Введение

Строительству в нашей стране уделяют особое внимание, так как оно в значительной степени обеспечивает развитие других отраслей народного хозяйства и повышает уровень благосостояния населения.

Данный учебник написан в соответствии с программой курса для специальности «Промышленное и гражданское строительство». Первое издание книги вышло в 1965 г., второе — в 1971 г. Третье издание книги значительно переработано и до' полнено на основе достижений науки и техники последних лет; все физические величины параллельно с системой единиц МКГСС даны в Международной системе единиц СИ.

Авторами приведен минимум материала, которого достаточно для того, чтоб студенты могли изучить принципы устройства и работы машин, физическую сущность явлений, происходящих при их эксплуатации, технические параметры машин и технико-экономические показатели их работы, а также на практике правильно выбрать машину для выполнения заданных технологических операций, оценить влияние отдельной машины и условий работы на ее производительность и т. д.

Курс «Строительные машины» содержит общие вопросы конструкций строительных машин, где излагаются основные характеристики отдельных машин — проходимость, маневренность и др., а также системы управления, силовые установки, ходовая часть машин, методы расчета тяговых усилий, определение сил сопротивления рабочих органов при разрушении грунтов и пород и т. д.

На основе опыта использования этого учебника в различных вузах, а также требований, которые предъявляют на данном этапе строители, авторы в третьем издали изменили объемы некоторых разделов: сокращен объем материала по машинам для земляных работ, увеличен объем материала по ручным машинам, так как они получают все большее применение (ими пользуются около 60% строителей и монтажников).

Для облегчения изучения курса студентами заочных вузов в учебник включены контрольные вопросы.

Общие сведения о деталях машин

Машины и механизмы состоят из отдельных деталей. Деталь представляет собой одно целое (вал, винт и др.). Группа деталей, работающих в комплексе и объединенных общим назначением, называется узлом (коробка передач, редуктор и др.). Различают детали простые (гайка, шпонка, винт и т. д.) и сложные (коленчатый вал, корпус ковша экскаватора, корпус редуктора).

В курсе деталей машин изучаются детали и узлы общего назначения, встречающиеся почти во всех машинах: болты, валы, муфты, механические передачи и др.

Эффективная работа машин, срок их службы определяются прочностью, жесткостью, виброустойчивостью, износостойкостью, теплостойкостью и надежностью деталей этих машин.

Прочность — свойство детали сопротивляться разрушению под действием на нее внешних нагрузок. Прочность детали зависит от характера приложения нагрузки, от формы детали, а также от материала, из которого она изготовлена.

На детали могут действовать нормальные, случайные и аварийные нагрузки. Нормальные нагрузки по величине и характеру соответствуют паспортным условиям работы машины. По ним ведется расчет на долговечность. Случайные нагрузки — наименее выгодные сочетания одновременно действующих на деталь нагрузок, которые возможны во время работы при исправных механизмах, правильном управлении и эксплуатации машины в очень тяжелых условиях; они вызывают максимальные напряжения в детали. Расчет детали на прочность ведут, исходя из этих нагрузок. Размеры, форма детали, материал и его обработка должны быть такими, чтобы напряжения, возникающие при работе детали, от этих нагрузок не превосходили допустимых величин. Аварийные нагрузки могут возникнуть в случае неисправной работы механизмов или нарушения правил управления и эксплуатации. По этим нагрузкам рассчитывают предохранительные устройства с тем, чтобы нагрузка на деталь не превосходила случайной нагрузки.

С точки зрения изменения напряжений во времени их можно разделить на постоянные и переменные (рис. 1.1). Переменные напряжения могут быть симметричными (рис. 1.1,б), асимметричными, знакопостоянными (рис. 1.1, в), знакопеременными (рис. 1.1, г) или пульсирующими (рис. 1.1, д).

Постоянное по времени напряжение (рис. 1.1 а) характеризуется максимальным значением s = sтах .

Переменное по времени напряжение характеризуется следующими видами напряжений: ^s тах —максимальным; ^s тin — минимальным; sт = sтах + sтin / 2 — средним; sт = sтах - sтin / 2 — амплитудным, а

также r= sтах / sтin — характеристикой цикла. Для симметричного цикла (рис. 1.1, б):

sтах > 0; sтin < 0; sтах = sтin ; sт = 0; sа = sтах , r = — 1.

Для несимметричного знакопостоянного цикла (рис. 1.1, в):

sтах > 0; sтin > 0; sтах > sтin ; sт > 0; sа = 0, r > 1.

Для несимметричного знакопеременного цикла (рис. 1.1, г):

sтах > 0; sтin < 0; sа > 0 или sa < 0 ; sт > 0 или sт < 0 ; r < 0. Для пульсирующего цикла (рис. 1.1, д):

sтах > 0; sтin = 0; sт > 0; sа > 0 ; r = 0.

Рис. 1.1. Графики изменения напряжений

Полученные фактические напряжения в расчетном сечении детали следует сравнить с допустимыми. Необходимо, чтобы соблюдалось основное условие прочности:

s £ [s] и t £ [t],

где [s] = sпред/n ; [t] = tпред/n , [s], [t] - допускаемые нормальное и касательное напряжения; sпред tпред - предельные нормальное и касательное напряжения; п — коэффициент запаса прочности.

п = п₁ п₂ п₃ ,

где п₁ — коэффициент, учитывающий однородность физикомеханических свойств материала (для стали п₁ = 1,2 ¸ 1,5; для чугуна п 1 =1,5 ¸ 2,5); п ₂ —коэффициент, учитывающий достоверность определения расчетных нагрузок и напряжений (п ₂ = 1,0 ¸ 1,5); п ₃ — коэффициент, учитывающий специфические условия работы; выбирается в зависимости от степени ответственности детали. Для узлов, нарушение работы которых не приводит к крупным материальным затратам, п₃ = 1,05 ¸ 1,15, в противном случае п₃ = 1,15 ¸ 1,5.

Для машин, работа с которыми опасна для жизни, коэффициент запаса прочности регламентирован нормами Гостехнадзора.

Жесткость детали характеризуется величиной ее упругой деформации под влиянием действующих на нее нагрузок. Для обеспечения необходимой жесткости материал и размеры детали выбирают такими, чтобы величина ее деформации не превышала допустимую, иначе работа машины нарушится. Например, при недостаточной жесткости вала, т. е. при его изгибе, может нарушиться работа зубчатого зацепления.

Различают собственную жесткость деталей, когда деформируется весь объем материала (изгиб вала), и контактную жесткость, когда деформируются поверхностные слои материала (смятие поверхностей зубьев зубчатых колес в местах их контакта).

Потеря устойчивости характеризуется необратимой деформацией детали или конструкции (фермы), они теряют первоначальную форму, становятся неработоспособными.

Виброустойчивость — работоспособность деталей в условиях вибрации. Вибрации быстро выводят детали из строя вследствие усталостных напряжений, поэтому при проектировании машин, на которых устанавливают вибраторы, особое внимание уделяют расчету деталей на виброустойчивость. Одновременно подбирают условия, при которых предотвращается возможность появления вибрации в тех деталях, где они не требуются.

Износостойкость — свойство материала оказывать сопротивление изнашиванию. Изнашивание — это процесс постепенного изменения поверхностных размеров деталей, происходящего при трении. Износ — результат изнашивания в виде изменения размеров детали и свойств ее поверхности.

Основные виды изнашивания: 1) механическое — абразивное изнашивание при хрупком разрушении поверхности; 2) молекулярномеханическое — схватывание поверхностей двух сопряженных деталей и проникновение металла одной детали на другую; 3) коррозионномеханическое — результат воздействия агрессивной среды на поверхность деталей; 4) молекулярно-тепловое — возникает в результате трения между деталями, а также воздействия тепловых процессов, которые происходят в отдельных узлах машин.

Износ снижает прочность и жесткость, долговечность и надежность детали, может увеличить динамические нагрузки вследствие увеличения зазоров в деталях. Износ уменьшается при смазке трущихся поверхностей, снижении давления между ними, предохранении деталей от попадания на трущиеся поверхности абразивных частиц и агрессивных сред.

Надежность — свойство изделия выполнять заданные функции, сохраняя свои эксплуатационные показатели в заданных пределах втечение требуемого промежутка времени или требуемой наработки. Надежность можно определять для машины в целом или для отдельных ее агрегатов, узлов и деталей. Для оценки надежности выбирают различные показатели: число отказов в работе, средний срок службы в часах, число километров пробега и др. Если, например, для автомобилей установлен пробег 100 000 км, а средне-статистический пробег для этого типа машин равен 95 000 км, то коэффициент надежности этих автомобилей R = 0,95.

Согласно теории вероятности коэффициент надежности сложного изделия R выражается произведением коэффициентов надежности отдельных составляющих элементов:

п

R = R ₁ , R₂ , R₃ , ..., Ri= П Ri.

l

Рис. 1.3. Кривая изменения коэффициента надежности в зависимости от времени эксплуатации

Если, например, система включает 100 элементов с одинаковым

коэффициентом надежности каждого R i =0,99, то коэффициент надежности

100

системы R = 0,99 = 0,37. Такая система не является работоспособной. Коэффициент надежности R снижается с увеличением времени эксплуатации по экспоненциальному закону (рис. 1.3). Средняя наработка на отказ т — величина, обратная интенсивности отказов, т. е. т = 1/l.

Если t = 1/l, то R = 1/е » 0,37; при t = 0,1/l R » 0,9; при t = 0,01/l R =

0,99.

Ремонтоспособность характеризуется отношением времени простоя в ремонте к рабочему времени, доступностью узлов и деталей для осмотра или замены, процентом деталей и узлов, которые взаимозаменяемы с запасными деталями. Чем больше этот процент, в особенности целых узлов (ремонтные узлы), тем меньше время простоев в ремонте.

Соединение деталей

Различают соединения разъемные и неразъемные.

Разъемные соединения (резьбовые, штифтовые, клиновые, клем-мовые, шпоночные, шлицевые) позволяют разбирать сборочную единицу без повреждения деталей.

Неразъемные соединения (заклепочные, сварные и условно прессовые) не позволяют разбирать сборочную единицу без повреждения или разрушения деталей.

Заклепочные соединения. Заклепка — круглый стержень с головкой на одном конце. Головка на другом конце образуется при осаживании заклепки обжимкой (рис. 1.5, а). В процессе осаживания не только формируется головка, но осаживаемый металл стержня плотно заполняет отверстие, в котором находится заклепка. Осаживание может осуществляться холодным способом, если диаметр заклепки не превышает 10 мм, и горячим способом при диаметре более 10 мм.

Существуют различные типы заклепок (рис. 1.5,6): / — с полукруглой головкой; 2 — с полупотайной головкой; 3 — с потайной головкой; 4 — полые.

В соединениях, находящихся под действием продольной нагрузки, заклепки рассчитывают на срез и проверяют на смятие. Заклепками можно соединять две или три детали. Соединение двух деталей называется односрезным (рис. 1.5, в), трех деталей —двухсрезным (рис. 1.5, г).

Рис. 1.5. Заклепочные соединения

Шаг t зависит от диаметра заклепок, назначения заклепочного соединения и принятого расположения заклепок. При параллельном их расположении t ³ 3d. Чтобы заклепка не прорезала соединяемые детали, расстояние / от оси заклепки до свободной кромки в направлении действующей силы (рис. 1.5, в) принимается равным (1,5 ¸ 2) d (где d — диаметр стержня заклепки, мм), а расстояние в перпендикулярном направлении — (1,2 ¸ 1,5) d. Допускаемая нагрузка на заклепку в односрезном соединении

Р₁ = pd² /4[ t]_ср , кгс (Н)* ,

(1.1) где [ t]_ср — допускаемое напряжение на срез, кгс/мм² (Па).

(Н)*- д ля того, чтобы размерность формул была выражена в той или иной системе единиц, необходимо, чтобы все составляющие величины принимались в размерности, соответствующей той же системе.

Для двухсрезного соединения

Р₁ =2 pd² /4[ t]_ср , кгс (Н)* , (1.2)

По известной нагрузке определяется необходимое число заклепок z: для односрезного соединения

z =P/P₁ =P/ [ t]_ср pd² /4

(1.3)

для двухсрезного соединения

z =P/2 [ t]_ср pd² /4

(1.4) где Р — усилие, действующее на все заклепки, кгс (Н).

Заклепки проверяют на смятие по формуле

P₁ £[ s]_см dd, (1.5)

где d — толщина соединяемых деталей, мм; [ s^] см — допускаемое на-

пряжение на смятие, кгс/мм² (Па).

Сечение соединяемых деталей проверяют на растяжение:

s= P/ F_p £[ s] _р ,

(1.6)

где F_p — рабочая площадь в сечении, проходящем через оси отверстия, мм² ; [ s]_р — допускаемое напряжение на растяжение, кгс/мм² (Па).

Чтобы заклепки не вырезали кромку соединяемых деталей, должно быть выдержано следующее условие:

Р £2 (l - d/2) d[ t]_ср

(1.7)

В результате этих расчетов определяют шаг заклепок t и расстояние l . По назначению заклепочные соединения разделяют на прочные (конструкции мостов, балок, ферм) и плотнопрочные (котлы, резервуары). Для обеспечения герметичности плотнопрочных швов заклепки всегда ставятся в горячем состоянии.

Рис. 1.6. Стыковые сварные соединения

Заклепочные соединения выполняются швами внахлестку (см. рис. 1.5, в) и швами встык с одной или двумя накладками (см. рис. 1.5, г). По числу рядов заклепок различают швы однорядные, двухрядные, трехрядные и многорядные. Заклепки могут располагаться параллельными рядами или в шахматном порядке.

Заклепочные соединения применяют для соединения деталей, изготовляемых из трудносвариваемых металлов, или деталей, которые при сварке деформируются, а также в конструкциях, подвергающихся вибрационным нагрузкам..

Сварные соединения. Такие соединения являются наиболее совершенными из неразъемных соединений, так как лучше других приближают составные детали к целым. Соединение деталей при сварке осуществляется путем сварных швов. Эти швы образуются в результате расплавления электрода при электросварке или прутка при газовой сварке. Наиболее распространена электросварка. Помимо дуговой сварки большое применение получила контактная сварка. Она основана на использовании повышенного омического сопротивления в стыке Деталей. Металл в зоне стыка разогревают до пластического состояния, после чего ток выключают, а разогретые детали сдавливают и сваривают.

Сварка разделяется на следующие виды: стыковую, точечную, ленточную.

С т ы к о в а я с в а р к а применяется для сварки стержней сравнительно небольшого сечения — арматуры, труб и различных листовых конструкций (рис. 1.6). При толщинах свариваемых изделий больше 8 мм делают подготовку кромок, чтобы шов проваривался по всей толщине деталей. Сварной шов называется стыковым. Другие виды сварных соединений выполняют угловыми швами, которые делятся на лобовые, фланговые , косые, комбинированные.

Т оче ч ная с в а р к а деталей осуществляется не по всей поверхности, а в отдельных точках. Этот метод применяют преимущественно для сварки тонкостенных конструкций,сварки внахлестку листовых деталей толщиной не более 3—4 мм и сварки арматурных сеток из тонких стержней.

Л е н т о ч н а я (ролик о в а я ) с в а р к а — шов получается в виде узкой непрерывной ленты, расположенной вдоль стыка. Электроды для этого вида сварки имеют форму роликов. Такая сварка применяется чаще для соединения внахлестку листов.

Расчет шва сварных соединений на прочность ведется в зависимости от типа соединения и вида шва. Для расчета принимают, что действующие усилия распределяются равномерно по длине шва, а напряжения — равномерно по сечению.

Стыковые швы (см. рис. 1.6) рассчитывают на растяжение или сжатие. При этом определяют длину шва, которая зависит от действующей растягивающей силы Р , толщины свариваемых деталей б и допускаемого напряжения на растяжение [ s '] р . Последнее зависит от марки электрода и допускаемых напряжений материала свариваемых деталей. Длина шва, мм, l _с = Р / d [ s '] _р (1.8)

Угловые лобовые швы рассчитывают на срез. Рабочее сечение шва определяют по высоте h прямоугольного равнобедренного треугольника

(шва). Высота h = 0,7 а, где а — катет треугольника. Длина шва, мм, l _л = Р / 2 * 0,7 [ t '] a

(1.9)

где [ t '] — допускаемое напряжение на срез наплавленного материала,

кгс/мм² (Па).

Фланговые швы также рассчитывают на срез. Их общая длина 2l _ф может быть определена по формуле (1.9). По этой же формуле рассчитывают длину косого шва.

Р е з ь б о в ы е с о е д и н е н и я . Такие соединения деталей осуществляются с помощью резьбы. Каждое резьбовое соединение в принципе состоит из двух деталей: винта и гайки, винтовой пары, конструктивное же их выполнение может быть различным.

Резьба образуется путем нанесения на поверхность детали винтовых канавок. Сечение этих канавок, т. е. профиль резьбы, имеет прямоугольную, треугольную или трапецеидальную форму. По направлению винтовой линии различают правую или левую резьбу. У правой резьбы винтовая линия идет слева направо и вверх, и наворачиваемая на винт гайка поворачивается по часовой стрелке . У левой резьбы винтовая линия идет справа налево и вверх. Левую резьбу применяют только в специальных целях; обычно применяется правая резьба. Если на стержне или в отверстии расположены две или несколько винтовых канавок, то они образуют многозаходную резьбу. Все крепежные резьбы — однозаходные с треугольным профилем; многозаходные (двух- и трехзаходные) резьбы применяются обычно в винтовых механизмах, например в домкратах.

При резьбовом креплении важно, чтобы усилие Р вдоль оси болта или шпильки было достаточно для соединения (затяжки) деталей. Величина этой силы в зависимости от прикладываемого окружного усилия может быть получена, если развернуть один виток резьбы по среднему диаметру . Развертка представляет собой прямо-угольный треугольник, где один катет равен шагу резьбы, а второй — Длине окружности по среднему диаметру. Угол подъема р равен:

tg b = S / p d₂ .

Чтобы определить взаимодействие между силой Р и окружной силой Т, прикладываемой для затяжки, заменим гайку ползуном А. При перемещении ползуна, т. е. при относительном движении, возникает равнодействующая от нормальной силы и силы трения, которая наклонена к нормали под углом трения j. tg j = m , где m — коэффициент трения. Из разложения этой силы следует, что окружная сила, кгс (Н),

T = P tg( b + j ).

Величина угла ф неодинакова для резьб различного профиля. У треугольного профиля она больше, чем у прямоугольного, так как трение в резьбе с прямоугольным профилем меньше, чем с треугольным.

Винтовые пары применяют не только для крепежных целей, но и в механизмах для подъема грузов (домкратах) и для преодоления усилий. В этом случае очень важно, чтобы поднимаемый груз при остановке механизма, когда перестает действовать движущая окружная сила Т, не опускался, т. е. чтобы винтовая пара обладала свойством самоторможения. Это значит, что ползун А не должен сползать по наклонной плоскости под действием силы Р, если снято действие силы Т. Самоторможение достигается при условии, когда угол подъема Р меньше угла трения j.

Ш п и л ь к и не имеют головок, резьба нарезается на обоих концах. Один конец шпильки ввертывается в резьбовое отверстие, а на другой навертывается гайка. Шпильки применяют там, где по конструктивным соображениям нельзя установить болты, а также при соединении деталей из алюминия и легких сплавов, так как резьба быстро разрушается.

Б о л т ы и в и н т ы имеют на одном конце резьбу для ввертывания в резьбовое отверстие одной из деталей, а на другом конце головку: болты — шестигранную или квадратную под ключ , а винты—полукруглую, цилиндрическую или потайную с пазом под отвертку . Болты и винты стандартизованы по диаметру, длине l , Длине нарезаемой части l ₀ , размеру под ключ S и высоте головки h . Винты применяют в соединениях, где действуют усилия меньше, чем в болтовых.

Г а й к и бывают различных конструкций. Обычно применяют шестигранные гайки, реже квадратные и круглые. Чтобы круглые гайки можно было завертывать, в них делают пазы или отверстия.

Для предохранения гайки от самоотвинчивания применяют различные способы стопорения: кроме основной устанавливается контргайка , которая создает дополнительное натяжение и дополнительное трение в резьбе основной гайки, что препятствует ее отвертыванию. В других случаях под гайку устанавливают пружинную шайбу, что сохраняет силы трения между резьбой и гайкой . При использовании круглых гаек применяют стопорные винты . Делают также специальные гайки со шплинтами .

Детали резьбовых соединений рассчитывают, исходя из следующих yсловий нагружения:

1. Болты работают только на растяжение (например, рым-болт редуктора —рис. 1.11, а).

Рис. 1.11. Различные условия болтов

2. Болты работают на растяжение и кручение (рис. 1.11,6) в тех случаях, когда они установлены с начальной затяжкой. В этих болтах, помимо растягивающих сил, действует крутящий момент, так как во время завертывания гайки возникают силы трения в резьбе.

