2.                Скрепер по п. 1 відмінний тим, що довга виступу рівна 0,25-0,35 ширини ковша.
Джерело інформації.
1.                Авторське свідоцтво № 444859 кл. Е 02 А 3/64. 1974.
Патент США № 31003555 кл 37-126 опублік. 1962./прототип/.
Авторське свідоцтво №1578269
Клас МКІ 2 Е 02 F 3/64. Ківш скрепера.
Опубликовано15.07.86. Автори винаходу А.И. Деміденко, В.Ф. Амельченко і ін.
Заявники Сибірський автомобільно-дорожній інститут ним. В.В. Куйбишева і Бердянський завод дорожніх машин.
Ізобрітеніє відноситься до землерийно-транспортних машин. А саме до скреперів.
Мета винаходу – підвищення продуктивності скрепера за рахунок зниження опору наповненню, збільшення об'єму грунту, набіоаємого в ківш.
На рис. 1.14 зображений скрепер в процесі копання; на рис. 1.15 – схема розташування валу ротора лопатевого механізму. Скрепер містить ківш 1 з бічними стінками 2, днищем, перехідним в задню стінку 3, і підножовою плитою з ножем 4. Усередині ковша розташований поперечний горизонтальний вал 5 лопатями 6. Вал закріплений в подшипниках ковзання, встановлених на бічних стінках 2. Вісь валу розташована на площині, що проходить через лінію стику днища і підножової плити і розташованій під кутом 25-30 до вертикальної площини. На кінцях валу закріплені важелі 7 з установленимі на них пальцями 8, до яких приєднані штоки гідроциліндрів 9 приводу валу 5. Гідроциліндри 9 за допомогою кронштейнів 10 приєднані до ковша 1. До бічних стінок 2 ковши 1 за допомогою шарнірів приєднана передня заслінка 11, сполучена через тягу 12, важіль 13 з гідроциліндром 14 підйому заслінки.
Шарніри передньої заслінки 11 зміщені по ходу руху скрепера за вертикальну площину, що проходить через лінію стику днища і підножової плити. Ківш 1 за допомогою тягової рами 15 і фартуха 16 з'єднується з тягачем.
Скрепер працює таким чином.
Скрепер під’їзжає до місця набору грунту, опускається ковш 1, октриваєтся передня заслінка 11. ніж 4 зрізає стружку грунту, яка поступає в ківш, заповнюючи частину ковша, ограніченую заслінку 11 і двома лопотями 6, одна з яких обмежує довжину ковша, інша – висоту. За рахунок розташування осі валу на площині, перехідній через лінію стику підножової плити і днища під кутом до вертикальної площини 25-30 (тобто розташування нижньої вертикальної лопаті за задньою площиною зрушення поступающейго грунту), опір надходженню грунту мінімальне. Після заповнення цієї частини за допомогою гідроциліндрів 9 і важелів 7 відбувається поворот валу 5 з лопостямі 6 на кут, рівний куту між двома лопостямі. При цьому за рахунок наявності простору між любовим листом передньої заслінки і кінцями лопатей грунт, що зрізається, у момент повороту лопаті проходить з мінімальним опором. Після завершення повороту грунт, що зрізається, заповнює площину між іншими вертикальною і горизонтальною лопостямі. Потім грунт знов переміщається лопатями.
Так відбувається до тих пір, поки все сектори механізму і ковша не будуть заповнені грунтом.
Після набору ківш підіймається, заслінка закривається і скрепер транспортується до місця завантаження, розвантаження здійснюється таким чином. Відкривається заслінка 11 і максимальний зів, при цьому частина грунту, що знаходиться в заслінці, висипається. За допомогою гідроциліндрів і важелів відбувається поворот механізму на 360, і грунт висипаєтся з ковша і разравнімаєтся ножем.
Формула винаходу.
Ківш скрепера, включаючий днище з ріжучим ножем на підножовій плиті, задню стінку циліндрової форми, передню заслінку, шарнірно сполучену з бічними стінками ковша, і механізм завантаження у виді прівідного лопатевого ротора, горизонтальний вал якого встановлений на бічних стінках, відмінний тим, що, з метою підвищення продуктивності, геометрична вісь горизонтального валу лопатевого ротора розташована на площині, що проходить через лінію перенесення днища з підножовою плитою і розташованій з нахилом у бік задньої стінки щодо поперочної вертикальною плостокості під кутом 25-30, а ширина повороту передньої заслінки розташовані перед вертикальною площиною, що проходить через лінію перетину днища з підножовою плитою.

Рис. 1.14 Скрепер в процесі копання
Аналіз патентних рішень.
Проведений патентний огляд показав, що існує велика різноманітність ковшів скреперів. Вдосконалення їх конструкцій направлене головним чином на розширення технологічних можливостей обладнання, на підвищення продуктивності скреперів. Проте аналіз патентів і винаходів показав, що існує ряд недоліків, що обмежують застосування відомих конструкцій. До таких недоліків відносяться:
Робочі елементи і їх привід складає 15-25% маси всього скрепера ( Рис. 1.19.) При зниженні зусилля наповнення ковша істотно збільшується довга телескопічних конструкцій і грунтоперемещающих пристроїв у вигляді рухомого днища, а також металоємність скрепера (Рис. Д). Недолік ковша – складність по конструкції (Авторське свідоцтво № 740908). Недолік вказаної конструкції є відносно високе зусилля копання грунту при одночасній взаємодії з грунтом переднього і заднього ріжучих ножів (авторське свідоцтво № 603731). Необхідність установки спеціального приводу регулювання ширини завантажувального вікна і закриття його в процесі транспортування (Авторське свідоцтво № 777158).
Недоліком даного ковша є те, що на завершальній стадії і в процесі копання неможливо управляти грунтовим потоком, що приводить до нерівномірного заповнення всієї місткості ковша (Авторське свідоцтво № 1023037).
Указаниє недоліки пропонуються усунути шляхом вдосконалення робочого органу – ковша скрепера.
Пропоноване удосконалення.
Пропоноване удосконалення складається з того, що змінюючи кривизну бічних стінок ковша – збільшується місткість. З цього виходить, що пропозицій робочий орган скрепера істотно дозволить змінити і підвищити ефективність роботи скреперів, понизити експлуатаційні витрати.

2 Визначення основних розрахункових пареметрів самохідного скрепера ДЗ-87

2.1 Геометрія робочих органів модернізованого скрепера ДЗ-87.

Для визначення геометричних параметрів робочих органів проектованого скрепера розглянемо згідно роботі (1) схему заповнення матеріалом ковша традиційного типу, яка показана на Рис. 2 .1: де – 1 – заслінка; 2 – ківш; 3 задня стінка; 4 мателіал.
Об'єм матеріалу в ковші представляє складну фігуру згідно вибраним розмірам, розбиваємо цю фігуру на елементарні (1,2,3,4 і т.д.) знайшовши об'єм кожної простої фігури (1,2,3,4 і т.д.), просуміруєм і визначаємо об'єм всього матеріалу, який рівний 5 м, що відповідає паспортним даним самохідного скрепера ДЗ-87 (2,3,4). Згідно запропонованому технічному рішенню на основі патентного огляду і врахувавши конструктивні особливості кріплення рами тягової самохідного скрепера у ковшу (Рис. 2.2) пропонується залишити нижню частину ковша (до висоти 650 мм від рівня верху днища ковша) без зміни, а верхню зробити згідно Рис. 2.3., де величину х знаходимо з наступних міркувань.
А) визначаємо об'єм нижньої частини ковша скрепера, рівний об'єму нєїзмегняємой частини фігури матеріалу:

Б). Визначаємо об'єм ізменной частини фігури матеріалу в ковші скрепера:

Де V = 5.25 м 3 – необхідний об'єм матеріалу в ковші скрепера.
В). Визначаємо невідому ширину Х у верхній частині модернізованого ковша скрепера.
З умов рівності об'ємів маємо:


Звідки Х =2754 м.

2.2 Визначення центара тяжкості модернізірованого скрепера ДЗ-87

В результаті прийнятої конструкції ковша визначаємо вагу всіх елементів скрепера і користуючись формулами:
                                 (1)
Знаходимо центр тяжкості машини (рис 2.4)
У формулах (1): Q I – вага i – того елементу машини;  - розташування центру тяжкості i того елементу машини відповідно від вибраних осей ох і оу.
Координати центру тяжкості рівні:
Скрепер порожній х=2,227 м; у = 1,186 м.
Скрепер завантажений х=1,948 м; у = 1,129 м.
Всі розрахункові положення зводимо в таблицю 2.1.
Таблиця 2.1

2.3 Тяговий розрахунок скрепера ДЗ-87.

Величину сопртівленію копанню в кінці заповнення ковша при роботі скрепера на різних категоріях грунтів визначимо з формули запропонованої Перерсоном:

Де Р – тягове зусилля;
Q = 49 кН – сила тяжіння скрепера;
V – об'єм грунту в ковші;
 - об'ємна вага рихлого грунту;
f – коефіцієнт опору котінню;
b - ширина ножів;
H – висота грунту в ковші;
y - коефіцієнт призми волочіння перед заслінкою;
u - коефіцієнт тертя призми волочіння об грунт;
х – коефіцієнт, харакрерізуючий грунт;
до – коефіцієнт опору грунту різанню;
h - товщина стружки;
F - площа поперечного перетину стружки.
Для ступінчастих ножів (Рис. 2.5.)
Де b=2.43 м; =1,26м;
 = 0,054 м – різниця вісот середнього і крайніх ножів в процесі різання.
Значення остальніх величин, що входять у формулу (2) представляємо у вигляді таблиці 2.2., згідно їх физико-механічних властивостей (4).
Для визначення потрібного тягового зусилля при копанні грунтів I категорії, при об'ємі грунту в ковші V = 5.25  і вісоте наповнення Н = 1,2 м, припустимо, що середній ніж зрізає стружку завтовшки h = 0.07 м:

Що відповідає тяговому зусиллю  трактора Т-150К на I передачі.
Розрахунок потрібного тягового зусилля для грунтів I і III категорій аналогічний.
Результати розрахунку представлені в таблиці 2.2.
Аналізуючи результати розрахунку, приходимо до висновку, що необхідна умова для забезпечення набору грунту скрепером дотримується для різних типів грунту.
Таблиця 2.2. Значення опору копання.
Встановлення граничних кутів підйому подоланних самохідним скрепером. Сумарний вага трактора і скрепера з грунтом:
,
Де  = 76 кН – вага трактора Т-150К (2), =47,3 кН – вага скрепера.
Тоді кут ухилу, подоланний навантаженим скрепером:

Де Т=60кН – тягове зусилля трактора; А – коефіцієнт опору перекочування шин: на твердому покритті (f=0,05)

На рихлих грунтах (f=0.1)
.
При завантаженні на провідні трактори 123,3 кН (з урахуванням довантаження від скрепера) і реалізації всієї ваги одержимо наступні значення сили тяги:
Для твердого покриття
Т=123,3*0,7=86,3 кН
Для рихлих грунтів
Т=123,3*0,5=61,65 кН
Тоді кути, подоланного підйому приймуть соответствуюшие значення:
На твердому грунті

На рихлих грунтах
.

