Типы режущих аппаратов и их приводы || Режущий аппарат системы Шуммахера | Шумахер26.РФ ⭐ Виттерра-Юг – Запасные части на сельхозтехнику в Ставрополе

Развитие современных режущих аппаратов сегментного типа идет по двум основным направлениям:

1) улучшение технологического процесса резания на основании оптимизации параметров аппарата и изыскания новых способов резания сельскохозяйственных культур и новых типов режущих аппаратов;

2) совершенствование приводных механизмов ножа.

Привод для возвратно-поступательного движения ножа не оказывает существенного влияния на технологический процесс резания стеблей, т.к. характер изменения скорости и ускорения ножа с различными приводами мало отличаются один от другого.

Тем не менее, вопрос совершенствования конструкции привода важен, т.к. это связано с уменьшением металлоемкости и энергоемкости машин, повышением надежности и долговечности режущих аппаратов.

У большинства уборочных машин привод ножа осуществляется кривошипно-шатунным механизмом, причем он может быть: 1– плоским и 2 – пространственным.

Необходимость применения пространственного механизма у косилок объясняется подвижностью пальцевого бруса относительно верхней рамы косилки.

3. Находят также применение механизмы с качающейся шайбой (Дон – 1500). Здесь вращение вала 1 при помощи качающей шайбы 2 преобразуется в колебательное движение вала 3, с которым жестко связан колебатель 4. Колебатель своим концом связан через короткий шатун 5 с ножом 6.

Преимуществом данного приводного механизма по сравнению с кривошипно-шатунными является его компактность, позволяющая располагать привод практически в любом месте машины. К недостаткам относится сложность конструкции и уравновешивания инерционных сил. Механизм с качающейся шайбой достаточно хорошо работает в том случае, если оси трех валов 1, 3 и 1′ пересекаются в одной точке. А соблюдать это условие чрезвычайно трудно. Требуется высокая точность обработки.

4. Приводной механизм режущего аппарата с качающимся валиком. Применяется в валковых косилках, а также для привода фронтальных режущих аппаратов.

Технология изготовления этого механизма значительно проще, чем механизма с качающейся шайбой.

5. Кривошипно-шатунный механизм с качающимся водилом. Применяется для привода фронтальных режущих аппаратов.

6. Кривошипно-шатунный механизм с качающимся коромыслом. Нашел широкое применение на зерноуборочных комбайнах СК-4, СКД-5, СКД-6, СК-5, СК-6, КС-1,8.

В последнее время в РФ ведутся разработки гидропривода.

Date: 2021-07-05; view: 571; Нарушение авторских прав

Различают два вида кривошипно-шатунных механизмов:

1) центральный (аксиальный), когда ось кривошипного вала лежит на линии движения ножа

2) смещенный (дезаксиальный) – когда ось кривошипного вала лежит выше линии движения ножа на некоторую величину h, называемую дезаксиалом.

В сеноуборочных машинах, как правило, применяются дезаксиальный механизм, причем у комбайнов обычно дезаксиал

h = (1÷2)r, а у косилок h = (7÷8)r, где r – радиус кривошипа.

В центральном кривошипно-шатунном механизме ход ножа

S = 2r.

Посмотрим в какой мере дезаксиал h сказывается на величине хода ножа S. Для этого рассмотрим механизм в двух крайних положениях ножа:

Рассматривая рисунок, видно, что ход ножа

(1) , т.к

Выражение (1) можно представить в виде

Возведя это выражение в квадрат, перенеся затем подобные члены в одну сторону, а выражение с корнем в другую и произведя повторное возведение в квадрат, получим биквадратное уравнение:

Так как l > S, то выражение, стоящее в знаменателе, будет меньше 1, а, следовательно, S > 2r.

Если принять, например, для косилки l = 25r, h = 7r, то , т.е. ход ножа на 75% больше, чем удвоенный радиус кривошипа.

Дезаксиал влияет на скорость ножа. Это влияние выражается в том, что для любой точки пути ножа скорость его будет больше при прямом ходе, чем при обратном.

Для выявления сказанного обратимся к рисунку. Из рисунка видно, что угол поворота φ_пр кривошипного вала при прямом ходе ножа меньше угла поворота φ_обр при обратном ходе его. Это приводит к тому, что при постоянной скорости вращения кривошипного вала

(ω = const) время t_пр прямого хода меньше времени обратного хода t_обр. При равенстве пути прямого и обратного хода средние скорости ножа прямого и обратного хода не будут равны, т.е

Ускорения так же будут разными.

