Проектирование прицепного скрепера

Спецификация ЛИСТ 2.spw

Спецификация ЛИСТ 3.spw

Крышка опоры шаровой
-6g х 170.58.35Х.16 ГОСТ 15589-70
Шайба 2 Н.20 х 2.02.Ст3кп.019 ГОСТ 6402-70

Лист 2.cdw

Покрытие эмаль ПФ-115 желтая ГОСТ 6465-76 VI У1
Сварные швы по ГОСТ 5264-69.

лист 1.cdw

вместимость ковша 3 м
Максимальное заглубление 100 мм
Толщина слоя отсыпки 300 мм
Удельная материалоемкость 1 тм

Записка.doc

Сучасний період становлення економіки України характеризується підвищенням ефективності ринкових відносин при цьому в галузі скреперобудівництва додатковий розвиток одержують що намітилися раніше загальні тенденції в створенні високоефективної землерійно-транспортної техніки:
-створення машин підвищеної одиничної потужності;
-- підвищення надійності і довговічності машин.
Зазначені обставини істотно підвищують зацікавленість різних галузей будівництва і галузевого машинобудування у випуску конкурентно-здатної високопродуктивної землерійно-транспортної техніки.
При цьому варто думати що скрепери будуть широко використані в різних галузях будівництва гідромеліорації на відкритих гірських розробках.
В міру зростання складності споруджень масштабів промислового цивільного транспортного будівництва розвитку видобувної промисловості обсяги робіт що приходяться на долю скреперів будуть природно збільшуватися що додатково свідчить про актуальність проектування скрепера.
У даному проекті розроблена конструкція самохідного скрепера класу 3 т.с1 ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРВ ПРОЕКТУЕМОГО
Основні розміри ковша (ширина довжина і висота ) визначаються в залежності від головного параметра V який задається.
Умовно місткість визначається рівнянням
Ширину ковша визначають виходячи з розміру колії тягача з урахуванням розмірів елементів конструкції по формулі
де - ширина тягача м (таблиця 1.1) ;
- ширина гусениці м (таблиця 1.1);
- зазор між ходовими пристроями тягача і стінкою траншеї при розробці скреперами траншей м ( мм).
Вк = 2950+07+2×0045=374 м
У якості тягача приймаємо трактор ДТ-75.
Таблиця 1.1 Технічна характеристика Т-330
Габаритні розміри мм
Швидкості пересування розрахункові (кмгод)
вперед з ходозменшувачем
Продовження таблиці 1.1
Тягове зусилля розрахункове (кгс)
Шаг ланки та ширина гусениці мм
Номінальна потужність двигуна к.с.
Номінальне число обертів обхв
Габаритну ширину скрепера визначаємо по формулі
де - сума товщини бічної стінки і її ребер жорсткості товщини подовжніх балок тягової рами і зазорів необхідної для переміщення тягової рами відносно ковша .
Вс = 374+2×015=394 м.
Довжину і висоту ковша скрепера при відомій геометричній місткості знаходять з співвідношень
де - відношення довжини ковша до його висоти що визначається по рекомендаціях ВНбуддормаш СибАД ХАД для ковшів традиційної конструкції скрепера або відповідно до досліджень робочого процесу машини оптимізацією відношення LН по мінімальній енергоємності процесу.
Приймаємо об’єм ковша рівним 3 м3 (див. нижче). Тоді
Висота заслінки ковша Н1 приймається не менше за 08 Н задньої стінки - Н2 = 07Н (рис. 1.1).
Рис. 1.1 Схема ковша скрепера
Кут різання ножа скрепера a вимірюється в положенні коли ріжуча кромка ножа знаходиться в опорній площині коліс. Значення кута що рекомендується для різання -3035°.
ТЯГОВИЙ РОЗРАХУНОК СКРЕПЕРА
Знайдемо об’єм ковша із рівняння тягового балансу.