3. Болты работают на срез и смятие (рис. 1.11, в). В этих соединениях болт ставят в отверстие без зазора. Напряжения среза и смятия в болте вызываются действием поперечной силы Т.

Клиновые, клеммовые, шпоночные и шлицевые соединения.

Рис. 1.12. Разъемные соединения

Эти соединения являются разъемными.

Клинов ое соед инение деталей (рис. 1.12, а) осуществляется при помощи клина, забиваемого в отверстия этих деталей. Угол а делается таким, чтобы под действием сил, перпендикулярных оси клина, он не выжимался из отверстия, т. е. клин должен отвечать условию самоторможения. Этому условию отвечают клинья, у которых tga> 1/30. Клинья бывают односторонние и двусторонние. В строительных машинах обычно применяются односторонние клинья. Этот вид соединения прост по конструкции.

К л е м м о в о е соедин е н и е деталей (рис. 1.12,6) осуществляется при помощи клеммы представляющей собой цилиндр с прорезью или состоящей из двух отдельных частей. Такие соединения применяют для закрепления на валах и осях различных деталей, например рычагов противовесов, ручек поворота осей и др. Клемма удерживается на валу силой трения Nf между поверхностью отверстия клеммы и поверхностью вала, создаваемой в результате затяжки силой Р. Эти соединения можно применять только при передаче небольших нагрузок. Достоинством клеммовых соединений является простота конструкции, возможность перестановки деталей и регулировки их взаимного расположения.

Ш п о н о ч н о е с о е д и н е н и е показано на рис. 1.12, б. Усилие, передаваемое от одной детали к другой, воспринимается боковыми поверхностями шпонки. Эти усилия стремятся смять и срезать шпонку. Для расчета шпонок на смятие принимается, что напряжения s_см распределены по всей длине и высоте шпонки равномерно, что равнодействующая сил, действующих на шпонку, приложена на плече, равном d/2, и что шпонка выступает над поверхностью вала на 0,5/г (высоты шпонки). Следовательно, по передаваемому моменту М можно определить величины s_см и t_ср :

s_см = 4M / hl_p d £ [ s] _см

(1.10)

t_ср = 2M/ bl p d £ [ t] _ср (1.11)

При передаче больших крутящих моментов на валах устанавливают две или три шпонки.

Ш л и ц е в о е с о е д и н е н и е (рис. 1.12, г) является как бы многошпоночным соединением. В детали, помещаемой на валу, протягивают пазы (канавки ) соответствующие выступам (шлицам) на валу. Шлицы выполняются с прямолинейным, эвольвентным и треугольным профилями. Эти соединения бывают неподвижными и подвижными, когда деталь может перемещаться вдоль оси вала.

Боковые поверхности шлицев рассчитывают на смятие. Принимается, что усилие Р от передаваемого крутящего момента М кр приложено на диаметре d cр:

Р = 2М кр /d cр , кгс(Н).

Так как d cр = ( D + d ) / 2 то P = 4M кp /(D + d) .

Следовательно,

2 2

[ s] см = 2P / ( D + d ) lzk = 8M кp / ( D + d ) £ [ s] см

(1.12)

где l — длина шлица, мм; z — число шлицев; k — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между шлицами.

ПЕРЕДАЧИ

Привод рабочих органов, ходовой части и других узлов машины осуществляется с помощью силовых передач, которые не только передают движение, но изменяют скорость, а иногда характер и направление движения. Передачи бывают механические, гидравлические и электрические.

Механические передачи разделяются на передачи трением (фрикционные и ременные) и передачи зацеплением (зубчатые, червячные и цепные). В каждой передаче элемент, который передает мощность, называется ведущим, а элемент, которому передается эта мощность, — ведомым. Чаще всего частота вращения ведущего п₁ и ведомого n₂ элементов различна. Отношение этих п₁ к n₂ называется передаточным числом i = п₁ / п₂ . (1.12)

Передачи могут быть понижающие, когда i > 1; п₁ > п₂ , и повышающие, если i > 1; п₁ < п₂ . Понижающие передачи имеют наибольшее применение, так как частота вращения привода чаще бывает больше частоты вращения исполнительного органа.

Для ряда расчетов приходится определять мощность N = Pv/9,81 Вт, или N = Pv, Вт, где Р — действующая сила; соответственно в кгс или Н; v — скорость, м/с.

При вращательном движении v = 2 pRn / 60, где R — радиус колеса или шкива, м; п — частота вращения, об/мин. Подставим значения v в формулу мощности

N =P * 2 pRn / 9,81 * 60 или N = P * 2 pRn / 60

(1.13)

Так как PR = М, то

M » 95N / n, кгс*м, или M = 9,5N / n, Н*м.

(1.14)

При передаче мощности от ведущего вала к ведомому имеются потери на трение, нагрев, аэродинамические и другие потери. Поэтому на ведомом валу мощность всегда меньше. Величина потерь мощности характеризуется КПД передачи и определяется как отношение величин мощности N₂ на ведомом валу к мощности N₁ на ведущем валу:

h=N₂ / N₁

(1.14а)

Величина момента М 2 на ведомом валу равна произведению момента на ведущем валу М х на передаточное число и КПД:

М 2 = М₁ i h

(1.15)

Фрикционные передачи. Передачи, у которых движение от одного элемента к другому передается силами трения. Наиболее простая конструкция такой передачи показана на рис. 1.13, а. Здесь вращение от одного вала к другому передается под действием сил трения между Дисками, надетыми на эти валы. Величина силы трения Р (Н) зависит от усилия Q, с которым один диск прижимается к другому, и от коэффициента трения m: P = Q m

(1.16)

Рис. 1.13. Фрикционные передачи

В рассматриваемых передачах всегда имеет место проскальзывание дисков, поэтому величина передаточного числа непостоянна. Она подсчитывается по формуле

i = п₁ / n₂ =D₂ / D₁ ( 1 - x ) (1.17)

где x — величина, характеризующая относительное скольжение и зависящая от материала фрикционных дисков (x= 0,002 - 0,03).

Фрикционными передачами можно передавать вращение между пересекающимися осями (рис. 1.13, б). В этом случае усилие, с которым конические катки прижимаются один к другому, создается под действием усилий, направленных вдоль осей катков.

Передаточные числа у фрикционных передач не превышают 10; чаще всего они составляют 5—7. Фрикционные передачи применяют в случаях, когда передаточное число должно быть переменным.

На рис. 1.13, в показан случай, когда два диска расположены так, что их оси взаимно перпендикулярны. Диск 1 соприкасается по образующей наружной поверхности с торцевой поверхностью диска 2 и прижимается к нему силой Q. При вращении диска 1 сила трения приводит в движение диск

2. Частота вращения диска 2 зависит от расстояния D₂ диска 1 от оси вращения диска 2. Передаточное число в такой передаче равно:

i=D₁ /D₂ .

Изменением величины D₂ регулируется величина i. Такие передачи просты по конструкции, имеют небольшие динамические нагрузки, возможность плавного изменения передаточного числа (вариаторы). К недостаткам следует отнести проскальзывание дисков, в результате чего не обеспечивается заданное передаточное число.

В строительных машинах фрикционные передачи применяются редко и то во вспомогательных механизмах.

Ременные передачи служат для передачи вращения от одного вала к другому, находящемуся на значительном расстоянии (рис. 1.14, а). Они состоят из двух шкивов, на которые надет бесконечный ремень (плоский, трапецеидальный — клиновой, реже круглый).

По применяемым материалам ремни бывают хлопчатобумажными прорезиненными (наиболее распространенные), хлопчатобумажными и полиамидными, обладающими прочностью больше в пять раз, чем прорезиненные, и в 8—10 раз больше, чем кожаные.

При вращении ведущего шкива в результате сил трения, возникающих между шкивом и ремнем, последний движется в направлении вращения этого шкива. В результате сил трения, возникающих между ремнем и ведомым шкивом, ремень увлекает за собой и приводит во вращение ведомый шкив. Величина силы трения между шкивом и ремнем, т. е. величина тягового усилия (Н) определяется как разность между силами S₁ и S₂ , действующими в сбегающей и набегающей ветвях ремня: P = S₁ — S₂ .

(1.18)

Ременную передачу можно рассматривать как гибкую нить, огибающую цилиндр. Для определения натяжения такой нити Эйлер вывел зависимость ma

S₁ / S₂ = e

(1.19)

где S₁ и S₂ — силы, приложенные к концам нити, (Н); е — основание натурального логарифма; m — коэффициент трения между нитью и поверхностью цилиндра; a — угол обхвата цилиндра нитью.

п г б)

Рис. 1.14. Ременные передачи

В ременных передачах угол а есть угол между радиусами, проведенными через точки касания ветвей ремня с окружностью шкива.

Отношение S₁ / S₂ зависит в значительной степени от m и a.

Большое значение имеет правильное и надежное соединение концов ремня. Плоские кожаные и прорезиненные ремни склеивают специальными клеями. Концы ремня можно скреплять заклепками, скобками и т.д. (рис. 1.14,6). При склеивании прочность стыков составляет 80—85% прочности целого ремня, а при скреплении концов — всего 25— 30%.

Все большее применение получают клиновые ремни. Они позволяют передавать вращение при малом расстоянии между осями шкивов. Угол j

(рис. 1 15, а) составляет 34—40°. Различные виды клиновых Ремней показаны на рис. 1.15, б.

Для плоских ремней оптимальное расстояние между осями шкивов

A = 2(D₁ + D₂ ), мм,

(1.20) где D ₁ , D₂ — диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм.

Для клииоременных передач величину А выбирают в зависимости от диаметра большого шкива Dб и передаточного числа:

Минимальное расстояние

А min = 0,55 (D 1 + D 2 ) + H, мм,

(1.21) где Н — высота сечения ремня, мм.

В плоскоременных передачах передаточные числа допускаются до 10, в клииоременных — до 15, передаваемые мощности — 2000 и 10 000 кВт.

Рис. 1.15. Клиноременные передачи: / — кордовая ткань; 2 — резиновы( ткани; 4

наполнитель; 3 — обертка из прорезиненной — кордовые шнуры

Скорость ремня может достигать 30 м/с при прорезиненных, 45 м/с— при кожаных. Коэффициент трения между ремнем и шкивом у клиновых ремней значительно больше, чем у плоских.

Достоинствами ременной передачи являются: простота конструкции и возможность передачи движения на сравнительно большие расстояния; эта передача смягчает толчки, ограничивает возникновение значительных перегрузок. К недостаткам относят большие габариты и невозможность получения точного передаточного числа из-за проскальзывания ремня.

Передаточное число i ременной передачи определяется по формуле

(1.17) .

При эксплуатации ременных передач необходимо следить, чтобы масло не попадало на внутреннюю часть ремней и на поверхность шкива, так как резко снижается коэффициент трения, а следовательно, и величина тягового усилия Р.

Работоспособность ременных передач определяется: 1) тяговой способностью или силами сцепления ремня со шкивом; если эти силы недостаточны, то ремень начинает буксовать; 2) долговечностью ремня.

В последнее время появились зубчато-ременные передачи, получающие распространение с внедрением новых искусственных материалов, армированных стальными тросами или с полиамидным кордом. Эти передачи компактнее, работают бесшумно, без скольжения, со скоростью до 80 м/с и передают мощность до 1000 кВт.

В строительных машинах ременные передачи применяют редко для привода дробилок, очень редко с клиновыми ремнями для других машин, чаще для вспомогательных механизмов.

Рис. 1.16.схема зацепления цилиндрических зубчатых колес:

I — ножка; 2 — линия зацепления; 3 — впадина; 4 — головка; 5 — основная окружность

Зубчатые передачи состоят из колес, по окружностикоторыхнарезаны зубья. Оси колес расположены на таком расстоянии, что зубья одного колеса входят между впадинами другого колеса. При вращении одного колеса боковые поверхности его зубьев упираются в боковые поверхности зубьев другого колеса, в результате чего второе колесо получает вращение в противоположном направлении. Меньшее из пары зубчатых колес называют шестерней, а большее —колесом. Термин зубчатое колесо является общим.

Представим себе два диска диаметром d_x и d₂ , установленные так, что они соприкасаются в точке Р (рис. 1.16). Если диск диаметром dj имеет частоту вращения в минуту, равную п₁ и приводит во вращательное движение диск диаметром d₂ без скольжения, то при вращении этих дисков передаточное число

i= n₁ / n₂ = d₂ / d₁

Eсли по наружному диаметру дисков нарезать зубья и выполнить профиль этих зубьев таким, чтобы во время вращения зубья все время соприкасались бы в точке касания дисков Р и обкатывались друг относительно друга без скольжения, то при вращении таких зубчатых колес передаточное число

i= n₁ / n₂ = d₂ / d₁ = z₁ / z 2 .

(1.21)

Этим условиям отвечают зубья, имеющие профиль развертки-окружности (эвольвентный).

Для того чтобы профили зубьев касались в точке Р, необходимо Развернуть окружности, диаметры которых меньше d x и d 2. Эти окруж-

ности диаметром d 0 называются основными окружностями.

Касательная к этим окружностям называется линией зацепления и проходит через точку Р, называемую полюсом зацепления .

Окружности диаметром dx и d 2 называются делительными .

Основными элементами, характеризующими зубчатое зацепление, являются:

число зубьев шестерни и колеса соответственно z 1 и z 2 ;

передаточное число i = n 1 / n i = z 2 / z 1

шаг зубьев t, равный расстоянию между одноименными профилями (двумя правыми или двумя левыми) двух смежных зубьев, измеренному по делительной окружности, мм; модуль зацепления т = t / pпринимается в качестве основного параметра

зацепления; высота головки зуба К и высота ножки зуба h"; нормальная высота

головки принята h' = т; высота ножки h" = 1,15 m, мм; высота зуба для нормального зацепления h = 2,25m, мм; диаметр делительной окружности d = mz, мм; диаметр окружности выступов Di (наружный диаметр зубчатого колеса):

D e = А + 2/h' = mz + 2m = т (г + 2) , мм; межцентровое расстояние А, мм; толщина зуба s, мм;

диаметр окружности впадин D i = d 2 — 2h" = mz — 2,5m = m (z — 2,5),

мм; ширина рабочей части колеса b; для прямозубых колес b = (6 ¸ 10) т ; полюс зацепления Р — постоянная точка, в которой общая нормаль к соприкасающимся профилям зубьев в точке их касания пересекается с линией, соединяющей центры зубчатых колес;

линия зацепления — прямая, представляющая собой геометрическое место точек касания профилей двух соприкасающихся зубьев; она является касательной к основным окружностям; угол зацепления а — угол между линией зацепления и перпендикуляром

к линии центров колес.

Величины указанных параметров даны для цилиндрических прямозубых колес с некорригированным зубом. Чем больше ширина зуба b и число зубьев г, находящихся в зацеплении, тем большую мощность можно передавать передачей.

Для увеличения b и г, находящихся в зацеплении, цилиндрические колеса делают косозубыми, конические — косозубыми или с кривыми зубьями.

Зубчатыми колесами передают вращение между валами с параллельными, перекрещивающимися и пересекающимися осями. Кроме внешнего передачи могут иметь и внутреннее зацепление. На рис. 1.17 приводятся основные виды передач.

Достоинством зубчатых передач являются малые габариты, высокий КПД (до 0,96—0,98), большая надежность и долговечность, постоянство передаточных отношений и применимость в широком диапазоне мощностей — до 50 тыс. кВт, скоростей — до 150 м/с (обычно до 12—15 м/с) и передаточных отношений — до 20, чаще для цилиндрических прямозубых колес до 10, для конических передач до 5, для червячных до 80.

Недостатком косозубых передач является возникновение силы вдоль оси колеса (рис. 1.17, б), что требует установки подшипников, воспринимающих эту силу. Для устранения такого недостатка в мощных

Рис. 1.17. Виды зубчатых передач:

а - цилиндрические прямозубые; б - цилиндрические косозубые; в - цилиндрические шевронные; г - конические прямозубые; д - конические с круговым зубом; е - винтовые; ж - с внутренним зацеплением; з - реечное зацепление.

передачах применяют зубчатые колеса с шевронным зубом (рис. 1.17, в ); при этом силы, возникающие от косого расположения зубьев взаимно уничтожаются.

Шаг зубьев у конических колес переменный и уменьшается к вершине зуба конуса.

На работу зубчатых колес влияют размеры колес, точность изготовления и монтажа, жесткость валов,режимы работы и т. д.

Редукторы — механизмы в виде отдельных агрегатов, которые служат для понижения частоты вращения и увеличения крутящих моментов. Они состоят из одной или чаще нескольких пар зубчатых колес или червячных передач, помещенных в специальном корпусе.

Рис. 1.22. Редукторы

Для передаточных чисел до 10 редукторы выполняют одноступенчатыми (рис. 1.22, а), до 15—30 — двухступенчатыми (рис. 1.22,6). Для больших передаточных чисел — трехступенчатыми (рис. 1.22, в). Редукторы с коническими колесами выполняют одноступенчатыми (рис. 1.22, г) или, в сочетаний с цилиндрическими,—двухступенчатыми (рис. 1.22, д). Червячные редукторы обычно выполняют одноступенчатыми (рис. 1.22, е). Передаточное число двухступенчатых или трехступенчатых редукторов равно произведению передаточных чисел каждой пары.

Цепные передачи. Для передачи вращения между двумя параллельными валами при большом расстоянии между ними (до 8 м) применяют передачи, состоящие из двух цепных звездочек и бесконечной 1епи (рнс. 1.23). В таких передачах применяют так называемые приходные в основном втулочнороликовые однорядные и многорядные цепи. Шаг цепей колеблется от 8 до 120 мм. Каждое звено имеет ось 1 (рис 1.24), на которую напрессовываются пластины 2, образуя наружное звено. На ту же ось надевается втулка 3, на которую напрессовывается пластина 4, образуя внутреннее звено. На втулках насажены ролики 5, входящие в зацепление со звездочками.

Существуют и другие конструкции цепей: втулочные, пластинчатозубчатые, втулочно-роликовые с изогнутыми пластинками, фасоннозвеньевые крючковые, фасонно-звеньевые втулочно-штырьевые.

Конструкция звездочек цепных передач во многом подобна конструкции зубчатых колес.

Рис. 1.24. Втулочно-роликовая цепь

Делительная окружность звездочки проходит через центры шарниров цепей (рис. 1.25). Диаметр этой окружности D₀ = t / ( sin p/z ), мм,

(1.22) где t — шаг зуба, мм.

Рис. 1.25. Профиль зубьев звездочки

Профили зубьев звездочек роликовых и втулочных цепей могут быть выпуклыми, прямолинейными и вогнутыми. Зуб любого профиля должен обеспечивать свободный вход и выход шарниров из зацепления.

В зависимости от передаточного числа число зубьев малой звездочки назначается равным 32—12. Передаточное число i = n₁ / n₂ = z₂ / z₁ = D₂ / D₁ .

Обычно i £ 8, а в тихоходных передачах может достигать 15.

Скорость цепи выбирают до 15 м/с, а в быстроходных передачах — до 25—30 м/с. Передаваемые мощности достигают 800 кВт, наиболее эффективны они до 120 кВт.

Под действием собственного веса цепь провисает (см. рис. 1.23). Для нормальной работы необходимо, чтобы величина провисания была не больше определенного значения, для этого цепь натягивается перемещением оси одной из звездочек. Для горизонтальных передач и передач под углом наклона до 45° допускаемый прогиб к горизонту f = 0,02A, для передач, близких к вертикальным, f = (0,01 ¸ 0,015) А.

Реаичина натяжения S н (кН) зависит от массы 1 м цепи q, расстояния А между осями, допускаемого прогиба f :

2

S н =q A / 8 f

Допускаемая полезная сила Р, которая может передаваться цепью, зависит от допускаемых удельных давлений в шарнирах цепи [р]₀ , кгс/мм² (МПа). Удельное давление выбирают таким, чтобы контактные напряжения не превышали допускаемых. Допускаемая величина удельного давления [р]₀ зависит от скорости шага и типа цепи. Для втулочно-роликовых цепей принимается [р] 0 = 3,5 ¸ 1,4 кгс/мм² (35— 14 МПа); для зубчатых цепей

— 2 ¸ 0,7 кгс/мм² (20—7 МПа).

Величина допускаемой полезной нагрузки, кгс (Н),

P = [р] 0 F / k э (1.23)

где F — проекция опорной поверхности шарнира, мм² ; k э — коэффициент, характеризующий условия эксплуатации передачи; зависит от характера динамических нагрузок, длины цепи, наклона передачи, характера смазки, режима работы; изменяется от 1,2 до 3,0. Общее натяжение ведущей цепи

S₁ ^{= S} н + Р.

(1.24)

Передаваемая мощность для однорядной цепи

N = Pv Bт,

(1.25) где v — скорость цепи, м/с; Р — сила, Н.

