищаемой поверхности принимают равным 8—10° (рис. 11.5)

При перемещении ковша с грунтом к месту выгрузки и при вы­грузке углы наклона его передней стенки к горизонту составляют примерно 45° выше и ниже горизонта. Минимальный угол наклона стрелы к опорной поверхности назначают по положению рабочего оборудования на полном его вылете при планировке подошвы штабеля, а максимальный угол из условия выгрузки грунта из ковша на край кузова транспортного средства. В среднем эти углы составляют соответственно 15 и 70°, а полное угловое пере­мещение стрелы 55°. Граничные углы, составленные звеньями l₀ и lр, определяют по двум крайним положениям рабочего обо­рудования при зачистке подошвы штабеля на минимальном и максимальном вылетах. В среднем полное угловое перемещение рукояти составляет 90—110°.

Рабочие размеры экскаваторов с телескопическим рабочим оборудованием определяются кинематической длиной стрелы с пол­ностью выдвинутой и полностью втянутой подвижной секцией, нижним а_сH и верхним а_с._в углами ее наклона к горизонту и размерами ковша. Обычно принимают а_с._н = 50° и а_сB = 30°. Ход L_c подвижной секции стрелы определяют из условия обеспе­чения требуемой глубины копания H_K при максимальном наклоне стрелы а_c._н = 50° (рис. 11.6). Для определения координат оси подвески стрелы О, кроме положения стрелы по заданной вы­соте H_в выгрузки, строят ее транспортное положение, в котором она не должна выходить за габаритную высоту экскаватора. Кинематическую длину стрелы с полностью выдвинутой подвиж­ной секцией определяют расстоянием А В, а с полностью выдви­нутой секцией — расстоянием АС.

Размеры ковшей прямых лопат канатных экскаваторов опре­деляют конструктивной проработкой. Ориентировочно кинема­тическую длину lк (м) ковша можно определить также в зависи­мости от вместимости ковша q (м³):

l_K=1,46(q)^1/3 (11.9)

Длину стрелы и рукояти определяют или непосредственным асчетом исходя из условий соответствия заданным рабочим раз­мерам экскаватора — максимальным высоте и радиусу копания, высоте и радиусу выгрузки, или по формулам подобия вида

l = R(m_э)^1/3, (11.10)

где l — общее обозначение определяемого параметра; R — коэф­фициент подобия.

Ниже приведены значения коэффициентов подобия (м/т^1/3) для определения размеров рабочего оборудования и рабочих разме­ров прямых лопат канатных экскаваторов [17] т_э = 1,5—70 т:

длина l_o стрелы 2,1—2

Длина l_р рукояти 1,6—1,5

высота Н_к копания 2,15—2,05

радиус R_K копания . .· 2,65—2,52

высота H _в выгрузки 1,6—1,5

радиус R_в выгрузки 2,35—2,25

Рис. 11.7. Схема линейных размеров рабочего оборудования прямая лопата канатных экскаваторов

В последнем случае рабочие размеры получаются по резуль­татам построения осевого профиля рабочей зоны экскаватора. Их ориентировочные значения могут быть также вычислены по формулам подобия через коэффициенты, приведенные выше. Для расчетов используют дополнительные данные, в числе кото­рых координаты пяты стрелы, диаметр головных блоков, назна­чаемый D_гб = lс/(8—5) (меньшие значения для строительных и строительно-карьерных экскаваторов, большие — для тяжелых карьерных экскаваторов), и др.

При однобалочной рукояти напорный вал располагают на оси стрелы на высоте H_н = (0,5—0,54) H_к, а при двухбалочной ру­кояти его смещают от оси стрелы на расстояние h_{н в} = (0,2— 0,25) l_K.

При расчете по первому варианту — по заданным рабочим размерам — продольную ось стрелы наклоняют к опорной по­верхности под углом 45° и в соответствии с приведенными реко­мендациями определяют положение оси напорного вала. Длину рукояти определяют по положению / ковша (рис. 11.7), в котором его зубья находятся на уровне оси напорного вала при максималь­ном выдвижении рукояти на вылете R_K. Длину стрелы опреде­ляют по положению // ковша, перемещая его из положения / при круговой траектории зубьев на уровень Н_к. В этом положе-

нии рукоять упирается в головные блоки. В этом же положении определяют рабочие размеры H_в и R_B и при несоответствии за­данным размерам корректируют значения l_c и l_p.

По выполненным расчетам уточняют рабочие размеры, вклю­чая максимальный R_K._{c max} и минимальный R_K._cmln радиусы копания на уровне стоянки. Из-за необходимости обеспечить требуемую устойчивость экскаватора при работе на последних стружках приходится снижать касательное усилие на зубьях ковша путем уменьшения толщины стружки, а вместе с ней и коэф­фициента наполнения ковша. Чтобы избежать снижения произво­дительности экскаватора, отработку элемента забоя заканчивают несколько раньше, уменьшая длину передвижки с максимальной

λ_mах = r_{k. с mах} —R _{к. с min} ДО λ =0.75λ_ma[ [28].

Во избежание обрушения козырьков выше уровня оси напор­ного вала рабочую зону ограничивают по высоте уровнем, на 20% превышающим высоту оси напорного вала [28]. Осевой профиль этой зоны ограничен на рис. 11.7 контуром А"В"С"С'В'А', кри­волинейные стороны которого А"В"С" и А'В'С суть одинаковые дуги окружностей, смещенных одна относительно другой вдоль оси абсцисс на расстояние λ.

О братные лопаты канатных экскаваторов с поворотным ков­шом имеют одинаковую с гидравлическими экскаваторами кине­матическую схему рабочего оборудования, в связи с чем кинема­тические длины их элементов определяют по той же методике. У экскаваторов с неповоротным ковшом осевой профиль рабо-"чей зоны получается усечен­ным, особенно в надземной части (рис. 11.8). Для опреде­ления кинематической длины l_c стрелы и l'р рукояти вместе с ковшом задаются их отно­шением т = lр/lс = 0,45—0,5, а также значением а_сB ~ 45°, после чего

(11.11)

Обычно а_сH = 55—60°. Если этот угол окажется боль­ше предельного значения, то следует уменьшить α_c. _Β и по­вторить расчет.

Рис. 11.8. Осевой профиль рабочей зо­ны обратной лопаты канатного экска­ватора

Длину стрелы драглайна определяют из условия заброса

ковша в исходное для копания положение, перемещения из кото­рого вдоль разрабатываемого откоса будет, достаточно для на­полнения ковша. Ее вычисляют по эмпирической зависимости (11.10) при R = 4,5—4,7 м/т¹/³ для экскаваторов массой 5—75 т.

11.4. ОБЩИЙ РАСЧЕТ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ЭКСКАВАТОРОВ

Ниже рассмотрены те составные части расчета, которые являются специфичными для гидравлических экскаваторов. Опре­деление параметров механизма поворота, тяговый и статический расчеты, а также расчет производительности экскаватора, мето­дологически сходные для машин с любым исполнением рабочего оборудования, рассмотрены отдельно. В то же время приводимая ниже характеристика наиболее энергоемкой операции рабочего процесса одноковшовых экскаваторов — копания грунта — яв­ляется общей как для гидравлических, так и для канатных экска­ваторов.

При копании на рабочее оборудование действуют сопротивле­ние грунта отделению от массива и гравитационные силы — соб­ственные, присоединенных элементов и транспортируемого в ковше грунта. Как показано в гл. 6, в отношении внешнего нагружения процесс копания грунта нестационарен, что обусловлено, прежде всего, нестабильностью геометрии среза и изменчивостью удель­ных характеристик сопротивляемости грунта. Учет этих факторов для конкретных условий делает задачу весьма сложной, а ее ре­зультаты, если таковые удалось бы получить, потребовали бы при практической реализации дополнительной статистической об­работки для получения осредненных и других статистических параметров, характеризующих отклонение действительного про­цесса от некоторого стационарного.

В практике расчетов силового взаимодействия землеройных рабочих органов с грунтом утвердились методы определения тре­буемых параметров на основе моделирования землеройного про­цесса в соответствии с поставленной задачей. Если для определе­ния параметров силовой установки из всего комплекта статисти­ческих характеристик потребуются только средние значения на­грузок на рабочем органе, например средние квадратические, то для упрощения решения задачи целесообразно рассматриваемый землеройный процесс смоделировать стационарным, сохранив в нем общее подобие с действительным процессом и исключив факторы, обусловливающие отклонения внешнего нагружения от упомянутых осредненных характеристик. В нашем случае это может быть достигнуто путем представления грунта как однород­ного массива с исходной внешней поверхностью простой геометри­ческой формы.

Если разработка грунта обеспечивается перемещением ковша по траекториям малой кривизны при слабом изменении толщины стружки, например, путем поворота рукояти или поступательного

Рис. 11.9. Расчетные схемы копания грунта поворотом ковша обратной (а) и прямой (б) лопат и челюстей ковша грейфера (в) гидравлического экскаватора

перемещения выдвижной секции стрелы экскаватора-планиров­щика с зафиксированным на ней ковшом, то для определения ка­сательной составляющей сопротивления грунта копанию пригодна зависимость (3.6). Расчетную толщину стружки в этом случае принимают для гидравлических экскаваторов одинаковой по всей дуге траектории ковша:

с=q/(B_k(l_p+l_k)β_ρ ) (11.12)

где В_к — ширина ковша; β_ρ — угловое перемещение, рукояти за одну операцию копания, для обратных лопат β_ρ ~ 2/3α_ρ, для прямых лопат β_ρ определяют как разность углов γ, образо­ванных продольными осями стрелы и рукояти при перемещении ковша по средней линии LM эффективной рабочей зоны из на­чальной точки L в конечную M (см. рис. 11.4).