Необхідну тягу для заповнення ковша скрепера звичайно визначають за формулою Петерса. Загальний опір долається-тягачем складається з чотирьох складових: опору переміщенню навантаженого скрепера W1 різанню W2 переміщенню призми волочіння W3 і наповненню ковша W4:
де Gc та Gгр - відповідно сили ваги порожнього скрепера і рунту в ковші;
f - коефіцієнт опору переміщенню скрепера;
K - опір різанню рунту ножем скрепера для -II категорії рунту К=80кПа;
h - глибина копання для - категорії рунту приймаємо hm
y - коефіцієнт об'єму призми волочіння у=05;
p- щільність рунту в розпушеному стані p=15 тм3;
коефіцієнт тертя рунту по рунту ;
х - коефіцієнт що враховує внутрішнє тертя
- кут внутрішнього тертя рунту °.
Сила ваги порожнього скрепера визначається в залежності від об’єму ковша V
де am – питома матеріалоємність що дорівнює 112 для причіпних тм3.
Gc=114×3×981=3528 кН.
Вага рунту у ковші визначається в залежності від щільності рунту та коефіцієнту розпушення Кр = 12 для категорії
де Кн = 1 - коефіцієнт наповнення ковша.
Gгр=3×1×18×981 12=33 кН.
РТ = (1342+17658)×005+80×374×01+981×05×374×1792×15×084+
+ 981×01×374×179×15+981×374×1792×15×037=19455 кН.
Величина сили тяги Рт повинна бути меншою або дорівнювати вільній тязі тягача
де або - вільна сила тяги тягача по зчепленню по потужності (приймаємо меншу);
GT- зчіпне навантаження на ведучі колеса тягача;
c - коефіцієнт зчеплення рушія з рунтом непорушеної структури ( для гусеничних = 0911).
У даному випадку меншою є сила тяги тягача по потужності її і приймаємо для розрахунків
Тяговий розрахунок скрепера проводиться для кінцевої стадії заповнення ковша рунтом коли глибина різання мінімальна h=hmin. Відповідно до одержаного значення необхідного тягового зусилля вибираємо тягач який може розвивати це зусилля T на нижчій передачі.. Після цього визначається максимальна глибина різання на початку заповнення ковша при роботі скрепера на розрахунковому рунті
Можливість рушення скреперного агрегату на підйом з кутом схилу п визначається з балансу сил
Максимальний підйом який може подолати навантажений скрепер встановлюється з виразу
Цей кут перевіряється за умовою зчеплення рушіїв тягача з рунтом
Тягові якості скрепера характеризуються меншим із знайдених значень кута пj.
ВИЗНАЧЕННЯ РОЗРАХУНКОВИХ НАВАНТАЖЕНЬ
Основними розрахунковими навантаженнями що впливають головним чином на напруження в елементах конструкції скрепера є наступні: тягове зусилля тягача Т; опір копанню рунту RГ; нормальна реакція рунту на ніж Rв; вагу конструкції скрепера і рунту Gс Gгр; навантаження на передню і задню осі машини N1 і N2 і зусилля в механізмах управління підйому ковша Рц підйому заслінки Sз висунення задньої стінки Sзс.
Розрахункові навантаження в різних вузлах досягають максимальних значень не одночасно. Тому при їх визначенні необхідно розглянути ряд випадків (розрахункових положень) в яких можна чекати виникнення найбільших навантажень в тому або іншому вузлі..
Розрахункове положення I. Копання під ухил (рис. 3.1) при таких умовах: ківш заповнений рунтом на 80% геометричної місткості; діє максимальне тягове зусилля ТК-1 з урахуванням складової ваги трактора - тягача; глибина копання максимальна; кут подовжнього схилу приймається рівним ama динамічні навантаження не істотні..
Рис. 3.1. Копання рунту під ухил причіпним скрепером
Виходячи з умов що характеризують розрахункове положення вагу скрепера G і силу тяги ТК-1 визначають з виражень
GТ=1342+08×12×15×981=27546 кН
ТК-1 = 286452-27546×(01×соs179-sin179)=34488 кН.