При работе цепной передачи цепь вытягивается, изнашиваются шарниры и зубья звездочек. Если цепь удлиняется больше чем на 3%, то она начинает соскакивать со звездочки. При скоростях цепи более 6 м/с допускается удлинение цепи меньше чем на 3%.

При эксплуатации цепей необходимо смазывать шарниры и зубья звездочек.

Достоинствами цепных передач является: возможность применения в широком диапазоне межцентровых расстояний, малые габариты и масса, простота замены и высокий КПД. Недостатки — возможность внезапного обрыва, удлинение вследствие износа и необходимость натяжных устройств, неравномерность скорости, особенно при малом числе зубьев звездочки.

В строительных машинах цепи широко применяют для привода от двигателя (обычно многорядные) и приводов отдельных механизмов (однорядные).

ВАЛЫ И ОСИ. ИХ СОЕДИНЕНИЯ И ОПОРЫ

Вращающиеся детали машин устанавливают на осях или валах. Валы всегда вращаются вместе с деталями и передают крутящий момент; оси же, вращаются ли они вместе с деталями или остаются неподвижными, момента не передают и только поддерживают детали. Поэтому оси нагружены только изгибающими усилиями, а валы еще и крутящими моментами.

Валы бывают гладкие, ступенчатые (рис. 1.26, а, б), коленчатые. Когда диаметр червяка или шестерни близок к диаметру бала, их изготовляют как одно целое, например вал с червяком, вал с зубчатой шестерней.

Валы и вращающиеся оси устанавливают опорами (цапфами) в подшипниках. Цапфы, воспринимающие осевую нагрузку, называются пятами .

Рис. 1.26. Валы: а — для шпоночного соединения; б — для шлицевого соединения

Для соединения валов с деталями применяют шпонки или шлицы. При передаче больших крутящих моментов на валу устанавливают две или три шпонки.

Эмпирически установлено, что величина максимальных прогибов не должна быть больше 0,0003 от расстояния между опорами, а в местах установки зубчатых колес — не больше 0,03 от модуля зацепления.

Угол закручивания не должен превышать определенных величин. Его выбирают в зависимости от длины вала и условий работы. Для валов строительных машин этот угол составляет 15'—30' на 1 м длины вала.

Рис. 1.27. Гибкий вал:

/ — сердечник; 2 — первый слой навивки; 3 — второй слой; 4 — третий слой; 5 — четвертый слой; 6 — пятый слой

При расчете на выносливость валов и осей учитывают характер изменения напряжений, усталостные характеристики материалов, влияние концентрации напряжений, качество изготовления и т. д. Обычно расчет при этом сводится к определению запаса прочности в зависимости от указанных параметров.

Гибкие валы. Для передачи движения между деталями, расположенными так, что жесткую связь нельзя осуществить (например, для привода вибраторов, механизированных инструментов и других механизмов), применяют гибкие валы (рис. 1.27). Их делают из нескольких слоев проволоки, плотно намотанных на сердечник, причем каждый слой имеет противоположное направление навивки. Первый, третий и пятый слои имеют правую навивку, второй и четвертый — левую. Направление навивки наружного слоя противоположно тому, которое должен иметь вал при работе, чтобы проволока не раскручивалась, а также чтобы при вращении вала внутренние слои вала уплотнялись. Броня, покрывающая гибкий вал, вместе с Ним не вращается. Она защищает вал от повреждений, удерживает на нем консистентную смазку и предохраняет рабочих от захвата валом.

Подшипники . Подшипники служат опорами валов и осей. Различают подшипники скольжения и качения.

П о д ш и п н и к и с к о л ь ж е н и я . В зависимости от величины и направления нагрузок, возникающих на валах, применяют подшипники радиальные, которые могут воспринимать нагрузки, зправленные радиально, и упорные, которые могут воспринимать Усилия как направленные вдоль оси, так и радиальные.

Поверхность цапфы в радиальных подшипниках скользит относильно его внутренней поверхности. Уменьшение сил трения между трущимися поверхностями создается слоем смазки. При работе цапфа занимает в подшипнике эксцентричное положение, и поэтому смазка между поверхностями подшипника и цапфы принимает форму клина (рис. 1.28, а). Цапфа, вращаясь, увлекает смазку в узкий зазор, где создается масляная подушка, поддерживающая цапфу. Слой масла, разделяющий цапфу и подшипник, создается также, если в зазор подается масло при помощи масляного насоса. На рис 1.28, а изображена эпюра гидродинамических давлений по окружности подшипника. На рис. 1.28, б и в показаны подшипники скольжения. Они состоят из корпуса, вкладыша и устройства для смазки. Корпус подшипника, показанный на рис. 1.28, б, цельный. В него впрессован цилиндрический вкладыш. На рис. 1.28, в приведен подшипник с разъемным корпусом и вкладышем, состоящим из двух половин. Цельные корпуса применяют для валов небольших диаметров. Разъемные корпуса облегчают монтаж валов, позволяют производить регулировку диаметра. На рис. 1.28, г показан упорный подшипник.

Рис. 1.28. Подшипники скольжения:

/ — корпус; 2 — вкладыш; 3 — масленка; 4 — болт крепления подшипника; 5 — крышка;

6 — болт крепления крышки; 7 — опорный вкладыш; 8 — стопорный штифт

Вкладыши обычно делают биметаллическими. На чугунную, стальную, а в ответственных конструкциях бронзовую основу наносится антифрикционный: материал — баббит, свинцовистая бронза и т.д.

Ненаплавляющиеся антифрикционные материалы (антифрикционные чугуны, текстолит, прессованная древесина) применяют для изготовления сплошных вкладышей, которые применяют в индивидуальном и мелкосерийном производстве наряду с биметаллическими вкладышами. Нанесение мягких антифрикционных материалов, главным образом баббита, осуществляется заливкой. Толщина слоя заливки 0,5 ¸ 1,5 мм в зависимости от диаметра вкладыша. При уменьшении толщины слоя заливки увеличивается усталостная прочность баббитового слоя. Важным размером в подшипнике является длина l ; ее обычно выбирают в пределах 0,5 ¸ 0,9 диаметра цапфы d.

Подшипники скольжения рассчитывают на допускаемое удельное давление р, величина которого должна быть меньше допускаемых величин, зависящих от материала заливки и ее толщины:

p = p / dl £ [p] (1.26)

Например, для подшипников с заливкой из оловянных баббитов [р] = 20 кгс/см² (2 МПа), а с заливкой из бронзы [р] = 200 кгс/см² (20 МПа).

При работе температура подшипников не должна превышать 50 °С. Подшипники скольжения ответственного назначения рассчитывают на жидкостное трение, которое основано на том, что масляный слой между цапфой и вкладышем воспринимает всю нагрузку (см. рис. 1.28, а). Подшипники скольжения устанавливают для валов большой массы, когда требуется разборка подшипника, либо когда последний работает в агрессивных средах, или при большом загрязнении.

Рис. 1.29. Классификация подшипников качения

П о д ш и п н и к и к а ч е н и я (рис. 1.29, а). Они состоят из наружного / и внутреннего 2 колец с дорожками качения 3. Между кольцами в дорожках качения устанавливаются шарики пли ролики 4, которые катятся по Дорожкам. Чтобы ролики или шарики находились на одинаковом расстоянии один от другого, в подшипниках предусмотрены сепараторы 5, представляющие собой штампованные кольца с отверстиями для роликов или шариков.

Широко используются роликовые подшипники (при малых диаметрах.роликов они называются игольчатыми).

Подшипники качения можно разделить на три типа: 1) радиальные, принимающие радиальные нагрузки и допускающие небольшие осевые нагрузки; 2) радиально-упорные, воспринимающие как радиальные, так и осевые нагрузки, но величина последних не должна превышать 0,7 от разности между допускаемой и действующей радиальными нагрузками; 3) упорные, воспринимающие только осевые нагрузки.

На рис. 1.29, б дана классификация подшипников качения.

Шариковые подшипники применяют в передачах с малыми и средними нагрузками. Роликовые подшипники устанавливают в передачах с большими нагрузками, так как их грузоподъемность почти в два раза больше, чем у шариковых. Однако они хуже работают при больших числах оборотов. Максимально допускаемая частота вращения для них почти в два раза меньше, чем для шариковых подшипников.

Подшипники выбирают по нагрузкам, действующим на них. Нагрузки могут быть постоянными, переменными, с ударами, толчками, с разным соотношением величин осевых и радиальных нагрузок и т. д. Условия нагружения могут быть также различными: может вращаться внутреннее или наружное кольцо.

Расчет подшипников ведут на их долговечность. Срок службы определяют в зависимости от так называемой динамической грузоподъемности G и эквивалентной динамической нагрузки Р.

Динамическая грузоподъемность для радиального или радиальноупорного подшипника есть постоянная радиальная нагрузка, которую группа подобных подшипников (с неподвижным наружным кольцом) может выдержать в течение расчетного срока службы, исчисляемого в 1 млн. оборотов внутреннего кольца. Величина G зависит от среднего диаметра ролика или шарика D т, числа роликов или шариков z в одном ряду, i — числа рядов тел качения в подшипнике и от среднего диаметра d 0.

Для радиальных и радиально-упорных подшипников (шариковых)

G = f 0 ( i cos a)^0,7 z ^2/3 D т

где f₀ — коэффициент динамической грузоподъемности, зависящий от геометрии деталей подшипника, точности изготовления и материала; а — угол между линией действия нагрузки на шарик или ролик и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

Эквивалентная нагрузка Р, воспринимаемая радиальным или радиальноупорным подшипником, — это постоянная радиальная нагрузка, при которой долговечность подшипника с вращающимся внутренним и неподвижным внешним кольцами такая же, что и при фактических условиях нагружения и вращения. Эквивалентную динамическую нагрузку определяют по формуле

P = ( Vx F_r + yF₀ ) k _г k _т , где F_r , F₀ — соответственно радиальная и осевая нагрузки; V — коэффициент, учитывающий, какое из колец (внутреннее или наружное) вращается; х , у — коэффициенты, учитывающие влияние радиальной и осевой нагрузок и зависящие от типа подшипника; k_r , k_T — коэффициенты, учитывающие влияние динамических нагрузок и температурного режима.

Расчет номинальной долговечности подшипников (млн. об/мин) производится по следующим формулам: для шариковых подшипников

L=(G/P)³ ;

(1,27)

для роликовых подшипников

L = (G/P)^10/3 ;

(1.28)

долговечность подшипников L п = 10⁶ / 60n * L ;

(1.29) где п — частота вращения подшипника, об/мин.

Для эксплуатации подшипников важно установить их без Перекосов, чтобы температурные деформации валов не вызывали дополнительных нагрузок. Кроме того, их необходимо смазывать и предохранять от загрязнения.

Радиально-упорные подшипники устанавливают так, чтобы можно было производить осевую регулировку, что осуществляется обычно перемещением одного кольца относительно другого.

Смазка подшипников может быть консистентной или жидкой. При работе на консистентной смазке температура не должна превышать 100° С. Жидкую смазку используют там, где КПД должен быть значительным. Допускаемая температура в этом случае может достигать 120 и даже 150° С. Чтобы подшипники не загрязнялись и масло не вытекало из корпусов, устанавливают манжеты.

В подшипниках качения по сравнению с подшипниками скольжения сила трения в 5—10 раз меньше.

Муфты. Для соединения валов, являющихся продолжением один другого или расположенных под углом, а также для передачи крутящего момента между валом и сидящими на нем деталями применяют муфты.

По назначению они разделяются на муфты постоянного действия (неуправляемые) и сцепные (управляемые). По типу соединения валов муфты делятся на жесткие и компенсирующие (рис. 1.30). Жесткие муфты различают двух видов — втулочные и фланцевые.

В т у л о ч н ы е м у ф т ы (рис. 1.30, а) просты по конструкции, малы по габариту; применяются для диаметров валов 120 мм. Недостатком их является то, что для соединения валов последние необходимо раздвигать.

Фланцевые муфты обычно состоят из двух полумуфт и бывают Двух типов. В одном типе муфт болты устанавливают без зазора (рис. 130, б), при этом болты работают на срез и на каждый из них действует сила

P = 2M к / z d , кгс (Н) (1.30)

где z — число болтов; d — диаметр окружности, по которой расположены болты, мм.

По величине Р болты рассчитывают на срез.

В другом типе муфт болты устанавливают с зазором (рис. 1.30, в). этом случае крутящий момент М к передается под действием момента M т, кгс*м (Н*м), создаваемого затяжкой болтов:

М т = z P зат f d ср / 2 ³ M к ,

(1.31) откуда

P зат ³ 2 M к / d ср z f

(1.32)

где P зат — усилие, с которым затягивается каждый болт; d cp — сред-

ний диаметр фланцев муфты; f — коэффициент трения (f = 0,15 ¸ 0,2).

К о м п е н с и р у ю щ и е м у ф т ы соединяют валы при некотором их взаимном смещении или перекосе в результате неточности изготовления, монтажа или деформации во время работы. Имеется несколько типов компенсирующих муфт. Наиболее простая муфта

Рис.1.30. Жесткие и компенсирующие муфты

(рис. 1.30, г) представляет собой две полумуфты, такие же, как у жестких муфт, только болт в одной из полумуфт упирается в резиновые прокладки, что позволяет компенсировать неточности в положении валов.

Цепная муфта показана на рис. 1.30, д. Она состоит из двух полумуфтзвездочек, на которые надета цепь. Такие муфты допускают перекос валов до 1,5° и радиальное смещение до 2 мм при средних размерах и до 5 мм при больших размерах муфт.

Крестовые муфты применяют для соединения валов, когда могут быть большие смещения осей (рис. 1.30, е). Они состоят из двух полумуфт с пазами на торцах. Между полумуфтами помещается диск, на торцах которого предусмотрены выступы, перпендикулярно расположенные по отношению один к другому. Между диском и полу-муфтами возникают силы трения, вызывающие радиальные усилия, которые передаются на вал. Величина их достигает 0,1—0,4 окружного усилия в зависимости от материала полумуфты. Недостатком этих муфт является большой износ пазов, так как во время работы средний диск движется относительно полумуфт. .

Шарнирные муфты применяют для передачи движения между валами, расположенными под углом (рис. 1.30, ж). Возможность передачи вращения под углом до 45° обеспечивается тем, что муфта имеет два шарнира, расположенные взаимно перпендикулярно.

Рис. 1.31. Муфты сцепления:

а — кулачковая муфта; б — дисковая фрикционная муфта; в — двухконусная фрикционная муфта; г — пневмокамерная фрикционная муфта; 1 — ведомый диск; 2 — ступица ведомого диска; 3 — вал муфты; 4 — ведущий диск; 5 — нажимные рычажки; 6 — пальцы; 7 — серьги; 8 — втулка; 9 — тяги; 10 — рычаг управления; 11 — втулка-крестовшга; 12 — нажимной диск; 13 — вал; 14 — ведомый конус; 15 '— ведущий конус; 16 — шкив; 17 — колодки с фрикционными накладками; 18 — пружина; 19 — пневмокамера; 20 — трубка для подачи сжатого воздуха

С ц е п н ы е муф ты. Такие муфты применяют в приводах, когда необходимо при работе часто соединять или разъединять валы.

Сцепные муфты бывают кулачковые (зубчатые) и фрикционные. Первые применяют для механизмов, включаемых при их остановке или очень медленном вращении, причем включать их необходимо че чаще, чем один раз в 5—15 мин. Вторые — при включениях, производимых на ходу с периодом действия в течение иногда нескольких секунд.

Кулачковая муфта (рис. 1.31, о) состоит из двух полумуфт, на торцевых поверхностях которых имеются кулачки (зубья) треугольно, трапецеидального или прямоугольного профиля. Зубья треугольного профиля могут быть симметричными и несимметричными. Включаются и выключаются такие муфты при осевом перемещении одной из полумуфт.

Кулачковые муфты применяют главным образом в приводах и передачах, когда включение происходит при неподвижных или очень медленно вращающихся деталях, а также когда не допускается проскальзывание одного вала относительно другого.

Такие муфты изготовляют обычно из легированных сталей и термически обрабатывают до твердости НВ 50—70. Устанавливают их с высокой степенью соосности.

Фрикционные муфты позволяют осуществлять плавное включение. Они бывают ленточные, дисковые, конусные, а также пневмокамерные.

Ленточные муфты работают по принципу обычного ленточного тормоза, устанавливаемого на ведущем ободе муфты и охватывающего ведомый шкив. Их преимущество в том, что они не передают на вал осевых усилий и требуют ничтожных усилий для включения. Применяются для мощностей до 750 кВт.

Дисковая муфта (рис. 1.31, б) состоит из полумуфт, соединяющихся под действием сил трения, возникающих между торцевыми поверхностями в виде гладких дисков. Величина создаваемого момента трения зависит от силы Q , с которой диски прижимаются один к другому, а также от коэффициента трения между дисками m, от среднего диаметра дисков D cp и от коэффициента запаса сцепления b который принимается равным 1,25— 1,5. В многодисковых муфтах момент трения зависит также и от числа дисков, т. е. от количества поверхностей трения z , которое равно числу дисков минус один.

Величина крутящего момента, передаваемого муфтой,

М кр £ Q m D ср / 2 b( z - 1 ) , кгс*м(Н-м).

(1.33)

Недостатком дисковых фрикционных муфт является необходимость создания довольно большой силы Q , вследствие чего они обычно применяются для небольших мощностей,

Конусные муфты (рис. 1.31, в) представляют собой две полумуфты с коническими рабочими поверхностями, одна из которых имеет внутренний конус, а другая — наружный. Перемещением одной из полумуфт вдоль оси достигается включение муфты.

Принцип работы муфты заключается в том, что благодаря конусной поверхности в результате действия силы Q возникает нормальная сила N , значительно большая, чем сила Q . Величина крутящего момента, передаваемая муфтой, составляет

M к £ Q mD ср / 2 b sin a , кгс*м (Н*м)

(1.34)

Применяются для передачи мощности до 150 кВт.

Пневмокамерные муфты широко применяют в строительных машинах, особенно в землеройных (рис. 1.31, г). В таких муфтах трение создается между колодками резиновой камеры, связанной с одной полумуфтой и наружной поверхностью обода другой полумуфты. Колодки прикреплены к внутренней поверхности камеры шпильками и в местах трения покрыты антифрикционным материалом. При подаче воздуха в баллон создается давление на колодки, в результате которого последние прижимаются к ободу второй полумуфты. Момент, передаваемый такой муфтой,

2

М £2 / b * pR b [p] m, кгс*м(Н*м),

(1.35)

где R — радиус поверхности трения; b — ширина колодок; [Р] — допускаемое давление.

Недостаток пневмокамерных муфт заключается в старении резины.

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О СТРОИТЕЛЬНЫХ МАШИН

КЛАССИФИКАЦИЯ МАШИН

Применяемые в строительстве машины и механизмы можно классифицировать: по виду выполняемой работы; по характеру и технологии рабочего процесса;. по режиму работы; по виду привода; по мощности (производительности); по ходовому оборудованию; по универсальности; по виду управления.

По технологическому признаку строительные машины можно разделить на следующие классы: горизонтального безрельсового транспорта; грузоподъемных монтажных работ; непрерывного транспорта; погрузочноразгрузочных работ; земляных и подготовительных работ; буровых работ; свайных работ; механической обработки (дробления, сортировки, мойки) каменных материалов; приготовления, транспортирования и укладки бетонных смесей и растворов; отделочных работ; производства железобетонных изделий, производства различного вида работ механизированным инструментом.

Класс делится на группы машин, различающиеся по характеру рабочего процесса. Например, машины для земляных работ делятся на землеройные (экскаваторы); землеройно-транспортные; для гидравлической разработки грунта и др.

Машины разных групп по режиму работы могут быть как прерывного (циклического) действия (например, одноковшовые экскаваторы), так и непрерывного действия (многоковшовые экскаваторы, машины для гидравлической разработки грунта).

Каждая группа машин может выполнять различные технологические процессы и отличаться рядом конструктивных особенностей. Так, экскаваторы применяют для работы в транспорт (например, карьерные машины) и в отвал (вскрышные машины). При этом группа разделяется на типы, отличающиеся конструкцией отдельных узлов, агрегатов, а иногда и машин.

Все типы машины должны иметь ряд типоразмеров, различающихся между собой мощностью привода, массой, размерами рабочего органа, габаритами, но имеющих в основном близкую конструкцию.

По виду основного привода различают машины, в которых используются двигатели: электрические, внутреннего сгорания, пневматические и гидравлические или комбинация двух из них (например, дизельэлектрические).

По степени подвижности (универсальности) машины делят на стационарные и подвижные; последние в зависимости от способа агрегатирования могут быть самоходными, полуприцепными и прицепными. В зависимости от типа ходового оборудования машины могут быть гусеничными, на пневматических шинах, на рельсовом и на шагающем ходу.

Различают Машины универсальные (при большом числе сменного рабочего оборудований и нескольких типах сменного ходового и силового оборудования) и машины специализированные.

а) б)

1.