Ширину ковша назначают в зависимости от его вместимости. Например, для основных ковшей обратных лопат типа 02 согласно действующему отраслевому стандарту В_к02 = 1,51 (q)^1/3 — 0,26 м. Для узких и широких ковшей, соответственно типов 01 и 03, β_{κ 01 (03)} = В_{к02q01 (03)}/q₀₂ где подстрочными индексами 01, 02 и 03 определена принадлежность обозначаемых ими величин к ковшам соответствующих типов.

При постоянном для расчетного грунта R₁ и постоянном b, равном ширине ковша, значение P₀₁ оказывается пропорциональ­ным толщине стружки. Если зубья ковша перемещаются по траек­ториям большой кривизны при переменной толщине срезаемой грунтовой стружки, как, например, при разработке грунта пово­ротом ковша или челюстей ковша грейфера, использование зави­симости (3.6) для определения усилий на зубьях ковшей приводит к погрешностям, часто превышающим допустимые. В описываемых случаях ощутимо проявляются особенности отделения грунта от массива по площадкам предельных касательных напряжений (площадкам скольжения), связанные с направлением движения режущего инструмента. На рис. 11.9, α показаны площадки сколь­жения АВ и A'В', соответствующие одинаковой толщине стружки, но различным направлениям движения режущего инструмента — в направлении увеличения толщины стружки для площадки АВ

Рис. 11.10. График изменения попра- Рис. 11.11. Графики для определения вечного коэффициента | по дуге копа- поправочного коэффициента ния грунта поворотом ковша обратной лопаты

и ее уменьшения для А'В'. Следует ожидать, что в первом случае фактическое усилие P₀₁ будет большим, чем во втором. В то же время его расчет по формуле (3.6) дает одинаковый результат. На основе анализа нагружения ковшей для наиболее часто встречающихся схем копания грунта поворотом ковша (см. рис. 11.9) с учетом описанных особенностей процесса установлены приближенные соотношения, позволяющие корректировать ре­зультаты расчетов сопротивлений Р₀₁, полученные по формуле (3.6), путем введения поправочного коэффициента ξ:

P₀₁ = P'₀₁ = R₁B_Kc₀ξ. (11.13)

Здесь через с₀ обозначена максимальная толщина стружки.

При копании по схеме, приведенной на рис. 11.9, а, попра­вочный коэффициент представляется функцией

(11.14)

где δ — угол резания; φ — угол внешнего трения грунта; β_κ — угловое перемещение ковша за одну операцию копания; θ — те­кущая угловая координата режущих кромок зубьев, отсчиты­ваемая в направлении поворота ковша от биссекторной плоскости угла β_κ.

Этот коэффициент обращается в нуль на концах интервала —βκ/2 =< θ =< β_Κ/2, равен единице при θ = 0 и достигает макси­мума при

θ = θ* = -2arctg(tg^{2 (}β_κ/4) tg ((δ+φ)/2)). (11.15)

В качестве примера на рис. 11.10 представлены графики изме­нения функции ξ = ξ (θ) по аргументу θ при постоянном β_κ =

= 100° и суммарных значениях δ + φ, равных 70, 80, 90 и 100° (кривые 1, 2, 3 и 4). Из анализа этих графиков и исходных зави­симостей для их построения следует, что максимальные усилия на зубьях ковша наступают с упреждением максимума толщины стружки и тем раньше, чем больше параметры β_κ и δ + φ. При этом большим смещениям этого максимума от биссекторной пло­скости угла β_κ соответствуют большие значения усилия P₀₁, которые во всех случаях будут больше вычисленного по фор­муле (3.6).

По сравнению с обратными лопатами градиент изменения толшины стружки у прямых лопат будет значительно меньшим, в связи с чем сопротивление P₀₁ в этом случае допустимо опреде­лять по формуле (3.6).

В практике проектирования гидравлических экскаваторов утвердилась методика определения энергетических параметров через работу активных сил, затрачиваемую на преодоление со­противления грунта копанию и подъему заполнившего ковш грунта и элементов рабочего оборудования. Если усилие Р₀₁ под­чиняется зависимости (3.6), работа, затрачиваемая на преодоле­ние этого сопротивления на пути S, определится интегралом

Множитель есть объем грунта, отделяемый от мас-

сива на пути S. Выражая этот объем через вместимость q ковша, коэффициент R_H его наполнения и коэффициент R_p разрыхления грунта и принимая для конца копания R_H = R_p, перепишем выражение для работы A₀₁ в виде

A_n = k₁q. (11.16)

Если же сопротивление P₀₁ = P₀₁ подчиняется зависимости (11.13), то работа, затрачиваемая на его преодоление, выражается более сложной зависимостью, которую для пути, соответству­ющего наполнению ковша при R_H = R_p, можно представить как

A'₀₁ = A₀₁a, (11.17)

где а — поправочный коэффициент.

На рис. 11.11 представлены линии равных значений α в дву­мерном поле параметров β_κ и δ + φ при копании грунта поворо­том ковша обратной лопаты. Расчеты показывают, что при раз­работке грунта ковшом грейфера этот коэффициент увеличивается на 5—8%. Причем большие увеличения соответствуют большим значениям углов β_κ и δ + φ, особенно последней суммы.

Работу на подъем грунта и участвующих в копании элементов рабочего оборудования определим суммой

Aпод = g ∑ m_ih_i, (11.18)

где g — ускорение свободного падения; m_i, и h_i, — масса и проек­ция на вертикаль перемещения центра масс i-ro элемента.

Перемещение h_i вычисляют по разности высотных отметок центра масс i-ro элемента в конце и начале операции. Эта вели­чина может быть как положительной, если уровень центра масс элемента в конце копания окажется выше начального уровня, так и отрицательной — в противном случае.

При копании грунта поворотом ковша работа A_под весьма мала, в связи с чем ее рекомендуется учитывать в полной ра­боте А_к поправочным коэффициентом R_под:

A_К = A'₀₁R_ПОД, (11.19)

принимая для лопат R_noд = 1,03—1,04, для грейферов R_под = = 0,98—0.99.

При копании грунта поворотом рукояти или перемещением по откосу ковша планировщика полную работу определяют суммой

A_Р = A₀₁+A_под. (11.20)

При вычислении работы A_под массу грунта определяют в объ­еме вместимости ковша в зависимости от плотности грунта, массу ковша, в соответствии с действующим стандартом, определяют как m_K = R_Kq, где R_K — коэффициент пропорциональности, при­нимаемый равным 1,35; 1,25 и 0,9 т/м³ соответственно для ковшей типов 01, 02 и 03. При определении массы рукояти обратной лопаты учитывают как основную, так и хвостовую ее части. Длину последней вычисляют по известному ходу L_П поршня гидроцилиндра поворота рукояти l_р. _хв = L_П/[2 sin (a_p/2) ]. По­скольку на этом этапе расчета указанный гидроцилиндр еще не выбран, то ориентировочно значение L_n можно принять по гидроцилиндру поворота ковша, для выбора которого (см. ниже) исходные данные уже имеются. Удельную массу рукояти по дан­ным статистической обработки для существующих экскаваторов принимают в среднем равной 0,1—0,38 т/м при массе экскавато­ров 6—40 т и равной 0,38—1 т/м при массе экскаваторов 40 — 100 т. Массу гидроцилиндра поворота ковша принимают по типовым чертежам, аналогам и т. п.

Высотные перемещения грунта и элементов рабочего оборудо­вания удобно определять графическим методом, выбрав расчетное положение для прямой и обратной лопат на последней стружке непосредственно перед передвижкой экскаватора на новую сто­янку. Для обратной лопаты конец копания назначают при таком положении рукояти, когда она будет наклонена к горизонту под наименьшим углом (точка В, см. рис. 11.12). Началу же копания соответствует положение рукояти с ковшом, отвернутой от конеч­ного положения на угол β_ρ (точка А). В качестве примера на рис. 11.12 представлена схема высотных перемещений обратной лопаты.

И сходное положение центра масс грунта в массиве в пред­положении постоянства тол­щины стружки на всей дуге траектории ковша принимают на биссекторной плоскости угла β_ρ с полюсным расстоя­нием r _г = l_χ/βρ (lχ — длина хорды, стягивающей дугу β_ρ радиуса l_р+l_K— с/2). Центры масс ковша и грунта в нем в конечном положении допу­стимо совместить.

Рис. 11.12. Схема к определению вы­сотных перемещений рабочего обору­дования и грунта при копании поворо­том рукояти

По заполнению ковша грун­том рабочее оборудование под­нимают в положение разгрузки ковша, частично совмещая эту операцию с поворотом плат­формы. Для гидроцилиндров поворота ковша и рукояти (если такие движения имеют место при подъеме рабочего оборудования) этот режим менее энергоемок по сравнению

с копанием, а поэтому он не является для указанных гидро­цилиндров расчетным. Для гидроцилиндров подъема стрелы при разработке грунта ниже уровня стоянки этот режим наиболее энергоемок. Выполняемая ими работа затрачивается на преодоле­ние сил тяжести всех элементов рабочего оборудования, включая гидроцилиндры поворота ковша и рукояти, а также грунта в ковше при их перемещении из нижнего исходного в верхнее конечное положение. Ее определяют по формуле (11.18) с учетом разности высотных потенциалов центров масс перемещаемых элементов, не зависимой от возможного изменения взаимного расположения последних в процессе этого перемещения.

В зависимости от поинятых исходного и конечного положений перемещаемой системы результаты расчетов по формуле (11.18) будут многозначными и потребуют статистической обработки для получения среднего значения работы A_под. Те же результаты Можно получить заданием статистических средних исходного и конечного положений. Обычно принимают начальное положение соответствующим копанию на глубине, равной 2/3Н_к, при необ­ходимости после подворота ковша к рукояти во избежание про­сыпания из него грунта (положение /, рис. 11.13). Конечное по­ложение принимают соответствующим высоте разгрузки, равной 2/3 H_в (положение //). В качестве примера на рис. 11.13 приве­дены высотные перемещения h_i для рабочего оборудования обрат­ной лопаты.