3. Визначення зусиль у вузлах самохідного скрепера ДЗ-87

Аналіз і практика роботи скреперів дозволяють встановити розрахункові положення, при яких діють максимально можливі навантаження.
Для розрахунку прийняті наступні початкові дані:
 = 76 кН – сила тяжіння навантаженого скрепера;
=136,55 кН – сила тяжіння навантаженого ковша;
=129,42 кН – сила тяжіння навантаженого скрепера без сідельно-зчіпного пристрою (ССУ);
Т=80 кН – максимальна сила тяги трактора Т-150К;
f=коэффициент опори каченію;
ع=0,58-коефіцієнт вертикальної складової опору копанню, і її горизонтальної складової;
Р=140 Н/см - товщина стружки, що зрізається.

3.1 Перше розрахункове положення

Скрепер переміщається рівномірно по горизонтальній поверхні. Ківш наповнений грунтом з шапкою, що відповідає кінцевому етапу заповнення.

Рис. 3.1. Схема сил діючих на агрегат трактор-скрепер при копанні

Рис. 3.2. Схема сил, діючих на трактор
3.1.1. Розглянемо рівновагу агрегату трактор-скрепер і напишемо рівняння сум проекцій сил, діючих на нього на осі х і у (рис.3.1.):

Де  - відповідно горизонтальна вертикальна утворюючи опору копанню;
, - реакції на передній, задній міст трактора, міст скрепера.
З другого управління маємо:

Підставляємо останній вираз в перший з урахуванням того, що


Звідки маємо:

3.1.2. Расчисляєм агрегат на скрепер і трактор разом їх зв'язку за допомогою тяги ССУ
(Рис. 3.2. і рис . 3.3.) і роздивимось рівновагу скрепера. У місці з’єднання на скрепер з боку трактора діють сили, напрям по тязі. Невідомими є реакції і реакції на міст скрепера .
Проте для цілей наших розрахунків доцільно спочатку визначати на  і , а проекції сум цим сил на осі х і у. Тому невідомі реакції  і  замінюємо з еквівалентними силами і , прикладеними в крапці Ріттера L.
Складаємо рівняння сум моментів сил, діючих на скрепер, щодо крапки L. (Рис. 3.3):

Де у=188 мм – відстань від крапки L до опорної поверхні трактора;
h=440 мм – відстань від крапки L до осі задніх коліс трактора, зміряне по горизонталі.  = 3028 мм;  = 3244 мм; =5184 мм – розміри, вказані на Рис. 3.3. З півученого рівняння визначаємо:

На Рис. 3.1. і Рис. 3.3. показані позитивні напрями , вона вважається позитивною, якщо направлена вгору.
3.1.3. Визначаємо становлячі реакції і ,
Діючі із сторони трактори на скрепер.
Складова рівняння сум проекцій сил, діючих на скрепер щодо осей х і у

Звідки


З.1.4. Розглянемо рівновагу ковша скрепера (Рис. 3.4)

Рис. 3 .4. Схема сил, діючих на ківш
Складаємо рівновага суми моментів сил, діючих на ківш щодо упряжного шарніра E:

Де S – сумарне зусилля на гідроциліндрах приводу ковша кН;
 - відстань від центру задніх коліс трактора до центру тяжкості ковша, зміряне по горизонталі.
=2329 мм – плече зусилля на гідроциліндрах приводу ковша М відносно упряжного шарніра, звідки:

Складаємо рівняння суми проекцій сил, діючий на ківш:


Де  - - 5,69 – догод нахилу осі гідроциліндра до вертикалі.
На Рис. 3.4. вказаний позитивний напрям кута . Звідки


, - складові сумарних реакцій доводяться на два упряжні шарніри. Через симетрію, становлячі реакції на кожен упряжний шарнір поділяться навпіл.
3.1.5. Розкладаючи результуючі зусилля в упряжному шарнірі на становлячі, подовжні і поперечні осі тяги тягової рами одержимо

Де =8,25 – кут нахилу рами до горизонталі.

3.1.6. Результуюча реакція на упражном шарнірі

3.1.7. Реакції в підп'ятниках кріплення арки-хобота з ССУ
Складаємо рівняння суми моментів щодо крапки До сил, діючих на ківш з тяговою рамою (Рис. 3.5.)

де: =-88 м - відстань від нижньої цапфи кріплення арки-хобота з ССУ (крапки Д_о) до осі заднього моста трактора. Знак мінус указує, що крапка До знаходиться правіше за вісь заднього моста трактора.  = 3399 мм – відстань від заднього моста трактора до центру тяжкості ковша з тяговою рамою. =2424мм - відстань від нижньої цапфи кріплення арки-хобота з ССУ (точки К) до ріжучої кромки ножа (зміряне по вертикалі).
 - реакція на верхній цапфі кріплення арки – хобота з ССУ.
З останнього рівняння знаходимо:

Складаємо рівняння сум проекцій на осі X і У сил, діючих на ківш з тяговою рамою:


 - становлячі реакції на нижній підп'ятник кріплення арки хобота з ССУ (Рис. 3.5 вказаний позитивний нахил кута
З останніх рівнянь маємо:



3.1.8. Зусилля в тязі ССУ
Вважатимемо, що зважаючи на симетрію зусилля в лівій і правій тязі ССУ однакові.

Рис. 3.6. Схема сил на тягу ССУ
У З.1.3. сума зусиль на передній і задній тязі і  були замінені еквівалентними їм зусиллями і . Знаючи зусилля і ., знаходимо і . На рис 3.6. показана схема сил на тязі ССУ. Складаючи рівняння сум проекції на осі Х і У маємо:
_
Дозволяючи отриману систему рівнянь відносно і , знаходимо:

Де  - кути нахилу передньої і задньої тяги ССУ і вертикалі.

Звідки одержуємо:

3.1.9. Зусилля в підп'ятниках гребеня
Щоб визначити реакції на нижніх попятниках гребеня, складаємо рівняння суми моментів сил, діючих на гребінь щодо крапки N (Рис. 3.7), а також рівняння сум проекцій сил на горизонтальні і вертикальні осі.



Де =1250 мм, =160 мм, =275 мм,  = 507 мм,
Звідки

3.1.10. Реакції на передній і задній мости трактора визначаємо з рівняння суми моментів сил, діючий на трактор, щодо крапки L (Рис. 3.2.) і з рівняння сум проекцій на вертикальну вісь


Звідки

3.2 Друге розрахункове положення

Режим копання з вивішеним задніми колесами скрепера. Скрепер при русі спирається на ріжучу кромку – ножа, розглядається кінець процесу копання, коли ківш скрепера наповнений з шапкою.

Рис. 3.8. Схема сил, діючим на агрегат трактор скрепер при копанні

Рис. 3.9. Схема сил, діючих на скрепер
3.2.1. Горизонтальна і вертикальна складові супротиву копанню
Перепишемо формули 3.1.1. і 3.1.2., вважаючи в них , оскільки задні колеса скрепера вивішені.


З першого і другого рівняння маємо:

Підставляємо одержане рівняння в третє:
G_CK(X₂+X) - E_b(X₁+X) - T(y+h)+(G_T+G_CK)•f(y+h) - Eb•f(y+h)=0
Вирішуємо одержане рівняння щодо Е_b:
,
Е₂=Т-(G_T+G_CK-E_b)f=80-(76+136,55-139) •0,1=72,6 кН.
3.2.2 Становлячі реакції, діючі, з боку скрепера на трактор, одержимо з 3.1.3, вважаючи R₃=0
X_L=E₂=72,6 кН;
Y_L=G_CK-E_b=136,55-139=-2,45 кН.

