Глава 5. Ходовое оборудование машин для земляных работ

5.1. ТИПЫ ХОДОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ

Ходовое оборудование предназначено для передачи силы тяжести машины и внешних нагрузок на опорную поверх­ность и обеспечения устойчивого движения машины. В зависи­мости от назначения и условий эксплуатации на машинах для земляных работ применяют ходовое оборудование следующих типов: гусеничное, пневмоколесное, рельсово-колесное, шагающее и комбинированное.

Наиболее широко применяют гусеничное и колесное ходовое оборудование на экскаваторах, бульдозерах, автогрейдерах, скре­перах и др. Шагающее ходовое оборудование применяют на мощ­ных карьерных экскаваторах (драглайнах), гидромониторах и землесосных установках; железнодорожное (рельсовое) ходовое оборудование на многоковшовых экскаваторах.

Общие требования к ходовому оборудованию обусловлены не­обходимостью обеспечения значительной силы тяги, плавности хода, минимальных сопротивлений движению, расчетных скоро­стей движения, устойчивости движения при действии боковых сил, высокой проходимости, надежности и удобства эксплуатации.

5.2. ГУСЕНИЧНОЕ ХОДОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ

Гусеничное ходовое оборудование состоит из движителя и подвески. Гусеничный движитель включает гусеничную ленту, раму, ведущее и ведомое (направляющее) колеса, опорные и под­держивающие катки (рис. 5.1). Гусеничный движитель изобретен Д. Загряжским в 30-х годах XIX в. В некоторых случаях приме­няют гусеничные движители безрамной конструкции. В этом случае элементы движителя крепят к основной раме машины. Число и размеры гусеничных движителей зависят от массы машины

Рис. 5.1. Многоопорный гусеничный движитель с жесткой подвеской опорных катков:

1 — ведущее колесо, 2 — поддерживающий каток, 3 — гусеничная лента, 4 — натяж­ное и амортизирующее устройство, 5 — направляющее колесо, 6 — гусеничная рама, 7 — опорный каток

и нагрузки, действующей на ходовое оборудование. Наи­более часто применяют двухгусеничное ходовое оборудование, но на тяжелых и сверхтяжелых землеройных машинах число движителей достигает четырех, восьми и шестнадцати. В этом случае ходовое оборудование называют многогусеничным.

По конструкции (опорности) гусеничные движители делят на малоопорные и многоопорные, по вписываемости в профиль по­верхности— на жесткие (рис. 5.1) и мягкие (рис. 5.2).

Гусеничный движитель является многоопорным, если между двух смежных опорных катков укладывается менее двух звеньев гусеничной ленты, т. е. l/t <= 2, и малоопорным, если число звеньев, расположенных между двух смежных опорных катков, больше двух, т. е. l/t > 2.

Рис. 5.2. Малоопорный гусеничный движитель с мягкой подвеской опорных катков, схема сил и моментов, действующих на гусеничный движитель

Многоопорные движители применяют на землеройных маши­нах, работающих на деформируемых грунтах малой и средней прочности. Гусеничная лента между катками прогибается незна­чительно, что способствует равномерному распределению нор­мальных контактных напряжений и снижению сопротивления движению машины. Малоопорные движители применяют на земле­ройных машинах, работающих на скальных грунтах и грунтах

Рис. 5.3. Гусеничная лента тракторного типа:

1 — болт, 2 — цепь, 3 — гусеничное звено (трак), 4 — разъемный палец, i — палец

повышенной прочности. Поэтому число опорных катков умень­шается, но увеличиваются их размеры.

При расчете на статическую прочность в малоопорном и много­опорном ходовом оборудовании предусмотрена возможность пере­дачи всей силы тяжести машины на один опорный каток.

Следует отметить, что на современных экскаваторах приме­нено гусеничное ходовое оборудование тракторного типа. Отли­чительной особенностью гусеничной ленты тракторного типа (рис. 5.3) является крепление звеньев 3 к цепи 2, что повышает надежность такого ходового оборудования, так как при потере одного или нескольких звеньев машина продолжает движение, тогда как у экскаваторов с обычным исполнением гусеничного ходового оборудования в аналогичном случае движение невоз­можно.

Гусеничные ленты изготовляют металлическими и резиноме­таллическими. Резинометаллические ленты применяют в машинах малой массы и в комбинированном ходовом оборудовании, пред­назначенном для повышения проходимости колесных машин, при движении по грунтовым поверхностям со слабой несущей спо­собностью.

К достоинствам гусеничного ходового оборудования следует отнести: высокие сцепные свойства, характеризуемые коэффи­циентом сцепления, который превышает его значения для колес­ного движителя на грунтах различной плотности, влажности и

особенно на слабонесущих поверхностях; низкие давления на грунт (0,04—0,1 МПа), обеспечивающие высокую проходимость машин; большую устойчивость вследствие более низкого распо­ложения центра тяжести по сравнению с машинами, имеющими колесное ходовое оборудование.