Коефіцієнт опору коченню тягача f1 варто приймати не більш 01.
Таким чином невідомими є 2N1 2N2 Rг і Rв. Для їхнього визначення варто скористатися трьома рівняннями статики
Х= 0; У = 0; МA = 0.
де y - експериментальний коефіцієнт значення якого для даного розрахункового положення приймаємо рівним 05.
Тоді Rв = 05Rг. Підставивши цю залежність для Rв в рівняння проекцій на вісь У і в рівняння моментів одержуємо три рівняння з трьома невідомими. Дані для вибору необхідних лінійних розмірів на цій стадії проектування приводяться у табл.3.1.
Таблиця 3.1 Лінійні розміри для причіпного скрепера 12 м3
Розрахункове положення 2. Копання однорідного рунту (рис. 3.2) при максимальній інтенсивності зростання опорів у наступних умовах:
ківш цілком заповнений рунтом (G=Gc+Gгр);
тягач реалізує максимальне стискальне зусилля по зчепленню з рунтом;
виникають динамічні навантаження прикладені до причіпного пристрою (від тягач) і в центра ваги скрепера (від нерівномірного руху маси скрепера з рунтом);
скрепер рухається по горизонтальній поверхні;
відбувається заглиблення ковша в рунт з максимальною швидкістю; розглядається кінцевий момент заглиблення при h=hmax.
Відповідно до зазначеного
де Gcц - зчіпна вага тягача кН;
- коефіцієнт зчеплення рушіїв із рунтом (приймається для даного типу рушіїв на рунтовій поверхні в максимальному значенні);
V поч - швидкість скреперного агрегату при якій починається буксування тягача (приймається рівним номінальній теоретичній швидкості для даної передачі) мс;
m1 і m2 - відповідно маса тягача і скрепера з рунтом т;
A - інтенсивність зростання опорів копанню величина яка характеризує швидкість росту навантаження що залежить від роду розроблювального рунту розмірів і траєкторії заглиблення в рунт робочого органу машини кНм.
Рис. 3.2. Навантаження на причіпний скрепер при копанні однорідного рунту на горизонтальній поверхні
нтенсивність зростання опорів копанню скреперами визначається за формулою
Додатково до раніше прийнятих позначень КТ - коефіцієнт що характеризує траєкторію заглиблення робочого органу в рунт і рівний для машин з гідравлічним приводом керування
де Vy i V - відповідно швидкість переміщення ріжучої крайки ножа у вертикальному і горизонтальному напрямках.
Швидкість Vy приймаємо 02 мс
Силу інерції скрепера Pj визначають у даному випадку виходячи з припущення що лінійні прискорення трактора і скрепера при заглибленні в однорідні рунти однакові. Тоді
Таким чином залишається чотири невідомих величини: N1 N2 Rг і Rв що при наявності додаткової умови Rв =y× Rг дозволяє вирішити задачу за допомогою трьох рівнянь статики
N12=1; RГ1=1; N22=1;
Rb2=0.5RГ2; Rb2=96.668
Даному розрахунковому положенню відповідає напрямок реакції Rb у гору і значення коефіцієнта y = 015.
Розрахункове покладений 3. Копання рунту шляхом додаткового просування скрепера ривком після зупинки. Сутність цього прийому роботи полягає в тім що водій на визначеній стадії наповнення ковша виключає муфту зчеплення щоб уникнути перевантаження двигуна скреперний агрегат зупиняється трактор відкочується назад на скрепер а потім різким включенням муфти зчеплення приводиться знову в рух набирає швидкість за рахунок наявного вільного ходу і накопиченої енергії. Розрахункова схема до визначення навантаження на скрепер при ривку приведена на рис. 3.3. При цьому приймають наступне: ківш заповнений рунтом на 60-70 % свого об`єму; глибина різання максимальна; скрепер рухається на горизонтальній поверхні; вертикальна складова реакції рунту Rв спрямована вниз і дорівнює Rв =y Rг
Рис. 3.3. Навантаження причіпного скрепера при ривку
Визначається зусилля в зчіпці
де крім раніше введених позначень Тск - величина тягового зусилля що розвивається тягачем перед відключенням муфти зчеплення тобто попереднього ривку Тск = Рн Рн - номінальна сила тяги на даній передачі кН; l =115 - коефіцієнт пристосовності двигуна V1j - швидкість тягача перед ривком мс
тут Dа - ділянка шляху відкочування що тягач проходить після відключення муфти зчеплення по інерції м
а - ділянка шляху відкочування тягача яка дорівнює сумі пружних деформацій деталей скрепера під дією тягового зусилля під час вимикання муфти м;
С - жорсткість конструкції скрепера в напрямі тягового зусилля кНм.