Следует заметить, что у косилок во время их работы на неровном поле ход ножа и его кинематические характеристики изменяются, т.к. дезаксиал меняется вследствие того, что пальцевый брус, перемещаясь по полю на башмаках и приспосабливаясь к рельефу, поворачивается вокруг штырей крепления к главному шарниру.

Date: 2021-07-05; view: 702; Нарушение авторских прав

Кинематическими показателями движения ножа являются зависимости перемещения x, скоростей V_н и ускорения j_н ножа от угла поворота кривошипа.

Определеним x, V_н, j_н для центрального кривошипного механизма.

Пусть кривошип вращается по ходу часовой стрелки с угловой скоростью ω, а угол поворота кривошипа ωt отсчитывается от оси х.

Если кривошип располагается на одной линии с шатуном, то нож займет крайнее положение (точка С). Через промежуток времени t кривошип повернется на некоторый угол ωt и при этом шатун займет положение В₁С₁.

Величина перемещения ножа:

,

, а .

Как видно из рисунка

Тогда и

В уборочных машинах отношение довольно мало и колеблется в пределах от 0,1 до 0,04, а поэтому без особых погрешностей можно принять т.к. .

Принимая , получим следующую зависимость перемещения ножа от угла поворота кривошипа

Date: 2021-07-05; view: 329; Нарушение авторских прав

Кинематическими показателями движения ножа режущего аппарата являются перемещение х, скорость V и ускорение j в зависимости от угла поворота кривошипа. Определим x,V и j для дезаксиального кривошипного механизма.

Пусть кривошип вращается по ходу часовой стрелки с угловой скоростью ω,а угол ωt поворота кривошипа отсчитывается от оси х.

Если кривошип распологается на одной линии с шатуном, то нож займет крайнее положение (т.В). Через промежуток времени t кривошип повернется на некоторый угол ωt и при этом нижняя головка шатуна окажется в т.С.

Величина перемещения ножа будет

Здесь:

Тогда:

Но

Отсюда и

Тогда

Для упрощения этого уравнения второй член его разложим в ряд:

Этот ряд быстро сходится кроме того отношения и – есть величины маленькие, находящиеся в пределах 0,1-0,04. Принимая это во внимание, а так же тот факт, что эти отношения еще возводятся в степень, можно пренебречь членами ряда начиная с третьего.

Тогда:

Последнее выражение представляет собой уравнении перемещения ножа режущего аппарата, приводимого кривошипно-шатунным механизмом с учетом дезаксиала.

Скорость ножа:

Ускорение ножа:

Пренебрегая малыми значениями отношений и можно записать:

Если дезаксиал , тогда получим:

(1)

Это же хорошо видно и из рис. для центрального КШМ привода:

а учитывая, что – малая величина, т.е.

(1)

Изобразим графические зависимости х, V и j от угла поворота кривошипа. Они изменяются по синусоидальным кривым, при этом максимум ускорения совпадает с наибольшим отклонением ножа от среднего положения.

Для анализа кинематического режима и установления связи с основными параметрами режущих аппаратов различных типов пользоваться параметрическими уравнениями (1) крайне неудобно. Проще анализ режима произвести, если уравнения (1) кинематических показателей выразить через перемещение х.

Представим первые два уравнения системы (1) в виде:

Возведя обе части уравнений в квадрат, а затем суммируя, получим:

(2)

Это есть уравнения эллипса, изображающее в данном случае скорость V в зависимости от перемещения х.

Решая теперь совместно первое и третье уравнение системы (1) имеем:

Таким образом получили уравнение прямой с угловым коэффициентом .

Графическое изображение полученных зависимостей будет таким:

При и скорость будет равна нулю, а ускорение будет иметь максимальное значение .

При скорость будет иметь максимальное значение , а ускорение .

Date: 2021-07-05; view: 511; Нарушение авторских прав

Срезание стеблей происходит по принципу ножниц, при этом режущую пару образуют сегмент и противорежущая пластина.

Качество среза зависит от многих факторов:

1. от расстановки пальцев;
2. остроты лезвий сегментов и противорежущих пластин;
3. угла наклона лезвий сегмента и пальца к линии движения ножа;
4. плотности прилегания сегмента к опорной поверхности пальца;
5. скорости ножа вдоль пальцевого бруса и др.