Рис. 2.1. Базовая машина с различным рабочим оборудованием:

а — одноосные тягачи; 6 — двухосные тягачи: / — скрепер; 2 — грейдер-элеватор; 3 — кран стреловой поворотный; 4 — цементовоз; 5 — бульдозер; 6 — погрузчик с задней разгрузкой; 7 — корчеватель; 8 — роторный снегоочиститель

По системам управления различают машины с ручным и автоматическим управлением, а по средствам управления — с механическим, гидравлическим, пневматическим и электрическим управлением. Применяются машины со смешанным управлением (например, гидромеханические).

Расширяется область применения универсальных самоходных машин. Все чаще такие машины состоят из базовой машины и обычно сменного навесного или полуприцепного, реже прицепного рабочего оборудования. В качестве базовой машины используют тракторы, автомобили, гусеничные, а также колесные тягачи (рис. 2.1) и самоходные шасси. Наилучшие решения получаются агрегатированием базовых машин или машин целиком из унифицированных узлов (сборочных единиц).

Конструктивные и эксплуатационные особенности машин оценивают по основным их параметрам. К ним относятся: мощность, сила тяги, емкость ковша экскаватора или скрепера, размеры отвала бульдозера, максимальный диаметр бурения при различных категориях грунта и породы, габариты и масса машины, энергоемкость, удельные нагрузки на грунт движителей и др.

Для каждой группы машин выделяют главный параметр, который определяет эксплуатационную характеристику машин этой группы. Например, у бульдозеров главным параметром считают номинальную силу тяги, у одноковшовых экскаваторов — геометрический объем ковша. В одной и той же группе машин обычно имеется большое количество моделей, основные параметры или отдельные узлы и агрегаты которых отличаются друг от друга незначительно. В связи с трудностью организовать серийное производство машин и сложностью эксплуатации их делят на тнпоразмерные ряды, в каждом из которых количество моделей минимально. В ряду можно выбрать машину необходимой производительности, мощности и т. д., соответствующие наиболее рациональным условиям работы, а некоторые машины позволяют выполнять работы всего диапазона данного вида работ. Для этого параметры отдельных моделей связаны определенной математической зависимостью. Для строительных машин принято определять ряд по главному параметру машин. Ряд строят таким образом, чтобы отношение этого параметра между моделями изменялось по геометрической прогрессии с показателем 1,6 или 1,25.

При разработке типоразмерного ряда машин проводится также анализ основных параметров, конструктивных, эксплуатационных и экономических показателей существующих отечественных и зарубежных машин.

На основе типоразмерного ряда можно создать «семейство» машин. Для обеспечения их поточного изготовления проводят широкую унификацию и стандартизацию узлов и создают машины методом агрегатирования.

ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К МАШИНАМ

Требования, предъявляемые к машинам, можно подразделить на социальные, конструктивные, эксплуатационные, экономические.

Социальные требования состоят в обеспечении удобства работы в машинах, для чего предусматривают защиту рабочих от вибрационных и атмосферных воздействий, удобное размещение приборов и аппаратуры, безопасные условия труда и др.

Конструктивные требования заключаются в том, что узлы машины, их компоновка, система управления должны отвечать современному уровню науки и техники. Машины должны иметь высокую надежность, долговечность, допускать удобную замену деталей и узлов, а также быть хорошо приспособленными к техническому обслуживанию.

Приспособленностью к техническому обслуживанию называется возможность проведения операций осмотра, смазки, регулировки, заправки, запуска в течение времени, не превышающего 0,03—0,05 от рабочего времени.

Утомляемость машиниста вызывается неудачным расположением рычагов и педалей, большими усилиями для управления ими, несовершенной конструкцией кресла,

2 д, м/с

Рис. 2.2. Чувствительность человека к вертикальным ускорениям:

/ — явно ощутимы; 2 — беспокоят; 3 — очень беспокоят; 4 — опасны для здоровья

плохой обзорностью, а также чрезмерной вибрацией и тряской на педалях, рычагах и сиденье машиниста, превышающими санитарные нормы шумами и др. Чувствительность человека к вертикальным ускорениям показана на рис. 2.2 (по горизонтали отложены частоты колебаний, а по вертикали — ускорения).

Большинство явлений, происходящих в машине при работе, и некоторые параметры ее характеристики зависят от управления машиниста. Машину следует рассматривать не как самостоятельную, а как комплексную систему: параметры рабочих условий — рабочий орган — металлоконструкции — привод — человек.

Эксплуатационные требования объединяют все требования к машинам, так как только в процессе эксплуатации выявляются конструктивные, технологические и другие особенности машин.

Экономические требования заключаются в том, что стоимость единицы получаемой продукции должна быть минимальной. Это достигается при наименьшей стоимости машины и малых эксплуатационных расходах, но при наибольшей ее производительности. Всегда имеется такое соотношение стоимости машины, затрат на ее эксплуатацию и других капиталовложений и производительности машины, при котором достигается наименьшая стоимость единицы продукции.

Минимальная стоимость единицы продукции является одним из основных экономических показателей. Однако во многих случаях следует отдавать предпочтение получению максимальной производительности даже при некотором повышении стоимости.

Одним из важных экономических требовании является .также наименьший расход энергии на единицу получаемой продукции. Удельная энергоемкость машины A _уд — показатель, означающий отношение мощности двигателей машины А к емкости рабочего органа q , производительности П или силе тяги Тсц:

A _уд = A / q , или А _уд = А / П, или А _уд = А / Т_сц .

Удельная металлоемкость машины — показатель, выражающий отношение массы машины к величине главного или одного из основных параметров (например, к емкости рабочего органа, к мощности двигателя, к производительности и силе тяги).

КОНСТРУКТИВНО-ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ МАШИН

Основными конструктивно-эксплуатационными характеристиками машин являются производительность, маневренность, подвижность, устойчивость.

Производительность машины характеризуется тем количеством продукции q, которое она может выработать в единицу времени Т: минуту, час, смену, месяц, квартал, год. Количество продукции для землеройных машин выражают в м³ , дробильных и сортировочных машин — в т и м³ .

Проектируя машину, подбирают ее главный и основные параметры таким образом, чтобы можно было получить намечаемую для нее производительность и обеспечить максимальную эффективность ее использования. Производительность определяют расчетом для наиболее характерных условий работы данной машины, расчетных режимов (скорости подъема ковша, скорости напора и др.) и нагрузок на рабочем органе. Рассчитывают производительность на 1 ч чистой работы при максимальном использовании мощности силовой установки. Найденную производительность Пк называют теоретической или конструктивной; она является своего рода исходной условной величиной для расчета производительности в реальных условиях эксплуатации.

Для машин цикличного действия Пк пропорциональна количеству циклов п в 1 мин и количеству продукции q, вырабатываемой за один цикл. Количество циклов, выполняемых машиной в 1 мин, при продолжительности цикла Тц.

n = 60 / Т ц (2.1)

Следовательно, для машин цикличного действия

П к = 60qn , м³ /ч; (2.2)

П к = 60 qny, т/ч,

(2.3)

где у — объемная масса разрабатываемого материала.

При расчетах принимают условия работы, более характерные Для данной машины, т. е. условия, на которые она рассчитана. Например, для экскаваторов — это средний угол поворота, средняя высота нагрузки, нормальная высота или глубина забоя, а также условие, что за каждый цикл разрабатывается объем плотного грунта, paвный геометрической емкости ковша q.

Для машин непрерывного действия при перемещений насыпных материалов сплошным непрерывным потокам величина П_к пропорциональна площади поперечного сечения потока материала F (м² ) и скорости v (м/с), причем эту расчетную площадь принимают неизменной на всем пути перемещения.

Производительность машин в этом случае можно подсчитать по следующим зависимостям:

П к = 3600Fv , м³ /ч; (2.4)

П к = З600/Fvy , т/ч.

(2.5)

Для тех же машин при перемещении штучных и сыпучих материалов отдельными порциями производительность обратно пропорциональна расстоянию l между отдельными порциями:

П к = 3600qv / l , м³ /ч; (2.6)

П к = 3600qvy / l, т/ч,

(2.7)

где q — объем каждой порции материала, м³ .

Реальные условия работы машины отличаются от расчетных вследствие различных сочетаний рабочих условий (различная категория грунтов, глубина котлована, траншей, возможный угол поворота рабочего оборудования, условия разгрузки и т.д.). Это приводит к тому, что производительность в реальных условиях несколько отличается от Пк.

Максимально возможную для данной машины и в данных условиях производительность, которой можно достичь за 1 ч чистой работы при современной организации процесса передовыми методами управления машиной на основе научной организации труда, называют технической производительностью машины Пт.

По известным величинам Пк, которые приводятся в паспортах машин, и

корректирующему коэффициенту Кт, учитывающему кон* кретные условия работы, можно определить техническую производительность:

Пт = ПкКт (2.8)

В связи с тем что в процессе эксплуатации машины работают не непрерывно, действительная производительность оказывается меньше теоретической и технической.

Производительность, учитывающую все перерывы в работе машины, называют эксплуатационной (Пэ).

Перерывы в работе можно разделить на следующие пять групп:

1) по конструктивно-техническим причинам. Они зависят от надежности конструкции, от времени, необходимого для подготовки машины к эксплуатации, проведения технического обслуживания, переналадки машины, замены рабочего органа;

2) связанные с организацией труда и отдыха машинистов;

3) зависящие от технологии выполнения работ (необходимость перемещения машины, изменение положения рабочего оборудования и т. д.);

4) по метеорологическим причинам (работы прекращаются из-за сильного дождя, ветра, тумана, морозов);

5) из-за общих организационных причин (например, прекращение подачи воды, питания электроэнергией), зависящих от нечеткой организации работ.

Кроме перерывов на эксплуатационную производительность оказывает влияние качество управления, т. е, квалификация механика.

В зависимости от того периода времени, для которого определяется производительность, ее подразделяют на эксплуатационную часовую, среднечасовую и годовую.

Э к с п л у а т а ц и о н н у ю часовую п р о и з в о д и т е л ь н о с т ь

рассчитывают на 1 ч полезного рабочего времени машины. При этом не учитывают внутрисменные и организационные перерывы, а также вызванные метеорологическими условиями. Она является фактически производственной нормой выработки. Последнюю принимают в расчет для определения заданий рабочим при сдельной оплате труда. Эти нормы включают в состав единых норм и расценок на строительные и монтажные работы. Нормы выработки машин устанавливают методами технического нормирования.

Э к с п л у а т а ц и о н н у ю с р е д н е ч а с о в у ю п р о и з в о д и т е л ь н о с т ь рассчитывают на 1 ч работы с учетом организационных и метеорологических перерывов в течение данного часа.

Э к с п л у а т а ц и о н н а я с р е д н е с м е н н а я произв о д и т е л ь н о с т ь равна произведению среднечасовой производительности на продолжительность смены в часах. Эту производительность используют для расчета плановых технико-экономических показателей машины на длительное время, для определения показателей годовой выработки, а также сметной стоимости работ.

С р е д н е ч а с о в а я э к с п л у а т а ц и о н н а я пр оиз во-

д и т е л ь н о с т ь машин (т/год)

П э, ср-ч = П э, ч К и ,

(2.9)

Ки = КвКк,

где Кв — коэффициент использования рабочего времени (Кв =0,75 ÷

0,8);

К в = t пол /t см =t см - (t мет + t орг ) /t см где t _пол — полезное рабочее время внутри смены; t _см — продолжительность смены; t _мет — метеорологические потери; t _орг — организационные потери; К_к — коэффициент, учитывающий квалификацию механика и качество управления (К_к = 0,9 ÷ 0,95).

Э к с п л у а т а ц и о н н у ю годовую п р о и з в о д и т е л ь н о с т ь

рассчитывают на 1 год работы списочной машины в составе парка, учитывая при этом внутрисменные перерывы для условий правильно организованного производства.

Для конкретных условий эксплуатационная годовая выработка машины,

3

м /год (т/год)

П э, год =П э, ср-ч Т ч. г k года (2.10)

где Т ч. г — число часов работы машины в году, определяемое по годовому режиму без учета внутрисменных простоев; k года — степень увеличения годовой производительности за счет лучшего использования машины (уменьшение простоев и повышение эксплуатационной часовой производительности).

Маневренность машины — это способность работать и передвигаться в стесненных условиях, разворачиваться на месте. Иногда маневренности придают более широкое значение, отвечающее скорее свойству, называемому подвижностью.

Рис. 2.3. Дорожный просвет, продольный и поперечный радиусы проходимости колесных машин

П о д в и ж н о с т ь м а ш и н ы — способность передвигаться как по строительному участку, так и вне него. Подвижность определяется скоростью движения, рабочей и транспортной проходимостью, устойчивостью при движении и работе, габаритом машины и другими параметрами.

П р о х о д и м о с т ь м а ш и и ы — способность преодолевать различные неровности местности, соизмеримые с размерами ходовой части, проходить по влажным и рыхлым грунтам, преодолевать неглубокие водные преграды. Она определяется силой тяги, средним удельным давлением по грунту, величиной дорожного просвета С и углами переднего и заднего свеса р1 и р2 (рис. 2.3) или, как их обычно называют, углами въезда и съезда, а у машины с колесным ходом, кроме того, — количеством ведущих осей, диаметром, числом и расположением колес, давлением на грунт, формой протектора шин, продольными и поперечными радиусами проходимости р₁ и р₂ , минимальным радиусом поворота и т. д.

Для машин с гусеничным ходом среднее удельное давление на грунт, кгс/см² (МПа)

P ср = G / naL

где G — масса машины, кгс (Н); п — количество гусениц; а — ширина гусеницы, см (м); L — длина опорной поверхности гусеницы, см (м).

Среднее удельное давление отвечает условиям, когда центр тяжести машины и результирующая от внешних сил расположены симметрично относительно гусениц. Однако фактически эти силы расположены несимметрично, что приводит к повышению удельных давлений по сравнению со средними значениями в 1,2—2 раза.

У некоторых машин (экскаваторов, кранов, бульдозеров, корчевателей и др.) при работе смещение вертикальной составляющей веса и внешних нагрузок приводит к выходу равнодействующей из ядра сечения опорной поверхности гусениц. В этом случае наибольшие удельные давления на грунт у двугусеничных машин могут превышать средние в 4—6 раз, у многогусеничных в 2—3 раза, у машин на шагающем ходу в 2 раза.

Во многих случаях действительная поверхность контакта меньше площади гусениц, что также повышает удельное давление по сравнению со средним значением р_cр . Например, если величина смещения равна ¼ длины опорной поверхности гусениц, то длина поверхности контакта гусениц с грунтом уменьшается на 25%.

У колесных машин с пневматическими шинами величина удельного давления зависит от жесткости покрышки пневматической шины, давления внутри шины и физико-механических свойств грунта, кгс/см² (МПа):

P ср = kp в ,

(2.11)

где p в — давление воздуха в шине, кгс/см² (МПа); k — коэффициент, учитывающий влияние жесткости покрышки пневматической шины (k » 1,2

¸ 1,25).

Чтобы обеспечить проходимость машин по бездорожью, удельное давление должно быть не больше 1 кгс/см² (0,1 МПа),

Дорожный просвет (клиренс) представляет собой расстояние от нижней точки машины до поверхности дороги. В зависимости от размеров продольной и поперечной базы машины (L и В) и назначения для движения по дорогам с покрытиями, грунтовым или бездорожью эта величина равна 280—600 мм. Клиренс связан с диаметром колеса и составляет в среднем 0,3 ¸ 0,4 диаметра. Если на пути имеются значительные неровности, то проходимость оценивают дополнительно продольным радиусом проходимости рх и поперечным радиусом проходимости р₂ (рис. 2.3).

Величина рх есть радиус окружности, которая проходит через самую низкую точку шасси и касается переднего и заднего колес. Величина р₂ есть радиус окружности, также проходящей через низкую точку шасси, но касающейся колес, находящихся на одной оси. Для большинства современных машин р ₁ = 8 ¸ 10м, р ₂ = 1,25 ¸ 1,35 м.

Возможность машины преодолевать канавы и неровности определяется помимо силы тяги еще положением ее центра тяжести, конструкцией и размерами ходовой части, а также углами въезда и съезда.

Для колесных машин наибольшая ширина преодолеваемой канавы составляет около половины диаметра колеса; для гусеничных машин она зависит от длины гусеничного хода и равна приблизительно 0,4 длины опорной поверхности гусеницы.

Схема действия сил на колесо при преодолении подобных препятствий колесной машины показана на рис. 2.4. В процессе преодоления препятствия в точке контакта А возникает суммарная реакция N; кроме того, на колесо действуют вертикальная нагрузка G_K п тяга Т, приложенная к оси колеса О. Уравнения равновесия имеют вид:

T - N sin a = 0; G k -N cos a = 0.

Маневренность машины зависит от ширины дороги и радиусов поворота. Эти величины характеризуют так называемую ширину габаритного коридора. Последняя имеет большое значение при перевозке с прицепами длинномерных конструкций. Ширину габаритного коридора можно определить графически (рис. 2.5).

Рис. 2.4. Схема сил, действующих Рис. 2.5. Определение ширины габаритного коридора на колесо при преодолении препятствий

По известному предельному углу поворота управляемого колеса машины а ₁ находят центр поворота О . На прямой, соединяющей точку О с центром шарнира прицепа К , как на диаметре строят полуокружность радиусом, равным ОК /2 . От центра шарнира прицепа делают на проведенной окружности засечку радиусом, равным расстоянию от центра шарнира до оси колес прицепа, т. е. КМ = КМ ₁ . Соединив точки К и M₁ , вычерчивают контур прицепа. После этого строят окружность радиусом R₁ касательную к колесу прицепа, и окружность радиусом R₂ , касательную к колесу машины. Ширина А габаритного колеса должна быть всегда меньше ширины дороги как на прямых участках, так и на уширениях дороги, которые делаются на кривых участках.

Устойчивость машины — ее способность сохранять свое положение в пространстве относительно опор независимо от различных сочетаний действующих нагрузок. Поэтому на устойчивость влияют расположение опор и различные сочетания силовых факторов, действующих на машину в том или ином ее положении относительно горизонтальной плоскости.

Некоторые схемы расположений опор показаны на рис. 2.6. Прямые, соединяющие точки приложения реакций на опорах, называются ребрами опрокидывания , а плоскость, ограниченная этими ребрами, называется опорным контуром .

Сама опорная поверхность (поверхность расположения опор), как правило, принимается наклонной к горизонту на расчетный угол а, который зависит от типа машины и характера ее эксплуатации.

Рис. 2.6. Схема к расчету устойчивости крана

Силовые факторы при расчете на устойчивость разделяются на факторы, способствующие опрокидыванию и удерживающие машину от опрокидывания. Численные значения этих факторов определяются как удерживающие или опрокидывающие моменты относительно расчетного ребра опрокидывания.

За расчетное ребро опрокидывания принимается такое, для которого отношение удерживающего момента к опрокидывающему — минимальное. Сами силовые факторы могут быть как статические (не меняющиеся во времени), так и динамические — изменяющиеся во времени. Поэтому и расчеты' на устойчивость разделяются на статические и динамические. Кроме того, устойчивость рассчитывают для различных сочетаний силовых факторов (рабочее состояние — при наличии рабочих нагрузок — при отсутствии рабочих нагрузок). В первом случае говорят о грузовой устойчивости, во втором — о собственной устойчивости.

Во всех случаях количественная сумма устойчивости дается с помощью коэффициента устойчивости k = М уд / М опр ,

где М_уд — суммарный удерживающий момент, кгс*м (Н*м); M_опр —

суммарный опрокидывающий момент, кгс*м (Н*м).

Величина k зависит от типа машины, вида устойчивости (статическая, динамическая, грузовая, собственная) и задается различными нормативными документами (ГОСТами, ОСТами). Минимальное значение k = 1,154 ¸ 1,25.

В качестве примера даны схемы стрелового крана для расчета на грузовую устойчивость (рис. 2.6, а ) и на собственную устойчивость (рис. 2.6, б), а также силы, действующие на кран: Q — масса поднимаемого груза; W₁ и W₂ — ветровые нагрузки; a, b, h, h₁ , с, Н, р₁ и р₂ — размеры для определения плеч относительно ребра опрокидывания.

СИЛОВЫЕ УСТАНОВКИ (ПРИВОДЫ)

Силовая установка — та часть машины, которая приводит в движение механизмы машины. Она представляет собой агрегат, состоящий из двигателя и вспомогательных систем: питания (топливный бак фильтры, трубопроводы), охлаждения (водяной насос, радиатор трубопроводов), управления (рычаги управления режимом двигателя, охлаждения), смазки. К сборочным единицам силовой установки относят также подмоторную раму.

Силовые установки с одним двигателем и комбинированные. На установках с одним двигателем применяют следующие двигатели: внутреннего сгорания, дизельные или карбюраторные, электрические постоянного и переменного тока, пневматические. Установки с комбинированным приводом бывают электрические по системе генератор — электродвигатель, дизельэлектрические, дизель-гидравлические, дизель- пневматические.