Вважаючи пружні деформації скрепера в цілому пропорційними навантаженню значення а обчислюють з рівняння
У табл. 3.1 приведені орієнтовані дані про жорсткість металевої конструкції скрепера з різною місткістю ковша 12 м3.
Таблиця. 3.1 Жорсткість металоконструкції скрепера
Жорсткість у напрямку дії тягового зусилля С кНм
Тск = 19455×115 = 22373 кН
а = 22373 6500 = 0034 м
Gсц=1342+07×17658=2578 кН
Сила інерції скрепера Рj - . віднесена до центру ваги і спрямована при ривку в сторону протилежну руху.
В процесі ривка заповнення ковша збільшується незначно й опір руху скреперу зростає не більш ніж на 10 %. Тому що до ривка цей опір дорівнював Тск в кінці ривка воно досягає величини близької до 11Тск. Це дозволяє визначити силу інерції скрепера Рj користаючись формулою
Pj =1985 -11×22373= -476 кН.
Подальший розрахунок зводиться до складання трьох рівнянь статики що разом зі співвідношенням Rв =y Rг дозволяють визначити невідомі N1 N2 Rг і Rв.
N13=1; RГ1=1; N23=1;
Rb3=0.5RГ3; Rb3=149.146 kH.
Розрахункове положення 4. Рух навантаженого скрепера на підйом (рис. 3.4) при умовах що ківш заповнений рунтом з "шапкою"; сила тяги витрачається тільки на переміщення скрепера.
Невідомими є навантаження на осі скрепера і величина потрібної сили тяги. Крім того необхідно визначити кут підйому b при якому потрібно розглядати роботу скрепера.
У даному розрахунковому положенні можна чекати максимальні навантаження на задню вісь N2. Кут підйому b N2 max при якому навантаження на задню вісь буде максимальним визначається дослідженням на максимум фнкції N2=f(b).
Рис.3.4. Розрахункова схема навантаження при русі навантаженого скрепера на підйом
Орієнтовані значення висоти центра ваги h2 навантаженого скрепера в транспортному положенні визначаються в залежності від місткості ковша V.
Невідомі N1 N2 і ТТ-1 визначаються з рівнянь статики
N14=1; TK4=1; N24=1;
Розрахункове положення 5. Рух навантаженого скрепера під ухил за тих самих умов що і в положенні 4.
Виходячи з аналогічних міркувань визначають кут нахилу шляху при якому можлива максимальне навантаження на передню вісь
Далі обчислюється значення навантаження
Розрахункове положення 6. Оцінка поперечної стійкості скрепера і визначення максимальних навантажень на одне колесо що виникають на поперечних ухилах.
Критерієм поперечної стійкості є граничний кут поперечного ухилу g`п на якому центр ваги скрепера виходить на вертикаль що перетинає можливу вісь перекидання машини. Тому що центр ваги скрепера знаходиться поблизу подовжньої осі симетрії то його поперечна стійкість практично однакова в обидва боки.
Можливі дві осі перекидання (рис. 3.5):
лінія - що з'єднує центри опорних поверхонь крайніх (переднього і заднього) коліс якому відповідає кут поперечного ухилу - g`п.