Одним из основных факторов здесь является скорость движения ножа. При статическом действии невозможно перерезать стебель в строго вертикальном положении без опоры; обязательно он должен отгибаться в сторону резания, так как только тогда появится реакция стебля N по отношению к режущему инструменту, для преодоления которой необходимо приложить к ножу в горизонтальном направлении силу Р.

Эта горизонтальная сила, которая возникает при отклонении стебля лезвием, равна

, где N – нормальная реакция стебля; – сила трения режущего инструмента о стебель, φ – угол трения; .

Из курса сопротивления материалов для консоли:

. Однако эта формула справедлива для небольших углов отклонения стебля, а если , то , что не соответствует действительности.

Используя теорию больших прогибов тонких упругих стержней, Босой Е.С. нашел другую приближенную зависимость между силой N и углом θ:

.

Тогда

(1)

Срез стебля возможен, если сила, необходимая для перерезания стебля . Если то срез стебля невозможен.

Сила P, не является величиной постоянной: её значение зависит от угла отклонения стебля от вертикали θ. При определенном значении θ сила Р достигает максимума. Максимальное значение силы Р найдем, взяв первую производную от выражения (1) и приравняв её к нулю. А затем по второй производной и её знаку можно судить о экстремальных значениях функции. Выполнив все эти действия, получим:

.

Если вместо подставим значение , то можно определить высоту, на которой возможен срез стебля

Чем больше φ и меньше , тем при большой высоте Н возможно резание.

В общем случае резание стеблей при статическом действии силы на практике осуществить даже очень острым ножом весьма трудно.

Если резание сопровождается динамическим действием силы, то при этом возникают силы инерции стебля mj, которые в сумме с другими сопротивлениями обеспечивают условие среза стеблей:

, где

– сопротивление стебля изгибу;

– силы инерции стебля;

– сопротивление воздуха при отклонении стебля;

– сопротивление отклонению стеблей со рядом стоящих стеблей.

В дальнейшем при определении скорости резания одиночного стебля не будем учитывать силы и .

На схеме резания свободно стоящий стебель без опоры можно представить как консольную балку, жестко закрепленную в основании и подвергающуюся действию силы со скоростью на высоте резания Н:

За время удара режущего инструмента стебель отклонится на величину f и займет положение, показанное на рисунке.

Тогда сопротивление стебля отгибу .

Но прогиб и среднее ускорение стебля . А так как , то .

Тогда условие среза стеблей примет вид:

,

откуда скорость режущего инструмента:

, (2)

где m – приведенная масса стебля в точку удара.

Скорость режущего инструмента, необходимую для перерезания стебля с одной опорой, получим по аналогии с предыдущим:

Условие среза стебля запишется также, как и ранее:

,

где сопротивление стебля изгибу имеет точное значение

. Тогда ,

откуда . (3)

Если стебель во время резания опирается на две опоры, как это имеет место в режущих аппаратах косилок зерноуборочных машин, то скорость ножа получим, рассмотрев приближенно изгиб стебля, как балку, свободно лежащую на двух опорах.

В этом случае , где .

Тогда ,

откуда . (4)

Как следует из уравнения (4), на уменьшение технологической скорости резания существенное влияние оказывает зазор d между лезвиями и расстояние l между вкладышем и пером пальца, которые необходимо делать минимальными. Расстояние l нужно уменьшить ещё и потому, что оно оказывает большое влияние на максимальный прогиб стебля.

Когда при уборке естественных степных трав предельное уменьшение зазора d не дает нужного эффекта и режущий аппарат часта забивается, то уменьшают расстояние l, подгибая перо пальца; забивание режущего аппарата прекращается и получается качественный срез.

Экспериментальные исследования показывают, что технологическая скорость, обеспечивающая чистый срез растений с минимальным сопротивлением, при срезании трав не превышает 1,2 м/с и находится обычно в пределах V_T = 0,85 – 1,09 м/с. При срезании зерновых культур – V_T = 0,6 – 0,8 м/с.

Поэтому, чтобы не происходило нарушения технологического процесса резания и чтобы обеспечить качественный срез стеблей ножом, необходимо соблюдать условие

V_Р > V_T,

где V_Р – рабочая скорость ножа на которой должен работать режущий аппарат при срезании растений.