Приводы одно- и многомоторные. В одномоторном приводе одна силовая установка приводит в движение все механизмы. При таком приводе включают и выключают отдельные механизмы машины при помощи различных конструкций муфт, чаще всего фрикционных. При многомоторном приводе каждый механизм или группа их приводятся в движение отдельными двигателями. Чаще всего на машинах с многомоторным приводом двигатель внутреннего сгорания приводит в движение электрогенератор, который питает электроэнергией электроприводы отдельных механизмов. Двигатель внутреннего сгорания может приводить в движение гидронасос, который подает жидкость к гидродвигателям отдельных механизмов.

Достоинством одномоторного привода является то, что масса этого привода меньше, чем суммарная масса приводов многомоторного привода, а изготовить его проще и дешевле.

В многомоторном приводе можно регулировать работу отдельных механизмов независимо друг от друга, значительно сократить количество трансмиссий, легче осуществить автоматизацию. Эти преимущества позволяют все более широко применять машины с многомоторным приводом, особенно в связи с усовершенствованием конструкции гидропривода, при котором масса многомоторных приводов приближается к массе одномоторного привода вместе с трансмиссиями.

Недостаток одномоторного привода состоит в том, что при нем требуется большое количество трансмиссий, чтобы осуществить передачу движения отдельным механизмам. Кроме того, при одномоторном приводе нельзя получить независимое распределение мощности между приводимыми в движение механизмами.

Привод, а следовательно, и двигатель выбирают с учетом характера изменения рабочих нагрузок. Режим машины зависит от величины амплитуды и частоты колебаний нагрузки, количества включений в единицу времени, реверсивности и продолжительности непрерывной работы.

Различают четыре режима работы:

1. легкий режим работы — отношение максимальной нагрузки к средней составляет 1,1 : 1,3; скорость рабочих движений постоянна, нет реверсивности рабочих движений; число включений в 1 ч составляет 20—30, редко 50. С такими режимами работают машины для уплотнения грунтов (кроме вибрационных): бетоносмесители, растворосмесители, цилиндрические грохоты, транспортеры. Для привода этих машин можно применять любые двигатели;

Рис. 3.1. Нагрузочные диаграммы при различных режимах работы машины:

б — средний; в — тяжелый; г — очень тяжелый; 1 — частота колебаний машины; 2

— изменение мощности

2) средний режим работы (рис. 3.1, б) — отношение максимальной нагрузки к средней составляет 1,5 : 2,5; скорость рабочих движений переменна, движения редко реверсивны; число включений в 1 ч достигает 200. На таких режимах работают скреперы, тягачи, грейдер-элеваторы, дробилки, краны, многоковшовые экскаваторы и погрузчики;

3) тяжелый режим работы (рис. 3.1, в ) — отношение максимальной нагрузки к средней составляет 2 : 3, нагрузка имеет частые и резкие пики; скорости рабочих движений меняются прерывно, движения часто реверсивны; число включений в 1 ч до 1000 и более. На таких режимах работают одноковшовые экскаваторы, бульдозеры, толкачи и др.;

4) очень тяжелый режим работы — носит ударный или вибрационный характер (рис. 3.1, г).

Целесообразность применения того или иного двигателя для работы при различных режимах нагружения определяют с помощью механической внешней характеристики. Кривую, построенную в координатах М и п , где М — крутящий момент; п — частота вращения; М = f (n) называют механической внешней характеристикой. По этой зависимости каждому значению частоты вращения в минуту соответствует одно значение крутящего момента.

Как известно, произведение Мп пропорционально мощности, развиваемой двигателем. Поэтому наилучшей характеристикой являлась бы такая, при которой для всех значений частоты вращения мощность оставалась постоянной, т. е.

N = АМп = Af (n) = const,

где А — коэффициент пропорциональности.

Кривая внешней характеристики, отвечающая этому требованию, представляет собой гиперболу (кривая 1 на рис. 3.2).

Реальные внешние характеристики обычно существенно отличаются от формы гиперболы и представляют собой ломаные или плавные кривые, имеющие характерные точки номинального режима, у которых с увеличением частоты вращения п момент М обычно уменьшается

(падающие кривые).

М, кгс*м (Н:м)

Рис. 3.2. Внешние характеристики

Если сравнивать различные характеристики, имеющие одну и ту же точку номинального режима (точка О на рис. 3.2), то их можно условно разбить на следующие категории: проходящие в зонах А и С — жесткие, в зонах В и D — так называемые мягкие.

Мягкие характеристики находятся в пределах, ограниченных горизонталью и прямой, проходящей через точку О под углом 45° к горизонту, жесткие характеристики — между вертикалью и той же прямой. Например, оптимальная характеристика (кривая 1 ) в верхней части является жесткой, а в нижней — мягкой; характеристика по кривой 2 полностью мягкая, а характеристика в соответствии с кривой 3 — жесткая.

При большом изменении частоты вращения момент у мягких характеристик меняется незначительно; у жестких картина обратная: малому изменению частоты вращения соответствует существенное изменение крутящего момента.

Жесткость характеристики определяется по формуле

\ b\ = dM / dn = ∆M / ∆n.

(3.1)

Характеристики, для которых b®∞, называют абсолютно жесткими (вертикальная прямая на рис. 3.2); при b = 40 ¸ 10 — жесткими (прямая 3); при b < 10 — мягкими (прямая 2 на рис. 3.2).

Механическая характеристика позволяет определить не только изменение момента от частоты вращения, но и такие качества двигателей, как запас крутящего момента, определяемого коэффицнентом k зап, который находят по коэффициенту запаса крутящего момента:

k зап =M max - M н / M max * 100%.

По этой характеристике можно судить о приспособляемости двигателя, которую определяют по коэффициенту приспособляемости

k п = M max / M н .

Рис. 3.3. Зависимости мощности, крутящего момента, расхода горючего и КПД двигателя внутреннего сгорания от частоты вращения:

1, 2, 6 и 3, 4, 6 — участки кривых, показанные сплошными линиями, соответствуют регуляторной характеристике двигателя

Чем мягче характеристика, тем шире пределы изменения частоты вращения двигателя при изменении нагрузки, т. е. способность автоматически снижать частоту вращения при перегрузке с плавным увеличением крутящего момента.

Двигатели внутреннего сгорания являются основным приводом всех транспортных землеройных и землеройно-транспортных машин. Эти двигатели разделяют на два типа: дизели, работающие на тяжелом дизельном топливе, и карбюраторные, работающие на бензине. Основное преимущество этих двигателей состоит в том, что для них не требуется внешних источников питания.

На рис. 3.3 показана механическая характеристика двигателя внутреннего сгорания.

Дизели имеют регуляторы, которые регулируют количество подаваемого топлива, поддерживая постоянную частоту вращения. Настраивают регуляторы таким образом, чтобы двигатель развивал максимальную мощность N_max (точка 4) при минимальном расходе топлива (точка 5). В этом случае N_max называют номинальной мощностью N_н , а частоту вращения и крутящий момент, соответствующие этой мощности, считают номинальной частотой вращения п _н и номинальным крутящим моментом М _н .

Недостатком этих двигателей является большая чувствительность к перегрузкам. Для карбюраторных двигателей k _п = 1,15 ¸ 1,95, а для дизелей k _п = 1,01 ¸ 1,1. Частота вращения холостого хода составляет примерно 1,1 ¸ 1,15 от частоты вращения, соответствующей частоте вращения при номинальной мощности. Частота вращения, соответствующая максимальному крутящему моменту, n M max = 0,6n н

Минимальная частота вращения холостого хода n _Xmin = (0,3 ¸ 0,5)n _н .

К недостаткам двигателей внутреннего сгорания надо также отнести высокую стоимость эксплуатации и сравнительно малую долговечность — до 4000 ч работы.

Двигатели внутреннего сгорания применяют как с непосредственной механической передачей, так и с гидромуфтами и гидротрансформаторами, обеспечивающими защиту двигателя и всей конструкции от внешних перегрузок и сглаживающими расхождения между выходной характеристикой двигателя и требованиями, вытекающими из режима работы рабочего органа.

Электродвигатели переменного тока. Такие двигатели особенно широко применяют в качестве привода стационарных строительных машин (бетоносмесителей, дробилок и др.). Этот вид силового оборудования отличает простота управления и обслуживания, малая стоимость, надежность в эксплуатации, способность выдерживать большие кратковременные перегрузки и возможность питания от обычной электросети. Для машин, имеющих повторно-кратковременный режим работы (например, дробилок), применяют электродвигатели с коэффициентом приспособляемости k _п = 3.

Применить эти двигатели для непосредственного привода землеройных, землеройно-транспортных и других машин, требующих регулирования частоты вращения в зависимости от нагрузки, не удается, так как внешняя характеристика их является весьма жесткой.

Электродвигатели постоянного тока. Они имеют мягкую внешнюю характеристику и являются наиболее пригодными для привода многих карьерных машин. Недостаток их заключается в том, что такие двигатели не могут питаться от общей сети переменного тока.

Для получения источника постоянного тока требуются комбинированные установки, в которых генераторы постоянного тока приводятся в движение двигателем внутреннего сгорания или электродвигателем переменного тока. Поэтому габариты и масса такого комбинированного привода в 1,5—2,5 раза больше, чем у любого другого привода. Несмотря на этот крупный недостаток, такие комбинированные установки широко применяют как в одномоторном, так и многомоторном приводе.

Комбинированные дизель-гидравлические приводы. Они состоят из дизеля и гидродинамической передачи в виде гидромуфты или гидротрансформатора.

Г и д р о м у ф т а (рис. 3.4) состоит из колеса / центробежного насоса, соединенного с ведущим валом 2, и колеса 5 центростремительной турбины, соединенного с ведомым валом 3. Колеса 1 и 5 размещены в общем корпусе 4, замкнутом уплотнением. Между валами насоса и турбины имеется зазор. Корпус гидромуфты заполнен жидкостью. Передача момента М₁ , развиваемого двигателем, на ведомый вал в гидромуфтах осуществляется потоком жидкости. При вращении насосного колеса лопатки насоса увлекают жидкость и перемещают ее к периферии рабочей полости. Из насосного колеса поток поступает на лопатки турбинного колеса. Силы, возникающие при обтекании лопаток турбинного колеса, образуют момент М₂ , направленный в ту же сторону, что и вращение двигателя.

В гидромуфте между насосным и турбинным колесами отсутствуют какие-либо элементы, способные изменить момент количества движения потока. Поэтому, если не учитывать момент, передаваемый посредством трения, приближенно принимают М ₁ = М ₂ = М.

Рис. 3.4. Схема гидромуфты

Поскольку рассчитывать характеристику гидромуфты можно только приближенно, ее получают опытным путем. Для этого насосное колесо приводят в движение с постоянной частотой вращения п ₁ нагружая одновременно вал турбинного колеса различными величинами крутящего момента. При этом между насосным и турбинным колесами возникает скольжение. С увеличением момента на валу турбинного колеса увеличивается также момент на валу насосного колеса М ₁ = М ₂ = М, но при этом частота вращения п ₂ на валу турбинного колеса уменьшается. Отношение п ₂ / n ₁ = i называют передаточным отношением гидромуфты.

КПД гидромуфты равен отношению мощности на ведомом колесе, т. е. на турбинном, к мощности на ведущем колесе (насосном). Так как моменты на этих колесах одинаковы, то

h = N / N = M w / M w = n / n = i

2 1 2 2 1 1 1 2

где n 1 п 2 — частота вращения ведомого и ведущего колес.

Следует выбирать гидромуфту и работать на таких режимах, чтобы КПД был максимально возможным. Скольжение между колесом насоса ях и турбиной п 2 характеризуется относительной разностью этих частот вращения:

S = (n 1 - n 2 )/n 1

(3.3)

Величина S характеризует долю потерь в балансе энергии гидромуфты:

S = n ₁ - n ₂ / n ₁ = N ₁ - N ₂ / N ₁ = 1 - h (3.4)

На рис. 3.5 показана характеристика гидромуфты (кривая 1 ). Она строится в безразмерных величинах. По вертикали отложен момент в долях единиц величины крутящего момента, а по горизонтали — передаточное отношение i. Из этой характеристики видно, что с увеличением момента передаточное отношение уменьшается, т. е. частота вращения п₂ падает.

На этом же рисунке приводится кривая 2, которая показывает, что КПД с увеличением момента также падает, так как увеличивается скольжение.

Гидромуфты подбирают таким образом, чтобы при номинальном моменте КПД было не меньше 0,85 ¸ 0,9.

Приводы с гидромуфтами обеспечивают запуск двигателя при включенной передаче, снижают динамическую нагрузку в системе, защищают двигатель от перегрузок, обеспечивают плавность разгона машины при запуске и при уменьшении нагрузки, а также плавное стопорение при возрастании нагрузки. Недостатки гидромуфты состоят в сильном снижении КПД при увеличении скольжения, а также в невозможности изменения величины передаваемого крутящего момента двигателя в зависимости от нагрузки.

Гидромуфты целесообразно применять для машин и механизмов, у которых колебания нагрузки значительны, но перегрузки бывают редко.

0,1 0,4 0,6 0,8 1,0 i

Рис.3.5 Внешняя характеристика Рис.3.6 Схема гидротрансформатора гидромуфты

Г и д р о т р а н с ф о р м а т о р ы также применяют для автоматического регулирования крутящего момента и частоты вращения ведомого вала в зависимости от нагрузки. Они отличаются от гидромуфт тем, что кроме насосного колеса 2 (рис. 3.6) и турбинного колеса 1 между ними в рабочей полости устанавливают лопастные колеса реактора — так называемый направляющий аппарат 3.

Жидкость из турбинного колеса попадает на лопатки реактора. Реактор, отклоняя жидкость своими лопатками, изменяет момент количества движения потока. Поэтому в гидротрансформаторе моменты количества движения за турбинным колесом и перед входом в насосное колесо не равны друг другу, как в гидромуфте. Вследствие этого момента М₂ , развиваемый турбинным колесом, превосходит момент М₁ сообщаемый двигателем насосному колесу, т. е. М₂ > M₁ , значит, гидротрансформатор работает как редуктор.

Если валы вращаются в одну сторону, то согласно закону сохранения энергии n ₂ < n ₁ , а передаточное отношение i = ( n ₂ : n ₁ ) < 1.

На рис. 3.7 приведены характеристики гидротрансформатора M₁ и М₂ в зависимости от частоты вращения п₂ или передаточного отношения i. Характеристику гидротрансформатора получают также опытным путем. Из рассмотрения характеристик гидротрансформатора следует, что чем больше момент М₂ на валу турбинного колеса, т. е. чем больше сопротивление, тем меньше частота вращения п₂ , а следовательно, и i . Величина КПД h = N _т / N _н = M ₂ n ₂ /M ₁ n ₁ (3.5)

Пневматические установки. Их применяют для подачи сжатого воздуха, приводящего в движение механизированный строительный инструмент. Энергия сжатого воздуха используется также для транспортирования строительных материалов, в механизмах для нанесения покрытий, в пескоструйных аппаратах и др. Обычно такие установки состоят из двигателя внутреннего сгорания или электродвигателя, приводящего в движение компрессоры поршневого или ротационного типа.

Строительные компрессоры чаще всего монтируют на специальной раме и перемещают с помощью автомобиля или трактора.

В строительстве применяют одноступенчатые и двухступенчатые компрессоры.

Компрессор двухступенчатого сжатия показан на рис. 3.8, а. Коленчатый вал 9, вращающийся от двигателя 10, посредством шатунов 8 приводит в движение поршни 7 цилиндров первой ступени. При движении поршней вниз воздух засасывается всасывающими клапанами, как это показано стрелками, и проходит через фильтр 6. При движении поршня вверх по достижении определенного давления воздух через выпускной клапан попадает в холодильник 4. Из холодильника воздух всасывается поршнями второй ступени 1 , где после сжатия он выталкивается в ресивер 3. На компрессоре установлены два предохранительных клапана 5 и 2 низкого и высокого давления, а также соответственно манометры 11 и 12.

Компрессоры одноступенчатого сжатия создают давление 6— 7 кгс/см² (0,6—0,7 МПа), производительность их достигает 0,15 м³ /с.

С помощью двухступенчатых компрессоров по сравнению с одноступенчатыми можно получить давление в 1,5—1,6 раза больше.

Производительность поршневых компрессоров (м³ /мин) засасываемых из атмосферы воздух, определяется зависимостью

Q n = F S k n z ц l,

(3.6)

2

где F — площадь поперечного сечения поршня, м ;

F = pd² / 4;

(3.7)

S — ход поршня, м; l — коэффициент наполнения ( l = 0,65 ¸ 0,8); k — объем засасываемого воздуха на один оборот коленчатого вала в одном цилиндре (для машин одинарного действия k = 1, для машин двойного действия k = 2); п — частота вращения вала компрессора, об/мин; z ц — число цилиндров компрессора.

Ротационный компрессор (рис. 3.8) представляет собой корпус 15, внутри которого эксцентрично вращается ротор 13. На поверхности ротора в радиальном направлении сделаны прорези, в которые вставляются лопатки 14. Последние прижимаются к внутренней поверхности корпуса центробежными силами. При вращении ротора вместе с лопатками воздух увлекается ими и перемещается из широкой полости А в узкую полость Б. В это время воздух сжимается и давление его повышается.

Ротационные компрессоры значительно проще по конструкции, чем поршневые; они равномернее подают воздух. К недостаткам их следует отнести меньший КПД, чем у поршневых компрессоров. Производительность ротационных компрессоров

Q р = l ( pD — sz п )mn / 30 l м³ /мин,

(3.8) где l — длина ротора, м; D — диаметр статора, м; s — толщина пластинки, м; z п — число пластинок; т — эксцентриситет, м; п — частота вращения, об/мин; l — коэффициент наполнения (А, = 0,8 ¸ 0,85).

Мощность ротационных компрессоров определяется так же, как и поршневых.

ТРАНСМИССИИ

Трансмиссии — механизмы, передающие движение от силовой установки отдельным сборочным единицам (узлам) машины или от одной сборочной единицы к другой.

Трансмиссии не только передают движение, но и преобразуют (меняют) направление движения, скорости, моменты и усилия. В трансмиссии включаются элементы, предохраняющие двигатель и отдельные узлы от перегрузок. Различают механические, гидравлические и электрические трансмиссии.

Механические трансмиссии. Они состоят из различного типа зубчатых передач, коробок скоростей, валов, предохранительных и ограничительных муфт, реверсивных механизмов, тормозных устройств (см. далее кинематическую схему экскаватора на рис. 8.20).

Достоинствами механических трансмиссий являются большая надежность, сравнительно высокий КПД (0,8 ¸ 0,92), небольшая металлоемкость (например, на тягачах масса составляет 3,2—5,5 кг на 1 кВт), малая чувствительность к внешним температурам. Недостатки — невозможность бесступенчатого регулирования скорости. Для того чтобы трансмиссии были близки к бесступенчатым системам, необходимы коробки скоростей с большим числом передач, что усложняет конструкции коробок передач трансмиссии, увеличивает габариты, металлоемкость и снижает КПД. Кроме того, в механических трансмиссиях требуются оградительные устройства и необходимо наблюдение за смазкой опор трансмиссии.

Для расчета элементов трансмиссий строительных машин в связи со спецификой их работы предъявляется ряд требований к этим элементам. Например, муфту сцепления основного двигателя с трансмиссией рассчитывают на максимальный момент двигателя (М mах) с коэффициентом запаса

k зап = М расч / М mах = 1,3 ¸ 1,5. (3.9)

Гидравлические (гидрообъемные) трансмиссии. Движение от ведущего элемента к ведомому передается под воздействием перемещающейся

а) Нагнетание б) в)

Всасывание

Рис. 3.9. Схемы гидравлических насосов:

а — шестеренчатого; б — аксиплыю-поршнепого; в — лопастного (шиберного)

жидкости в замкнутом пространстве. Они состоят из гидронасосов, гидродвигателей объемного типа, распределительных устройств (золотниковых), предохранительных клапанов и трубопроводов.

Гидронасосы приводятся в движение от постороннего источника энергии, а гидродвигатели — за счет перемещения жидкости, подаваемой гидронасосом. Гидронасосы применяют шестеренчатые, аксиальнопоршневые и лопастные (рис. 3.9).

Гидродвигателями могут служить шестеренчатые, лопастные и поршневые насосы-гидромоторы. Эти гидродвигатели применяют в тех случаях, когда во вращательное движение необходимо приводить какой-либо механизм или исполнительный орган.

Если механизмам или исполнительным органам требуется сообщить возвратно-поступательное движение, применяют гидроцилиндры.

В качестве рабочей среды в гидравлических передачах применяют минеральные масла. Основными критериями при выборе масла для различных видов передач и условий работы являются вязкость, температура вспышки и температура застывания. Масла, применяемые для

гидравлических передач в летнее время, могут иметь вязкость до 70 сст; при низких температурах (—50°С) — 10 ¸ 25 сст.