Рис. 3.5. Схема до оцінки поперечної стійкості скрепера
лінія - що з'єднує центр опорної поверхні крайнього заднього колеса і вісь горизонтального (чи кульового) шарніра що з'єднує передню вісь з тяговою рамою (кут g``п).
Як критерій стійкості приймається менший з кутів g`п або g``п.
Відповідно до приведених на рис. 3.5а позначеннями розмірів що характеризують положення осей перекидання і координати центра ваги знаходимо критерії стійкості
b2=2.79 м; b1=1.64 м; h3=0.84; N16= N26=
Максимальні навантаження що виникають на поперечних схилах (N1К - на переднє колесо і N2К - на заднє) визначають таким чином (рис. 3.5 б):
Якщо критерієм є кут g`п:
якщо критерієм є кут g``п (для передньої осі рис. 2.14в)
У обох випадках величина N1 береться по розрахунковому положенню 5 а величина N2 по положенню 4.
Крім цього виникають бічні навантаження У1 і У2 рівні у всіх випадках
Розрахункове положення 7. Поворот навантаженого скрепера при наступних умовах (рис. 3.6): задні колеса знаходяться в канаві глибиною t=05rк; ківш наповнений рунтом з "шапкою"; передня вісь довернута на 90°. Необхідно визначити силу тяги ТТ-4 і навантаження на колеса Р N1 N2. Навантаження N1 і N2 визначаються з рівнянь МA = 0 i У = 0. Реакцію Р визначають з умови рівноваги заднього колеса
Сила тяги знаходиться з рівняння моментів відносно точки С.
Рис. 3.6. Схема до визначення навантажень на причіпний скрепер при повороті тягача на 90°
РОЗРАХУНОК ПРИВОДА МЕХАНЗМУ КЕРУВАННЯ
1 Визначення зусиль необхідних для розвантаження ковша
Механізм розвантаження долає опори від тертя рунту по днищу Fд по бічним стінкам Fб від котіння роликів заслінки по направляючим Fр. Тоді зусилля необхідне для висунення задньої стінки Sзс.
Об'єм рунту в ковші після відкриття заслінки приймається 07V тоді
Fд= 07×12×981×15×05 = 618 кН
Тиск на бічну стінку змінюється лінійно від максимального значення qc біля днища до нуля на поверхні рунту.
Тиск біля днища ковша
де e - коефіцієнт бічного тиску приймається рівним 07.
Тоді Fб визначається по вираженню
Опір від тертя в роликах
де Gзс - вага задньої стінки Gзс »9 кН;
f1- коефіцієнт опору коченню роликів (f1= 010015).
Sзс = 618+8652+14 = 14972 кН.
Діаметр циліндру при тиску робочої рідини р = 20 МПа
де п – кількість циліндрів шт
h=075 - гідравлічний ККД
Приймаємо циліндр по ОСТ 22-1417-79: D = 125 мм dшт = 80 мм.
Витрату робочої рідини визначають для кожного гідроциліндра виходячи з необхідних максимальних швидкостей:
для циліндрів з поршневою робочою порожниною
де Vц – швидкість переміщення штоку гідроцилиндра мс
На основі досвіду скреперобудування рекомендують наступне:
швидкість підйому ковша (по передній кромці ножа) - 012025 мс;
швидкість підйому нижньої кромки заслінки - 015045 мс;
швидкість перміщення задньої стінки - 01504 мс.
Qц=025×314×01262×03=000374м3с.
Основними параметрами насоса є робочий об`єм Vн номінальний тиск Рн.ном частота обертання привідного валу nн. Необхідний робочий об`єм насоса
де nн - частота обертання вали насоса n=145c-1;
hvн - об`ємний ККД насоса.
Vн=106×000374 145×08=322cм3.
Після визначення робочого об`єму Vн вибирають типорозмір насоса з номенклатури насосів що випускаються серійно щоб необхідна частота обертання вала насоса була близька до номінальної для вибраного типу насоса.