3.2.3 Сумарне зусилля на гідроциліндрах приводу ковша і вертикальна і горизонтальна складова сумарної реакції на упряжні шарніри визначаються по формулах 3.1.4, вважаючи, що в них R₃=0
S=[-G_K(X₅-X₄) - E_b(X_y-X₁)+E₂•Y_o]/H₆=[-133,04•(3516-4264) - 139•(4264-3028)+72,6•567]/2329=-35,7 кН;
Y_E=G_K-Eb-Scosб0=113,04-139-(-35,7) •cos(-5,69°)=9,56 кН;
X_E=E₂-Ssinб0=73,6-(-35,7) sin(-5,69°)=69 кН.
Розрахунки зусиль в решті вузлів виробляються по формулах 3.1.5…3.1.10.
3.2.4 Становлячі реакції на одному упряжному шарнірі, паралельні і перпендикулярні осі тяги тягової рами
N_E=(X_Ecosδ₁+Y_Esinδ₁) /2=(69•cos8,25°-9,56•sin8,25°) /2=0,22 кН;
Q_E=(X_Esinδ₁+Y_Ecosδ₁) /2=(69•sin8,25°-9,56•cos8,25°) /2=0,22 кН.
3.2.5 Результуюча реакція на упряжному шарнірі
.
3.2.6 Реакції в підп'ятниках кріплення арки-хобота з ССУ
Р₈=[G’_CK(X₈+X₆) - E₂•H₂-E_b(X₈+X₁)]/H₁=
=[129,42•(-88+3399) - 72,6•2424-139(-88+3028)]/456=-342,4 кН;
Р₇=E₂cosβ₀+(E_b-G’_CK)sinβ₀-P₈=
=72,6cos(-3,39°)+(139-129,42)sin(-3,39°) - (-342,4)=414,3 кН;
Р₆=(G’_CK-E_b)cosβ₀+E₂sinβ₀=(129,42-139)cos(-3,39°)+72,6sin(-3,39°)=-13,84 кН.
3.2.7 Зусилля в тязі ССУ

.
3.2.8 Зусилля в підп'ятниках гребеня
S₅=[P₆C₆-P₇(C₁-H₁) - P₈C₁]/C₄=
=[-13,84•160-414,3•(1250-456) - (-342,4) •1250]/507=190,99 кН;
S₄=P₆-S₅=-13,84-190,99=-204,83 кН;
S₃=P₇+P₈=414,3-342,4=71,9 кН.
3.2.9 Реакції на передній і задній мости трактора
R₁=[G_T•1830+Y_LX-X_LY]/2860=[76•1830+72,6•440-(-2,45)∙188]/2860=59,95 кН;
R2=G_T+Y_L-R₁=76+72,6-59,95=88,65 кН.

3.3 Третє розрахункове положення

Скрепер переміщається рівномірно по горизонтальній поверхні, ківш наповнений з шапкою, відбувається виглубління ножа, гідроциліндр приводу ковша розвиває максимальне зусилля, трактор – максимальну силу тяги.
3.3.1 Максимальне сумарне зусилля на гідроциліндрах приводу ковша при його заглибленні
S=p•2•(π/4) •(D₄-d₂)=140•2•(3,14/4)•(104-52)=16,5 кН,
Де D=10 см, d=5 см – діаметри поршня і штока гідроциліндра.
3.3.2 Запишемо умову, при якому сумарне зусилля на гідроциліндрах приводу ковша повністю реалізується на преодоління опорів заглибленню ножа, для чого перепишемо перший вираз з 3.1.4
∑М[E]=R₃(x₃-x₄)-E_b(x+x1) - E₂•y₀+R₃•f•y₀-S•H₆+G_K(x₄-x₅)=0.
Звідки
;
Прирівнявши праві частини останніх виразів, знаходимо:
E_b•K₀=E₂•K₁+K₂.
де

Звідки
E_b=K₃•E₂+E_y=0,2818•E2+72,6;
K₃=K₁/K₀=0,5296;
К₄=К₂/К₀=-36,9/1,879=-19,64.
3.3.3 Горизонтальна складова опору копанню
З 3.1.1 маємо E₂=T-f(G_T+G_CK)+f•E_b.
Підставляємо останній вираз в 3.3.2:
E₂=T-f(G_T+G_CK)+f(K₃•E₂-K₄).
Вирішуємо одержане рівняння щодо Е2:

3.3.4 Вертикальну складову опору копанню визначаємо по останній формулі 3.3.2
E_b=K₃E₂+K₄=0,2818•58,4+(-19,64)=38,76 кН.
3.3.5 Реакцію на задні колеса скрепера визначаємо по формулі 3.1.2

3.3.6 Горизонтальну і вертикальну складові сумарних реакцій, що доводяться, на два упряжні шарніри визначаємо, по формулах 3.1.4
X_E=E₂+R₃f-Ssinб0=58,4+62,2•0,1-16,5sin(-5,69°)=66,2 кН;
Y_E=G_K-E_b-R₃-Scosб0=113,04-38,76-62,2-16,5cos(-5,69°)=-4 кН.
3.3.7 Становлячі реакції на одному упряжному шарнірі, паралельні і перпендикулярні осі тяги тягової рами
N_E=(X_Ecosб₁+Y_Esinб₁) /2=(66,2cos8,25°-4sin8,25°) /2=32,5 кН;
Q_E=(X_Esinб₁-Y_Ecosб₁) /2=(66,2sin8,25°+4cos8,25°) /26,7 кН.
3.3.8 Результуюча реакція на упряжному шарнірі

3.3.9 Реакції в підп'ятниках кріплення арки-хобота з ССУ
P₈=[G’_CK(X₈+X₆) - R₃(X₈+X₃) - fR₃H₂-E₂H₂-E_b(X₈+X₁)]/H₁=[129,42•(-88+3399) -
-62,2•(-88+3399) - 0,1•62,2•2424-58,4•2424-38,76•(-88+3028)]/456=-348,8 кН;
P₇=(E2+R3f)cosβ0+(Eb+R3-GCK)sinβ0-P8=(58,4+62,2•0,1) cos(-3,39°)+
+(38,76+62,2-129,42)sin(-3,39°)-(-348,8)=415 кН;
P₆=(G’_CK-E_b-R₃) cosβ0+(E₂+R₃f) sinв0=(129,42-38,76-62,2) cos(-3,39°)+
+(58,4+62,2•0,1)sin(-3,39°)=24,6 кН.
3.3.10 Становлячі реакції, діючі з боку скрепера на трактор
X_L=E₂+R₃f=58,4+62,2•0,1=64,62 кН;
Y_L=G_CK-E_b-R₃=136,55-38,76-33,59 кН.
3.3.11 Зусилля в тязі ССУ

3.3.12 Зусилля в підп'ятниках гребеня
S₅=(P₆∙C₃-P₇(C₁-H₁) - P₈C₁) /C₄=(24,6•160-415(1250-456) - (-348,8) •1250) /507=217 кН;
S₄=P₆-S₅=4,2-217=-212,8 кН;
S₃=P₇+P₈=415+(-348,8)=66,2 кН.
3.3.13 Реакци на предній і задній мости трактора
R₁=(G_T∙1830+y_Lx-x_Ly) /2860=(76∙1830+35,59∙440-64,62∙188) /2860=49,85 кН;
R₂=G_T+y_L-R₁=76+35,59-49,85=61,74 кН.

3.4 Четверте розрахункове положення

Транспортний режим, прямолінійний рух навантаженого скрепера. Скрепер рухається по горизонтальній поверхні, ківш наповнений з шапкою, коефіцієнт динаміки, одержаний за наслідками випробувань в НДІ Стройдормаш КД=2.
3.4.1 Реакція на задні колеса скрепера

де х=654 мм; у=312 мм; h=0; x2=3202 мм, на Рис. 3.10.
Слід зазначити, що ці розміри не співпадають з їх значеннями, визначеними для режиму копання.


3.4.2 Потрібне тягове зусилля трактора необхідне для руху агрегату в транспортному режимі
Т=fR3=0,1•180,5=18,05 кН.
3.4.3 Відповідні реакції, діючі з боку скрепера на трактор
XL=R3f=180,5•0,1=18,05 кН;
YL=KgGCK-R3=2•136,55-180,5=92,6 кН.
3.4.4 Сумарне зусилля на гідроциліндрах приводу ковша
S=(R3(x3-x4)+R₃fy₀-G_K(x5-x4)Kg) /H6;
де х4=4243 мм, х5=3479 мм, у0=744 мм, Н6=2295 мм.
Розміри, вказані на рис.3.4, описані в 3.1.4.
S=(180,5•(4243-3479)+180,5•0,1•744-113,04•(3479-4243)•2)/2295=141,2 кН.
3.4.5 Горизонтальна і вертикальна складові сумарних реакцій, що доводяться на два упряжні шарніри
XE=R3•f-S•sinб0;
YE=K3•GK•R3-S•cosб0,
де α₀=0 - кут, позначений на Рис. 3.4.
звідки
XE=180.5*0,1=18.05кН;
YE=2*113,04-180,5-141,2.
3.4.6. Становлячі реакції на одному упряжному шарнірі, пералельниє і перпендикулярні осі тягової рами.
NE=(X3 cosα1+ YEsinб1) /2=18.5cos120+(-95.6) sin120)/2=1.11 kH;
QE=(X3 sinα1+ YEcosб1) /2=18.5sin120+(-95.6) cos120)/2=48.6 kH,
де α1=12 – кут нахилу осі тягової рами і горизонталі.
3.4.7. Результуюча реакція на упряжному шарнірі.

3.4.8. Реакція в підп'ятниках кріплення арки-хобота в ССУ.

Де X8=33мм, X3=3362 мм, H2=2354 мм
Розміри вказані на Рис. 3.5., пояснення до них дане в 3.1.7.
P7=R3•f•cosв0+(R3-KgGCK)sinβ0-P8=180.5*0.1*cos(-0.080)+(180.5-2*129.42)sin(-0.080) - (216.5) =234.66 kH;
P6=(KgGCK-R3) cosβ0+R3•f•sinβ0=(2*129.42-180.5) cos(-0.080) +180.5*0.1*sin(-0.080)=78.3 kH;
де cosβ0=0,080 – кут, показаний на рис 3.5., і поясненний в 3.1.7.
3.4.9. Зусилля в тязі ССУ.

Де β1=15,350, β2=40,080-σγλϋ указаниє на Рис. 3.6. і пояснення в 3.1.8.
3.4.10. Зусилля в підп'ятниках гребеня.
S4=P6-S5=78,3-191=-112.3 кН
S3=P7-S8=234,66+(-216,5)=18,16 кН
3.4.11. Реакції на передній і задній мості трактори.

Результати розрахунку по всіх розрахункових положеннях заносимо в таблицю 3.1.

Таблиця 3.1.