Рис. 11.13. Схема к определению параметров гидроцилиндров подъема стрелы

По сравнению с описанными сопротивлениями копанию иную природу имеет сопротивление внедрению ковша погрузочного рабочего оборудования в штабель сыпучего или кускового мате­риала.

Горизонтальную составляющую этого сопротивления (кН) определяют по формуле ¹

P₀₁ =316.2 B_KL^l.25CaR_hR_ф, (11.21)

где В_к — ширина ковша, м; L_BH — глубина внедрения ковша в штабель, м; C — коэффициент, зависящий от крупности и сте­пени разрыхления материала, для песков C = 0,4—0,8, для глин C = 1,2—1,9 (меньшие значения для хорошо разрыхленных,

¹ Погрузочные машины для сыпучих и кусковых материалов/Под ред. Г. В. Родионова и Я. Б. Калъницкого.М.: 'Машгиз, 1962. 288 с.

большие — для плохо разрыхленных материалов); α — коэффи­циент, учитывающий плотность и абразивные свойства материала, для глин и известняков средней крупности а = 0,1, для песков и песчаников α = 0,12; R_h — коэффициент, учитывающий влияние высоты штабеля, при высоте штабеля 0,6—1,4 м и более R_h = = 0,8—1,3; Rф — коэффициент формы ковша, для погрузочных ковшей Rф = 1,1.

Согласно рекомендациям ВНИИстройдормаша ширину (м) ковша погрузчика определяют по эмпирической формуле В_K = = 1 + 0,35q. Максимальную глубину внедрения ковша в шта­бель можно принять равной длине (м) прямолинейной части передней стенки ковша L_BH max = L_np = 0,63 + 0,31q.

Предполагая линейное изменение сопротивления P₀₁ в функции перемещения ковша по подошве штабеля, затрачиваемая на внедрение работа

а_bk = 0,5P_{01 max} L_внmах (11.22)

а работа на несовмещаемый с внедрением ковша его подворот перед подъемом для выгрузки [29 ]

Aк. пов = 0,7P_{01 max}L_{вн mах}· (11.23)

Перечисленные виды работ обеспечиваются соответствующими гидроцилиндрами (поворота ковша, рукояти и стрелы — для ло­пат и погрузчиков, поворота челюстей ковша — для грейферов, поворота ковша и стрелы и перемещения подвижной секции по­следней — для планировщиков), параметры которых должны удовлетворять условиям:

Α =< F_ПL'_П (Р_{гц. н} — P_сл ζ) η _гцη _Mех; А =< F_ПL'_П (р_гц. _нζ — Р_сл) η_гцη _Mех (11.24)

в зависимости от того, в какую полость (поршневую или штоко-вую) подается рабочая жидкость.

Здесь А — общее обозначение выполняемой гидроцилиндром работы; F_п — площадь поршня гидроцилиндра; L'_n — ход поршня, соответствующий выполнению работы А; р_гц._H — номинальное давление жидкости в рабочей полости гидроцилиндра, равное номинальному давлению на выходе из насоса (для насосов се­рий 200 и 300 с бронзовыми блоками цилиндров р_гц. _н = 20 МПа) минус гидравлические потери в трубопроводах и распределитель­ных устройствах; р_сл — потери давления в сливной линии; ζ — отношение рабочей площади поршня в штоковой полости к пло­щади F_n, ζ = 0,2; 0,375; 0,5; η_ΓЦ — КПД гидроцилиндра, учиты­вающий механические потери энергии при выдвижении поршня и штока, η_ΓΠ ~ 0,98; η_Μеχ — КПД приводимого гидроцилиндром механизма, определяемый по кинематической схеме последнего.

Предполагая прямо пропорциональную связь между пол­ным L_n и частичным L'_n ходом поршня, т. е. L_n/L'n = f = const, и исключая с помощью этого отношения L'_n из неравенств (11.24),

найдем требуемый рабочий объем гидроцилиндра при рабочих поршневой (Vгц(п)) и штоковой (V_ru (ш) полостях соответ­ственно:

Vгц (п) = FnLn=>Af/[[(р_{Гц. н} — Р_слζ) ή _гц ή _мех;

Vгц (ш) = FnLn=> Af/[(p_{гц н}ζ — Рсл) ήгц ήмех]. (1 1.25)

Во всех случаях вращательного перемещения приводимого гидроцилиндром элемента рабочего оборудования отношение f

можно вычислить приближенно как f~1,1 sin a/2 / sin β/2, где α

и β — полное и частичное, соответствующее ходу L_n, угловое перемещение приводимого элемента. Для гидроцилиндра выдвиж­ ной секции стрелы планировщика f = L_C/L_H, где L₀ — полное перемещение выдвижной секции, L_c = L_n ;L_H — путь наполне­ ния ковша.

Вычисленный по условиям (11.25) рабочий объем гидроцилин­дра является комплексной характеристикой последнего. Для его перевода в параметры F_n и L_n по крайней мере одним из них следует задаться, например, по аналогиям с существующими экскаваторами. Предварительно в случае привода ковша через шестизвенный шарнирно-рычажный механизм ход поршня следует назначать L_n = (2—2,25) l_в. ₃, где l_{в э} — длина ведомого зве­на — расстояние между осями ковшовых шарниров, выбираемое из пределов l_вз = 160—610 мм при q = 0,05—1 м³ и l_вз8 = = 700—820 мм при q = 1,6—6,3 м³. При этих значениях дости­гается удовлетворительная компоновка механизма поворота ковша. В случае непосредственного соединения штока гидроцилиндра с ковшом по схеме четырехзвенного шарнирно-рычажного меха­низма ход поршня рекомендуется принимать с округлением до стандартного значения по формуле

Lп=lвз/(2sin (a_k /2)) (11.26}

Для грейфера с центральным расположением гидроцилиндра L_n= (1,5—1,65) /_вз.

На этом этапе расчетов могут быть полезными широко исполь­зуемые в практике проектирования экскаваторов принципы уни­фикации гидравлических цилиндров, которые позволяют снизить трудовые затраты и стоимость при изготовлении машин и их техническом обслуживании. Если не удается достигнуть полной унификации, которая состоит в идентичности устанавливаемых на экскаваторе гидроцилиндров, то прибегают к частичной уни­фикации по диаметрам поршней и штоков. В этом случае гидро­цилиндры будут состоять из одинаковых деталей, кроме гильзы цилиндра и штока, различающихся длиной.

Выбранные гидроцилиндры проверяют на способность преодо­левать расчетные сопротивления, включая максимальные, в ак­тивном режиме работы по условию

F_П => (Рпр/и)mах/[(Ргц mах — Рслζ) ή _гц ή _мех;, (11.27)

Рис. 11.14. Кинематические схемы шестизвенного (а) и четырехзвенного (б) меха-низмов поворота ковша и типовые графики усилий на зубьях ковша, передаточ­ного числа и отношения Р₀₁/и (в)

где P_np — приведенная к зубьям ковша касательная сила со­противления перемещению приводимых гидроцилиндром элемен­тов рабочего оборудования; и — передаточное отношение в кине­матической цепи от гидроцилиндра до режущих кромок зубьев; Ргц mах — максимальное активное давление жидкости в рабочей полости гидроцилиндра, равное давлению настройки предохра­нительного клапана (для насосов серий 200 и 300 при бронзовом блоке цилиндров р_{гц mах} = 25 МПа, при стальном блоке р_{гц mах} = = 32 МПа) минус гидравлические потери в трубопроводах и рас­пределительных устройствах.

Сила Р_пр совпадает по направлению с касательным сопротив­лением Р₀₁ и определяется из условия равенства ее омента относительно оси вращения приводимого гидроцилиндром эле­мента рабочего оборудования сумме моментов относительно той же оси всех сил сопротивления перемещению приводимых гидро-цилиндром звеньев, включая их силы тяжести, а в режиме копа­ния, кроме того, касательную составляющую сопротивления грунта копанию Р₀₁. За расчетное принимают максимальное значение отношения Р_пр/и

Гидроцилиндры поворота ковша проверяют по условиям (11.27) в режиме копания грунта, а стреловые гидроцилиндры — в ре­жиме подъема рабочего оборудования. Гидроцилиндры поворота рукояти проверять по этому условию не обязательно, поскольку их выбирали ранее по условиям, в которых отношение Р_пр/и близко к максимальному.

Применительно к гидроцилиндрам ковша из-за малых значе­ний силы тяжести ковша с грунтом по сравнению с P₀₁ ее учиты-вают введенным ранее коэффициентом R_под, предполагая его постоянным:

(Р_пр/и)_max = (Р'₀₁/и)_maxR_пoд

В качестве примера на рис. 11.14, β показаны типовые гра-фики возможного изменения сопротивления Р₀₁ = Р₀₁ в функции

углового перемещения ковша, соответствующего зависимости (11.13), а также графики отношения Ρ'₀₁/u по тому же аргу. менту для ковша, приводимого через шестизвенный механизм (рис. 11.14, а). Анализ данных для существующих экскаваторов показывает, что наибольшие отношения Ρ'₀₁/u имеют место в на­чале и в конце интервала наибольших усилий ρ'₀₁, большее из которых следует принять за расчетное.

При проверке гидроцилиндров стрелы по условию (11.27) приведенное усилие P_np формируется только силами тяжести элементов рабочего оборудования и грунта в ковше, в том числе налипшего на его стенки. Расчетные положения определяют на основе анализа изменения функции P_np/u по угловому переме­щению стрелы. Обычно эти положения совпадают с крайними положениями стрелы, в одном из которых плечо r_гц усилия на штоке гидроцилиндра относительно оси пяты стрелы имеет наименьшее значение.