Недостатками гусеничного ходового оборудования являются: большая масса (до 30—40% общей массы машины); сложность конструкции, недостаточная долговечность; малые транспортные скорости; необходимость транспортирования гусеничных машин при перебазировании на специальных трейлерах.

5.3. ПНЕВМОКОЛЕСНОЕ ХОДОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ

Пневмоколесное ходовое оборудование состоит из си­стемы колес и подвески.

По функциям, выполняемым колесом в ходовом оборудовании, его можно классифицировать: как ведущее (приводное) колесо, являющееся движителем и поддерживающим элементом; ведущее и направляющее (управляемое) колесо, являющееся движителем, поддерживающим и направляющим элементом; ведомое колесо, выполняющее функции только поддерживающего элемента; ведо­мое и направляющее колесо, выполняющее функции поддержи­вающего и направляющего элемента.

Рис. 5 4. Колесо с пневматиче-ской шиной:

1 — покрышка; 2 — камера; 3 — кольцо, 4 — диск. 5 — лента обод-ная, 6 — стопорное кольцо; 7 — бортовое кольцо. 8 — каркас; 9 — брекер, 10 — протектор

Преобразование крутящего момента, подводимого от двига­теля к колесному движителю, в силу тяги самоходной машины осуществляется в результате взаимодействия пневматических шин движителя с опорной поверхностью. Эффективность этого про­цесса в значительной степени опре­деляет тяговые и скоростные каче­ства колесных землеройных машин. Колесо состоит из пневматиче­ской шины и обода (рис. 5.4).Пнев­матическая шина изобретена в 1845 г.; в 90-е годы XIX в. появи­лась шина, состоящая из покрышки и камеры. Для надежного крепления шины на ободе применяют специаль­ные замковые устройства. На совре­менных землеройных машинах при­менены камерные и бескамерные пневматические шины. Бескамерные шины повышают безопасность дви­жения, имеют большой срок служ­бы, меньшую массу, меньшее сопро­тивление качению, упрощают монтаж и поэтому широко применены на ко­лесных машинах. Следует отметить, что на отечественных землеройных

машинах применены пневматические шины с диагональным построе­нием каркаса, у которых тягово-сцепные свойства более низкие, чем у радиальных шин. Особенно заметные преимущества перед диа­гональными шинами имеют радиальные шины с металлокордом в каркасе и брекере. Для повышения тяговых качеств машин применяют широкопрофильные шины, у которых Н/В = 0,6—0,8, и шины с регулируемым давлением, у которых Н/В = 1. К пре­имуществам широкопрофильных шин отнесены меньшая масса (на 20—25%), лучшие сцепные свойства, меньшее сопротивление качению, меньшая радиальная жесткость. Шины с регулируемым давлением характеризуются увеличенными (на 25—40%) разме­рами поперечного профиля, меньшим рабочим давлением воздуха, меньшей слойностью каркаса и более расчлененным рисунком протектора, имеющим насыщенность 35—45%.

По внутреннему давлению воздуха пневматические шины раз­деляют на шины высокого, низкого и сверхнизкого давления. Внутренним давлением воздуха определяется площадь контакта шины с опорной поверхностью, что главным образом влияет на тяговые свойства и проходимость колесных землеройных машин. Площадь контакта и нормальные контактные напряжения зави­сят также от конструкции шины, нагрузок, действующих на ко­лесо, и деформативных свойств опорной поверхности. На земле­ройных машинах применены шины низкого давления.

Пневматические шины должны обеспечивать: высокие сцепные свойства в продольном и боковом направлениях, минимальное сопротивление качению, работоспособность при заданных нагруз­ках и высоких транспортных скоростях движения, прочность при перегрузках в тяжелых условиях эксплуатации, самоочищаемость протектора.

Размеры пневматических шин обозначены в дюймах или мили-метрах. Например, обозначение шины размером 27,00—33 (760 — 838) расшифровывается: 27,00 дюймов (760 мм) — ширина про­филя В, 33 дюйма (838 мм) — посадочный диаметр шины на обод d (см. рис. 5.4). Диаметр недеформированного профиля шины можно вычислить по формуле

d₀ = d + 2Н = d + 2К_НВ, (5.1)

где Η — высота профиля шины; К_Н — коэффициент геометриче­ ского профиля шины, Кн = Н/В.

При выборе пневматических шин основными параметрами яв­ляются: вертикальная нагрузка, скорость движения, внутреннее давление воздуха, рисунок протектора.

Шины обычного профиля работают, как правило, при давле­ниях 0,35—0,55 МПа и в зависимости от размера при скорости 50 км/ч допускают номинальную нагрузку 40—150 кН. Широко­профильные шины работают обычно при давлении 0,2—0,4 МПа при номинальных нагрузках 40—370 кН.

Рис. 5.5. Крупногабаритные пневматические шины

Конструкция протектора пневматической шины заметно влияет на тяговые качества землеройных машин. На пневматических шинах машин для земляных работ применяют главным образом протекторы с рисунками следующих типов (рис. 5.5): повышенной проходимости 2, 3, 5, карьерный 1, 4.