4. Розрахунок металоконструкції арки-хобота скрепера ДЗ-87

4.1 Визначення основних геометричних характеристик перетинів арки-хобота

Виробимо розрахунок нормальних напруг для п'яти перетинів арки-хобота, вказаних на рис.4.1 для чого спочатку визначимо геометричні характеристики цих перетинів.
Оскільки перетини арки-хобота є симетричними і складені з прямокутників, по формулі для визначення геометричних характеристик мають вигляд.
4.1.1 Площа перетину

де n – кількість прямокутників, що становлять перетин;
bi, hi – відповідно довжина і висота прямокутника, що має і–тий номер, см.
4.1.2 Приймаємо Декартову систему координат – таким чином, що вісь Z проходить через вісь симетрії перетину, а вісь У через нижній пояс арки-хобота. Тоді координати центру тяжкості перетину розраховуються по формулах\

де Zi – амплітуда центру тяжкості і - того прямокутника щодо вибраної системи координат, см.
4.1.3 Осьові моменти інерції перетину

4.1.4 Моменти опору вигину на нижньому і верхньому поясах арки-хобота

де Z₁, Z₂ – відповідно растоянія від центру тяжкості перетину до нижнього і верхнього поясів, см.
4.1.5 Момент опору вигину перетину щодо осі симметрі
W_Z=2•y_z/b_max,
де b_max – максимальний габаритний розмір перетину по горизонталі.
4.1.6 Радіус нейтрального шару в криволінійних ділянках арки-хобота розраховується по формулі:

де F – площа перетину, см²;
R_1i, R_2i – відповідно радіуси верхнього і нижнього шару i – того прямокутника перетину
R_1i=R_min+ri+0,5h_i;
R_2i=R_min+ri-0,5h_i.
4.1.7 Статичний момент перетину щодо нейтрального шару
S=F(R₀-R), см³,
де R₀=R_min-Z₀ – радіус шаруючи, на якому знаходиться центр тяжкості.
4.1.8 При рассчете на міцність кривих брусів необхідно знати величину:
,
де ρ=R_min – для нижнього поясу;
ρ=R_max – для верхнього поясу.
На малюнках 4.2 показані перетини, для яких слід визначити геометричні характеристики. Перетин ІІІ-ІІІ не показано, оскільки воно таке ж, що і перетин ІІ-ІІ. На полицях виносних ліній вказані номери прямокутників, що становлять перетин, а в таблиці 4.1 представлені значення bi, Hi, Zi, yi залежно від номера прямокутника для вищезгаданих перетинів.
4.1.8.1 Площа перетину ІІ-ІІ
F25•1+1•30,3+1•30,3+25•1+1•29,3+2,5•2,5+2,5•2,5=152,4 см2.
4.1.8.2 Аплікати центру тяжкості перетину ІІ-ІІ
Z₀=(0,5•1•25+16,15•1•30,3+16,15•1•30,3+31,8•25•1+15,65•1•29,3+2,25•2,5+2,25•2,5•2,5)/152,4=14,91 см.
Таблиця 4.1
Значення R, H, Z, у залежно від центру прямокутника.
4.1.8.4 Осьові моменти інерції перетину ІІ-ІІ
J_y=25∙13/12+25∙1∙(0,5-14,91)²+1∙30,3³/12+1∙30,3∙(16,15-14,91)²+1∙30,3³/12+
+1∙30,3∙(16,15-14,91)²+25∙1³/12+25∙1∙(31,8-14,91)²+1∙29∙3³+1∙29,3∙(15,65-14,91)²+2,5∙2,5³/12+2,5∙(2,25-14,91)²+2,5∙2,5³/12+2,5∙2,5∙(2,25-14,91)²=
=21178,7 см⁴.
J_Z=25³∙1/12+25∙1∙0²+1³∙30,3/12+1∙30,3∙10,5²+1³∙30,3/12+1∙30,3∙10,5+25³∙1/12+
+25∙1∙0²+1³∙29,3/12+1∙29,3∙0²+2,5³∙2,5/12+2,5∙2,5∙1,75²+2,5³∙2,5/12+2,5∙2,5∙1,75²=9337,6 см⁴.
4.1.8.4 Моменти опору вигину на нижньому і верхньому поясах перетину ІІ-ІІ
W_y1=21178,7/14,91=1420,1 см³,
W_y2=21178,7/(32,3-14,91)=1218,1 см³.
4.1.8.5 Момент опору вигину перетину ІІ-ІІ щодо осі симетрії
WZ=2•9337,6/25=747 см³.
4.1.8.6 Радіус нейтрального шару перетину ІІ-ІІ

4.1.8.7 Статичний момент перетину II-II щодо нейтрального шару
S=152,4•(77+14,91-90,42)=227,3 см3.
4.1.8.8 Для верхнього поясу перетину

Геометричні характеристики решти перетинів розраховуються аналогічно по формулах 4.1.8.1…4.1.8.8, використовуючи дані таблиці 4.1.
Результати розрахунку представлені в таблиці 4.2.
Таблиця 4.2 Геометричні характеристики перетинів арки-хобота.

4.2 Визначення навантажень в перетинах арки - хобота скрепера

Згинаючий момент, подовжні і поперечні зусилля в перетинах арки-хобота розраховуються відповідно по формулах:
М_изг=Р₆d₅-P₈d₄-P₇(d₄-H₁), кНм;
N=(P₈+P₇)cosα₈+P6sinα₈, кН;
Q=P₆cosб₈-(P₈+P₇)sinα₈, кН,
де Р₆, Р₇, Р₈ – зусилля, діючі в шарнірах, що сполучають арку-хобот з
сідельно-зчіпним пристроєм, кН (Рис. 4.1);
Н₁=456 мм – растояніє між верхнім і нижнім шарнірами кріплення
арки-хобота з ССУ;
d₅, d₄ – плечі сил Р₆ і Р₈ щодо центру тяжкості перетину
арки-хобота з ССУ;
d₈ – кут нахилу перетину арки-хобота до вертикалі, град.;
Значення d₅, d₄, d₈ представлені в таблиці 4.3.
Таблиця 4.3
Значення Р₇, Р₆, Р₈ представлені у вигляді таблиць в розділі 3 записки пояснення. Так, наприклад, для розрахункового положення 1 з таблиць знаходимо: Р₆=25,54 кН; Р₇=440,4 кН; Р₈=-369,5 кН. Використовуючи дані таблиці 4.3, знаходимо силові чинники для перетину II-II.
М_изг=25,54•0,775-(-369,5) •0,14-440,4•(0,14-0,456)=210,69 кН;
N=(-369,5+440,4)cos2°+25,54sin2°=71,75 кН;
Q=25,54cos2°-(369,5+440,4)sin2°=23 кН.
Розрахунок аналогічно ведемо для всіх перетинів і всіх розрахункових положень. Результати розрахунку заносимо в таблицю 4.4.
Таблиця 4.4 Силові чинники в перетинах арки-хобота.
З аналізу таблиці 4.4 визначаємо максимальні значення згинаючих моментів і відповідних їм подовжніх сил у всіх даних перетинах. Визначаємо так само максимальні значення поперечних сил і відповідних їм подовжніх сил у всіх даних перетинах. Одержані дані заносимо в таблицю 4.5.

Таблиця 4.5 Максимальні значення силових чинників арки-хобота

4.3 Розрахунок напруг в перетинах арки-хобота скрепера

4.3.1 Напруги в перетині I-I
При розрахунку напруг значення силових чинників беремо з таблиці 4.2. Оскільки перетин I-I має вісь симмерії біля осі у, те максимальне значення нормальної напруги визначається по формулі:

Арка-хобот виготовлений із сталі 09Г2, межа текучості якої рівна σς=31 Н/см2.Таким чином, перетин I-I має коефіцієнт запасу міцності:
К=31/20,696=1,5
4.3.2 Напруга в перетині II-II
Решта перетинів не симетрична, щодо осі y1 – тому не можна наперед вказати в якому з поясів максимальну напругу.
Тому для остальних перетинів розрахунок нормальних напруг ведемо для нижнього і верхнього поясу, з яким визначаємо максимальне значення напруги.
4.3.2.1 Нижній пояс

4.3.2.2 Верхній пояс

Максимальне значення напруги на нижньому поясі – σ=16632 Н/см2.
4.3.2.3 Коефіцієнт запасу міцності
К=31/16,633=1,86.
4.3.3 Напруга в перетині III-III
4.3.3.1 Нижній пояс

4.3.3.2 Верхній пояс

Максимальне значення напруги на нижньому поясі – σ=16813 Н/см2.
4.3.3.3 Коефіцієнт запасу міцності
К=3100/16813=1,84.
4.3.4 Напруга в перетині IV-IV
4.3.4.1 Нижній пояс

4.3.4.2 Верхній пояс

Максимальне значення напруги на нижньому поясі – σ=13273 Н/см2.
4.3.4.3 Коефіцієнт запасу міцності
К=31000/13273=2,3.
4.3.5 Напруга в перетині V-V
4.3.5.1 Нижній пояс

4.3.4.2 Верхній пояс

Максимальне значення напруги на нижньому поясі – σ=9959 Н/см2.
4.3.4.3 Коефіцієнт запасу міцності
К=31000/9959=3,1.