В качестве примера на рис. 11.13 показано одно из возможных расчетных положений (положение ///) для рабочего оборудова­ния обратной лопаты. На этом этапе расчетов размер f_гц. _с может быть определен лишь ориентировочно, например для обратной лопаты в предположении, что в конце подъема рабочего оборудо­вания гидроцилиндр стрелы занимает вертикальное положение. После выбора гидроцилиндра и его привязки к стреле этот размер следует уточнить и при необходимости повторить проверку по тому же условию.

Если выбранный гидроцилиндр не удовлетворяет условию (11.27), то следует изменить его параметр F_п, сохраняя прежний рабочий объем VГц. Гидроцилиндр с новыми параметрами F_n и L_n (последний меньше прежнего) должен соответствовать стандарту и удовлетворительно компоноваться с сопрягаемыми элементами. В противном случае допускается увеличение рабочего объема.

При одном активно работающем гидроцилиндре другие гидро­цилиндры удерживают приводимые ими элементы рабочего обо­рудования в фиксированном положении. Можно было бы потре­бовать обеспечения этими гидроцилиндрами указанного положе­ния при любых состояниях рабочего оборудования как механиче­ской системы. Однако это привело бы к неоправданному увеличе­нию диаметров гидроцилиндров, которые следовало бы назначать, в основном, по условиям работы в крайних положениях рабочего оборудования. Поэтому целесообразно ограничиться проверкой гидроцилиядров по условию (11.27) и, кроме того, определить максимально возможные усилия на зубьях ковша для различных состояний исследуемой системы, которые могут быть реализованы активно работающими гидроцилиндрами и обеспечены другими гидроцилиндрами, фиксирующими неподвижные элементы рабо­чего оборудования. Результаты расчета можно использовать в качестве исходных данных при выполнении прочностных расче­тов рабочего оборудования, статистических и других расчетов.

Рис. 11.15. Схемы проверки гидроцилиндров рукояти и стрелы по реактив­ным усилиям при копании грунта поворотом ковша

Решению этой задачи должна предшествовать привязка гидро­цилиндров к соответствующим элементам рабочего оборудования и к поворотной платформе (гидроцилиндр поворота стрелы), мето­дика которой достаточно полно освещена в специальной литера­туре [4, 29]. В результате выполнения этой части расчетов должны быть получены линейные размеры механизмов поворота соответ­ствующих элементов рабочего оборудования, удовлетворяющие заданным угловым перемещениям последних. При этом в качестве недостающих используют условия оптимизации по критерию ста­бильности передаточного отношения механизма на всем интервале его углового перемещения, минимизации углов давления в шар­нирах сопрягаемых пар и др. При необходимости по принятым ранее решениям вносят поправки.

Решение задачи о максимальных усилиях на зубьях ковша проиллюстрируем для случая копания грунта поворотом ковша обратной лопаты. Для некоторого фиксированного взаимного рас­положения элементов рабочего оборудования (рис. 11.15) допу­стимое по давлению рабочей жидкости в поршневой полости гидро­цилиндра ковша касательное усилие на зубьях ковша опреде­лится как

p _kt = Fп (Ргц max — Рсл £) и_кη_гцηмех. к/Rпод, (11.28)

где индексами к у символов и и η_Μex обозначена их принадлеж­ность к механизму поворота ковша.

Для шестизвенного механизма (см. рис. 11.14, а)

Плечи r1, r2, r3 и l_H показаны на рис. 11.14, а.

Нормальная составляющая усилия на зубьях ковша усилием на штоке гидроцилиндра не ограничена. Поэтому полное усилие на зубьях ковша может быть представлено вектором с началом на режущих кромках зубьев (точка А, см. рис. 11.15) и концом на линии 1, параллельной АО_R и удаленной от нее на расстоя­ние h_κ, в выбранном масштабе сил, равном по модулю P_ht.

Аналогично, по реактивным усилиям на штоке гидроцилиндра рукояти могут быть получены ограничивающие полосу вектора усилий на зубьях ковша прямые 2 и 3, параллельные AО_Р. Пара­метры hр и h'р в прежнем масштабе сил принимаются равными модулям усилий соответственно:

Ppt, = Fп (Ргц. реак + Рол £) и_р/η_гц η_{мех. р}R_под

P'_Pt = F_п (Ргц. реак £ + р_сл) и_рRпод/η_гцη_{мех. р}, (11.29)

где р_{гц, реак} — давление жидкости в сжимаемой полости гидро­цилиндра, равное давлению настройки перепускного клапана плюс гидравлические потери в трубопроводе на участке от кла­пана до гидроцилиндра; индексами ρ у символов и и η_Μех обозна­чена принадлежность последних к механизму поворота рукояти. Передаточное отношение

и_р = r_р/l'_р, ,

плечи r_р и l_р показаны на рис. 11.15.

Так же определяют полосу вектора возможных усилий на зубьях ковша, ограниченных гидроцилиндром стрелы (линии 4 и 5). Полученный многоугольник BCDEFG, ограниченный ли­ниями 1, 2, 3, 4, 5 и 6, представляет собой годограф вектора уси­лий на зубьях ковша с полюсом в точке А, заключающий в себе информацию об усилиях, которые могут быть реализованы на зубьях в данной точке забоя при заданном взаимном расположе­нии элементов рабочего оборудования. По годографу, в частности, могут быть определены максимальные значения касательных и нормальных усилий на зубьях ковша. В нашем случае для поло­жения элементов рабочего оборудования, представленного на рис. 11.15, эти усилия обозначены символами Ρ_τ и Р_п (или Р'_п).

Такие годографы можно получить для множества узловых точек забойной части рабочей зоны экскаватора, предварительно разбив ее на ячейки, число и размеры которых назначаются в за­висимости от требуемой точности информации. Задача решается в четырехмерном пространстве перебором сочетаний трех незави­симых переменных, которыми являются угловые положения стрелы относительно базовой части экскаватора, рукояти относи­тельно стрелы и ковша относительно рукояти. Комплексной функ­цией служит годограф усилий на зубьях ковша. Большой объем вычислительной работы предполагает использование ЭВМ.

Поскольку одной и той же точке забоя могут соответствовать различные сочетания указанных угловых перемещений элементов рабочего оборудования, то для каждой такой точки может быть

получено множество годографов усилий P. По результатам их анализа могут быть выработаны рекомендации рациональной ки­нематики рабочего оборудования в этом режиме копания грунта, при которой усилия P_t будут максимальными.

Аналогичные расчеты выполняют для режима копания грунта поворотом рукояти.

Теперь перейдем к определению параметров насосной уста­новки полноповоротных гидравлических экскаваторов, которая должна обеспечить одновременную независимую работу не менее чем двух исполнительных механизмов. На современных отече­ственных универсальных строительных гидравлических экскава­торах применяют обычно сдвоенные (двухпоточные) насосы, объ­единенные одним корпусом, со встроенным раздаточным редук­тором и регулятором мощности.

Требуемую мощность (кВт) насосной установки определяют по наиболее энергоемкой операции копания:

N_H = A/(t_KηR_и), (11.30)

где Л — работа, затрачиваемая на копание, кДж, принимаемая по большему из двух значений А_к или Л_р; t_K — продолжитель­ность копания, с; η — полный КПД насосов и гидравлической системы, включающей трубопроводы и распределительные устрой­ства; Rи — коэффициент использования мощности насосной уста­новки, в среднем R_и = 0,85.

Продолжительность копания ориентировочно определяют по эмпирической зависимости

t_к~6,3>(q)^1/3 (11.31)

Минимальную Q_{H. min} подачу насосов, (м³/с), соответствующую максимальному р_н. _шах давлению (кПа), определим как

Qн. min = Nнηн /Рн.mах, (11.32)

где η_Η — полный КПД насосов.

Максимальную подачу ограничивают максимально допустимой

СКОРОСТЬЮ ВЫДВИЖеНИЯ ШТОКОВ ГИДрОЦИЛИНДрОВ V_{m. max} = 0,3 —

0,5 м/с, которая может быть реализована, например, в начале копания грунта поворотом ковша, а также на транспортных операциях рабочего цикла экскаватора. Учитывая объемным КПД η_ν утечки в насосе и нагнетательной линии гидравлической системы, найдем

QH. max = F_{п. min} v _{m. mах}/η_v- (11.33)

В расчет включают меньшую из площадей поршней гидро­цилиндров поворота ковша или рукояти. Если для привода ка­кого-либо из этих механизмов приняты два гидроцилиндра, то Для определения площади F_n суммируют их площади. Отношение

ДQ = Q_{н max} /Qн.min (1134)

определяет диапазон регулирования подачи насосов.

Насосы выбирают по максимальной подаче (суммарно для всех насосов). Так как в общем случае требуемая максимальная и паспортная номинальные подачи обычно не совпадают, то фак­тическую подачу доводят до требуемой корректированием номи­нальной частоты вращения вала насоса (мин^-1):

n_{н. ном. факт} = 60Q_H. таx/ V_H,

(11.35)

где V_H — рабочий объем насоса, м³.

Двигатель выбирают по мощности, которую для гусеничных экскаваторов определяют по формуле

N_д = Nн/(η ред R вых),

(11.36)

где η peд — КПД раздаточного редуктора, включая встроенный редуктор для двух- и трехпоточных насосов; R_BbIX — коэффи­циент снижения выходной мощности двигателя из-за колебаний внешней нагрузки, при нерегулируемых насосах R_BbII = 0,75, при регулируемых насосах R_BЫХ ⁼ 0,9.

Для пневмоколесных экскаваторов мощность двигателя опре­деляют тяговым расчетом. Обычно она на 25—30% выше мощ­ности, полученной по формуле (11.36).