Пневматические шины с рисунком протектора повышенной проходимости применяют на землеройных машинах, которые рабо­тают на деформирующихся грунтах (автогрейдерах, грейдерах-элеваторах, скреперах, экскаваторах и др.), шины с карьерным рисунком протектора применяют на погрузчиках, бульдозерах, скреперах, самосвалах. Гладкий протектор используют на шинах для катков, а также для погрузчиков и бульдозеров, предназна­ченных для подземных горных разработок. Насыщенность ри­сунка протектора, представляющая собой отношение площади по выступам рисунка к контурной площади протектора, для шин повышенной проходимости составляет 40—60%, для шин карьер­ного типа — 65—85% и для шин с гладким протектором — 100%.

Нагрузки на колеса землеройной машины определяют по раз-весовке порожней и груженой машины в транспортном положении и в режиме копания грунта, когда на колеса действует макси­мальная нагрузка. Шины выбирают по наиболее нагруженным колесам. Следует отметить, что при снижении скорости движения колеса в 2 раза (против 50 км/ч) допускается перегрузка шины в 1,1 —1,2 раза и при статическом нагружении допускается уве­личение нагрузки в 1,6—1,9 раза по сравнению с номинальной нагрузкой.

К достоинствам пневмоколесного движителя следует отнести: меньшую массу, высокие транспортные скорости, более высо­кий КПД.

5.4. ШАГАЮЩЕЕ ХОДОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ

Шагающее ходовое оборудование состоит из механизма шагания с соответствующим приводом, опорных башмаков и опор­ной базы. Движение машины осуществляется в результате попе­ременного опирания башмаками или базой с соответствующим вынесением башмаков и переносом базы в направлении перемеще­ния (рис. 5.6).

По типу привода различают гидравлическое и механическое шагающее ходовое оборудование. Механическое шагающее обору­дование в свою очередь разделяют на эксцентриковое, кривошипное-рычажное и кривошипно-ползунковое. В машинах средней мощности применяют обычно механическое оборудование.

Рис. 5.6. Схемы шагающих ходовых устройств экскаваторов

Наиболее совершенным для мощных машин является рычажно-гидравлический шагающий механизм, впервые разработанный и изготовленный на Уралмашзаводе. Данный механизм (рис. 5.6, а) состоит из двух подъемных 1 и двух вспомогательных 2 гидро­цилиндров, двух опорных башмаков 3, шарнирно подвешенных к гидроцилиндрам с обеих сторон экскаватора, гидравлической установки и вспомогательных узлов.

Эксцентриковый шагающий механизм (рис. 5.6, б) состоит из эксцентриков 5, литых рам 5, опорных башмаков 3 и вала, укрепленного поперек платформы экскаватора. Рамы эксцентри­ков прикреплены к башмакам шарнирно, что улучшает вписыва­ние башмаков в неровности поверхности. Рамы изготовляют разъемными. Эксцентрик установлен на квадратный хвостовик вала и снабжен ребордами, которыми он удерживается в раме 6.

При любом типе шагающего ходового оборудования движение экскаватора осуществляется путем перемещения элементов меха­низма шагания в такой последовательности: в направлении дви­жения первоначально перемещаются башмаки, затем переносится экскаватор и опускается на базу 4, далее для последующего шагания башмаки перемещаются в исходное положение. Незави­симо от типа механизма шагания при передвижении экскаватор опирается на два башмака и часть базы (база не полностью отры­вается от грунта).

В рабочем положении поршни рычажно-гидравлического ме­ханизма шагания полностью втянуты внутрь цилиндров, а опор­ные башмаки занимают предельное верхнее положение и не пре­пятствуют вращению поворотной платформы экскаватора. Чтобы поршни цилиндров и опорные башмаки не опускались в резуль­тате утечки рабочей жидкости из нижних полостей цилиндров, используют гидромеханические захваты.

Достоинством гидравлического шагающего оборудования по сравнению с механическим является плавность работы и возмож­ность более равномерного распределения давления на грунт, недостатком — сравнительно низкий КПД (около 0,6).

Другие типы ходового оборудования (рельсово-колесное и комбинированное) в машинах для земляных работ применяют меньше. Преобладающая область их использования — тяжелые и специальные машины для открытых горных работ.

5.5. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН

Сопротивления, возникающие при движении землерой­ной машины на тяговом и транспортном режимах, преодолеваются движущей (окружной) силой гусеничного движителя (см. рис. 5.2). Для тягового режима уравнение силового баланса имеет вид

P_Д = P_f + P₀₁±P_У + P_и+P_В + P_П, (5.2)

где Р_д — движущая сила гусеничного движителя, Р_д = = M_ci_Mη_M/r₀ (М_С — крутящий момент на выходном валу силовой установки; i_M — передаточное число трансмиссии; η_Μ — КПД трансмиссии; r₀ — радиус начальной окружности ведущего колеса движителя); P_f — сила сопротивления движению по прямолиней­ной траектории, P_f = fG [f — коэффициент сопротивления дви­жению (табл. 5.1); G — сила тяжести машины]; Ρ₀₁ — сила со­противления грунта копанию; Р_у — сила сопротивления, обуслов-