4.4 Розрахунок на міцність кронштейна арки-хобота скрепера

4.4.1 Геометричні характеристики перетинів
Перетини А-А і Б-Б однакові, тому площі і моменти опору вигину цих перетинів рівні:
F_A=F_Б=20•8,2=164 см2, W_A=W_Б=20•8,2/6=224 см3.
Для перетину В-В, Е-Е, Д-Д площу F, координату центру тяжкості Z0, момент інерції J, момент опору вигину W розраховуємо по формулах п.4.1, для чого ці перетини розбиваємо на прямокутники, дані про їх розміри і координати центрів тяжкості заносимо в таблицю 4.6.
Як приклад покажемо розрахунок геометричних характеристик перетину В-В.
Площа перетину:
F_b=3•8,7+3•8,7+20•3,2+20•3=176,2 см2.
Апліката центру тяжкості:
Z₈=(3•8,7•7,6+3•8,7•7,6+20•3•2•1,6+20•3•13,4)/176,2=7,4 см.
Осьової омент інерції перетину:
J_B=3•8,73/12+3•8,7•(7,6-7,4)^{2+3•8,7/12+3•8,7•(}7,6-7,4)^{2+20•3,22/12+20•3,2•(}1,6-7,4)²⁺
+20•3³/12+2•3•(13,4-7,4)²⁼⁴⁷⁴⁴ см4.
Момент опору перетину вигину:
W_B=4744/14,9-7,4=632 см3.
Значення геометричних характеристик згаданих перетинів заносимо в таблицю 4.7.
Таблиця 4.6
Геометричні характеристики перетинів
Таблиця 4.7
4.4.2 Силові чинники в перетинах
При розрахунку слід мати на увазі, що реакція Р6 при її позитивному значенні сприймається нижньою проушиной, а при негативному її значенні – верхньої проушиной.
Згинаючий момент в перетинах А-А, В-В, Г-Г:
М=Р₆l₆+P₇l₇, якщо Р₆>0.
Подовжнє зусилля в перетинах В-В і Г-Г:
N=P₆, якщо Р₆>0.
Якщо ж Р₆<0, то в згаданих формулах слід покласти Р₆=0.
Для перетину Б-Б:
N_Б=Р₈;
M_Б=Р₆l₆-P₈l₈, якщо Р₆<0.
У останній формулі при Р₆>0 слід приймати Р₆=0.
Для перетину Д-Д:
N_Д=Р₇sinц-P₆cosц, якщо Р₆>0;
М_Д=Р₇l₇+P₆l₆, якщо Р₆>0.
де φ=45° – кут нахилу перетину Д-Д і горизонталі l₆, l₇, l₈ – плечі сил Р₆, Р₇, Р₈ щодо центрів відповідних перетинів, значення яких представлені в таблиці 4.8. У останніх двох формулах при Р₆=0 слід приймати Р₆=0.
Таблиця 4.7
Як приклад покажемо розрахунок силових чинників при розрахунковому проложенії l для перетину Д-Д.
З таблиці 3.1 при розрахунковому положенні l знаходимо Р₇=440,4 кН;
Р₆=25,54 кН.
З Таблиці 4.8 для перетину Д-Д знаходимо l₇=23,5 см;
l₆=20,4 см. По вищенаведених формулах знаходимо:
N_Д= Р₇sinц - Р₆cosц=440,4•sin 45°-25,54 cos45°=293,3 кH
M_Д= Р₇•l₇+ Р₆•l₆=440,4•23,5+25,54•20,4=108,7 кHм.
Аналогічно виробляємо розрахунок силових фокторов для всіх перетинів при різних положеннях, які заносимо в таблицю 4.9.
Таблиця 4.9.Силові чинники в перетинах кронштейна арки-хобота.
4.4.3. Напруги в перетинах.

Де значення М і N беремо з таблиці 4.9., а W і F з таблиці 4.7.
α_r - коефіцієнт контцентрації напруг, для перетину Д-Д розраховується по формулі (5)


Z_ЦТ=11,7 см = відстань від центру тяжкості перетину до концентрації напруг, знаходимо для перетину Д-Д з таблиці 4.7.
R=5 см – радіус кривизни концентратора напруг.


У інших перетинах концентратів напруг немає, тому при розрахунку решти перетинів приймаємо αr=1.
Для перетину Д-Д при розрахунковому положенні 1 знаходимо:

4.4.4. Коефіцієнт запасу міцності

де σ=28 кН/см2 – межа текучості ст 35 Л, з якої віділлє кронштейн
арки-хобота.
К=28/12=2,3.
Аналогічно розраховуємо напруги і коефіцієнт запасу міцності для всіх перетинів при різних розрахункових положеннях, презультати представлені в таблиці 4.10.

Таблиця 4.10.
Напруги і коефіцієнти запасу міцності в перетинах кронштейна арки-хобота.
З аналізу таблиці 4.10. укладаємо, що максимальні напруги виникають в перетині Д-Д при розрахунковому положенні 1, коефіцієнт запасу міцності при цьому складає 2,3, що допустиме.
Якщо ж замінити матеріал кронштейна на Cт 25Л, у якої σ=24 кН/см2, то коефіцієнт запасу міцності складе:
К=24/12=2, що допустиме.

5. Розрахунок на міцність тягової рами самохідного скрепера ДЗ-87

5.1 Визначення навантажень в перетинах тягової рами скрепера

На тягову раму скрепера діють зусилля NE, QE, в упряжних шарнірах, зусилля S/2 з боку гідроциліндрів приводу ковша (рис 5.1.) Крім того, на тягову раму діють реакції в місцях кріплення з боку арки-хобота. У справжньому розрахунку ці реакції не визначені з причини відсутності інженерної методики їх розрахунку. Тому силові чинники визначені тільки для перетинів, де відсутні кріплення з аркою-хоботом. Визначаємо згинаючі моменти від сил, перпендикулярних площині тягової рами (Мх)_, від сил, паралельних площині тягової рами (Му)_, а також моменти, що крутять.
5.1.1. На тягу тягової рами діють тільки згинаючий момент від сил QE, перпендикулярної площини тягової рами, інші силові чинники відсутні.
Мх= QE d4,
де d4 - відстань від упряжного шарніра до місця кріплення тяги з трубою тягової рами, мм d4=2500 мм.
5.1.2 Силові чинники в перетині 8-8 труби
Мх= Му=0;
Мкр= QE d3,
де d₃=2660 мм, - відстань від упряжного шарніра до осі труби тягової рами.
5.1.3 Силовиє чинники в перетині 10-10 труби


де d₆=210 мм, d₇=240 мм – відстань між центрами труби тягової рами і
шарніра кріплення на ній гідроциліндра при вода
ковша, вимірювання перпендикулярне і паралельно
площини тягової рами.
α₀, α₁ - кути нахилу осі гідроциліндра приводу ковша до вертикалі і від
тягової рами до горизонталі (см. П. 3.1.1.5.);
В₁=2710 мм, В₂=2380 мм – відстань між осями тяги тягової рами і
між осями гідроциліндрів приводу ковша.
5.1.4. Силові чинники в сесенії 12-12 труби.


де В₃=500 мм (см. Рис. 5.1.)

Рис. 5.1. Схема сил, діючих на тяговій рамі
5.1.5 Максимальний згинаючий момент в небезпечному перетині тяги тяговй рами
Мmax=Q_max∙d₄
де Qmax=48,6 кН – максимальне значення зусиль QE з розрахункових
положень, представлених в таблиці 3.1.
Знаходимо з цієї таблиці значення подовжньої осі тяги зусилля, відповідного Qmax:
N_E=1,11 кH
М_max=48,6∙2500=121,5 кHм.

5.2. Геометричні харакрерістіки небезпечного перетину тяги тягової рами

Рис. 5.2. Небезпечний перетин тяги тягової рами
Площа перетину: F=2•8,4•0,8+2,36•0,8=71 cм². Момент інерції перетину:


Момент опору перетину вигину:
W=2•J/36=2•9727/36=540 см³.

5.3 Напруга в небезпечному перетині тяги тягової рами

Тяга тягової рами виготовлена із сталі марки 09Г2, межа текучості якої рівна σ_Т=31000 Н/см2.
Тобто тяга тягової рами має запас міцності:
К=σ_Т/σ=1,38.
Розрахунки силових чинників в перетинах труби тягової рами вироблені по формулах п.5.1.2…5.1.4 для всіх розрахункових положень.
Початкові дані для розрахунку приймаємо з таблиці 3.1. З причини однотипності розрахунків обмежимося ліш розрахунком для положення 1. З таблиці 3.1 знаходимо S=43,83 кН; QЕ=40,46 кН; NE=67,9 кН.
5.3.1 Силові чинники в перетині 8-8 труби тягової рами
М_х=М_у=0;

5.3.3 Силові чинники в перетині 12-12 труби тягової рами
5.3.4 Знаходимо приведені моменти для всіх перетинів труби по формулі
 перетин – 8-8;
 перетин – 10-10.
З рис.5.2 видно, що епюра моменту, що крутить, в сечені 10-10 зазнає стрибок, тому для перетину 10-10 визначаємо 2 значення приведеного моменту.

Аналогічно розраховуємо силові чинники для перетинів труби тягової рами при інших розрахункових положеннях. Результати розрахунку зведені в таблицю 5.1. З таблиці 5.1 вибираємо максимальне значення приведеного моменту: Мпр=130,4 кНм, яке є в перетині 12-12 при розрахунковому положенні 1.

5.4 Геометричні характеристики небезпечного перетину труби тягової рами

де d=32,5 см – зовнішній діаметр труби;
S=0,8 см – товщина стінки труби.

Таблиця 5.1
Моменти в перетинах труби тягової рами.
Момент опору труби вигину
W=2J/d=2•10014/32,5=616 см³.

5.5 Приведені напруги в небезпечному перетині труби тягової рами

σ=Μ_οπ/W=130,4•102/616=21,16 кН/см2.
Напруга матеріалу туби, що допускається, складає σ=21,6 кН/см2. Таким чином, труба тягової рами має запас міцності:
К=σ_р/σ=21,6/21,16=1,02.

5.6 Розрахунок на міцність проушини тяги тягової рами

5.5.1 З таблиці 3.1 знаходимо максимальне значення зусилля на упряжному шарнірі
REmax=79 кН, що відповідає 1 розрахунковому положенню.
5.6.2 Тиск у внутрішній поверхні проушини

де В=5 см – ширина проушини;
r=4,5 см – внутрішній радіус проушини,

5.6.3 Еквівалентна напруга в проушине

де R=7 см – зовнішній радіус проушини.

Проушина виготовлена з відливання 25Л-I меж текучості якої σ_Т=24000 Н/см², таким чином коеффіциентзапаса міцності складає:
К=σ_Т/σ=24000/5982=4.