По фактической частоте п_Д вращения коленчатого вала вы­бранного двигателя и номинальной частоте вала насоса опреде­ляют передаточное число раздаточного редуктора

и_ред ⁼ n д/n _{н. ном. факт}- (11.37)

11.5. ОБЩИЙ РАСЧЕТ КАНАТНЫХ ЭКСКАВАТОРОВ

Усилия в подъемном полиспасте S_П прямой лопаты определяют из условий равновесия сил, действующих на систему ковш—рукоять в трех расчетных положениях. Первое расчетное положение принимают хак среднее из возможных, соответству­ющих концу копания, при котором режущие кромки зубьев до­стигают уровня напорного вала (рис. 11.16, а), а подъемный по­лиспаст ориентирован вертикально. В этом положении механиче­ская система ковш—рукоять будет находиться в равновесии под действием силы сопротивления грунта копанию — ее касатель­ной P₀₁ и нормальной P_M составляющих, сил G_K тяжести ковша, G_г грунта в нем и G_p рукояти, усилия S_П в подъемном полиспасте, усилия S_H напора и реакции N седлового подшипника, нормаль­ной к продольной оси рукояти. Записав условие равновесия в виде суммы моментов этих сил относительно оси напорного вала и пренебрегая влиянием момента силы S_п из-за его малого зна­чения, для определения усилия S_n получим формулу

Sn = [P₀₁r₀ + (G_K + G_r)/r_K + G_pr_p]/r_n,

(11.38)

где r₀, , r_к, r_р, r_П — плечи сил, показанные на рис. 11.16, а.

Рис. 11.16. Расчетные схемы к определению подъемного и напорного усилий для прямых лопат канатных экскаваторов

Касательную составляющую P₀₁ сопротивления грунта копа­нию определяют по формуле (3.6) с подстановкой в нее толщины стружки, вычисленной как "

С=Сmax=q/(B_kH_H)

(11.39)

Эта зависимость была выведена на основе траекторий движе-ния зубьев на двух последовательных срезах в плоскости осевого профиля рабочей зоны идентичными кривыми, сдвинутыми отно-

сительно друг друга в продольном направлении на растояния Смах (рис. 11.16, е).

Массы (т) ковша и рукояти принимают пропорциональными вместимости ковша q (м³), т. е. m_κ(Ρ) = Rq при R = 1,5—1,8 т/м³ для ковшей и R = l,2-l,7 т/м³ для рукоятей. Массу грунта в ковше определяют, как и ранее, в объеме вместимости ковша с учетом плотности грунта.

Второе расчетное положение также соответствует юнцу копа­ния на том же высотном уровне, но при максимально зыдвинутой рукояти (рис. 11.16,6). По условиям устойчивости экскаватора расчетное сопротивление грунта копанию в этом положении снижают на 20 ... 25% путем уменьшения толщины стружки, принимая P'₀₁ = (0,75 —0,8) P₀₁. В таком же отношении будет снижен коэффициент наполнения ковша и, следовательно, сила тяжести грунта. Усилие подъема для этого положения опреде­ляют по той же формуле (11.38).

Третье расчетное положение соответствует выносу груженого ковша на выгрузку при максимальных высоте подъема ковша (до упора рукояти в головные блоки) и вылете рукояти (рис. 11.16, в). Усилие подъема также определяют по формуле (11.38), принимая P₀₁ — 0. За расчетное принимают большее из трех вычисленных значений. Чаще его выбирают из двух первых значений, третье же расчетное значение обычно является проверочным.

Напорное усилие S_H определяют для трех расчетных поло­жений: в начале копания с ковшом у гусениц (колес) ходового устройства (рис. 11.16, д), в конце копания на максимальном вылете рукояти (рис. 11.16, б) и при выносе ковша на выгрузку (рис. 11.16, б). Это усилие определяют также из условий равно­весия сил, действующих на ту же механическую систему, напри­мер, графическим способом. Пример построения силового много­угольника, соответствующего первому расчетному положению, показан на рис. 11.16, ж. В этих расчетах отношение нормальной к касательной составляющих сопротивления грунта копанию в первых двух расчетных положениях принимают равным ψ = = P₀₂/P₀₁ = 0,1, а усилие Sп для первого расчетного положения равным расчетному значению (см. выше). В остальных расчетных положениях усилия S_n сохраняют частные для этих положений значения. За расчетное напорное усилие принимают большее из трех вычисленных.

Вместе с усилием S_H определяют также реакции N седлового подшипника. Большую реакцию с учетом значения, которое будет получено вместе с пассивным напорным усилием (см. ниже), используют для расчета контактной пары рукоять—седловой подшипник, а также для расчета последнего на прочность.

Среднюю скорость подъема блока ковша выбирают в пределах 0,4—0,65 м/с при вместимостях ковшей 0,1—5 м³. Для карьерных экскаваторов с ковшами 2—8 м³ эти скорости составляют 0,65— 1 м/с. По выбранной скорости v_п (м/с) и укорочению длины подъем-

ного полиспаста ΔΙ (м) за одну операцию копания определяют продолжительность этой операции (с)

t_K = ΔL/v_n. (11.40)

Значение ΔL, удобно определять графически ΔL = L₀ — - EG — l₁. Параметры L₀, EG и l₁ показаны на рис. 11.7.

Очевидно, что значения ΔL, и вычисленная по ним продолжи­тельность копания t_K будут различными в зависимости от того, какая траектория будет принята за расчетную. Минимальных значении следует ожидать при траектории, соответствующей от­весному положению подъемного полиспаста в конце копания (положение V). По мере удаления от этого положения вычисляе­мые величины будут возрастать. Для получения их средних значений требуется определить частные значения для множества равноотстоящих траекторий, ограниченных рабочей зоной, после чего вычислить средние значения статистическими методами. Приближенно эту задачу можно решить лишь по трем траекто­риям: одной, соответствующей положению V ковша (траекто­рия 2), и двум граничным — траектории 1 непосредственно после передвижения экскаватора на новую стоянку и траектории перед его передвижкой, например 3, соответствующей передвижке, равной 0,75λ_Μax [28]. По вычисленным изложенным методом зна­чениям ΔL₁, ΔL₂ и ΔL₃ (индексы определяют принадлежность ΔL к соответствующим траекториям) среднее значение найдем как

ΔL_CP = ( (ΔL₁+ΔL₂)a/2+(ΔL₃+ΔL₄)b/2)/(0.75 λ_max). (11.41)

где α, b — измеренные по оси абсцисс интервалы уменьшения и возрастания ΔL.

Вычисленная по формуле (11.40) продолжительность копания не должна быть выше предельного значения

t_{к пред} = 2,7(m_э)^1/4 (11.42)

Если это требование не удовлетворяется, то следует изменить скорость ϋ_π подъема и повторить расчет.

Скорость v_н напорного движения должна быть достаточной, чтобы на любой траектории за время копания обеспечить выдви­жение рукояти на требуемый вылет. Наибольшие скорости полу­чаются при работе на последней стружке. При известном ходе l_H рукояти скорость напора определится отношением

V_н= l_н/t_к. (11.43)

Обычно максимальная скорость напора составляет 0,8υ_H· В экскаваторах с независимым напором найденные расчетные Усилия S_n и S_H (кН) и скорости V_п и V_н (м/с) являются исходными Для определения мощности (кВт) соответствующих механизмов:

N_П = S_ПV_П/η_П; N_H = S_HVн/η_нt (11.44)

где η_π, η_Η — КПД приводов соответственно механизмов подъема ковша и напорного, определяемые по кинематическим схемам. При индивидуальном электрическом приводе по этим мощно-стям выбирают электродвигатели с последующей их проверкой по нагреву. В случае группового привода двигатели гусеничных экскаваторов выбирают по суммарной мощности

N_д=N_п+N_н (11.45)

Несмотря на некоторую некорректность такого расчета, обус-ловленную тем, что слагаемые суммарной мощности определяются по усилиям S_n и S_H, обычно соответствующим различным расчет­ным положениям, выбранный по этой мощности двигатель обес-печивает удовлетворительную работу экскаватора в расчетном режиме на всех операциях рабочего процесса. Отношение мощ-ности правильно выбранного двигателя к вместимости ковша со­ставляет в среднем 70—75 кВт/м³. Требуемую мощность двигателя пневмоколесного экскаватора определяют так же, как и для ги­дравлических экскаваторов, т. е. тяговым расчетом. • Обычно на работу подъемного механизма расходуется при­мерно 65%, а на работу напорного механизма 35% общей мощно­сти двигателя. При комбинированном напоре из-за необходимости увеличивать скорость навивки подъемного каната на барабан лебедки суммарная мощность, а также отношение ее составляющих изменяется незначительно.

При комбинированном напоре подъемный механизм рассчи­тывают на преодоление всех сопротивлений как подъему ковша при копании, так и напорному движению. Последнее обеспечи­вается зависимой частью напорного механизма, кинематически связанной с подъемным механизмом (см. рис. 10.5, б). Суммарная мощность, реализуемая на копание, определится суммой

Nкоп = Nп. комб = S_{п. коп} Vп/η_п + S_{H. коп}Vн/η_{н. в}. (11.46)

где Sп.коп Sн.коп — расчетные усилия соответственно подъема и напора, каждое из которых определяется по большему из уси­лий для двух первых расчетных положений (см. выше); η_ΗЗ — КПД зависимой части напорного механизма.

Независимую часть напорного механизма рассчитывают по третьему расчетному положению (см. рис. 11.16, в). Сопротивле­ние s'''_h напорному перемещению в этом положении преодолевается зависимой (S_н.коп) и независимой (S_Η.HEЗ) частями механизма, а поэтому

S_{H. нез} = S'''_H — S_H.коп· (11.47)

На это усилие рассчитывают независимую часть напора, при­нимая для нее несколько повышенную скорость Vн.нез — 0,35 -0,5 м/с.