Температура вспышки масла, применяемого в летнее время, допускается до 200°С, а зимой — до 170° С. Температура застывания масла для летнего времени принимается до —10°С, а для зимнего времени — до —30°С

Шестеренчатый насос (рис. 3.9, а) состоит из двух зубчатых колес, помещенных в плотно обхватывающий их корпус. Колесо 1 насоса приводится во вращение двигателем, колесо 2 сидит свободно на оси. В корпусе имеется канал, через который масло попадает в полость всасывания. При вращении шестерен масло, находящееся во впадинах, переносится из полости всасывания в полость нагнетания и выталкивается (выдавливается) в канал.

Эти насосы изготовляют для рабочих давлений в 100 кгс/см² (10 МПа); производительность их 400—500 л/мин. Частота вращения электродвигателя таких насосов 2000 об/мин, хотя имеются специальные насосы с частотой вращения до 10 000 об/мин. Применяют их в передачах со сравнительно небольшими мощностями (до 30 кВт).

П о р ш н е в ы е н а с о с ы подразделяют на аксиально-поршневые, радиально-поршневые и эксцентрикового типа. В строительных машинах чаще всего применяются аксиально-поршневые.

Аксиально-поршневой насос (рис. 3.9, б) состоит из корпуса 3, в котором по окружности диаметра D₆ размещены цилиндры. Поршни 4 при помощи шатунов 5 шарнирно связаны с шайбой 6, наклоненной к оси корпуса а —а под углом. Одновременное вращение корпуса относительно оси /—/ и наклонной шайбы относительно оси //—// приводит к возвратнопоступательному движению поршней.

За одну половину оборота блока цилиндров поршень совершает ход слева направо (всасывание), при этом полость цилиндра с помощью распределителя 7 сообщается с линией всасывания. За вторую половину оборота поршень совершает ход справа налево (нагнетание); в этом случае полость цилиндра при помощи распределителя 5 сообщается с линией нагнетания.

Аксиально-поршневые насосы можно в определенном диапазоне настраивать на разные производительности, для этого изменяют угол наклона шайбы у. Широкое применение получили аксиально-поршневые насосы с автоматическим регулированием производительности (расхода).

Аксиально-поршневые насосы, рассчитанные на давление до 300 кгс/см² (30 МПа), имеют производительность от 10 до 750 л/мин и частоту вращения приводного вала от 1000 до 3000 об/мин. Наибольшую частоту вращения имеют насосы с наименьшей производительностью.

Ш и б е р н ы й ( л о п а с т н о й ) н а с о с (рис. 3.9, е) состоит из корпуса 3 и размещенного в нем ротора 8. В пазах ротора помещены лопасти 9, имеющие возможность перемещаться в радиальном направлении. Лопасти захватывают масло, которое поступает в профильную полость всасывания В между ротором и корпусом и подается к отверстию нагнетания

Н . Эти насосы работают на давлениях до 100 кгс/см² (10 МПа) и выше при частоте вращения приводного вала 1200—2000 об/мин. Они имеют производительность от 50 до 150 л/мин.

Все вышеперечисленные насосы можно применять и в качестве гидромоторов.

Производительность Q (л/мин) всех перечисленных типов насосов зависит от объема рабочих камер q , заполняемых жидкостью за 1 оборот насоса, и от частоты вращения n :

Q = qn h , (3.11) гдеh — объемный КПД (потери масла через зазоры).

В строительных машинах применяют гидросистемы с давлением масла до 200 кгс/см² (20 МПа).

Диаметры цилиндров D ц могут быть от 40 до 220 мм, а длина хода — не

более 10 D ц .

Движущее усилие на штоке цилиндра, кгс/мм² (Па)

P = pF п ,

(3.12)

где F п — рабочая площадь поршня, мм² ; р —давление в цилиндре, кгс/см²

(Па).

Скорость штока зависит от расхода масла Q и рабочей площади поршня F п :

uц = Q / F п

(3.13)

Помимо гидронасосов и гидромоторов в системы гидротрансмиссий входят предохранительные, распределительные и регулирующие устройства, соединительная арматура, 'а также баки для жидкости и фильтры.

К этим устройствам относят предохранительные, редукционные, обратные клапаны, регуляторы скорости, гидрораспределители (дроссели).

Предохранительные клапаны служат для снижения или прекращения подачи жидкости в линию нагнетания. Они имеют различные конструкции. Наиболее простая конструкция показана на рис. 3.11, а. Этот клапан состоит из регулировочного болта /, корпуса 2, пружины 3, шарика 5, центрирующей шайбы 4. Клапан устанавливается в магистрали нагнетания. Принцип действия клапана основан на уравновешивании силы давления жидкости, действующей на шарик, и усилия пружины 3. Когда давление действующей на шарик жидкости больше, чем усилие сжатия пружины, открывается доступ жидкости к каналу слива С , и давление в напорной линии Н падает.

Редукционный клапан (рис. 3.11, б) применяют в тех случаях, когда необходимо в линии нагнетания поддерживать постоянное давление независимо от развиваемого насосом давления. Клапан, так же как и предохранительный, ставится так, чтобы канал Б был соединен с линией нагнетания. Жидкость из канала Б поступает в канал А через отверстия в корпусе 2. Расход жидкости зависит от положения золотника 8.

Положение золотника регулируется разностью давлений на верхнюю и нижнюю торцевые поверхности. В начальный момент золотник находится в нижнем положении. Шариковый клапан 7 отрегулирован на давление, меньшее, чем на входе. Канал А , т. е. линия нагнетания, соединен каналами с отверстием в золотнике. В отверстие золотника вставлена калиброванная втулка 6. Когда давление в канале А увеличивается,

Рис. 3.11. Предохранительные и регулирующие устройства Условные обозначения элементов гидропривода

повышается и давление на нижнюю поверхность золотника, он приподнимается и перекрывает отверстия для доступа жидкости из канала Б в канал А. Одновременно через канал в золотнике 8 жидкость попадает под шариковый клапан, открывает его, и жидкость, находящаяся над верхней полостью золотника, сливается в канал А. При снижении давления в полости А золотник снова опускается.

Обратные клапаны предназначены для того, чтобы пропускать жидкость в трубопроводах только в одну сторону. По конструкции они делятся на шариковые и конусные, неуправляемые и управляемые. На рис. 3.11, в показан неуправляемый обратный клапан. В штуцере 9 с седлом 10 установлен шарик 5, который прижимается к седлу слабой пружиной 3. Под давлением подаваемой в канал А жидкости шарик 5 сжимает пружину и открывает доступ жидкости в полость Б. Движение жидкости в обратном направлении невозможно, так как для этого необходимо, чтобы давление в полости Б было больше, чем в полости А , но в этом случае шарик 5 закрыл бы отверстие в седловине 10.

Дроссели (рис. 3.11, г) служат для регулирования расхода жидкости. Для этого на пути движения жидкости устраивают сопротивление, которое изменяет сечение проходного отверстия, благодаря чему изменяется расход жидкости. Дроссели подразделяются на управляемые (проходное сечение дросселя в процессе работы может быть увеличено или уменьшено машинистом) и неуправляемые (при работе проходное сечение дросселя остается постоянным).

Регуляторы скорости служат для регулирования скорости гидродвигателей. Регулятор (рис. 3.11, д ) состоит из корпуса 2, редукционного клапана 7, дросселя 11 . Жидкость, подаваемая из канала А, проходит к каналу Б через отверстия в корпусе и дроссель 11 .

Постоянное давление в канале Б поддерживается редукционным клапаном. Если давление в канале Б увеличивается, то жидкость, подаваемая через канал Г к верхней полости редукционного клапана, перемещает его вниз и перекрывает доступ жидкости из канала А в канал Б. Расход регулируется установкой дросселя 11 посредством поворота рукоятки 12.

Распределители служат для управления потоком жидкости. Различают золотниковые, клапанные и крановые распределители. Наиболее часто применяют золотниковые распределители. Они состоят из одного золотникового распределителя или целого блока.

На рис. 3.11, е приводится одна из схем распределителя. Золотник 1 можно перемещать в осевом направлении в корпусе 2. В корпусе сделано пять отверстий: одно отверстие Н для подачи жидкости, два отверстия С 1 и

С 2 для слива и отверстия А и Б для подачи жидкости в гидроцилиндр. В положении IV отверстия А и Б перекрыты, и вся жидкость, подаваемая насосом через обратный клапан, сливается в бак. В положении 11 жидкость подается в отверстие Б, а сливается из отверстия А. В положении 1 жидкость подается в отверстие А и сливается из отверстия Б.

Рис. 3.12.

Система управления с гидравлическим приводом

Диаметр трубопроводов должен приниматься таким, чтобы скорость v жидкости в напорных трубопроводах была не более 8 м/с, в сливных трубопроводах — не более 5 м/с, а во всасывающих — не более 1,5 м/с.

На рис. 3.12 приводится одна из схем гидропривода стрелоподъемного механизма стрелового крана, включающая элементов гидросистемы.

Подъем и опускание стрелы производится при помощи гидроцилиндра 6, жидкость подается насосом / в магистраль 2. При нейтральном положении / золотника распределителя 4 жидкость через клапан 3 и фильтр 10 поступает обратно в бак 11. При переводе распределителя 4 в положение 11 жидкость через обратный клапан 7 поступает в подпоршневую полость цилиндра 6 и перемещает поршень со штоком, поднимая стрелу. Во время подъема поршня жидкость, находящаяся в надпоршневой полости, сливается в бак через клапан 5. Если на штоке поршня возникает усилие, для преодоления которого требуется давление большерасчетного, то подаваемая насосом жидкость сливается обратно в бак 11 через предохранительный клапан 3.

ТРАКТОРЫ

Гусеничные и колесные тракторы агрегатируют с землевозами, трайлерами и различными видами тележек, кроме того, их используют в качестве буксирных средств.

Колесные тракторы более мобильны, чем гусеничные, могут развивать большую скорость — до 40 км/ч. Они наиболее эффективны на дорогах с твердым покрытием. При перевозке по неподготовленным, временным

дорогам выгоднее использовать гусеничные тракторы,

Рис. 4.2. Гусеничный трактор:

а — общий вид трактора; б — кинематическая схема; / — силовая установка; 2 — капот; 3 — муфта сцепления; 4 — карданный вал; 5 — кабина; 6 — топливные баки; 7 — коробка передач; 8 — бортовая передача; 9 — ведущая звездочка; 10 — гусеничная цепь; 11 — опорные катки; 12 — рама; 13 — направляющее колесо; 14 — центральная передача; 15 — бортовой фрикцион; 16 — тормоз

которые имеют лучшую проходимость. Их скорость не превышает 12 км/ч. 2

Удельное давление на грунт гусеничных тракторов 1 кгс/см (0,1 МПа), у

2

колесных тракторов — около 2,5—3,5 кгс/см (0,25—0,35 МПа). Сила тяги гусеничных тракторов примерно равна их массе, а колесных — только половине массы.

Различают тракторы общего назначения, мелиоративные, карьерные, малогабаритные и специальные — для работы с отдельными типами машин.

Главным параметром тракторов является номинальное тяговое усилие.

Гусеничные тракторы выпускают следующих тяговых классов: 30; 40; 60; 250; 350 кН, колесные тракторы: 9; 14; 35; 100 кН. Основные параметры тракторов приведены в табл. 4.1.

Таб лица 4.1 Основные параметры тракторов

Общий вид и схема гусеничного трактора показаны на рис. 4.2.

Кроме этих параметров тракторы и тягачи характеризуются видом трансмиссии — механическая, электромеханическая и гидромеханическая; конструкцией подвески — балансирная с каретками, полужесткая, эластичная и др. Все рассматриваемые транспортные машины могут иметь различное расположение кабины — заднее, переднее и среднее.

АВТОМОБИЛИ

Автомобили являются не только транспортными средствами, но и базовыми машинами, на которых монтируют краны, буровые установки, монтажные вышки, ремонтные мастерские и другое оборудование. Средняя грузоподъемность парка автомобилей в строительстве составляет примерно 4,6 т. Увеличение этой грузоподъемности до 10—11 т за счет увеличения удельного веса большегрузных автомобилей в ближайшие годы позволит снизить стоимость перевозок в два раза.

В зависимости от типа двигателя различают автомобили карбюраторные, дизельные, газогенераторные и газобаллонные . Современные грузовые автомобили, начиная с грузоподъемности 5 т, выпускаются почти исключительно с дизелями.

По назначению автомобили делятся на бортовые, автосамосвалы, специализированные (автоцементовозы, автоцистерны, панелевозы и др.).

Главным параметром автомобиля, определяющим конструкцию его основных узлов, является нагрузка на ведущий мост. Грузоподъемность при нормальной эксплуатации меняется в зависимости от числа осей. Для дорог с обычным и усовершенствованным покрытием допускаемая нагрузка на ось соответственно 6 и 10 т (60 и 100 кН). Для обозначения грузовых автомобилей принята формула, соединяющая знаком умножения две цифры: первая — количество колес, вторая — количество ведущих колес (двойные скаты считаются за одно колесо). Обычный грузовой автомобиль имеет формулу 4 х 2, трехосный с двумя ведущими осями — 6 x 4 и т. д.

Автомобили общего назначения выполняют двухосными с задней ведущей осью, снабженной двускатными колесами. Они оборудуются кузовами общего назначения (бортовые автомобили) или саморазгружающиеся (самосвалы), а также другим специальным оборудованием. На их базе заводы выпускают специальные модификации автомобилей соответствующей грузоподъемности, в том числе седельные тягачи для работы с полуприцепами, многоосные автомобили и др. Для строительства нерационально применять автомобили грузоподъемностью менее 5 т. Для перевозки массовых грузов целесообразны автомобили средней и большой грузоподъемности.

Повышение грузоподъемности благодаря дополнительным осям, прицепам и полуприцепам увеличивает длину и значительно ухудшает маневренность автомобиля. Но при хороших дорожных условиях и особенно при перевозке на большие расстояния использовать полуприцепы и прицепы очень выгодно. Однако увеличение грузоподъемности таким способом требует применения двигателей повышенной мощности.

Увеличение числа ведущих осей несколько усложняет конструкцию и повышает вес и стоимость автомобиля. Для обеспечения хороших транспортных качеств при работе с полуприцепами и прицепами средняя мощность автомобилей при нагрузке на ось 18—6 тс (180—60 кН), отнесенная к 1 тс общего веса с грузом, должна составлять соответственно 7—16 л. с. (»6—13 кВт), т. е. больше для машин меньшей грузоподъемности.

В последнее время в строительстве вместо транспортных автомобилей применяют специальные большегрузные автомобили. Они более приспособлены к тяжелым условиям строек, а унифицированные узлы,

Рис. 4.4. Схема разгрузки самосвалов и землевозных тележек

входящие в состав различных строительных машин, облегчают эксплуатацию и ремонт строительного и транспортного оборудования.

Большое применение в строительстве имеют самосвалы и землевозные тележки, применяемые для всех видов сыпучих грузов. Количество самосвалов в автопарке строительства достигает 60%.

Различают следующие типы самосвалов и тележек: 1) донные (рис. 4.4,

а), разгрузка которых осуществляется раскрытием створок днища; их применяют для разгрузки в бункера и с эстакад; 2) с задней (рис. 4.4, б) или передней (рис. 4.4, в) разгрузкой; передняя разгрузка осуществляется на машинах, у которых кузов находится впереди кабины водителя; 3) с боковой разгрузкой (рис. 4.4, г), применяемые при массовых работах по разгрузке и поточном движении автомобилей. Реже используют трехстороннюю разгрузку, а также боковую одностороннюю.

Рис. 4.5. Общий вид (а) и схема работы гидравлического подъемника самосвала (б):

/ - коробка отбора мощности; 2 - насос; 3 - ось поворота цилиндра; 4 - цилиндр:

5 - шток- 6 - устройство поворота тяг; 7 - тяги; 8 - нарамник; 9 - платформа

1 - выдвижение штока и начало подъема платформы; 11 - конец подъема платформы,

111 — опускание платформы

Опрокидывается кузов самосвала обычно с помощью гидравлических цилиндров, простых или телескопических. Масло подается в гидроцилиндр масляным насосом, приводимым в действие от коробки отбора мощности. Шток цилиндра поднимает кузов автомобиля, шар-нирно закрепленный на раме. Опускается кузов под действием собственного веса, для чего открываются отверстия выпуска масла из цилиндра. Общий вид подъемника и гидравлическая схема его показаны на рис. 4.5.

Для перевозки деталей перекрытий, стеновых панелей и других подобных грузов применяют автосамосвалы со скользящим кузовом, который для разгрузки сначала выдвигается назад на половину своей длины, а затем поворачивается на угол до 42°. При этом одновременно машина движется вперед. В результате наклона детали сползают, а так как при выдвинутом и наклонном кузове нижний край кузова почти касается земли, то разгружаемые детали не ударяются о землю и не ломаются.

ТЯГАЧИ И ПРИЦЕПЫ

Тягачи представляют собой машины, специально приспособленные для работы с навесным и полуприцепным оборудованием. Их применяют также для подталкивания грузов или страховки тяжелых автопоездов на подъемах, спусках и уклонах. Тягач может быть гусеничным и колесным.

Рис. 4.6. Опорно-сцепные (седельные) и сцепные устройства:

/ _ опорная плита; 2 - балансир; 3 - ось балансира; 4 - плита; 5 - замок; е - запорный кулак; 7 - рукоять; 8 - кронштейн; 9 - шкворень, 10 - гидро цилиндр поворота тягача; 11 — ось

Если тягач предназначен для транспортных работ, то для этой цели используют автомобиль (обычно с укороченной базой) с опор-носцепным (седельным) устройством, установленным вместо снятого кузова. В этом случае чаще применяют опорно-сцепное устройство, установленное на тягаче с направляющими полозьями (рис. 4.6, а).

Седельно-сцепное устройство состоит из опорной плиты 1, балансира с осями 2, оси балансира 3, плиты 4 замка, выполненного в виде двух захватов 5, установленных на осях на плите. Захваты фиксируются запорным кулаком 6, который перемещается с помощью рукояти 7.

Седельное устройство может качаться вокруг продольной горизонтальной оси 3, что позволяет полуприцепу перекашиваться относительно тягача в вертикальной плоскости. Недостатки такого устройства заключаются в необходимости точно ориентировать полуприцеп относительно тягача при сцепке, больших силах трения в седле, что затрудняет сцепку на скользкой дороге, и применении значительного ручного труда при сцепке и расцепке.

Соединяется полуприцеп с тягачом вертикальным шкворнем (рис. 4.6, б).

Чтобы избежать заноса полуприцепа при торможении, особенно опасного при повороте, между тягачом и полуприцепом устанавливают стабилизаторы в виде горизонтальных гидроцилиндров, которые при торможении автоматически фиксируют положение полуприцепа. В горизонтальном положении полуприцеп после отцепки удерживается опорными катками, выдвигаемыми специальным устройством.

Для транспортирования агрегатов и аппаратов технологического и другого оборудования, собранного из крупных блоков массой до 500 т и более, применяют специальные прицепы (полуприцепы) — тяжеловозы, на которые устанавливаются лебедки и трапы для подтаскивания грузов.

В зависимости от грузоподъемности такие прицепы снабжаются двумя, четырьмя или шестью осями. Колеса их устанавливаются не на сплошные оси, а на короткие балансирные подвески, соединенные в систему, которая позволяет им «приспосабливаться» к неровностям дороги. Платформы прицепов-тяжеловозов могут опускаться с помощью гидравлических устройств, чтобы облегчить погрузку тяжелого оборудования так, что пол платформы отстоит от дороги на высоту ее балок 350—400 мм. Это особенно необходимо для погрузки своим ходом тяжелых строительных машин. Грузоподъемность прицепов-тяжеловозов доходит до 550 т.

При массовых перевозках грузов по хорошей дороге применяют поезда из автомобилей с полуприцепами и прицепами. Сцепные устройства автомобилей и тягачей для полуприцепов обычно бывают выполнены в виде крюка. Их недостатком является быстрый износ (после 10—15 тыс. км пробега), динамические нагрузки и неспокойный ход поезда вследствие зазоров, трудоемкость и опасность операций по сцепке — расцепке. Более совершенным приспособлением является тяговая вилка с поворотновыдвижным устройством (рис. 4.6, в).

Имеются сцепные устройства, обеспечивающие следование колес прицепа по колее задних колес автомобиля, что значительно упрощает управление поездом и увеличивает безопасность движения.