5.7 Розрахунок на міцність пальця упряжного шарніра

Дотична напруга на пальці:
τ=RE_max/πr²=79000/3,14•3,52=2053,8 Н/см².
Палець виготовляється із сталі 45Б, межа текучості якої на зрушення 18000 Н/см2.
Таким чином, коефіцієнт запасу міцності складає:

6. Розрахунок передньої заслінки ковша скрепера

6.1 Зусилля, діючі на заслінку

Приймаємо, що найбільше зусилля відкриття заслінки виникають, коли ківш завантажений з шапкою. При відкритті заслонки необхідно подолати тиск грунту знаходиться під заслінкою, тертя грунту об грунт, вагу заслінки.
6.1.1 Визначимо силу тяжіння грунту знаходиться під заслінкою

де γ=15 кН/м3 – об'ємна вага рихлого грунту;
B=2430 мм – ширина нижньої частини заслінки;
B₁=2754 мм – ширина верхньої частині заслонки.
, , , – площі фігур, що становлять бічну
площа заслінки.
6.1.1 Визначаємо площу трикутника O1BC

Де

H=1.2м – висота наповнення трунта.
6.1.1.2. Визначаємо площу кріволенейной трапеції О1NDB
S_O1NDB= S_ODB - S_ONO1, де S_ODB-площа сектора ODB:

S_ONO1-площадь трикутника ONО1;
S_ONO1=1/2•NO•O1O•sin120=1/2•0.078•0.079•sin120=0.0006м2.
Розглянемо трикутник О1ОА. Звідки маємо:


6.1.1.3. Визначаємо площу кріволенейной трапеції NLED
S_NLED= S_OED – S_OLN,
де S_OED – площа сектора ОED:


SOLN – площа трикутника ОLN.
З трикутника ОАN маємо:


6.1.1.4. Визначаємо площу трикутника КЕL.
S_KEL= S_OFE – S_OFRL,
де S_OFE – площа трикутника ОFE
S_OFE=1/2•OF•OE•cos9⁰26=1/2•0.14•0.854•cos9⁰26=0.059м².
S_OFKL=0.01 м² – площа фігури ОFKL/
S_KEL=0.059-0.01=0.049м².
6.1.1.5. Визначаємо площу сектора EКA.
S_EKA= S_DOA – S_NLED-S_KEL – S_NOA,
де S_DOA - площа трикутника ОNО1;
S_NOА=1/2•NO•АO•sin830=1/2•0.078•0.854sin830=0.033м².
S_EKA=0,528-0,0595-0,033=0,3865 м²
6.1.1.6. Підставляючи получениє значення площі в початкову формулу, одержимо.
σγπ3=15[2,754(0,328+0,0754)+((2,43+2,754/2)(0,0595+0,049+
+2,43•0,3865]=34,97 кH.
Відкриттю заслінки перешкоджає сила тертя трунта об заслінку. Враховуючи, що на поверхні заслінки можливо налипання грунту, приймаємо максимальне значаніє коефіцієнта тертя грунту по грунту К=1, тоді сила тертя грунту рівна:
F_ТР=КG_гр3=1•34,97=34,97 кН.
6.1.2. Зусилля в тязі визначається з рівняння суми моментів щодо шарніра кріплення заслінки ковша.

Де G₃=3.89 kH – сила тяжіння заслінки.
S – зусилля в тязі заслінки.

6.1.3. Становлячі реакції в шарнірі Про (Рис. 6.1.)
З рівняння суми проекції на осі X і У:
∑y=Fтрcos54° - S sin16°+2Roy=0;
34,97•cos54° - 48,5• sin16°+2Roy=0;
Звідки
R_oy=1/2(34,97•cos54° - 48,5• sin16°)=3,59 кН;
∑z= 2Roz+S cos16° - Fтрsin54°-Gгр3=0;
2R_oz+48,5 cos16° - 34,97sin54°-34,97-3,89=0;
2R_oz-20,5=0;
2R_oz=10,25кН.

6.2. Зусилля в гідроциліндрі приводу заслінки визначимо з рівняння суми моментів одо шарніра А (см. Рис. 6.3.)

Рис. 6.3. Схема сил, діючих в гідроциліндрі приводу заслінки
∑М(А)= Ргц12-S•11 =0.

6.3. реакція в опорі А.

∑у= RАу+ Ргц sin7°-S sin16°=0;
R_Ау=-55,4 sin7°+48,5 sin16°=6,6 кН;
∑z= RАZ+ Ргц cos7°-S cos16°=0;
R_АZ=55.4• cos7°-48.5•cos16°=8.4 кН.
Одержані навантаження в тязі S=48,5 кН і Р_гц=55,4 кН є робочими навантаженнями в механізмі приводу заслінки, а найбільші навантаження визначаються по найбольшему зусиллю в гідроциліндрі заслінки.
Найбільші зусилля в штоковій порожнині гідроциліндра приводу заслінки:

Де р=1400 Н/см² - максимальний тиск в гідросистемі;
D=10 см – діамерт поршня;
D=5 см – діаметер штока.

Становлячі реакції опори А:
R_Ау=S sin16°+ Ргц sin7°=71,890• sin16°+ 82.160 sin7°=9.8 кН;
R_АZ=Ргц cos7°-Scos16°= 82.16•cos7°-71.98•cos16°=12.44 кН.
Становлячі реакції опори 0 і реакцію К на кромці заслінки визначаємо в пропозиції, що гідроциліндрі приводу заслінки розбиває максимальне зусилля при закритті заслінки коли угрунта в ній немає.

6.4 Розрахунок на міцність боковини заслінки

6.4.1. Розрахунок на міцність перетину А-А боковини заслінки (Рис. 6.5.)
6.4.1.1. згинаючий момент в перетині.
М=ROZ•25=33,3•25=832,5 кН см.
6.4.1.2 Момент опору перетину вигину

де b=6 мм – товщина стінки;
Н=450 мм – висота перетину А-А;
h1=140 мм – висота вигину боковин заслінки;
α=arctg140/162=40°50’ – кут нахилу ділянки боковин;
h2=214 мм – довжина наклоненого ділянки боковин.

6.4.1.3 Площа перетину
F=2•0,6•15,5+0,6•21,4=31,44 см2.
6.4.1.4 Напруга в перетині
.
6.4.1.5 Коефіцієнт запасу міцності
Боковина заслінки виготовлена із сталі 09Г2 з межею текучості σ=31 кН/см2
К=31/4,46=6,95.
6.4.2 Розрахунок на міцність проушини боковини
6.4.2.1 Результуюча реакція на проушине

6.4.2.2 Тиск у внітренней поверхні проушини
p=Ro/2rB,
де r=3,5 см – внутрішній радіус проушини;
B=4 см – товщина листу проушини.
р=38,69/(2•3,5•4)=1,4 кН/см2.
6.4.2.3 Еквівалентна напруга в проушине

де R=5,5 см – зовнішній радіус проушини.

6.4.2.4 Коефіцієнт запасу міцності
К=σ_Т/σ_ЭКВ=31/4,7=6,6.

6.5 Розрахунок на міцність пальця кріплення заслінки з ковшом

6.5.1 Площа перетину пальця
F=рD²/4=3,14•4,52/4=15,9 см2.
де D=4,52 – діаметр пальця.
6.5.2 Дотична напруга в перетині пальця
τ=R₀/F=38,69/2,4=2,4 кН/см2.
6.5.3 Коефіцієнт запасу міцності
Палець виготовлений із сталі 45, межа текучості, якої на зрушення τ_Т=18 кН/см2.
К=τ_Т/τ=18/2,4=7,5.

6.6 Розрахунок на міцність труби тяги заслінки

Найбільш небезпечним для тяги є момент, коли гідроциліндр приводу заслінки у момент її закриття при порожньому ковші розвиває максимальне зусилля, при цьому тяга випробовує стиснення і її потрібно рахувати на стійкість.
6.6.1 Площа перетину тяги
F=(π/4)(D2-d2)=(3,14/4)(5,82-4,22)=12,56 см2.
де D=5,8 см, d=4,2 см – відповідно зовнішній і внутрішній діаметри кільцевої перетини тяги.
6.6.2 Момент інерції перетину тяги
J=(π/4)(D4-d4)=(3,14/4)(5,82-4,22)=40,293 см2.
6.6.3 Радіус інерції перетину тяги

6.6.4 Гнучкість тяги
λ=l/i=112/1,79=62,6,
де l=112 см – довжина тяги;
λ=0,85 – коефіцієнт ослаблення допускаються нарпяженій.
6.6.5 Напруга в перетині тяги
.
6.6.6 Коефіцієнт запасу міцності
К=уТ/у=21,6/5,73=3,2.

6.7 Розрахунок на міцність проушини тяги заслінки

6.7.1 Тиск по внутрішній поверхні проушини

де r=5,8 см – внутрішній радіус проушини;
B=7,5 см – ширина проушини.
6.7.2 Еквівалентна напруга в проушине

де R=8,3 – зовнішній радіус проушини.
6.7.3. Коефіцієнт запасу міцності.