Мощность, затрачиваемая на привод этой части напора,

N_{н. нез} = S_H.HЕЗV_{H. нез}/η _{н. нез}, (11.48)

где η_н.нез —КПД трансмиссии независимой части напора. Двигатель выбирают по суммарной мощности

Nд = N_П.комб+N_н.нез. (11.49)

Максимальное усилие на блоке подъемного полиспаста при индивидуальном приводе подъемного механизма от электродвига­теля мощностью N_д._n с учетом его перегрузочной способности

S_{п max}=(N_ДП η_п)/((0,7-0,8)V_П ) (11,50)

а в случае группового привода при условии реализации всей мощности на подъем ковша

S_{п. mах} =N_дη_п/v_п (1.51)

Используя известные методы, по этому усилию рассчитывают механизм подъема ковша.

В кинематических расчетах механизма подъема в качестве исходного параметра используют скорость навивки каната на барабан, которая при двукратном подъемном полиспасте и неза­висимом напоре составляет v_{к. п. нез} = 2υ_п, а при комбиниро­ванном напоре vG_{п.к.комб} = 2v_п + v_НD_H. _б2/D_{H б1}, где D_H._б1 и D_к.б2 — диаметры напорного барабана и его зависимой части, измеренные по слою навивки каната.

В отличие от усилия, развиваемого механизмом напора при выдвижении рукояти, называемого активным S_H. _a, при затормо­женной рукояти в ней возникает реактивное усилие, называемое также пассивным S_нп. Обычно пассивное усилие больше рас­четного активного напорного усилия и поэтому оно является расчетным при выборе канатов (в случае канатного напора), расчетах тормозов и расчетах рабочего оборудования на проч­ность. Наибольшее пассивное усилие возникает при сбивании зубьями ковша нависающих козырьков грунта в верхней части забоя. Расчетное положение для вычисления этого усилия анало­гично третьему расчетному положению для определения уси­лия S_H. _а (см. рис. 11.16, б), но при наличии на зубьях ковша сопротивления грунта копанию в виде двух его составляющих

P_{01 max} И P_02max (СМ. рис. 11.16, г). Касательную составляющую

определяют из условия равновесия сил, действующих на систему ковш—рукоять, в виде суммы моментов относительно оси напор­ного вала, приняв S_n = S_{n. max} и исключив силу тяжести грунта (для уменьшения опрокидывающего момента козырьки обивают ковшом с открытым днищем). Из этого уравнения получим

P_{01 max} = (S_{n max}r_п - G_рr_р - G_Kr_к)/r₀. (11.52)

Рис. 11.17. Расчетные схе­мы к определению подъ­емного и тягового усилий для обратных лопат ка­натных экскаваторов

Принимая ψ = р_02max/p_{01 max} = 0,2, из двух других условий равновесия, например графическим способом, подобным пред­ставленному на рис. 11.16, ж, определяют усилие S_н.п и реак­цию N седлового подшипника.

Наибольшее тяговое усилие при работе обратной лопаты воз- никает в конце копания перед выходом ковша на дневную поверх­ность при максимально опущенной стреле и предельно подвер­нутой к ней рукояти (рис. 11.17, а). Принимая это положение за расчетное и определяя составляющие P₀₁ и P₀₂ сопротивления грунта копанию, как и для прямой лопаты, найдем тяговое уси­лие S_T совместным решением двух уравнений равновесия сил, действующих на системы стрела—рукоять—ковш и рукоять— ковш. Представив эти уравнения в виде сумм моментов сил соот­ветственно относительно оси пяты стрелы О_с и оси вращения рукояти Ор, после несложных преобразований получим

(11.53)

где M_p.G, M_cG — суммы моментов сил тяжести элементов рабо­чего оборудования и грунта в ковше относительно полюсов соот­ветственно Ор, О_с; символами т с двумя индексами обозначены плечи сил, показанные на рис. 11.17, а; r_{c. т} = (r"_с.T — r''_{с. т})/2; моменты M_pG, m_cg имеют одинаковые знаки с моментами силы Р₀ относительно соответствующих полюсов; сопротивления на осях блоков не учтены.

Расчетное подъемное усилие определяют по большему из зна­чений, вычисленных по двум расчетным положениям: при копа-нии грунта на максимальной глубине (стрела максимально опу-щена, режущие кромки зубьев ковша находятся на одной верти-кали с осью шарнира, соединяющего рукоять со стрелой, см. рис. 11.17, б) и при встрече ковша с трудно преодолеваемым пре­пятствием на дневной поверхности на максимальном вылете

( рис. 11.17, β). В каждом из этих расчетных положений тяговое усилие принимают равным максимальному S_T = S_{T mах}, а нор­мальную составляющую сопротивления грунта копанию P₀₂ = 0. Используя прежнюю методику, найдем

(11.54)

Здесь знаки моментов MρG и M_cG и моментов силы P₀₁ отно­сительно соответствующих полюсов противоположны.

М аксимальное подъемное усилие определяют по большему из значений, вычисленных из условий подъема рабочего оборудо­вания с груженым ковшом из нижнего положения (рис. 11.17, б) и с порожним ковшом из положения, показанного на рис. 11.17, в:

(11.55)

Скорость ν_π подъема ковша определяют, исходя из усло­вия выноса ковша на выгрузку из положения, показанного на рис. 11.17, а, за время поворота платформы на расчетный угол 90°. Обычно v_п = 0,26—0,35 м/с. Скорость ν_τ тяги принимают на 20... 30 % ниже этих значений. Мощность двигателя определяют суммой

Nд = s_{t. max}v _т/η_т + S_{n мах}v_п/η_п, (11.56)

где η_T, η_п — КПД трансмиссии в приводах механизмов тяги и подъема соответственно. Тяговое усилие драглайна

S_T = P₀₁ + g(m_K + m_r)sin a, (11.57)

где т_к, т_г — массы ковша и грунта в нем; a — угол наклона к горизонту разрабатываемого откоса, a = 50—30° (большие значения для легких, меньшие — для тяжелых грунтов).

Сопротивление P₀₁ вычисляют по формуле (3.6), принимая с = (0,16—0,18) В_к. Принимая скорость тяги v_т = 0,75—0,85 м/с для драглайнов массой 5—75 т, мощность двигателя одномотор­ного драглайна

N_д = S_Tv_т/η_т, (11.58)

где η_T — КПД трансмиссии привода тягового механизма.

Обычно подъем ковша совмещают с поворотом платформы и стрелы. При этом наиболее интенсивная работа подъемного меха­низма приходится на период после разгона поворотной платформы. Затрачиваемая на подъем ковша мощность определяется разно­стью между мощностью двигателя и той ее частью, которая затра­чивается на поворотное движение. При установившейся скорости поворота она составляет около 12% обшей мощности, которой обеспечивается подъемное усилие S_n ~ 2g (m_K +m_г). При пере­даче всей мощности на подъем это усилие увеличивается примерно на 10%. Последнее принимают за расчетное статическое усилие

при выборе подъемных канатов. Максимальное же подъемное уси­лие определяют для случая стопорения подъемного каната при одновременном его натяжении тяговым канатом с максимальным тяговым усилием.

В случае индивидуального привода мощность тягового двига­ теля определяют по той же формуле (11.58), а мощность подъем­ ного двигателя через усилие подъема, которое должно быть не менее

S_П=(1,5 — l,7)g(m_K + m_r); (11.59)

скорость подъема ковша v_п = 1 — 1,3 м/с для экскаваторов преж­них масс. Тогда

Nп = S_пv_п/ η_π, (11.60)

где η_п - КПД трансмиссии привода подъемного механизма.

Максимальное тяговое s_{t max} и подъемное S_{n max}. усилия в слу­чае индивидуального привода определяют с учетом перегрузоч­ной способности электродвигателей как S_T(n)max = S_{T (п)}/(0,7 — 0,8). Tак же как и при групповом приводе, усилие S_n. max про­веряют по условию стопорентия подъемного полиспаста и растяжки его тяговым канатом.

При переоборудовании подъемного и напорного механизмов лопаты универсального экскаватора в подъемный и тяговый меха­низмы драглайна диаметры барабанов соответствующих механиз­мов определяют по формулам

D_б.т =(2М_т)/(S_тη_т ); D_б.п =(2Мп)/(S_пη_п ), (11.61)

где ъM_T, M_n известные моменты на валах тягового и подъемного барабанов.

Обычно эти диаметры получаются больше диаметров исход­ных механизмов. В прΟΤΗΒΗΟΜ СЛучае по конструктивным сооб­ражениям их можно оставить прежними, изменив передаточное число соответствующих трансмиссий. При этом усилие подъема не следует увеличивать более 2,3g (m_K + т_г), а скорость подъема более (3,5 м/с [17].

11.6. ПАРАМЕТРЫ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА

В поворотных движениях выделяют разгон поворотной части экскаватора с груженым ковшом до максимальной угловой скорости ω_{г. mах} (рис. 11.18),'равномерное вращение с этой ско­ростью, торможение до полной остановки, разгон в обратном направлении с породим ковшом до максимальной скорости ω_π-max, равномерное вращение с этой скоростью, торможение до полной остановки. Интервалы времени, в течение которых выполняются перечисленные этапы движения, обозначены на рис. 11.18 символами t_р._г, t_р._д._г, t_т._г t_р._п, t_р.д.п. и t_т.п. Интер­валы этих движении могут следовать одно за другим непрерывно

Рис. 11.18. График изменения угловой скорости поворотной части экскаватора

в случае выгрузки грунта в отвал, которая начинается в конце третьего интервала и заканчивается в начале чет­вертого, или с разрывом для выгрузки грунта в транспорт­ное средство. В зависимости от требуемых угловых пере­мещений из описанного дви­жения могут быть исключены интервалы равномерных вра­щений t_р.д.т и t_{ρ. д. п}-

Движение поворотной ча­сти экскаватора в режиме

разгона с груженым или порожним ковшом описывается диффе­ренциальным уравнением

, (11.62)

а в режиме торможения — уравнением

(11.63)

где J_г (п) — момент инерции поворотной части экскаватора с гру­женым (порожним) ковшом; J_м — момент инерции механизма привода поворота, приведенный к валу двигателя или муфты; и — передаточное число поворотного механизма; η_п — КПД при­вода механизма; ω — текущая угловая скорость поворотной платформы; t — текущее время; М_д — движущий момент на валу двигателя или муфты; M_c — момент статического сопротив­ления повороту в ОПУ.