Большое применение в строительстве имеют специальные колесные тягачи. Их применяют в сочетании с полуприцепным, навесным или прицепным оборудованием. Они являются базовыми машинами для самых разнообразных колесных машин-орудий и очень большой номенклатуры машин специального агрегатирования. Такие тягачи можно собирать в различной компоновке из унифицированных сборочных единиц (рис. 4.7, а, в, г, д). Их можно приспособить для разнообразных работ, так как они воспринимают значительные вертикальные

Рис. 4.7. Схемы агрегатирования тягачей для унифицированных узлов:

а — одноосный; б — сдвоенный по системе тандем из шарнирно-соединенных одноосных тягачей; в — двухосный короткобазовый; г — двухосный длиннобазовый седельный; д — двухосный с шарнирной рамой; е — то же, с двумя двигателями

и боковые нагрузки всеми осями и коробкой передач, часто имеющей одинаковые передачи переднего и заднего хода, а управление спроектировано так, что водитель с пультом может поворачиваться на 180°.

Существует несколько видов колесных тягачей. Одноосный тягач (рис. 4.7, а) может самостоятельно передвигаться и выполнять какие-либо рабочие операции только с полуприцепами различного назначения, так как может поворачиваться под углом в 90° к продольной оси полуприцепа под действием двух горизонтальных гидроцилиндров 4 (рис. 4.8). Отличается высокой маневренностью, пригоден для агрегатирования с полуприцепами почти любого назначения, однако он не пригоден (без полуприцепа) для навесного оборудования и для скоростей более 60 км/ч вследствие значительных вредных для водителя колебаний, основным источником которых являются изменяющиеся нагрузки, передаваемые полуприцепом на тягач через сцепное устройство тягача 3. Эти колебания только частично гасятся демпфированием сиденья.

Рис. 4.8. Одноосный тягач:

а — общий вид; б — кинематическая схема; / — распределитель;2 — кронштейн; 3 — сцепное устройство; 4 — гидроцилиндр; 5 — насос; 6 - двигатель; 7 — раздаточная коробка; 8 — турботрансфор-матор; 9 - коробка передач; 10 — карданный вал; 11 _ главная передача с дифференциалом; 12 — карданный вал; 13 — полуось; 14 — конечная планетарная передача

В последнее время создан специальный демпфер в седловом устройстве, позволивший увеличить скорость хода одноосных тягачей до 65—75 км/ч. Это резко снизило эффективность применения скоростных двухосных тягачей, которые дороже и тяжелее одноосных. Осуществление привода осей полуприцепа позволяет увеличить сцепной вес машины, который без этого не превышает 55% общего веса агрегата. Нагрузка на седло тягача может превышать вес тягача в 1,5 раза. Одноосные тягачи могут агрегатироваться попарно по системе тандем, образуя модификации двухосного тягача с шарнирно-сочлененной рамой.

В отличие от одноосного двухосный тягач может передвигаться самостоятельно и агрегатироваться с навесным оборудованием и полуприцепами. Двухосные тягачи выполняются следующих типов.

Рис. 4.9. Цементовоз:

1 — компрессор; 2 — шланг подачи воздуха; 3 — цистерна; 4 — аэролоток; 5 — пористая перегородка азролотка; 6 — загрузочный патрубок; 7 — разгрузочный патрубок

1. Двухосные короткобазные тягачи (см. рис. 4.7, в) с приводом на обе оси; они имеют передние или задние колеса поворотными при одной управляемой оси или очень редко все колеса поворотными; обладают меньшей маневренностью, однако 85% их сборочных единиц унифицированы с одноосным тягачом; допускают вертикальные нагрузки, равные массе тягача. Поскольку рабочие скорости машин, агрегатируемых с этими тягачами, не превышают 25 км/ч, а для транспортных работ с прицепами такие тягачи малопригодны вследствие небольшой массы, то наибольшие скорости их не превышают 40 км/ч — предела, после которого машину необходимо подрессоривать.

2. Двухосные и реже трехосные тягачи с седельным устройством с одним ведущим мостом и подрессоренной передней осью (см. рис. 4.7, г). Обычно, так же как и одноосные тягачи, их можно агрегатировать почти с любыми полуприцепами. Однако в большинстве случаев они менее эффективны, чем одноосные тягачи, вследствие большей массы при том же сцепном весе. Раньше, имея максимальную скорость до 80 км/ч, они были наиболее целесообразны для транспортных работ и эффективны для скреперных работ при дальности возки 3—6 км и более. Это их преимущество в значительной мере ослаблено после демпфирования седельного устройства одноосных тягачей.

3. Двухосные тягачи с шарнирно-сочлененной рамой (см. рис. 4.7, д, е); применяются только для установки навесного оборудования (погрузчик, бульдозер, толкач), требующего особой маневренности. Тягачи с шарнирносочлененной рамой имеют несколько меньшую устойчивость, однако их высокая маневренность повышает производительность, снижая цикл погрузчика до 22—24 с, что позволяет погрузчикам на их базе конкурировать с экскаватором весом в пять раз больше, чем вес погрузчика.

На рис. 4.9 в качестве одного из примеров агрегатирования показан цементовоз на базе двухосного тягача с полуприцепом. Для разгрузки цемента применяется аэрационный способ. В цистерну с цементом подается от компрессора сжатый воздух. Он поступает под аэролоток, дно которого выполнено из мягкого пористого материала. Воздух, проходя через эту перегородку, разжижает цемент и создает в цистерне некоторое давление, что облегчает выход цемента через разгрузочный патрубок.

ОНВЕЙЕРЫ

Конвейеры применяют для транспортирования гравия, щебня, цемента, грунта, бетонных смесей, кирпича, дробленого камня в пределах строительной площадки, завода строительных деталей и карьера. Машины этого типа можно разделить на следующие группы: а) конвейеры или транспортеры (ленточные, цепные, винтовые, роликовые, вибрационные, а также элеваторы); б) подвесные канатные дороги; в) пневматические транспортные устройства; г) самотечные гравитационные устройства.

Ленточные конвейеры. Они делятся на передвижные (длиной 5÷20 м) и стационарные (до нескольких сотен метров). Они просты по конструкции, имеют сравнительно небольшую металлоемкость, позволяют транспортировать грузы на расстояния до нескольких километров. Производительность их 10 ÷ 20 тыс. т/ч.

Ленточный конвейер (рис. 6.1, а) представляет собой бесконечную ленту, огибающую два барабана, один из которых является Еедущим, а другой — ведомым. При вращении ведущего барабана -лента под действием сил трения приводится в движение. Между ведущим и ведомым барабанами устанавливают роликовые опоры, поддерживающие верхнюю и нижнюю ветви ленты, не давая ей провисать. Грузы укладывают на ленту.

Способность материала перемещаться вместе с лентой зависит от его гранулометрического состава, определяемого размерами частиц; объемной (насыпной) массы 7- т. е. веса единицы объема материала без его уплотнения при насыпке или укладке с малой скоростью и при малой высоте падения частиц; влажности; подвижности, зависящей от внутренних сил трения, а также от абразивности, липкости, хрупкости и острокромчатости.

Лента конвейера должна быть достаточно прочной, так как она является не только органом, несущим груз, но и тяговым элементом; кроме того, она должна обладать такими свойствами, чтобы сцепляемость (коэффициент трения между лентой и барабаном, а также между лентой и транспортируемым материалом) была наибольшей.

Этим требованиям отвечают ленты, выполненные из нескольких слоев прокладок из хлопчатобумажной ткани, которые связаны между собой слоями резины и покрыты резиной. Такие ленты применяют для транспортирования материалов при температуре от +50 до —15° С. При температуре выше +50 и ниже —15° С используют теплостойкие и морозостойкие ленты.

Более прочными являются ленты с прокладками из нейлона и других искусственных волокон. Особо прочные ленты выполняют с каркасом из стальных тросиков, что позволяет увеличивать длину одною конвейера примерно в 10 раз.

Рис. 6.1. Ленточный конвейер:

а — общий вид; б — силы, действующие на барабан; в, г, д — схемы загрузочных и разгрузочных устройств; е, ж, з — формы конвейерных лент; / — электродвигатель; 2 — редуктор; 3 — ведущий барабан; 4 — лента; 5 — натяжное устройство; 6 — ведомый барабан

Количество прокладок i в зависимости от ленты В (м) следующее:

Надежность работы конвейера зависит от соединения концов ленты. Наиболее прочным является соединение склейкой с последующей вулканизацией. Для этого на концах ленты расщепляют слои и затем отрезают их уступами. После зачистки уступов их покрывают резиновым клеем, соединяют и зажимают между металлическими пластинами. Затем стык нагревают до 100° С, в результате чего происходит вулканизация резины.

Применяют соединения скрепками или шарнирными петлями. Прочность таких соединений на 30—40% меньше, чем при вулканизации.

По известной величине натяжения S_max выбирают ширину ленты В (м) с необходимым количеством прокладок i: i = S_mаx / ( BP ),

(6.1)

где Р — допускаемая нагрузка на 1 м ширины одной прокладки ленты [при обычных хлопчатобумажных прокладках Р = 550 кгс (5,5 кН)].

Привод ведущего барабана осуществляется от электродвигателя через редуктор, установленный на раме.

Многие ленточные конвейеры для большей компактности выполняют с барабанами, в которые встроен электродвигатель.

Загрузка и разгрузка конвейера выполняются загрузочными и разгрузочными устройствами, конструкция которых зависит от вида транспортируемых материалов.

Сыпучие, мелкокусковые и среднекусковые материалы загружаются на конвейер при помощи воронок и направляющих лотков (рис. 6.1, в, г), а штучные грузы — при помощи направляющих. Для сбрасывания материалов с конвейера служат скребковые сбрасыватели (рис. 6.1, д).

В зависимости от вида груза ленте задается различная скорость. Для транспортирования строительных материалов при прорезиненной ленте скорость должна быть 1,0—2,0 м/с, для транспортирования штучных грузов 0,5—0,8 м/с.

Ленточные конвейеры позволяют перемещать грузы (при прорезиненной ленте) под углом до 20°.

Для работы конвейера необходимо, чтобы сила трения между барабаном и лентой была достаточной для перемещения нагруженной ленты. Величина этой силы трения (рис. 6.1, б) зависит от коэффициента трения д, между лентой и барабаном и угла обхвата барабана лентой а. Чтобы лента не проскальзывала, должно быть соблюдено неравенство Эйлера:

^ma

(Sнаб / Sсб) £ e (6.2)

где S_наб — натяжение в набегающей ветви ленты, кгс (Н); S_сб — натяжение в сбегающей ветви ленты, кгс (Н); е — основание натурального логарифма.

Для устойчивости ленты в работе ее предварительно натягивают винтами", перемещающими ось ведомого барабана вместе с барабаном.

Величина тягового усилия Р₀ , кгс (Н), необходимая для определения мощности привода (рис. 6.1, б):

Р 0 = Sнаб - Sсб

Натяжение в сбегающей ветви S_cб обычно равно предварительному натяжению S₀ , следовательно,

Р 0 = Sнаб - S0 (6.3)

Величина натяжения должна обеспечивать необходимую силу трения между лентой и приводным барабаном; при этом стрела провеса нагруженной ленты между отдельными опорными роликами не должна превышать заданной величины, которая зависит от расстояния между роликами.

Для получения нужных сил трения и надежной работы величина минимального натяжного усилия

S = 2*5,5(m +m ) = 11(m +m )

min 1 1 ,

(6.4) где т — масса 1 м транспортируемого материала, кг; т ₁ — масса 1 м ленты, кг.

Производительность ленточного конвейера

П = 3600F gu, м³ /ч, (6.5)

где F — площадь сечения материала, расположенного на ленте, м² ; у —

.насыпная масса материала, т/м³ ; v — скорость движения ленты, м/с.

Площадь F зависит от угла естественного откоса ср (который в свою очередь зависит от физических свойств материала), от формы ленты угла наклона ее. Различные формы лент показаны на рис. 6.1. Величина площади сечения F при углах подъема конвейера до 10° может быть приближенно принята следующей: для плоской ленты (рис. 6.1, е ) F = 0,05B² ; для плоской ленты с бортами (рис. 6.1 , ж ) F = 0,05В ² + hB 0; для желобчатой ленты (рис.

6.1, з) F = 0,11В.

Рис. 6.2. Пластинчатый конвейер:

/ — пластина; 2 — воронка; 3 — натяжная звездочка; 4 — катки; 5 — неподвижные направляющие; 6 — тяговая цепь; 7 — приводная звездочка; 8 — лоток

При транспортировании кусковых материалов или штучных грузов, максимальный размер которых равен flmax, ширина ленты должна быты для рядового материала В ³ 2а_тах + 0,2 м ; сортированного материала В ³

3,3а_тах + 0,2 м ; штучных грузов В ³ а_тах + 0,1 м .

Цепные конвейеры. К цепным относят пластинчатые, скребковые и ковшовые конвейеры.

П л а с т и н ч а т ы е к о н в е й е р ы (рис. 6.2) применяют для транспортирования горячих, острокромчатых, кусковых и штучных материалов. Тяговым органом пластинчатых конвейеров являются две бесконечные цепи, которые устанавливаются на ведущей и ведомой звездочках. К цепям крепят настилы из гладких или фигурных металлических пластин. Скорость перемещения пластин, а следовательно, и грузов на пластинчатом конвейере меньше, чем у ленточных, и составляет 0,05—0,5 м/с. Пластинчатые конвейеры позволяют перемещать грузы под углом до 30°.

На основании опытных данных установлено, что величина натяжения цепи

S _нaт = 600B + 40L , кгс, где В — ширина настила, м; L — длина конвейера, м.

Величина тягового усилия ограничивается прочностью цепей. Обычно в конвейерах применяют длиннозвенные цепи, главным образом пластинчатые втулочные и втулочно-роликовые с шагом 100 ¸ 630 мм. Тяговый орган предварительно натягивается, но это натяжение значительно меньше, чем в ленточных конвейерах. Оно делается для того, чтобы цепь не провисала, а также для обеспечения нормального зацепления между цепью и звездочкой.

Рис. 6.3. Скребковый конвейер:

/ — цепь; 2 — скребки; 3 — натяжная звездочка; 4 — желоб; 5 — приводная звездочка

Производительность пластинчатых конвейеров подсчитывается так же, как и ленточных, по формуле (6.5).

Винтовые конвейеры. Эти конвейеры иначе называют шнеками.

Применяют их для транспортирования цемента, гравия, песка, шлака, мокрой глины, бетонной смеси на расстояние 30—40 м под углом до 20°. В отдельных случаях их используют и для вертикального транспортирования. Винтовой конвейер представляет собой винт, заключенный в кожух (желоб). При вращении винта материал перемещается вдоль его оси. Работают такие конвейеры при определенной окружной скорости винтов, которая выбирается в зависимости от коэффициента трения между материалом и винтом., Качество работы конвейера зависит от заполнения желоба: при слишком большом заполнении трение между материалом и винтом будет очень велико и может произойти закупорка желоба, при недостаточном заполнении не достигается возможная производительность.

Производительность винтовых конвейеров зависит от средней площади сечения потока материала в желобе и скорости его перемещения вдоль оси. Эти величины зависят от диаметра желоба, шага и частоты вращения винта, его конструкции и свойств материала.

Величина средней площади сечения потока

F = p D ² / 4 * e C , м²

где С — коэффициент, учитывающий изменение средней площади сечения потока при работе с уклоном (при горизонтальном расположении конвейера величина С = 1, при уклоне 20° С = 0,65); e — коэффициент заполнения (8 = 0,8 ¸ 0,85). Скорость перемещения материала вдоль оси

v = S В n / 60, м/с,

где S _B — шаг винта; п — частота вращения винта, об/мин. Следовательно, производительность

П = 3600 eС * pD ² / 4 * S _В n / 60 g , т/ч

(6.7)

Шаг винта равен диаметру или 0,8 диаметра винта. Диаметры винтов стандартизованы 0,15 ¸ 0,6 м. При выборе конвейеров необходимо, чтобы шаг винта был в 12 раз больше среднего размера кусков сортированного материала и в 4 раза больше максимального размера кусков рядового материала.

Рис. 6.6. Виброжелоб: 1 — вибраторы; 2 — виброжелоб; 3 — вибропитатель

Мощность этих конвейеров зависит от массы транспортируемого груза

G_M , скорости движения конвейера или элеватора v, высоты подъема груза H , длины транспортирования груза, массы транспортирующего устройства, вида разгрузки. При свободном сбрасывании не тратится мощность на сбрасывание, а при принудительном, например с помощью плужкового сбрасывателя, требуется дополнительная мощность.

Вибрационные конвейеры . Для транспортирования сыпучих материалов, бетонных смесей, растворов применяют вибрационные устройства. При вибрации значительно уменьшается трение между частицами сыпучих материалов и вязких смесей. Цемент и другие сыпучие материалы при вибрации частично приобретают свойства жидких тел, а растворы и бетонные смеси — более жидкую консистенцию. Достаточно желобу или трубе придать небольшой уклон и сообщить им колебания, чтобы находящийся в них материал начал перемещаться по уклону.

На рис. 6.6 показан виброжелоб для подачи бетонной смеси или раствора, выгружаемых из автомобиля к месту укладки. В зависимости от жесткости смеси угол наклона такого желоба делается 5¸15°. Обычно на таких устройствах устанавливают вибровозбудители с ненаправленными колебаниями. Производительность такой установки может достигать 100 м³ в смену.

а)

Рис. 6.7. Виброконвейер

Виброконвейеры применяют также для перемещения материалов на заводах строительных деталей, на складах инертных материалов. Материалы могут транспортироваться под углом не только вниз, но и вверх. Общий вид виброконвейера показан на рис. 6.7, а, принцип работы — на рис. 6.7, б.

Предположим, что наклонный желоб или труба занимают положение /. При вибрировании желоб при каждом колебании переходит из положения / в положение //, и частица, находящаяся на желобе в положении А, переместится в положение Б. При резком возвращении желоба в положение / частица переместится дополнительно относительно желоба и при окончании одного колебания будет находиться в точке В, расположенной выше точки А.

Во время движения желоба вверх находящаяся на нем масса М переместится вместе с желобом под действием сил трения. Если движение желоба вверх будет слишком резким, то силы инерции плюс сила тяжести, действующие на массу, окажутся больше сил трения, и масса начнет скользить по желобу вверх. Если же движение желоба вниз будет недостаточно резким, то масса останется на желобе.

Направление движения материала по желобу определяется углом наклона желоба, характером и направлением колебаний вибровозбудителя, а также сообщением желобу несимметричных колебаний, во время которых движение желоба вверх будет происходить плавно, а вниз резко. Недостатком вибрационных конвейеров является сравнительно малый моторесурс вибровозбудителей, сложность наладки, неизбежность резонансного режима при остановках.

СПУСКНЫЕ САМОТЕЧНЫЕ УСТРОЙСТВА

Большое применение в строительстве имеют самотечные устройства, по которым материалы перемещаются под действием силы тяжести. Такие устройства используют для спуска мусора из строящихся или ремонтируемых зданий, укладки материалов, подачи их в бункера или на конвейеры.

Обычно материалы в рассматриваемых устройствах перемещаются по наклонной плоскости. Угол наклона подбирают так, чтобы материал двигался со скоростью, обеспечивающей безопасные условия работы. Чаще всего спускные устройства выполняют в виде лотков или труб

Рис. 6.8. Самотечные устройства

На рис. 6.8 а показан спускной корытообразный лоток. Он подвешивается на шарнире и поддерживается двумя тягами. В зависимости от транспортируемого материала лотку задается определенный угол наклона изменением длины тяг. Ширина лотка обычно составляет не менее трехкратного максимального размера кусков материала или штучных грузов. Высота бортов принимается равной 0,4 ширины лотка. Лотки делают из металла толщиной 3 ¸ 8 мм.

Для перемещения сыпучих и пылящих материалов применяют спускные трубы (рис. 6.8, б). Такие спуски состоят из загрузочного бункера, трубы и в некоторых случаях затвора. От одного бункера могут отходить две и более трубы. Диаметр груб составляет не менее 300 мм.

Для спускания штучных грузов применяют винтовые спуски, представляющие собой трубу, внутри которой помещается неподвижная спираль (рис. 6.8, в). Шаг и угол наклона спирали подбирают так, чтобы грузы перемещались под действием собственного веса с заданной скоростью.

Если для спуска сыпучих материалов требуется ограниченная скорость падения, можно использовать каскадные спуски (рис. 6.8, г). Они состоят из вертикальной шахты, внутри которой размещены по винтовой линии наклонные лотки.

Производительность спускных устройств зависит от коэффициента заполнения e, величина которого колеблется в пределах 0,4 — 0,8, и от скорости движения материала по желобу u, которая в свою очередь зависит от угла наклона и сил трения материала о желоб. Производительность спускного устройства

П = 3600F gue, т/ч, (6.8)

где F — площадь сечения самотечного устройства, м² ; у — насыпная масса материала, т/м³ .

ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ПНЕВМАТИЧЕСКОГО ТРАНСПОРТИРОВАНИЯ

а)

Рис. 6.9. Схемы пневматического транспортирования

При помощи пневматических устройств перемещают сыпучие материалы (цемент, песок, шлак, древесные опилки и т, д.), а также растворы. Принцип работы пневматических устройств заключается в том, что в трубопровод, по которому транспортируется материал, подается такое количество воздуха и с такой скоростью, при которых частицы материала удерживаются во взвешенном состоянии и в этом состоянии перемещаются по трубопроводу. Чтобы частицам сообщить взвешенное состояние, необходим определенный расход воздуха.