5.1. Коэффициенты сопротивления движению и сцепления

Опорная поверхность	Пневноколесный движитель				Гусеничный движитель
	Шины высокого давления		Шины низкого давления		f	φ
	fК	φ	fК.	φ
Цементобетон	0,015—0,02	0,7—0,8	0,02	0,8—0,9	0,06	0,5—0,6
Сухой асфальтобетон	0,015—0,02	0,7—0,8	0,02	. 0,8—0,9	—	—
Грунтовая дорога: сухая	0,02—0,06	0,6—0,7	0,025—0,035	0,7—0,8	0,06—0,07	0,8—1,0
влажная	0,15—0,25	0,2—0,3	0,1—0,2	0,3-0,4	0,12—0,15	0,5—0,6
Грунт: рыхлый свежеотсыпанный слежа­вшийся	0,20—0,30	0,3—0,4	0,1—0,2	0,4—0,6	0,07—0,1	0,6—0.7
уплотненный	0,1—0,2	0,4—0,6	0,10—0,15	0,5—0,7	0,08	0,8—1,0
Песок: влажный	0,1-0,3	0,3—0,4	0,06—0,15	0,4—0,5	0,05—0,1	0,6—0,7
сухой	0,3—0,5	0,25—0,3	0,2—0,30	0,3—0,4	0,15—0,2	0,4—0,5
Снег: рыхлый	0,1-0,2	0,15—0,2	0,05—0,15	0,2—0,4	0,1—0,15	0,3—0,5
укатанный	0,04—0,08	0,25—0,3	0,05—0,1	0,3—0,5	0,04—0,06	0,4—0,6

ленная движением машины на уклоне, Р_у = G sin α; Р_И — сила инерции при неравномерном поступательном движении, Р_И = = К_Иm (dv_Д/dt) (Ки — коэффициент учета инерции вращающихся масс механизмов привода движителя, для гусеничных машин Ки = 1,05—1,1, для колесных машин К_и = 1,2—1,3; M — масса машины с рабочим оборудованием; dv_Д/dt — ускорение поступа­тельного движения машины); Р_В — сила сопротивления воздуха движению машины; Р_п — сила сопротивления при движении на повороте, Р_п = f_ПG [f_п — коэффициент сопротивления повороту].

Следует отметить, что при расчете составляющих уравнения силового баланса, когда машина движется по прямолинейной траектории, необходимо принимать Р_П = 0, а при движении на повороте P_f = 0.

На транспортном режиме, когда Ρ₀₁ = 0, из уравнения (5.2) получим

Р_д =Р_f ±Р_У + Р_И+Р_В + Р_П. (5.3)

Работа машин для земляных работ как на транспортном, так и, особенно, на тяговом режимах сопровождается буксованием гусеничного движителя, что в свою очередь обусловливает сниже­ние действительной скорости и перераспределение мощности дви­гателя в общем балансе мощности при выполнении рабочих опе­раций машиной.

Действительная скорость (км/ч) движения гусеничной машины

(5.4)

где 0,377 — коэффициент перевода единиц измерения м, мин в км, ч, 0,377 = 2π60/1000; r₀ — радиус начальной окружности ведущего колеса гусеничного движителя, м; п_с — частота вра­щения выходного вала силовой установки, об/мин; i_м — пере­даточное число трансмиссии; δ — коэффициент буксования, %. Мощность, затрачиваемая на буксование движителя,

N_б = P_Д(v_T -v_Д), (5.5)

где v_т — скорость движения машины при δ = 0.

Из формулы (5.5) следует, что при δ = 100%, когда v_д = 0, вся мощность затрачивается на буксование. Наиболее эффектив­ным на тяговом режиме работы машин для земляных работ с гусе­ничным ходовым оборудованием является движение при δ = = 5—10%, так как в этом случае движитель развивает силу тяги, близкую к максимальной, а действительная скорость машины снижается незначительно.

Максимальное тяговое усилие на грунтах с оптимальной влажностью, развиваемое гусеничным движителем при 6 = 100%:

Р_φ = φG, (5.6)

где φ — коэффициент сцепления движителя с грунтом (см. табл. 5.1), φ = Pφ/G.

Рис. 5.8. Схема поворота гусеничной ма­шины

Рис. 5 7. Кривые буксования гусе­ничного тягача Т-130

В результате тягового расче­та определяется движущая сила и суммарное сопротивление, обу­словленное взаимодействием дви­жителя и рабочего оборудования с грунтом. Составляющая дви­жущей силы, затрачиваемой на преодоление сопротивления грунта копанию:

P₀₁ = P_Д - P_f ± P_y - Р_В - P_П. (5.7)

Следует указать, что P₀₁, рассчитанное по формуле (5.7) с ис­пользованием номинальных параметров силовой установки и трансмиссии, должно соответствовать кривой 2 на рис. 5.7, буксо­ванию 6 ~ 10% или P_T = (0,88—0,92) Ρ_φ для плотных грунтов и Р_т = (0,80—0,84) P'_φ (кривая 1) для разрыхленных грунтов, так как при δ ~ 10% гусеничные машины работают на режиме максимальной тяговой мощности, позволяющей наиболее эффек­тивно реализовывать тяговые и скоростные качества машин при копании грунта. Режим максимального тягового КПД обычно наблюдается при δ ~ 5%.