Эти уравнения имеют одинаковую структуру, что позволяет по решению одного из них, например первого, получить решение второго, заменив η_π на 1/η_π и M₀ — на —M₀.

Одновременно с поворотом платформы выполняются маневро­вые движения рабочего оборудования (подъем и вынос ковша при движении на выгрузку, уменьшение вылета и опускание рабочего оборудования при возвратном движении), чем обусловливается вариация момента Л (п) инерции.

Принципиально представление момента инерции в функции времени еще не накладывает каких-либо ограничений на решение Дифференциальных уравнений движения в замкнутом виде. Однако из-за ряда случайных факторов, в том числе субъективных, обусловленных особенностями управления экскаватором в зави­симости от опыта и навыков машиниста, точное представление этой функциональной зависимости весьма сложно, в связи с чем в расчетах его представляют приближенно. По одному из вариан­тов этого приближения, принятому в настоящем расчете, момент

инерции представляется величиной постоянной, вычисленной при вылете ковша, равном 2/3 его максимального вылета для лопат и от 2/3, до 3/₄ этого вылета для драглайнов. В других вариантах момент инерции может быть представлен, например, линейной, квадратичной и другими функциями времени. Для лопат момент инерции (т· м²) поворотной части с груженым ковшом определяют по эмпирической зависимости

J_r = l,2m₉.^5/3; (11.64)

при порожнем ковше

J_П =J_г—m_гr_г· (11.65)

где т_г — масса грунта в ковше, т; r_г — радиус центра масс грунта в ковше на расчетном вылете; для драглайнов

J_г = (1,5 — 2) m_э^5/3· (11.66)

Большие значения соответствуют экскаваторам большой мощ­ности.

При возврате в исходное положение после выгрузки ковш находится на максимальном вылете, иногда — больше этого вы­лета из-за раскачивания и центробежных сил. С учетом этих особенностей

J_п = J_г — (m_к + т_г) r²_к + т_кr_к² _max

(11.67)

где m_K — масса ковша; r_к, r_{к max} — радиусы центров масс ковша на расчетном и максимальном вылетах.

Движущий момент М_д зависит от вида привода. Характе­ристики изменения этого момента во времени для наиболее рас­пространенных приводов экскаваторов чаще всего лежат между кривыми / и //, представленными на рис. 11.19, а. Характери­стика / достаточно близко соответствует приводу поворота с по­мощью гидродвигателей или фрикционных муфт и тормозов. Эта характеристика при всех прочих равных условиях обеспечивает минимальную продолжительность поворота. Характеристика // наиболее близко отвечает приводу поворота от электродвигателей постоянного тока, работающих в системе трехобмоточный гене­ратор—двигатель (ТГ—Д). Характеристики электродвигателей по­стоянного тока, работающих по системе генератор—двигатель с электромагнитными и электромашинными усилителями, лежат обычно между характеристиками / и // и могут быть приближены к характеристике /.

Продолжительность нарастания крутящего момента от 0 до to на двигателях, муфтах и тормозах зависит, в основном, от системы их управления. Рациональное, по условиям минимального дина­мического нагружения, значение t₀ — (0,15—0,25) t_p (t_p — про­должительность разгона) без особых затруднений осуществляется в приводах от двигателей постоянного тока и от фрикционных муфт и тормозов с пневматическим управлением (см. гл. 4). В при-

Рис. 11.19. Характерные графики

изменения во времени крутящих

моментов двигателей, применяемых

для привода поворотных механизмов

менявшихся до последнего времени гидроприводах экскаваторов, как правило, продолжительность нарастания момента мала и лежит в пределах t₀ = 0,06—0,12 с, что приводит к динамическим перегрузкам механизмов привода и элементов металлоконструк­ций и снижает их долговечность. Гидравлические системы управ­ления фрикционными муфтами и тормозами привода поворота обладают теми же недостатками. Разработанные отечественные и зарубежные конструкции клапанов и систем, обеспечивающих плавное нарастание момента в гидроприводах поворота, еще не получили широкого применения.

В характеристиках M_д = М_д (t_ρ (Τ)) на рис. 11.19, а принято, что крутящий момент в период времени от 0 до t₀ изменяется по линейному закону. Далее для интервала времени t₀ < t < t_ρ <T> для характеристики I М_д = M_{д. max} = const, а для характери­стики // М_д = M_{д max} (1 — t³/t³_p(T)).

Максимальное значение движущего момента ограничено усло­виями сцепления движителя с грунтом, не допускающими его проворота, допустимыми ускорениями по физическим возможно­стям машиниста [а_mах < (0,2—0,3) g], а также динамическими нагрузками на механизмы и металлоконструкции.

Момент сил сопротивления в ОПУ в первом приближении мо­жет быть принят постоянным. Момент инерции привода, его передаточное число и КПД — постоянные величины.

Для упрощения операции интегрирования уравнений (11.62)

(11.63) введем обозначения:

В среднем ν = 0,05—0,1; θ = 0,05—0,4 (для приводов от фрикционных муфт и высокомоментных тихоходных гидромоторов θ = 0,05-0,1; от низкомоментных быстроходных гидромоторов и тихоходных электродвигателей θ = 0,1—0,15, от электродви­гателей с максимальной частотой вращения до 1000 мин^-1 θ = - 0,25—0,4); δ = 0,05—0,25.

С учетом этих обозначений преобразуем дифференциальные уравнения (11.62) и (11.63) к виду

где а_r (П), b — коэффициенты, зависящие от приведенных выше отношений, для режима разгона а_г (П) = а_рг (п) = θ + (1 ±δ)/η_π

b = b_p = —ν/η_π, для режима торможения а_r(П) = a_τγ (п) = θ + + (1 ± 6) η_П; b = b_Т = νη_π. Знак + перед δ соответствует моменту инерции J_г и значению a_r, а знак «—» J_п и а_п.

Этому уравнению удовлетворяет решение, которое для момента времени t = t_р представляется зависимостью

(11.69)

где с — коэффициент пропорциональности, зависящий от при­веденных выше ν, θ, 6, t₀/t_p, = 0,015—0,25 и η_π и принимаемый в среднем равным 0,8—1 для приводов, соответствующих харак­теристике /, и 0,6—0,8 — для приводов с характеристикой //; a_г (п) _СР = (а_{Рг (п)} + а_Tг (П))/2 = θ + (1 ± δ) (1/η_π + η_π)/2; β' — полное угловое перемещение поворотной платформы в одном направлении при двухэтапном движении, включающем разгон и торможение.

Продолжительность каждого этапа движения пропорциональна

ОТНОШеНИЮ J_СРω_г(п) _max/(M_{д max} и). опуская ВЫКЛАДКИ, ДЛЯ ОПрв-

деления полной продолжительности двухэтапного поворота в пря­мом и обратном направлениях получим формулу

(11.70)

где е — коэффициент пропорциональности, принимаемый е = = 3,45—4,05 для приводов по характеристике / и е = 3,55—4,3 — для характеристики //; а_ср = (а_гср + а_пср)/2 = θ + (1/η_π + + η_π)/2.

При постоянном моменте M_max и максимальная мощность по­воротного движения будет иметь место в конце разгона платформы при обратном вращении

Ν_{π max} = M_{д max} и ω_{п max} η_п (11.71)

Полученные зависимости (11.69)—(11.71) позволяют опреде­лить основные параметры двухэтапного поворотного движения

по заданным моменту М_{д таx} и и угловому перемещению β'. Пред­полагается, что во всех случаях моменты инерции J_г и J_П и ха­рактеристики привода известны.

В случае ограничения максимальной угловой скорости, на­пример кинематическими возможностями привода, возникают условия для трехэтапного движения в каждом направлении, включающего разгон, равномерное вращение и торможение. Пере­мещения β'_г(п) в каждом направлении движения определятся из уравнения (11.69), в котором следует принять ω_Г(П)mах = = ω_max = const:

Перемещение с постоянной скоростью ω =ω_mах в каждом направлении определится разностью β_ΡДΓ (п) =β —β'_Γ(п) (β — полное угловое перемещение), а продолжительность полного поворота

Где

f = (а_рг + a_рп) h_р + (a_тг + a_тп) h_t — 2а_ср/С² =

= 20(h_р + h_т - 1/c₂) + l/η (2h_Р - 1/с^г) + η (2h_Т - 1/с²).

для приводов с характеристикой I h_р = 1,05—1,18; h_T = 0,92— 0,97; для приводов с характеристикой // h_р = 1,43—1,67; h_т = 1,19—1,28.

Как уже отмечалось, приведенный к поворотной платформе

движущий момент не должен превышать предельного момента сил

сцепления движителя с грунтом M_{д max} иη_п < М_сц = Р_пК/2,

где P_n — сопротивление повороту (см. п. 11.7); К— колея.

Неудовлетворение этому условию приводит к сдвигу ходового

устройства относительно опорной поверхности при повороте

платформы с рабочим оборудованием.

Также ограничивается продолжительность поворотного дви-

жения. Для вновь проектируемых экскаваторов этот параметр

оценивают его долей в общей продолжительности рабочего цикла

экскаватора, регламентированной действующими нормативами,

ц а также сравнением с лучшими отечественными и зарубежными

образцами экскаваторов проектируемого типа.