6.8 Розрахунок на міцність пальця кріплення тяги

6.8.1. Дотична напруга в перетині пальця

де r=2,25 – радіус пальця.
6.8.2. Коефіцієнт запасу міцності

7. Опис роботи схеми гідроприводу скрепера

Робоче обладнання скреперів забезпечено годравлічеськім приводом, який служе для управління положенням елементів робітника обладнання при виконанні технологічних операцій.
Робоча рідина, вживана в гідроприводах, повинна відповідати ряду вимог:
- масло не повинне змінювати в'язкість і не розкладатися при значних препаратах температур;
- не впливати на матеріал ущільнюючих елементів, систем;
- володіти здатністю протистояти піноутворенню.
Робоча рідина одночасно є середовищем, що мастить і антикорозійною, для агрегатів і гидроліній системи.
Робоче устаткування навісних і причіпних машин приводиться в дію від гідросистеми базових тракторів і тягачів, які є газделительно-агрегатною системою.
Гідравлічний привід складається з наступних складників: насоса, що приводиться в рух від двигуна базової машини; виконавчого механізму, що є гідроциліндром; механізму управління – гидрораспределітеля; вспомагательних пристроїв – гидробака, фільтру, гидроліній.
У гідравлічному приводі обертальний рух валу насоса перетвориться в поступальну ходу поршня гідроциліндра. Енергія передається від насоса до гідроциліндрів робочою рідиною.
Гідросистема скрепера призначена для підйому - опускання ковша і заслінки, а також переміщення вперед і назад задньої стінки ковша. У гідросистемі скрепера гидрораспределітелі А, Би, В трьох золотниковий чотирьохпозиційний («плаваюче» положення в скрепері не використовують).
З гидробака по всасивабщей гидролінії рідину потрапляє в насос Н1, який по напірній гидролінії до насосної порожнини гидрораспределітеля Р1. Він складається з трьох гилдрораспределітелей А,Б,В і запобіжного клапана. У нейтральному положенні входи напірної гидролінії в розподільники перекриті, і робоча рідина за рахунок збільшеного тиску в гидролінії долає опір гидроклапанов і через фільтр Ф1 на злив в гидробак. Подальша робота гідроприводу залежить від положення рукоядки і пов'язаного з ним золотником гидрораспределітеля.
Гидрораспределітель А управляє гидроцеліндром ( поз. 2) задньої стінки; гидрораспределітель Би управляє гідроциліндром підйому і опускання передньої заслінки (поз. 3); гидрораспределітель В управляє гідроциліндрами приводу підйому і опускання ковша (поз. 4 (1), поз. 4 (2)).
У гидролінії гідроциліндрів 4 (1), 4 (2) для надійної фіксациіковша в піднятому положенні і захисту рукавів високих швидкостях руху між поршневою і штоковою порожнинами встановлюється гідравлічний замок (поз. 6).
Запобігти поломці механізмів важелів іперегрузки гідросистеми і гидромотора в системі передбачені гидроклапани в системі передньої заслінки (поз. 8). А також встановлюються досселя (поз. 5(1) і поз. (5.2)) із зворотними клапанами для гідроциліндрів ковша, які дають можливість перепуська або збору рідини на злив.
Для контролю тиску робочої рідини в напірній магістралі передбачене місце для установки манометра.
7.1. Перевірочний розрахунок параметрів гідроциліндрів приводу робочого оборудиванія скрепера.
У зв'язку із зміною навантажень, діючих на штоки гідроциліндрів приводу ковша, передньої заслінки і задньої стінки необхідно визначити їх працездатність, виробивши розрахунок необхідних діаметрів поршнів.
7.1.1. Розрахунок діаметру гідроциліндра заслінки
Початкові дані:
- вага передньої заслінки, G₃=3,89 кН;
-вес грунту, що знаходиться усередині заслінки, G₂=34,97 кН;
- тиск в гідросистемі Р=10 Мпа;
-сила тертя грунту, що знаходиться в заслінці об сталь, F_ТР=34,97 кН;
Зусилля в гідроциліндрі визначаємо Fгц з рівняння рівноваги моментів сил щодо осі О.
F_гц>∑М₀.
∑М₀.=S_п•1_sn•con16° - F_гц•1_sn=0.
Невідоме зусилля в тязі заслінки Sп визначаємо з рівняння моментів всіх сил щодо осі О1 (точки кріплення передньої заслінки до ковша).
S_п> ∑М₀.= 0;
∑М₀.=G₃1₃+G_гр3•1₂+ F_гц R-S_п•con16°•750 - S_п con16°•840=0;

По даному зусиллю на штоку визначаємо необходимій діаметр поршня гідроциліндра по формулі:

Розрахунок діаметру гідроциліндра механізму підняття і пускання ковша.
Як исходніх данніх для розрахунку беремо транспортне положення скрепера з груженім ковшем з «шапклй» оскільки в даному випадку в гідроциліндрах діє максимальне утримуючі зусилля – S = 141,2 кН (см. п. 3.4.4). Воно безпосередньо пов'язане з штоком гідроциліндрів, поєтому його розподіляємо між двома гідроциліндрами приводу ковша:

Розрахунок зусилля гідроциліндра приводу задрней стінки. Сответственно розрахунку приймаємо Д=100 мм, і тому значенню виконуємо подальші розрахунки гідроциліндра:
D=К•Д,
Де К=d/Д – приймаємо по таблиці 2 (методичні вказівки); К=0,5. d =0,5•100=50 мм. Значення d=50мм відповідає ряду нормальних діаметрів по ГОСТ 12447-80. Знаючи витрату Q масла при ходу поршня визначаємо швидкість V з рівняння:

Знаючи середню швидкість масла V0=5м/c=3000 дм/мин, визначаємо мінімальний діаметр d0 отвору гідроциліндра, що підводить:

Для опускання ковша: відповідно розрахунку приймаємо Д=100 мм, і тому значенню виконуємо всі подальші розрахунки гідроциліндра.
Розраховуємо діаметр d штока гідроциліндра:
d =К•Д,
де К= d/Д – приймаємо по таблиці 2 (методичні вказівки); К=0,5.
d =0,5•100=50 мм.
Розрахунок аналогічний розрахунку для заслінки.
Для задньої стінки: відповідно розрахунку приймаємо Д=63 мм, і по цьому значенню виконуємо всі подальші розрахунки гідроциліндра
Розраховуємо діаметр d штока гідроциліндра:
d =К•Д,
де К= d/Д – приймаємо по таблиці 2 (методичні вказівки); К=0,5.
d =0,5•63=31,5? 32 мм.
Значення d=32 мм відповідає ряду нормальних діаметрів по ГОСТ 12447-80.
Знаючи витрату Q масла при робочому ходу поршня визначаємо швидкість V з рівняння:

Знаючи середню швидкість масла V0=5м/c=3000 дм/мин, визначаємо мінімальний діаметр d0 отвору гідроциліндра, що підводить:

Початкові дані:
-         вага задньої стінки, приведений до опорного ролика:

-         коефіцієнт тертя грунту по сталі:
µ=0,35;
-         густина грунту γπ=1600 кг/м3;
-            коефіцієнт сопротовленія перекочуванню опорних роликів:
f=0.01.
Згідно розрахунковій схемі зусилля на штоку гідроциліндра задньої стінки буде рівне:
F_гц= F_д+F_б+F_к,
де Fд - сила тертя про днище ковша скрепера, кН;
Fб - сила опору каченію опрніх роликів, кН.
Сила тертя грунту про днище ковша скрепера виражається залежністю:
Fд =γ_р•g•V_r•µ,
Vr - об'їм виштовхування грунту з ковша скрепера рівний:
Vr=1/2•Lд•Нзс•В=1/2•0,875•1,264•2,43=1,344 м3.
Тоді:
Fд=1600•9,81•1,344•0,35=7383,4 Н=7,3834 кН.
Сила тертя грунту об бічні стінки розраховується п оследующей зависимости%

Опір перекочуванню коліс визначається з виразу:

Визначаємо зусилля на штоку гідроциліндра задньої стінки:
Fгц= 7,3834+2•7,9245+2•0,041=23,3144 кН.
При роботі поршневою порожниною потрібний діаметр гідроциліндра буде рівний:

Отже, по умові забезпечення виштовхування грунту з ковша скрепера, що залишився, задньою стінкою існуючий гідроциліндр придатний.

9. Безпека життєдіяльності і охорона праці

9.1 Охорона навколишнього середовища

До шкідливих до шкідливих чинників відносять такі, які при дії на організм людини або на навколишнє середовище в цілому (у разі порушення вимог безпеки) можуть викликати забруднення отруєння або відхилення в стані здоров'я людини.
Сучасне промислове виробництво забруднює природу не тільки газоподібними і твердими відходами, але і тепловими викидами, електромагнітними полями, іонізуючими випромінюваннями і іншими фізичними чинниками. Таке вторгнення в природу порушує основний закон стабільного розвитку і екологічної рівноваги, і ставить людство на грань катастрофи.
Технологічні процеси в будівельній промисловості, при ремонті і експлуатації будівельних машин, як правило, супроводжуються виділеннями отруйних газів, пари і інших шкідливих речовин. Ці речовини, проникаючи в організм людини, можуть викликати отруєння, захворювання шкірного покриву, опіки ит.д.
Основним забруднюючим чинником в будівництві є пил. Пил – поняття, що характеризує фізичний стан речовини – роздробленість його на найдрібніші частинки. Останні, знаходячись в зваженому стані, є дисперсною системою, в якій дисперсною фазою є тверді частци, а дисперсним середовищем – повітря.
Зміст пилу вимірюються в міліграмах, на 1 м³ повітря. Найбільш шкідливий дрібний пил з розмірами частинок до 10 мкм, оскільки такі частинки не затримуються у верхніх дихальних шляхах, а проникають в легені, викликаючи різні захворювання (силікоз, асбестоз і ін.). Пил крупніший, затримується на слизистих оболонках верхніх дихальних шляхів і надає дратівливу дію, викликаючи хронічні захворювання (катар бронхів і ін.).
Джерелом виділення в повітря токсичних компонентів є система випуску відпрацьованих газів, система мастила, живлення і вентиляція картерной порожнини двигуна будівельних машин.
Шкідливі для здоров'я і зважені в повітрі крапельки кислот, масел, і інших летючих рідин.
Заходами щодо охорони навколишнього середовища є такі, як зниження до мінімуму викиду токсичних отработаних газів, неприпустимість порушень при ремонтних роботах (відсутність витоків масел, палива і т.д.), строге дотримання технології виконання робіт (транспортування грунту по строго певному маршруту, виконання робіт в забої при геометрично закритій кабіні, щоб виключити попадання пилу), злив відпрацьованого масла виробляти тільки в спеціальні ємності і ін. Зниження вибосов у вохдух шкідливих чинників можливе при підвищенні екологічних показників роботи машини за рахунок проведення комплесних заходів щодо вдосконалення конструкцій машини і режимов її експлуатації.
Для уловлювання частинок відомо декілька конструкцій пристроїв, що використовують як принцип електростатичного очищення, так і метод фільтрації. Одним з кращих конструктивних рішень для зниження змісту твердих частинок у вихлопі дизелів вважається установка філотров регенірациі типу. Фільтри, виконані у вигляді шаруватих, послідовно розташованих пористих перегородок, також володіють підвищеною ефективністю осичтки. Частинки, що накопичилися у фільтрі, слід видаляти препочтительно термічним окисленням. Для цього температуру вихлопних газів слід підвищити до 4500 З і вище, що приводить до воспламіненію і вигорянню сажі.