Поворот гусеничных машин осуществляется изменением линей­ных скоростей движения гусеничных движителей / и 2 (рис. 5.8). Изменение скоростей движения гусеничных движителей, приво­димых в движение от одного двигателя, достигается применением специальных механизмов поворота, которые в зависимости от конструктивного исполнения разделяют на фрикционные и плане­тарно-фрикционные.

Во фрикционных механизмах поворота крутящий момент пере­дается к ведущим колесам движителей с помощью двух фрик­ционных муфт, которые называют муфтами поворота Ведомые элементы муфт снабжены тормозами. При повороте машины муфта поворота отстающего движителя 1 (рис. 5.8) полностью отклю-

чается, вследствие чего боль­шая часть крутящего момента передается на забегающий дви­житель 2.

Рис. 5.9. Зависимость коэффициента сопротивления повороту гусеничной машины от радиуса поворота

Фрикционно-планетарные ме­ханизмы поворота разделяют на следующие: простые и двойные дифференциальные, одно- и двухступенчатые планетарные» комбинированные. При простом и двойном дифференциальном механизмах поворота тормоза устанавливают соответственно на полуосях ведущего моста и ступицах шестерен, находя­щихся в постоянном зацеплении с добавочными сателлитами. Поворот машины осуществляется торможением отстающей полу­оси в простом дифференциальном механизме или отстающей шестерни в двойном дифференциальном механизме.

У машин с индивидуальным приводом каждой гусеницы изме­нение их скоростей обычно достигается путем изменения скоро­стей двигателей.

При движении машины на повороте возрастает сила сопротив­ления движению вследствие деформации грунта сдвигу в плоско­сти поворота и роста сил трения из-за скольжения гусеничных лент относительно опорной поверхности. Это в свою очередь обус­ловливает снижение силы тяги движителя для преодоления со­противления на рабочем органе.

По экспериментальным данным [20] при изменении радиуса поворота от R_П = В/2 до 20 м интенсивно уменьшается коэффи-циент f_п сопротивления повороту (рис. 5.9).

Максимальные значения коэффициента f_П. mах сопротивления повороту гусеничных тягачей

Грунт:

сухой дернистый суглинистый (влажность fl7<;8%). . . . 0,8—1

рыхлый суглинистый (W<=8%) 0,6—0,8

Грунтовая суглинистая дорога:

сухая 0,7—0,9

влажная (W=>20%) 0,3—0,4

Снег:

рыхлый 0,25—0,3

слежавшийся при температуре О °С 0,6—0,7

Анализ приведенных данных показывает, что при повороте гусеничных машин на минимальном радиусе максимальный коэф­фициент сопротивления повороту практически равен коэффи­циенту сцепления, т. е. сцепление движителя полностью затра­чивается на преодоление сопротивления повороту.

5.б. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ПНЕВМОКОЛЕСНЫХ МАШИН

Тяговые качества колесных землеройных машин опре­деляют процессом взаимодействия колесного движителя с грунтом. Наиболее общим является случай, при котором деформируется как шина, так и опорная поверхность. На рис. 5.10 представлена схема сил и моментов, действующих на колесо с пневматической шиной при работе на режимах ведущего колеса (рис. 5.10, а) и ведомого колеса (рис. 5.10, б).

Уравнение моментов, действующих на ведущем колесе при прямолинейном равномерном движении,

М_к - Тr_с - Ra = 0, (5.8)

где mk — крутящий момент, подведенный к колесу; T — гори­зонтальная составляющая реактивных сил в области контакта; r_с — силовой радиус колесного движителя; R — реакция опор­ной поверхности на колесо; а — плечо приложения реакции опор­ной поверхности (коэффициент трения качения). После преобразований уравнения (5.8) получим

Р_К-Т- f_KG_K = 0, (5.9)

где Р_к — окружная сила колесного движителя, Р_к = М_к/r_с [r_с —силовой радиус колесного движителя, r_с = r₀ — λ (λ — нормальная деформация шины под центром колеса)]; f_к — коэф­фициент сопротивления качению колеса, f_к = a/r_c; G_K — верти­кальная нагрузка, действующая на ось колеса, G_K = R.

Принимая во внимание, что f_kС_к = p_f, получим силу тяги, развиваемую колесным движителем:

Рис 5 10 Схема сил и моментов, действующих на колесо с пневматической шиной при прямолинейном движении

т = р_к-р_f. (5.10)

Максимальная сила тяги Τ_φ, которую может развить колес­ный движитель, обусловлена сцепными свойствами пневматиче­ской шины с дорогой и определяется как

T_φ = φG_κ, (5.11)

где φ — коэффициент сцепления колесного движителя, φ = = Τ_φ/G_κ.