Если параметры М_дmaxи и t_п являются исходными для расчета, то их принимают не больше предельных значений, а в случае иного задания исходных данных указанные параметры подлежат сравнению с их предельными значениями в процессе выполнения расчетов. Поскольку, как это следует из зависимости (11.70), параметр t_п зависит от момента М_{д max} и, то условием для назна­чения последнего при двухэтапном расчетном повороте будет

J_cpβ'a_cρe²/[t_п]² =< М_{д max} и < М_Сц, (11 -74)

где [t_n ]— допустимая (заданная) продолжительность поворота.

Этим условием предопределяется также соотношение его пре­делов, при невыполнении которого следует пересмотреть кон­структивные решения экскаватора, прежде всего его движителя. В противном случае нельзя обеспечить поворот платформы по заданному параметру [t_п].

В случае группового привода на поворотное движение в конце разгона с груженым ковшом может быть направлена вся мощность двигателя N_д Соответствующий этой мощности момент опреде­лится как

(11.75)

После проверки полученного результата по условию (11.74) и, при необходимости, его корректирования момент M_дmax и используют для вычисления других параметров поворотного движения по приведенным формулам. Приравнивая в последней зависимости момент M_{д max} (кН-м) номинальному моменту дви­гателя М_дн = 30N_д/(π п_д) (где п_д — частота вращения колен­чатого вала двигателя, мин^-1), определим передаточное число по­воротного механизма

При индивидуальном приводе чаще в качестве исходного задают параметр [t_n]. Электродвигатель поворотного механизма предва­рительно выбирают по мощности, которую вычисляют по формуле (11.71) для конца разгона, и движущем моменте, принятом в со­ответствии с условием (11.74). Выбранный двигатель проверяют по нагреву. Передаточное число механизма определяют по фор­муле (11.76).

Гидравлические приводы поворотных механизмов с однопо-точными регулируемыми насосами используют поддерживаемую регулятором мощность N_H._per полностью только в конце разгона. Движущий момент определяют по формуле (11.75), принимая Ν_д = N_ГM = N_{H- рег} η_Γ (η_Γ — КПД гидравлической системы). После проверки результата по условию (11.74) остальные параметры поворота определяют по приведенным ранее формулам. Гидромо­тор выбирают по мощности N_rM с последующим корректированием его частоты вращения

n_гм = n_гм.ном N_гм/N_гм.ном, (11.77)

где n_гм._ном и n_{гm. ном} — номинальные частота вращения и мощ­ность гидромотора.

Передаточное число механизма поворота определяют по фор­муле (11.76), принимая п_я — п_гМ и Ν_д = N_rM.

В случае привода с двухпоточными регулируемыми насосами в конце разгона, обычно не совмещаемого с другими рабочими движениями, а также, если совмещаемые движения обеспечива-

ются подачей рабочей жидкости в соответствующие гидроци­линдры под небольшим давлением, давление в магистрали, пи­тающей гидромотор поворотного механизма, оказывается недо­статочным для срабатывания регулятора мощности. В этом случае насос будет работать в безрегуляторном режиме с максимальной мощностью

N_{н max} = q_{h max} Р_{н mах} (11.78)

Принимая N_д = N_rM = N_{н мaх} η_г. параметры поворотного дви­жения рассчитывают, как и в предыдущем случае.

11.7. ПАРАМЕТРЫ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ

Тяговые расчеты экскаваторов выполняют в соответ­ствии с уравнением (5.2) силового баланса. Из-за малой скорости передвижения гусеничных экскаваторов принимают P_B = 0, а со­противление сил инерции, имеющее место обычно при трогании машины с места,

P_i = (0,01— 0,02) m_эg. (11.79)

Коэффициенты сопротивления прямолинейному движению вы­бирают в пределах f = 0,06—0,15 (см. табл. 5.1), соответствую­щих передвижению по грунтовым дорогам и по бездорожью.

В качестве расчетных принимают три режима передвижения: прямолинейное на горизонтальном участке с небольшими подъ­емами (a_mtn = 2—3°), поворотное движение в тех же условиях, прямолинейное движение на максимальном для рассчитываемого экскаватора подъеме (а_mах = 22° для экскаваторов до четвертой размерной группы включительно, а_mах = 20° для экскаваторов пятой размерной группы и выше). Первому режиму соответствует номинальная движущая сила

P_{Д. HOM} = P_f + P_j + P_h, (11.80)

а=а_тax

второму и третьему режимам — ее максимальные значения

Р'_{д mаx} = Р_{д. ном}- + P_n P''_{д max} = P_f + Pi+ Ph (11.81)

а=а_тax

При определении сопротивления P_n повороту на минимальном радиусе R_min = К/2 (где К — колея) коэффициент сопротивления повороту выбирают в пределах f_n = 0,3—1 (см. п. 5.5). Изме­нение этого коэффициента в зависимости от радиуса поворота показано на графике, приведенном на рис. 5.9.

Скорости передвижения пневмоколесных и гусеничных экска­ваторов с групповым приводом гусениц

ν = N_дR_выхη_ред/Р_д, (11.82)

где R _вых — коэффициент снижения мощности двигателя из-за колебаний нагрузки, в среднем R_Bых = 0,75—0,82; η_ρед — КПД трансмиссии привода ходового устройства.

Минимальную максимальную скорости передвижения полу-чим после подстановки в эту формулу значений максимальной P_Д = P_{Д MAX} и номинальной P_д = P_д.ном движущей силы. Пере-даточные числа трансмиссии привода гусеничного ходового уст-

ройства

(1183)

где D_зв диаметр ведущей звездочки по осям шарниров гусе­ ничной цепи.

В случае гидрфвлических экскаваторов с индивидуальным при­водом каждой гусеницы сначала по номинальной мощности, рав­ной выходной мошности насосной установки N_HR_и минус потери при подаче жидкости, выбирают два гидромотора по одному на каждую гусеницу. При необходимости на экскаваторах больших моделей на каждую гусеницу устанавливают по два гидромотора. Их желательно унифицировать с гидромоторами механизма пово­рота. Выбранные гидромоторы проверяют по максимальной ча­стоте вращения

n_{гм. max} =Q_{н. max} η_Hvη_Tv/(vm)=< [n_{гм. max}], (11.84)

где η_Ην и η_TV -объемные КПД соответственно насоса и напорной

линии с распределительными устройствами; V — рабочий объем одного гидромотора; т - число устанавливаемых в приводе ходового устройства гидромоторов; [n_{гм. max}] — допускаемая пас­портной характеристикой максимальная частота вращения ги­дромотора.

Если это условие не удовлетворяется, то следует выбрать гидромоторы с большим суммарным рабочим объемом.

Поскольку передаточные устройства ходовых механизмов с ин­дивидуальными двигателями обычно односкоростные, то регули­рование скоростей в этом случае возможно только путем измене­ния подачи насоса в зависимости от сопротивлений передвиже­нию а также за счет управляемого дросселирования потока ра­бочей жидкости, направляемой к гидромоторам. Последний ва­риант используют как вынужденную меру, когда не имеется дру­гих возможностей поскольку в этом случае потери энергии на дросселирование жидкости весьма велики. При работе насосов в регуляторном режиме диапазон изменения скоростей передви­жения будет равен диапазону регулирования ДQ [уравнение (11.34)1. Так как при постоянной мощности, поддерживаемой регулятором, скорсти передвижения обратно пропорциональны внешним сопротивлениям, то гидромеханическая система ходо­вого устройства 6yдет работать в условиях сопротивления [урав­нения (11.80) и (11,81)1 без дросселирования и перепуска избытка жидкости через предохранителный клапан в сливную линию, если отношение Р'_{д max}/P_{д. ном} будет вписываться в интервал ДQ.·

Обычно для реальных условий передвижения экскаваторов это требование не удовлетворяется.

Можно отказаться от реализации усилия P'_д. _max только ме­ханизмом передвижения. В практике эксплуатации широко ис­пользуют способ поворота экскаватора путем вывешивания его передней части при упоре ковша в грунт (дорогу) и последующего включения ходового устройства на поворот. Можно также уве­личить радиус поворота до значения R = К, отключая от на­сосной установки двигатель гусеницы, относительно которой происходит поворот. В случае двухпоточного насоса при этом воз­никает описанное ранее (см. п. 11.6) явление перехода насоса в безрегуляторный режим работы, при котором мощность потока рабочей жидкости может увеличиться в ДQ раз по сравнению с регуляторной.

Исключая из рассмотрения передвижение экскаватора с по­воротом, ограничим усилие Р_д его номинальным Р_д. _ном и макси­мальным Р''д. max значениями при передвижении на максималь­ном подъеме. Максимальную скорость передвижения (м/с) найдем из уравнения

Vmax = N_HR_rη_гη_гмη_рег/Р_{д. ном}, (11-85)

где η_Γ, η_ΓΜ, η_ρед — КПД соответственно трубопроводов и рас­пределительных устройств на участке от насоса до гидромотора, гидромотора и редуктора.

Минимальную скорость передвижения определяют по мень­шему из двух значений:

v_min=<v_max/ДQ; v_min=<v_maxP_{д ном}/Р''_д.max· (11.86)

Передаточное число редуктора

(11.87)

Тяговой расчет пневмоколесных экскаваторов выполняют по методике, изложенной в гл. 5, принимая в качестве расчетных два режима передвижения: на горизонтальном участке с неболь­шими подъемами (a_min = 2-т-3°) и на максимальном подъеме (а_mах = 22°). При дискретном регулировании скоростей их част­ные значения образуют геометрическую прогрессию со знамена­телем а = (v_max/v_min)^1/(n-1)', где η — число дискретно регулируе­мых скоростей. Обычно его назначают не менее четырех. Макси­мальная скорость передвижения этих экскаваторов обычно не превышает 22—25 км/ч.