Применяются две системы транспортирования. В одной системе (рис. 6.9, о), называемой вакуумной, транспортируемый материал засасывается вместе с потоком воздуха соплами 1 , прикрепленными к трубопроводу. Насос 6 всасывает воздух, который увлекает за собой частицы материала. Между насосом и соплом установлен разгружатель 2, диаметр которого значительно больше диаметра трубопровода. Смесь воздуха с материалом, попадая в разгружатель, резко уменьшает скорость, и частицы материала падают на дно. Внизу разгружателя имеется герметический затвор 3, при открывании которого материал высыпается в бункер 4. Емкость бункеров выбирают в зависимости от производительности устройства и условий его работы. На рис. 6.10 показаны различные формы бункеров.

На выгрузку материала значительно влияет угол наклона стенок бункера а. Этот угол для строительных материалов должен быть больше, чем угол естественного откоса этих материалов. Обычно он составляет 45—60°. Увеличивать угол а нецелесообразно, так как при этом уменьшается емкость бункера (при той же высоте).

Пропускная способность бункера

П = 3600F g, м³ /ч,

(6.9)

где F — площадь выходного отверстия, м² ; v — скорость движения

(истечения) материала, м/с.

Рис. 6.10. Формы бункеров: а — пирамидальная; б — призмопирамидальная; в — коническая; г — цилиндрическая

Скорость v зависит от гранулометрического состава материала, площади сечения выходного отверстия и его формы, которая определяется периметром А (м). Отношение F/A называется гидравлическим радиусом отверстия истечения R.

На пути от разгружателя к насосу устанавливается фильтр 5 (см. рис. 6.9), в котором оседают оставшиеся частицы материала. Благодаря этому насос предохраняется от засорения, уменьшаются потери материала и не происходит выброса материала в атмосферу, что улучшает условия безопасности труда. Этот способ применяют для транспортирования на сравнительно короткие расстояния.

В другой системе (см. рис. 6.9, б), называемой нагнетательной, материал подается из бункера 4 в трубопровод 7. В этот же трубопровод нагнетается воздух насосом 6. Воздух вместе с материалом поступает в разгружатель 2, диаметр которого также больше диаметра трубопровода, и частицы материала оседают в разгружателе. За разгружателем устанавливается фильтр 5 для предотвращения выброса материала в атмосферу.

Пневматическим способом можно транспортировать материалы на расстояния до 2 км с большой производительностью, и материал не распыливается. Недостатком является большой удельный расход энергии (до З¸5 кВт*ч/т*км).

В среднем на каждый килограмм материала расходуется 10¸15 м³ воздуха. Перепад давлений в вакуумных системах составляет 0,1 ¸ 00,4 ат (0,01 ¸ 0,04 МПа), в нагнетательных давление в среднем достигает 2 ¸ 6 ат (0,2 ¸ 0,6 МПа).

БУНКЕРА, ЗАТВОРЫ И ПИТАТЕЛИ

Транспортирующие устройства комплектуют в зависимости от вида работ вспомогательным оборудованием: бункерами, затворами и питателями.

Бункера предназначены для кратковременного хранения сыпучих и кусковых материалов. Их размещают в начале или в конце транспортирующего устройства.

Для порошкообразных и зернистых материалов площадь F должна быть не меньше 0,09 м³ .

Затворы по конструкции различны в зависимости от вида материала, размера бункера и условий разгрузки. Для бункеров малой емкости при полной их разгрузке применяют клапанные откидные затворы ; для разгрузки зернистых и мелкокусковых материалов — секторные ; для крупнокусковых материалов— пальцевые .

Используют также горизонтальные малогабаритные реечные затворы .

Так как на затворы действуют большие нагрузки, возникающие от давления материала, то для их закрытия при порционном опорожнении бункера требуются значительные усилия. Величина давления на затворы зависит от высоты столба материала в бункере, размеров выходного отверстия F, состава и свойств материала, а также от формы затвора. Например, в затворах наклонно-откидных (рис. 6.11, а) на затвор действует давление T' , равное только части общего веса Т материала, находящегося в затворе.

В затворах секторных на затвор действует вес материала, находящегося в бункере. Для жидких бетонных смесей и растворов давление

T_ж = Fyh, где у — объемная масса материала, т/ м³ ; h — высота столба материала, м.

Для сыпучих материалов давление

T c = Fp, где р — среднее вертикальное давление.

Величина р зависит от коэффициента внутреннего трения f , коэффициента подвижности т , гидравлического радиуса выходного отверстия R , а также от величин у и g :

p = yR / fmg

Для основных строительных материалов произведение fm » 0,175. Зная R и у , можно определить величину р , а следовательно, и Т .

Питатели предназначены для непрерывной выдачи материалов из бункеров. Ленточные и пластинчатые питатели (рис. 6.12, а и б) обычно имеют кривошипно-храповой привод, обеспечивающий небольшую скорость перемещения (0,05 ¸ 0,5 м/с.) Ленточные питатели пригодны для выдачи материалов как пылевидных, так и средне-кусковых; их производительность достигает 300 м³ /ч. Производительность пластинчатых питателей 1000 м³ /ч. Применяют их для подачи средне- и крупнокусковых материалов.

Винтовые питатели используют при работе с сыпучими материалами. Производительность их до 30 м³ /ч. Тарельчатые питатели применяют для материалов различной крупности при производительности до 25 м³ /ч. Барабанные лопастные питатели могут выдавать материал порциями, для чего они поворачиваются на определенный угол. Кареточные и вибрационные питатели тоже выдают материал порциями. Последние три питателя служат не только для выдачи материалов, но и для их дозирования.

КЛАССИФИКАЦИЯ СТРОИТЕЛЬНЫХ КРАНОВ, ИХ РАБОЧИЕ ОРГАНЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ

Краны предназначены для подъема грузов и подачи их к месту разгрузки, а при монтаже — для подачи деталей к месту установки их в проектное положение в вертикальном и горизонтальном направлениях.

Типаж кранов, применяемых в народном хозяйстве, многообразен. Для целей строительства используют следующие виды кранов : 1) легкие переносные краны — подъемники, используемые в основном для подъема груза по вертикали и в отдельных случаях на небольшое расстояние по горизонтали; 2) стационарные краны для подъема и перемещения грузов по вертикали и по горизонтали в пределах радиуса окружности, описываемой стрелой; 3) башенные краны (передвижные стационарные и приставные и самоподъемные) служат для подъема грузов и перемещения их по горизонтали; 4) самоходные стреловые краны применяют для монтажных и погрузочно-разгрузочных работ; обладают высокой мобильностью и практически не ограниченной зоной обслуживания; 5) козловыми кранами осуществляют подъем, перемещение и монтаж конструкций. Пределы зоны ограничены пролетом крана и длиной его перемещения; 6) кабельные краны применяют на таких строительных объектах, где приходится перемещать грузы на значительное расстояние.

Кроме того, используют специальные краны — плавучие, летающие (вертолеты), трубоукладчики.

Все краны обозначают индексами, состоящими из буквенной и цифровой части. Буквенная часть обозначает группу кранов или особенности его конструкции, например: КБ — кран башенный; АК — автомобильный кран; МКГ, МКП или МКА — монтажный кран гусеничный, пневмоколесный или автомобильный; СКГ — специальный кран гусеничный; СМК — специальный монтажный кран. В цифровых обозначениях указывается грузоподъемность, например: МКГ-20 — кран монтажный гусеничный, грузоподъемность 20 т.

Краны состоят из рабочих органов остова, ходовой рамы, поворотной части, башни, стрелы, механизма подъема и опускания груза, механизма подъема и поворота стрелы, механизма перемещения крана, рабочих органов, аппаратуры управления и контроля грузоподъемности и высоты подъема.

В зависимости от типа и значения кран может иметь все перечисленные составные части или только некоторые из них. Основными параметрами кранов являются: грузоподъемность G, т; грузовой момент M г, тс*м (кН*м), равный произведению массы поднимаемого груза G на плечо L от центра тяжести поднимаемого груза до оси крана; вылет стрелы L c, м; высота подъема груза H , м; скорость подъема и опускания груза ^u п и ^u 0, м/с; скорость передвижения крана ^u к, м/мин; для стреловых кранов кроме этих параметров также вылет стрелы, а следовательно, радиус действия R, м, для кабельных и козловых кранов длина пролета L _п , м.

Диапазон изменения скоростей u_п , u₀ и u_к также является параметром, характеризующим краны. Величины М _г и G задаются минимальными и максимальными в зависимости от величины вылета стрелы.

Рабочие органы кранов представляют собой грузозахватные устройства для единичных штучных грузов или группы грузов (крюки, траверсы, захваты и т. д.), либо емкости, в которых размещают грузы (ковши, бадьи, грейферы).

Следует различать два вида рабочих органов : 1) представляющие собой грузозахватные устройства и, как правило, являющиеся постоянной составной частью машин. Крюк является основным рабочим органом крана. Груз подвешивается к крюку непосредственно или при помощи стропов. Крюки стандартизованы. Они бывают однорогие и двурогие. Размеры крюков подбирают соответственно максимальной грузоподъемности крана; 2) дополнительно подвешивающиеся к грузозахватным устройствам машины (оснастка). Грузы и емкости с грузами подвешивают к крюкам или скобам при помощи цепных или канатных стропов или траверс.

К а н а т н ы е с т р о п ы представляют собой отрезки стального каната, которые вверху присоединены к кольцу, надеваемому на крюк крана. Внизу каждый отрезок каната имеет крюк или коуш для прикрепления к поднимаемому грузу. Таких отрезков ветвей может быть два, три и больше в зависимости от массы и конфигурации груза (рис. 5.12, а, б).

Стропы могут также выполняться из пеньковых и капроновых канатов в виде петли или нескольких петель (рис. 5.12, г). При симметричной подвеске груза усилие в каждой ветви стропы (рис. 5.12, е)

S = G / m cos a = K * G / m (5.13)

где К — коэффициент, характеризующий угол наклона стропа к вертикали (К = 1/cosa); G — масса груза, т; m — количество ветвей; a — угол между ветвью стропы и вертикалью. Если a = 0, 30, 45, 60°, то соответственно К = 1; 1,15; 1,42; 2,0. Если позволяет высота подъема, желательно, чтобы угол был минимальным.

Ц е п н ы е с т р о п ы (рис. 5.12, д) выполняют из стальных некалиброванных цепей. Натяжение в цепных стропах подсчитывается по формуле (5.13).

Рис. 5.12. Виды строп:

а — конструкции канатных строп; б — примеры захвата деталей стропами; в — силы, дей-

ствующие на стропы; г — способы крепления пеньковых строп; д — цепные стропы

Т р а в е р с ы различных конструкций показаны на рис. 5.13. Напряжения, возникающие в траверсе, зависят от способа подвески ее к крюку. Если траверса подвешена на канатах, направленных вертикально (рис. 5.13, а), то ее рассчитывают на изгиб. Напряжение от изгиба в траверсе s = M/W; M = Ga/ 4, (5.14)

где М — максимальный изгибающий момент, кгс*м (Н*м); G — масса поднимаемого груза, т; а — расстояние между стропами, м; W — момент сопротивления балки траверсы.

Если траверса подвешена на канатах, направленных под углом к вертикали (рис. 5.13, б), то возникают усилия, действующие вдоль нее, что вызывает дополнительно продольный изгиб траверсы. Напряжения от продольного изгиба, возникающие в траверсе, s = T / F j,

(5.15) где Т — усилие, действующее вдоль траверсы, кгс (Н); F — площадь сечения траверсы, м² ; j — коэффициент устойчивости при изгибе.

Рис. 5.13. Траверсы

Траверсы выполняют различными для подъема грузов разной массы и конфигурации. На рис. 5.13, в показана траверса для подъема стропильных балок пролетом до 18 м, массой до 10 т. Такая траверса представляет собой металлическую ферму и весит около 1 т.

Для подъема грузов сложной конфигурации и массой более 20 т применяют трехрогие траверсы (рис. 5.13, г). Такая траверса предназначена для подъема царг диаметром 9—11 м при монтаже доменных печей.

З а х в а т ы также используют для поднятия грузов. Например, колонны поднимают захватами, показанными на рис. 5.15, а. Для подъема массовых однотипных грузов применяют захваты в виде клещей (рис. 5.15, б). При подъеме груз удерживается в клещах силой трения, поэтому необходимо, чтобы усилие

Р ³ G / 2 m

(5.16)

где G — масса поднимаемого груза, т; m — коэффициент трения. Усилие можно определить из уравнения равновесия системы

Ta + Pb-P m * c / 2 = 0,

(5.17) где с /2 — расстояние от линии действия силы P m до оси захвата,

Так как Т=G / 2 cos a, то можно написать, что

- Ga / 2 cosa + Gb / 2 m - Gc / 4 = 0

(5.18)

Исходя из этих зависимостей, подбирают плечи рычагов клещей.

Рис. 5.14. Захваты

Б а д ь и используют для перемещения сыпучих, кусковых и пластичных материалов(песка, щебня, бетонных смесей и др.). По конструкции бадьи бывают опрокидными и с раскрывающимся днищем (рис. 5.15).

Г р е й ф е р ы (двухканатные, крюковые одноканатные и моторные). Для массового перемещения сыпучих материалов более пригодны грейферы, которые загружаются и разгружаются автоматически.

Рис. 5.15. Бадья с раскрывающимся днищем:

/ — створки днища; 2, 5 — запорные рычаги; 3 —

рычаг для открывания и закрывания створок;

4 — ось

Двухканатный грейфер (рис. 5.16) подвешивается к двухбарабанной или к двум однобарабанным лебедкам 1 на поддерживающем 2 и замыкающем 3 канатах. Поддерживающий канат 2 закреплен на верхней головке грейфера. Замыкающий канат 3 прикреплен к нижней головке грейфера 4, на которой одновременно закреплены тяги 5, связанные с челюстями грейфера. Для создания большего усилия замыкания грейфера в верхней и нижней головке имеются блоки полиспаста, через которые проходит замыкающий канат. Когда грейфер висит на поддерживающем канате, а замыкающий канат освобожден, челюсти грейфера под действием их веса, веса нижней головки и грунта раскрываются (положение 1 ) и материал высыпается.

При одновременном опускании обоих канатов грейфер, независимо от положения челюстей, опускается и ложится на материал (положение //). При выбирании замыкающего каната нижняя головка поднимается, челюсти грейфера смыкаются, захватывая материал (положение ///). Выбирание замыкающего каната после полного замыкания челюстей приводит к подъему грейфера. При этом включается на подъем (во избежание провисания) также и поддерживающий канат, который при достаточной опытности крановщика может принять на себя часть общей нагрузки.

Рис. 5.16. Схема работы двухканатного симметричного грейфера

Для опорожнения грейфера барабан поддерживающего каната затормаживается, а барабан замыкающего каната вращают в сторону опускания этого каната. Под действием веса материала и челюстей грейфера они раскрываются (положение IV). Направление движения канатов для каждого из положений показано стрелками.

Крановые механизмы могут приводиться в движение каждый отдельным двигателем (многомоторный или индивидуальный привод) или один привод сообщает движение всем механизмам или группе механизмов

(одномоторный или групповой привод).

На рис. 5.17 приводятся схемы основных механизмов кранов с многомоторным приводом. Все они построены на одном принципе: электродвигатель через зубчатую передачу (редуктор) сообщает вращение исполнительным элементам.

М е х а н и з м п о д ъ е м а (рис. 5.17, а). Электродвигатель 1 через несколько зубчатых передач 3 приводит во вращательное движение барабан 4, на который наматывается канат 5, идущий от неподвижной обоймы 6 полиспаста. Груз подвешен на крюке 7. На валу, соединенном с валом электродвигателя, установлен тормоз 2, применяемый для удержания поднятого груза.

М е х а н и з м п е р е д в и ж е н и я р е л ь с о - колес ного к р а н а

(рис. 5.17, б). Электродвигатель 1 через несколько зубчатых передач 3 приводит во вращение колесо 4. Так же, как и в механизме подъема, установлен тормоз 2, предназначенный для удержания крана на месте при нахождении его на уклоне и при действии на него ветрового давления.

М е х а н и з м в р а щ е н и я пов ор отной ч ас ти кр ана (рис.

5.17, г). Электродвигатель 1 , установленный на поворотной части крана, через несколько зубчатых передач 3 и конической передачи 8

Рис. 5.17. Схемы крановых механизмов

приводит во вращательное движение шестерню 9, которая обкатывается по неподвижному зубчатому ободу 10, укрепленному на неповоротной части крана. Таким образом, вся поворотная часть крана обкатывается вокруг обода. На валу электродвигателя 1 помещен тормоз 2.

Г р у п п о в о й п р и в о д (рис. 5.17, в). Двигатель / через ременную или цепную передачу // приводит во вращательное движение шестерню 12. Последняя приводит во вращение вал со стрелоподъем-ньш барабаном 13 и грейферными барабанами 14 и 15. На всех валах с барабанами установлены муфты 16, которыми барабаны могут независимо включаться.

М е х а н и з м и з м е н е н и я в ы л е т а к р ю к а в одних кранах изменяет наклон стрелы, а в других передвигает каретку с несущими блоками. На рис. 5.17, д показана схема механизма передвижения каретки с крюком. К каретке 17, установленной на рельсах, прикреплены концы тягового каната 5, огибающего барабан 4 лебедки. При вращении барабана по часовой стрелке канат наматывается с нижней ветви А барабана и сматывается с верхней ветви Б. Каретка движется вправо, при вращении против часовой стрелки — влево.

В каждом из этих механизмов имеется тормозной шкив (тормоз), который устанавливают обычно на валу, находящемся на одной оси с валом электродвигателя.

В зависимости от типа и назначения кранов они могут иметь различные механизмы. Например, неподвижные краны имеют механизмы подъема и опускания груза, поворота мачты, поворота стрелы, наклона стрелы. В таких кранах нет механизма передвижения крана, который имеется в передвижных кранах.

ДОМКРАТЫ, ЛЕБЕДКИ, ТАЛИ

Эти устройства могут иметь ручной, электрический, гидравлический или пневматический привод.

Устройства с ручным приводом основаны на том, что человек, прикладывая сравнительно малое усилие — в среднем 16 кгс (160 Н), может поднимать значительный груз.

Домкраты обычно используют для подъема груза на небольшую высоту, причем воздействуют на груз снизу; их делят на реечные (грузоподъемность до 6 т, высота подъема до 0,3 м), винтовые (грузоподъемность до 50 т, высота подъема до 0,35 м) и гидравлические (грузоподъемность 50¸500 т, высота подъема 0,15—0,2 м).

Домкраты с ручным приводом показаны на рис. 5.1. Грузоподъемность устройств с ручным приводом определяется передаточным отношением от механизма привода к исполнительному органу (штоку домкрата и т. д.) и КПД механизма. Величину веса груза при заданном усилии на рукояти домкрата можно найти, приравняв работу, совершаемую рабочим за один оборот рукояти домкрата или за один ход поршня, к работе, которая затрачивается на подъем груза. Тогда:

1) для винтового домкрата (рис. 5.1, а)

P* 2 pR = Qs 1/ h,

(5.1)

где Р — усилие, прилагаемое рабочим, кгс (Н); R — длина (радиус) рукояти, мм; Q — грузоподъемность домкрата или величина преодолеваемого сопротивления, кгс (Н); s — величина перемещения груза

на oдин оборот рукоятки (соответствует шагу винта домкрата), мм; h —

КПД устройства. Из формулы (5.1)

Q = P 2 pR h / s

(5.2)

Рис. 5.1. Домкраты:

а — бинтовой; б — реечный; о — гидравлический; г — беспоршневой; 1 — рукоять; 2 — винт; 3 — гайка; 4 — храповое колесо; 5 — защелка; 6 — зубчатое колесо; 7 — шток с рейкой и лапой; 8 — основной поршень; 9 — клапан; 10 — цилиндр ручного насоса; 11 — шток ручного насоса; 12 — маслобак; 13 — всасывающий клапан

2) для реечного домкрата (рис. 5.1, б) величина Q определяется той же зависимостью, что и для винтового домкрата, но величина перемещения s груза за один оборот рукояти зависит от передаточного числа i между шестерней, закрепленной на оси рукояти домкрата, и зубчатым колесом, приводящим в движение рейку домкрата и диаметра делительной окружности этого зубчатого колеса:

s = pd/i , где d = тz (т — модуль зуба, 2 — число зубьев). Следовательно, Q = P 2Ri h /d * 10³ * т

(5.3)

3) в гидравлическом домкрате (рис. 5.1, е) жидкость (обычно масло) подается ручным насосом с диаметром штока d в основной цилиндр с диаметром поршня D. Грузоподъемность домкрата

Q = qF ц ; Q = q *