Ведомое колесо катится под действием силы, приложенной к его оси и направленной параллельно опорной поверхности. Уравнение моментов относительно центра ведомого колеса (см. рис. 5.10,б)

Tr_c — Ra = 0. (5.12)

После преобразований получаем

F_K = f_KG_K = P_f. (5.12a)

Следовательно, при качении колеса на ведомом режиме сила F_к по абсолютному значению равна силе сопротивления качению.

На сопротивление качению и сцепление колесного движителя с опорной поверхностью существенно влияет колесная схема землеройных машин (табл. 5.2).

Наиболее низкие показатели по сопротивлению качению и высокие сцепные качества имеет машина с колесной схемой, вы­полненной по второму варианту, так как в этом случае колеса второй и третьей осей движутся по следу колес первой оси, что снижает затраты мощности двигателя на деформацию грунта и процесс колееобразования. При движении машин с колесной схемой четвертого варианта показатели сопротивления качению возрастают, а сцепные качества снижаются, так как процесс колееобразования происходит под колесами передней и задней осей. Данный вариант колесной схемы используют для самоход­ных катков с целью увеличения ширины уплотняемой полосы.

Среднее значение коэффициента сопротивления качению колес машины можно определить по формуле проф. В. Ф. Бабкова:

(5.13)

где f_KiR_i — соответственно коэффициенты сопротивления качению и реакции опорной поверхности на колеса i-й оси; ΣR_i ⁼R₁ + + R₂ + · · · + R_n — суммарная нормальная реакция опорной по­верхности на все колеса машины.

Среднее значение коэффициента φ_cp сцепления многоколес­ного движителя, если все колеса машины ведущие, можно опре­делить по аналогичной формуле.

При взаимодействии колесного движителя с грунтом крутящий момент, подводимый к ведущим колесам, преобразуется в окруж-

5.2. Колесные схемы машин для земляных работ

ную (движущую) силу, а вращательное движение колес в посту­пательное движение машины.

Сопротивления, возникающие при работе землеройной машины, преодолеваются движущей силой

Р_Д = M_сi_Mη_M/r_c, (5.14)

где М_c — крутящий момент на выходном валу силовой установки; i'm — передаточное число трансмиссии; η_Μ — КПД трансмиссии; r_c — силовой радиус колесного движителя.

Приближенные значения силового радиуса колесного движи­теля находятся по зависимостям:

на плотном грунте r_с = r₀ — (0,12—0,15) В; (5.15)

на рыхлом грунте r_с = r₀ — (0,08—0,10) В, (5.16)

где r _о — радиус недеформированного профиля шины; В — ширина профиля шины.

Расчет силового баланса колесных машин для земляных работ с использованием номинальных параметров силовых установок и трансмиссий можно выполнять по уравнению (5.2).

Максимальная движущая сила колесного движителя, обеспе­чиваемая сцепными свойствами шин с опорной поверхностью,

P_дmax = T_φ + P_f, (5.17)

где T_φ — максимальная сила тяги колесной машины, T_φ = φR_Д; P_f — сила сопротивления качению колес машины,

P_f = f_K(ΣR + R_fR_д); (5.18)

здесь ΣR — нормальная реакция опорной поверхности на все колеса машины; R_д — нормальная реакция опорной поверхности на ведущие колеса машины; R_f — коэффициент, учитывающий воз­растание сопротивления качению колесного движителя при ра­боте в ведущем режиме, для супесчаного грунта R_f = 0,54—0,71; суглинистого R_f = 0,36—0,54.

Действительная скорость движения колесной машины

(5.19)

Наиболее полно тяговые качества машин для земляных работ и в том числе землеройно-транспортных машин оцениваются тя-говыми характеристиками, которые в графической форме выра-жают зависимость коэффициента δ буксования колесного движи-теля, действительной скорости и₀ движения, часового расхода G_T топлива, тяговой мощности N_Т тягового КПД η_Т, удельного расхода g_T топлива от силы тяги при ее изменении от нулевого до максимального значения, обусловливаемого условиями сцеп­ления пневматических шин движителя с опорной поверхностью или мощностью двигателя.

При работе землеройно-транспортных машин обычно отби­рается мощность двигателя на привод вспомогательных механиз­мов и агрегатов. В результате отбора мощности на привод колес­ного движителя идет только часть мощности двигателя. Это ска­зывается на тяговых качествах землеройно-транспортных машин и является наиболее общим случаем при построении тяговых характеристик.

Для расчета и построения тяговой характеристики требуются следующие исходные данные: регуляторная характеристика дви­гателя или выходная характеристика привода — двигатель вну­треннего сгорания — гидродинамическая передача, общие пере-даточные числа трансмиссии на разных передачах и КПД меха­нической трансмиссии, нормальные реакции грунта на ведущие и ведомые колеса машины, колесная схема и размер пневматиче­ских шин, вид и состояние грунтовой поверхности.

Расчет и построение характеристик, определяющих тяговые свойства пневмоколесных машин для земляных работ, выпол­няются в такой последовательности.