Після встановлення швидкості переміщення робочих органів визначають потужність приводу управління для розрахункового випадку при якому в механізмі управління діють максимальні розрахункові зусилля (з урахуванням обмеження відбору потужності від двигуна тягача 2040 %).
Потужність приводу насоса
де hобщ.н - загальний ККД насоса.
Nпр=000374 ×20000072=1038 кВт.
Після вибору гідроциліндрів по величині Sзс проводиться розрахунок задньої стінки при умові що в момент вивантаження стінка заклинена по всій ширині нижньої частини і сприймає повне зусилля гідроциліндрів Рц=125×Sзс.
2Визначення зусиль для управління заслінкою ковша скрепера
У випадку коли rn >rз механізм управління заслінкою повинен розвивати зусилля S3 достатнє для подолання моментів наступних опорів: сил ваги заслінки Gз і рунту Gгр (приймається об'єм рунту що знаходиться між внутрішньою поверхнею заслінки і площиною яку проводимо через верхню і нижню кромки заслінки) сили тиску рунту що залишається в ковші Е і сил тертя F і залишкового зчеплення T між рунтом що розуміється заслінкою і що залишається в ковші.
Рис. 4.1 Схема до визначення зусиль керування заслінкою
Сила ваги заслінки визначається на підставі її конструктивних розмірів. У попередніх розрахунках приймаються орієнтовані значення маси заслінки в залежності від місткості ковша (для ковша місткістю 15 м3 маса заслінки приймається 800900кг).
Силу ваги рунту що піднімається заслінкою знаходять по формулі
Gгр=08×374×176×08×15×981=62 кН.
де Fгр – площа сегмента заштрихована на рис. 4.1.
Силу тиску рунту Е визначають як пасивний тиск рунту що представляється сипучим середовищем на стінку нахилену під кутом ° до вертикалі (q = 45+r2 = 45+20 =65°).
E=05×374×1792×15×981(tg402+tg652)×cos40=2516 кН.
Сила тертя F і зчеплення Т що виникають у початковий момент відкриття заслінки рівні відповідно
де Fср - площа зрізу що визначається розмірами заслінки;
Cост - величина залишкового зчеплення Cост = (01008)×С=01×12=12
Шукана величина сили Sз необхідної для відкриття заслінки визначиться з рівняння моментів відносно точки - О.
Зусилля у механізмі підйому заслінки
Sз=(62×166+9×17+211×16+251×015)215=230кН.
Тоді діаметр циліндрів
Приймаємо два циліндри по ОСТ 22-1417-79: D = 100 мм dшт = 63 мм.
швидкість підйому нижньої кромки заслінки - 015045 мс.
Qц=2×025×314×012×04=000628м3с.
Необхідний робочий об`єм насоса
Vн=106×000628145×08=541cм3.
Nпр=000628×20000072=174кВт.
Розрахунок на міцність проводять при умові що заслінка скрепера заклинена середньою точкою діють зусилля управління Sз.
РОЗРАХУНОК ЕЛЕМЕНТВ КОНСТРУКЦ СКРЕПЕРА НА МЦНСТЬ
Розрахунок на міцність основних вузлів скрепера проводиться методами опору матеріалів будівельної механіки деталей машин по напругам що допускаються і навантаженням визначеним вище для різних розрахункових положень. Вибирають такі поєднання навантажень при яких в елементах металоконструкції що розраховуються виникають найбільші напруги.
Розрахункові схеми і порядок розрахунку а також методика визначення навантажень діючих в конкретних перетинах залежать від конструктивного виконання вузла що розглядається і скрепера в цілому.
1 Розрахунок передка скрепера
Звичайно передок скрепера складається з подовжньої і поперечної зварних балок коробчатого перетину підкосів причіпного пристрою універсального шарніра і напівосів. Металоконструкція передка навантажена просторовою системою сил (рис. 5.1).
Перетин - подовжньої балки випробовує деформації вигину від сили К і ваги подовжньої балки q і розтягнення від сили Т.