9.2 Охорона праці

Охорона праці – система законодавчих актів і відповідних їм соціально-економічних, технічних, гігієнічних і організаційних заходів, що забезпечують безпеку, збереження здоров'я і працездатності людини в процесі праці.
Перелік основних документів, що нормують зміст небезпечних і шкідливих чинників приведений в табл. 8.1.
9.2.1. Небезпечні і шкідливі виробничі чинники, супроводжуючі роботу обслуговуючого персоналу скрепера.
В процесі експлуатециі скрепера машиніст постійно знаходиться в середовищі працюючих механіхаторов. Обмежені умови об'єктів будівництва, роботи на ухилах і насипах сохдают небезпека зіткнень, втрати стійкості машини.
Всі робочі операції скреперів виконуються при їх русі по бездоріжжю або по грунтових дорогах. Місцеві нерівності і ухили можуть викликати перекидання машини. Для обеспіченіє безпеки на укосах слід влаштовувати спеціальні в'їзди, оскільки правильно устроєниє в'їзди повністю забезпечують безпеку роботи скреперів при зведенні високих насипів або откривки котлованів. Небезпечними при роботі скрепера є повороти при русі під уклон, оскільки стає можливим бічні перекидання скрепера, особливо за наявності місцевих нерівностей на шляху проходження машини. Тому бажано уникати поворотів на спусках, а якщо це неможливо, планувати місце повороту і рухатися на зниженій швидкості, і по кривих можливо великих радіусів, які повинні бути в 2,5-3 рази більше мінімального радіусу розвороту машини. При переїздах, крутих підйомів і спусків, а також при роботі на укосах, слід пям'ятати, що допустимі ухили для роботи скрепера не повинні перевищувати 250 подовжній і 150 поперечний.

Таблиця 9.1.
Основні небезпечні і шкідливі виробничі чинники, супроводжуючі роботу обслуговуючого персоналу скрепера.
Все це вимагає особливої уваги з боку машиніста щоб уникнути аварій і нещасних випадків. Крім того, проведенні технічних обслуговувань і ремонтів скреперів, машиністам доводиться мати справу з детялямі і вузлами, що мають велику вагу, різним інструментом і устаткуванням, яке в результаті недбалого або невмілого іспольрованія може бути причиною виробничого травматизму. Тому для забезпечення безпеки роботи повинне приділятися велике значення питанням техніки безпеки, вимогам і правилам, які машиніст повинен знати і неухильно виконувати.
При наборі грунту, машиніст повинен стежити за станом робочих органів машини, при виявленні в грунті крупних включень, необхідно припинити роботу до усунення перешкод.
При роботі скрепера з товкачем не допускаються різкі удари відвалом товкача по буферу скрепера, а щоб уникнути псування задних шин скрепера необхідно стежити за положенням відвала товкача.
Транспортні елементи робочого циклу скрепера виконують на максимальній ськоровті, але за умови забезпечення безпеки руху. При в'їздах на автомобільні дороги або при переїздах через штучні споруди, необхідно строго дотримуватися правил дорожнього руху.
Зупинка скреперів на ухилі заборонена. Під час руху скрепера не можна знаходиться між тягачем і скрепером, стояти на днищі ковша або тяговій рамі. При русі скреперів колоной, відстань між окремими машинами повинна складати не менше 20 м. Не дозволяється працювати з несправною світловою і зваукової сигналізацією. Не можна також працювати в темний час доби без достеточного освітлення робочого майданчика.
Наближення скреперів до укосу виїмки на відстань менше 0,5 м. або до укосу свіжовідсипаного насипу на расстьояніє менше 1 м, не допускається як під час роботи скрепера, так і під час стоянки.
При траніспортірованії скреперів своїм ходом на великі растоянія необхідно закріпити ківш до тягової рами за допомогою стопорів.
У зимовий час, особливо при ожеледі, забороняється пересування і робота при поперечному ухилі більше 4-50.
Після зупинки скрепера, навіть на короткий час, залишати машину з працюючим двигуном без нагляду машиніста запрещатеся.
Несправний стан скрепера, особливо його рульового управління і гальм, представляє серйозну небезпеку, тому робота на такому скрепері котегорічеські забороняється.
Ремонтні роботи, технічне обслуговування і діагностика скрепера повинні виконуватися тільки на стоянці при вимкненому двигуні. При цьому ківш повинен бути опущений на землю або упор. Забороняється знаходитися в ковші і виконувати, які або роботи при піднятій заслінці без надійної її фіксації. При заправці машини забороняється палити і користуватися відкритим вогнем.
Окрім вказаних вище специфічних вимог техніки безпеки визначуваних безпосередньо роботою на скрепері, є також ряд вимог, що охоплюють правила обслуговування машини, питання протипожежної і електробезпеки.
Всі ці відомості, а також основні заходи по наданню першої медичної допомоги при несчасних випадках, машиніст одержує при навчанні і інструктажі, який виробляється перед початком роботи і періодично на робочому місці фахівцями служби охорони праці і техніки бехопасності будівельної організації.
9.2.2. Розробка інжінерних рішень обмежуючих дію небезпечних виробничих чинників.
Розрахунок устойчмвості. Прилади безпеки. Подовжня стійкість забезпечується тоді, коли під'їм або ухил не прівишаєт граничних кутів α_букс, при яких загальмований скрепер украй рідко перекидається в результаті втрати поперечної стійкості, найчастіше починається буксування провідних коліс, внаслідок чого машина зупиняється. В цьому випадку середній кут, при якому виключається буксування, буде рівний (15):

де φ_κ=0,86 – коефіцієнт зчеплення шин з дорогою;
А, L, G_СК, G_К – величини, згідно розрахунковій схемі.
Отже, α_букс=11,20.
Поперечна устойчмвость машини характерізуєся граничним кутом при русі машини упоперек ухилу:

Де β – кут бічного нахилу дорогі;
b=1860 мм. – ширина колії скрепера;
h_C – величини, згідно розрахунковій схемі.
Отже, β=480
Розрахункові кути, що забезпечують стійкість, будуть значно менше, при динамічних навантаженнях (при різкому гальмуванні і чіпанні з місця, повороті на ухилі і т.тд.). Істотно знизить поперечну стійкість може, також нерівномірне розташування грунту в ковші.
Для попередження машиніста від небезпеки крені і запобігання перекиданню в кабіні водія встановлюється газоналізатор крену КШ-20, кторий спрацьовує при нахилі в будь-якій площині на кут понад 200.
Сигналізатор крену складається з датчика крену і панелі сигналізації. Датчик є металічеській кулькою, що знаходиться в девпфірующей рідині, залитій в корпус, котушки індуктивності і електронного перетворювача. Сигналізатор працює за принципом просторового безконтактного датчика дискретного типу. Загальний вигляд і схема сигналізатора крену CRI-20 представлена в графічній частині проекту.
9.2.3. Розробка інжінерних рішень обмежуючих дію шкідливих виробничих чинників на машиніста скрепера. Звука - і віброїзоляция кабіни.
Ізоляція джерел шуму і вібрації є однією з основних проблем, стояшей перед конструктором, забезпечуючої комбортноє умови для машиністів будівельних машин. Основним джерелом шуму в даному випадку є ДВЗ тягача скрепера і основна дія шуму на оператора відбувається через передню панель кабіни, зістиковану з руховим відсіком, тому необхідна її звукоізоляція. Звукоізоляція повинна забезпечувати максимальне поглинання шуму, займати як можноменьший об'єм кабіни, виготовлена з матеріалу не викликає алергічних реакцій у оператора.
В даному випадку доцільно застосувати двошарову звукоізоляцію состоящюю, окрім безпосередньо металевої перегородки, з демпфуючого покриття з боку рухового отчека і звукоїзолірующего шару.
Велике значення в забезпеченні комфортних умов роботи має какже віброїзоляция робочого місця оператора машини. Для зменшення коливань, передаваних на оператора путніх машин, необхідно використовувати воїрозащитниє сидіння, що задовольняють технічним і ергономічним вимогам ОСТУ 34.140.20-73:
- сидіння повинні бути простими і зручними, володіти стабільними віброзащитнимі властивостями, забезпечувати зниження вібрації до норми;
Сидіння повинні складатися з подушки, спинки, що не знімається, підлокітників, пружної підвіски, регулюючих і направляючих пристроїв;
- розмір і форма подушки і сидіння должні забезпечувати зручну робочу позу оператора, не обмежувати свободі дії при управлінні машиною;
- подушка і спинка повинні бути заповнені пружним наповненням.
Для створення комфортних умов роботи вежноє значення має також мікроклімат в кабіте машини. Для забезпечення в кабінах машин мікроклімату і гранично допустимих концентрацій шкідливих речовин в повітрі відповідно до норм ГОСТ 12.1.005-76, 12.1.007.-76, 12.2.019-76 і 12.2.023-76 влаштовують природну вентиляцію (люки, кватирки, стекла, що опускаються) і примусову, а також пилеулавлівателі, воздухоохладітелі, кондінционери і отопітелі.
Найбільш ефективна установка комбінірований систем дозволяючих в процесі вентиляції кабіни регулювати темпіратуру поступаючого повітря, і при необхідності підігрівати або охолоджувати його. Цього можна досягти, використовуючи вентиляційну установку з возухоохладітелямі, представленую на Рис. 8.2. Зовнішнє повітря вентелятором 6 засмоктується в огорожний пристрій 3, яке розміщене на кришці кабіни. Пил, відокремлений від вохдуха у фільтрі 1, викидається в назовні. Очищене від пилу повітря зустрічається з водою, що поступає з сопла-розпилювача 5 за допомогою водяного насоса 8 з бака 7. Повітря, стикається з краплями води, додаткове очищатеся і охолоджується. Нєїспарівшася частина води затримується в каплеуловітеле 2 і трубкам 9 стікає назад в бак. Охолоджене і очищене повітря по воздуховоду 1 і розподільнику повітря 10 поступає в кабіну.