Рис. 5.11. Построение тяговой характеристики колесной землеройной машины с отбором мощности

1. Во втором квадранте (рис. 5.11) размещаем регуляторную характеристику двигателя, представленную в функции крутящего момента М_е.

2. По оси абсцисс влево от начала координат (точка О) гра­ фика регуляторной характеристики двигателя откладываем зна­ чение мощности двигателя, расходуемой на привод вспомогатель­ ных механизмов машины N_е0. Через полученную точку b_t про­ водим вертикаль до пересечения с кривой N_e, а затем через точку b₂ — горизонталь так, чтобы она пересекала кривые частоты вращения п_е, часового расхода G_e топлива и ось ординат. После этого определяем крутящий момент М_e0, двигателя, расходуемый на привод механизмов машины, а, проектируя точки b₃ и b₁ на ось абсцисс, по соответствующим шкалам устанавливаем часовой расход топлива, который идет на привод механизмов, и частоту вращения п_e0 коленчатого вала двигателя при условии, если двигатель развивает мощность N_e0.

3. Рассматривая точку Οι как начало координат силы тяги, строим кривую коэффициента δ буксования колесного движителя в функции силы T тяги машины по сцеплению, используя зави­ симость, предложенную проф. Н. А. Ульяновым [31]:

δ = [A(T/R_b)+B(T/R_t)ⁿ]100%·

где А, В, n — коэффициенты и показатель степени, зависящие от типа шин, рисунка протектора, давления воздуха, вида и состояния грунта.

4. Подсчитываем силу сопротивления качению колес земле­ ройной машины P_f по формуле (5.18) и откладываем найденное

значение P_f влево от точки О₁. Полученная точка О₂ будет нача­лом координат окружной силы колесного движителя машины.

5. В первом квадранте для каждой передачи строим график, устанавливающий зависимость крутящего момента M. двигателя и окружной силы Р_Д колесного движителя, с использованием формулы (5.14). Здесь луч Р_Д и другие кривые тяговой характе­ ристики будут построены только для одной передачи.

6. Зависимость тяговой характеристики — кривую v_д = v_д (Т) строим, используя выражение (5.19). Некоторая разница будет только в определении максимального значения v_дmax при Т = О и δ = 0.

Для определения частоты вращения коленчатого вала двига­теля при работе машины с отбором мощности N_e0 и при T = О необходимо через точку d₁ провести горизонталь до пересечения с кривой п_e, а затем полученную точку d₂, спроектировать на ось абсцисс. После этого можно определить по шкале п_е частоту вращения коленчатого вала двигателя и подсчитать для него по формуле (5.19) при 6 = 0 максимальное значение действитель­ной скорости движения землеройно-транспортной машины.

7. Строим зависимость тяговой характеристики машины — кривую часового расхода G_т топлива в функции силы Т тяги. Проектируя точку а₄ на ось абсцисс, по соответствующей шкале устанавливаем полный расход G_Ti топлива двигателем, состоящий из расхода на привод вспомогательных механизмов G_e0 и колес­ ного движителя машины G_еbi. При силе тяги Τι

G_eki = G_Ti — G_e0.

Найденное значение G_eKi отложено в первом квадранте (от­резок a₁a₈).

8. Производные зависимостей тяговой характеристики N_T = = N_T (T) и g_T = g_T (T) строят, как и в предыдущих случаях, по точкам путем подстановки соответствующих значений T и v_д в формулу n_t = Τν_Д, а также значений G_eK и N_T в формулу g_T = 10³G_eh/N_T.

Значения N_Ti и g_Ti, соответствующие режиму работы земле­ройно-транспортной машины T, при отборе мощности двигателя на привод механизмов, обозначены отрезками а₁а₉ и α_ια₁₀.

Кривую зависимости тягового КПД η_T от силы T тяги строим по точкам по формуле η_T = N_T/(N_e — N_e0).

Значение N_Ti при работе землеройно-транспортной машины на режиме T_t находим по размеру отрезка а₁а₉ с учетом масштаба шкалы тяговой мощности. Соответствующую мощность двигателя находим прежним приемом, проектируя точку а₅ на шкалу N_e. Найденное значение η_Tί обозначено отрезком α₁α₇.

С помощью тяговой характеристики можно выявить технико-экономические качества машины, воспользовавшись следующими показателями, устанавливаемыми для каждой передачи привода хода при различных значениях силы тяги: тяговой мощностью N_T,

коэффициентом δ буксования, действительной скоростью ν_Д дви­жения, тяговым КПД η_T, часовым G_T и удельным g_T расходом топлива, а также запасом силы тяги, определяющим способность для землеройных машин преодолевать повышенные сопротивле­ния грунта копанию без перехода на пониженную передачу.

Последний показатель находят как разность между максималь­ной силой тяги, определяемой условиями сцепления колесного движителя с поверхностью качения Т_φ, или максимальным кру­тящим моментом Т_Ме двигателя и силой Т тяги при данном ре­жиме работы землеройно-транспортной машины.