Рис. 5.1. Розрахункова схема передка причіпного скрепера
Перетин - поперечної балки зазнає деформації вигину від сил діючих в площині передка 05×N1 і перпендикулярних їй 05×f×N1.
Напруги в перетині - визначають з врахуванням розподілу зусиль на поперечну балку і підкос.
Крім того розраховують елементи конструкції причіпного пристрою: тіло шкворня провушину шкворня сережку пальці 1 і 2.
Універсальний шарнір причіпних скреперів може бути виконаний в трьох конструктивних варіантах (рис. 5.2).
Рис. 5.2. Схеми просторових шарнірів зчеплення
Розрахунок пальців з`єднувальних шкворнів або кульової частини шкворня проводять на розрив вигин і зминання від сил T` і N`1 моментів що утворюються ними.
Сила N1=2603 кН (із розрахункового положення) Т=3037 кН.
Сила К визначається як
К=05×Т=05×3037=1518 кН. (5.1)
У небезпечному перерізі подовжньої балки тяглової рами I-I діють напруження вигину та розтягання.
Виходячи з аналізу конструкції рами приймаємо:
Напруги від вигину в перерізі I-I
Момент опору переріз I-I
Розтягуючи напруження
Еквівалентне напруження
Приймаємо для подовжніх балок сталь 14Г2АФ по ГОСТ 19282-73.
У небезпечному перерізі подовжньої балки тяглової рами I-I діють напруження вигину
Розтягуючі напруження
2 Розрахунок товщини стінки гідроциліндра
Розрахунок проводитиметься із вимоги стійкості корпуса гідроциліндра на розрив.
де кд =16- коефіцієнт динамічності.
рроз =16×20000=32000кПа.
де jd =1 - коефіцієнт
дпя сталі 40 [s]=210 МПа
Приймаємо D=8мм.6 ПРОДУКТИВНСТЬ СКРЕПЕРА
Одним з основних показників роботи спроектованої машини є її продуктивність.
Продуктивність скрепера м3год. визначається з рівняння
де qk - геометрична місткість ковша скрепера м3;
кн - коефіцієнт наповнення ковша;
кр - коефіцієнт розпушення грунту
lн - довжина шляху заповнення ковша в метрах при прямому ножі
тут кп - коефіцієнт втрат грунту в бічні валики рівний 12;
кс - коефіцієнт що враховує нерівномірність товщини стружки рівний 07
h - глибина різання ;
Jн - швидкість скрепера при наповненні ковша
J - швидкість тягача на першій передачі;
Jн = 08×288 =203 кмгод.
Jт - швидкість рушення навантаженого скрепера Jт =J на дільницях з підйомом Jт = (065075)×Jтах на дільницях без підйомів (Jтах - швидкість на вищій передачі);
Jр - швидкість розвантаження (- передача тягача);
Jхх - швидкість холостого ходу Jхх = (075085)×Jтах;
tп - тривалість розворотів скрепера перемикання передач і інші витрати часу за дослідними даними приймається рівною 4060 с.
Визначена по формулі продуктивність називається технічною тобто максимально можливої в даних умовах при безперервній роботі (без простоїв).
Експлуатаційна продуктивність враховує простої машини протягом зміни
де псм - тривалість зміни годин;
кв - коефіцієнт використання машини за часом рівний 085.
Проектирование машин для земляных работ. Под ред. А.М. Холодова. - Харьков: Выща шк. Изд-у при Харьк. ун-те 1986.-. 272с.
Холодов А.М. Ничке В.В. Назаров Л.В. Землеройно-транспортные машины: Справочник. - Харьков: Выща шк. Изд-у при Харьк. ун-те 1992 - 192 с.
Методичні вказівки до курсового і дипломного проектів "СКРЕПЕР" по дисципліні "Машини для земляних робіт

Лист 3.cdw

Спецификация ЛИСТ 1.spw

МПТСДМО.05М.001.00В0
Механизм управления
Гидроцилиндр управления щадней стенкой
Гидроцилиндр управлеиня ковшем
Гидроцилиндр управлеиня заслонкой