Кроме этого, можно определить следующие характерные зна­чения силы тяги (рис. 5.11): силу T_Ne тяги при максимальной мощности, силу T_NT тяги при максимальной тяговой мощности, номинальную силу Т_н тяги, при буксовании колесного движителя δ = 20%, силу тяги Т_п, соответствующую максимальному значе­нию тягового КПД при δ = 10%, наибольшую допустимую силу Т_{д mах} тяги при кратковременной работе, соответствующую/ буксованию колесного движителя δ = 30%.

Поворот колесных машин осуществляется главным образом четырьмя способами — изменением положения управляемых ко­лес, положения в горизонтальной плоскости одной секции машины относительно другой, крутящих моментов, подводимых к отста­ющим и забегающим колесам машины, а также положения в го­ризонтальной плоскости управляемой оси.

По первому способу создают машины с одной парой управ­ляемых колес и со всеми управляемыми колесами. Направление движения колесной машины со всеми управляемыми колесами может изменяться по двум схемам. При первой схеме поворота передние и задние колеса поворачиваются в разные стороны и движение машины происходит по криволинейной траектории. При второй схеме поворота все колеса поворачиваются в одну сторону, и машина движется в боковом направлении без поворота. Этот способ изменения направления движения получил название «Краб».

Недостатками способа поворота колесных машин с управляе­мыми колесами являются: относительная сложность привода ру­левого управления, особенно у машин со всеми управляемыми колесами; трудность получения малого радиуса поворота. Эти недостатки становятся значительными при колесах большого диаметра.

Применение в колесных машинах шарнирно-сочлененных рам позволяет изменять направление движения путем поворота одной секции относительно другой в горизонтальной плоскости на определенный угол. Данный способ поворота машин по сравнению с рассмотренным обеспечивает возможность получения малых ра­диусов поворота и упрощение конструкции привода колес, так как уменьшается число шарниров в трансмиссии из-за неподвиж­ного расположения осей колес относительно рам.

Рис. 5 12 Зависимость коэффициента сопротивления качению колесного дви­жителя ВФ 166А с шинами 21,00—33 разных конструкций от радиуса пово­рота на плотном связном грунте при давлении в шинах 0,6 МПа и нагрузке 65,7 кН

/ — диагональная, 2 — радиальная ме таллокордная, 3 — радиальная комбини рованная, 4 — радиальная металлокорд ная, R_n = ~

Существенным недостатком машин с шарнирно-сочленен-ной рамой является сложность поворота на наклонных поверх­ностях вследствие возможного опрокидывания одной из секций и потери устойчивости машины в целом.

В третьем способе поворота, получившим название «бортового поворота», поворот осуществляется изменением крутящих момен­тов, подводимых к колесам отстающего и забегающего бортов, или отключением колес отстающего борта, а при необходимости поворота с малым радиусом и их торможением. В последнем слу­чае скорость колес отстающего борта равна нулю, мгновенный центр поворота расположен в плоскости невращающихся колес отстающего борта и радиус поворота равен В/2 — колеи машины. Для выполнения поворота «на месте» в конструкции привода предусматривается возможность вращения колес отстающего и забегающего бортов в противоположном направлении. Если ско­рости колес разных бортов равные, но имеют противоположное направление, то мгновенный центр поворота находится на про­дольной оси машины, а радиус поворота равен нулю. Такие малые радиусы поворота можно получить только при бортовом повороте. К достоинствам данного способа поворота следует отнести также простоту конструкции привода ведущих и управляемых колес, унификацию узлов и агрегатов с гусеничными машинами, на которых применен аналогичный способ поворота. Недостат­ками бортового поворота колесных машин является повышенный износ пневматических шин, обусловленный интенсивным сколь­жением их относительно опорной поверхности и увеличением затрат мощности двигателя на преодоление сопротивления при повороте, особенно на деформирующихся поверхностях вслед­ствие интенсивного роста колееобразования.

Поворот машин изменением положения управляемой оси при­меняется главным образом на катках, предназначенных для уплотнения дорожных материалов.

При движении колесных машин на повороте увеличивается сопротивление качению колес и снижаются тяговые качества дви­жителя вследствие возрастания сил трения из-за скольжения шин, роста деформаций грунта и пневматических шин. Сопротивление

качению колес зависит от способа поворота и колесной схемы машины. Наиболее значительное сопротивление качению колес при прочих равных условиях возникает при бортовой схеме пово­рота.

В тяговом расчете при движении колесных землеройных машин на повороте можно использовать уравнение (5.2). Однако при определении силы сопротивления качению колес машины необхо­ димо учитывать, что с уменьшением радиуса поворота коэффи­ циент сопротивления качению возрастает (рис. 5.12). Например, уменьшение радиуса поворота для тяжелого автогрейдера ЗТМ-1-43 с R_n = оо до R_П = 25 м на плотном суглинистом грунте и легкого автогрейдера ДЗ-99Г с R_П = оо до R_п = 14,5 м на снежной поверхности вызывает снижение максимальной тяговой мощности соответственно на 15,8 и 24,8%.