Для ориентировочных расчетов скорость ножа можно характеризовать её средней величиной, определяемой по формуле:

(м/с).

При этом считается, что, если V_Т < V_СР, то режущий аппарат будет работать хорошо. Однако это не всегда соответствует действительности.

Дело в том, что в режущих аппаратах скорость ножа является величиной переменной, изменяющейся от нуля до максимального значения, равного ωr . В общем случае скорость ножа выражается формулой, полученной ранее:

,

откуда .

Лучшие скорости резания оценивать по значениям скорости ножа (конкретной) в процессе резания и, в частности, величиной скорости в начале и конце резания. Это удобнее всего сделать графическим методом.

Для графического изображения скорости примем масштаб равным угловой скорости или .

В этом случае рассматриваемый график является окружностью, характеризуемой уравнением:

или .

Таким образом для графического определения скорости ножа в каком-либо его положении необходимо построить полуокружность на ходе ножа, как на диаметре.

Рассмотрим диаграммы изменения скоростей резания (скорости ножа) для различных типов режущих аппаратов.

1) Режущий аппарат нормального резания S=t=t₀.

При перемещении сегмента слева направо на участке, определяемом перемещением , сегмент будет подводить растение к противорежущей кромке пальца. При соприкосновении режущей кромки сегмента с кромкой вкладыша (положение А₁В₁ сегмента) наступает резание растений. Закончится процесс резания, когда режущая кромка сегмента займет положение А₂В₂, то есть резание растений осуществляется при перемещении сегмента на участке А₁А₂, определяемом

.

Скорость ножа в начале резания определяется отрезком , а в конце резания – .

При известном значении ω можно найти и истинное значение скорости в начале и в конце резания:

Из рисунка видно, что скорость ножа в конце резания меньше скорости ножа в начале резания , т. е. .

Очевидно, что для получения качественного среза, согласно предыдущих рассуждений, необходимо иметь:

или .

Отсюда угловая скорость кривошипа должна быть .

Таким образом, пользуясь опытными данными о значении технологической скорости и размерами режущего аппарата можно определить необходимую угловую скорость кривошипного вала.

Используя приведенный рисунок можно определить скорость ножа в начале и в конце резания и аналитическим путем. Для этого выразим значения х_ни х_к через параметры режущего аппарата:

Подставляя найденные значения в формулу для определения скорости, получим:

.

2) Рабочие скорости резания у аппарата низкого резания S=t=2t₀.

Здесь срез происходит у среднего и крайнего пальцев. Как видно из рисунка, скорость ножа у среднего пальца довольно низкая, особенно в начале резания. Это является причиной плохого среза стеблей и засорения стеблями режущего аппарата, что в конечном счете может привести к выходу его из строя.

3) Режущий аппарат нормального резания с двойным пробегом ножа.

Здесь так же

и .

Недостатки данного типа режущего аппарата является не использование максимальной скорости ножа для срезания стеблей, что наглядно видно из рисунка.

Однако в целом у режущего аппарата нормального резания с двойным пробегом ножа скорости резания больше, чем у режущего аппарата с одинарным пробегом ножа.

Совершенствование конструкций режущих аппаратов должно идти по пути увеличения скорости движения ножа, ибо сопротивление резанию при малых скоростях ножа значительно больше, чем при высоких скоростях.

Ниже приведен график зависимости сопротивления резанию от скорости резания (скорости ножа), полученный академиком Карпенко, и подтверждающий сказанное выше.

Date: 2021-07-05; view: 622; Нарушение авторских прав

Сегмент участвует в сложном движении. Оно складывается из относительного движения из относительного движения и переносного вместе с машиной со скоростью V_м, определяемого уравнением . Путь проходимый машиной за один ход ножа или за полоборота кривошипа, называется подачей и определяется по формуле: , где Т – время полного оборота кривошипа.

Так как , то подача будет равна ;

отсюда .

Подставляя это значение в уравнение , получим

.

Решая совместно уравнения

, (1)

можно построить диаграмму пробега ножа. Для этого по уравнениям (1), например, составляется таблица координат траектории движения точки А.

Площадь, ограниченная прямыми АВ и А₁В₁ и синусоидами АА₁и ВВ₁ называются площадью пробега активного лезвия сегмента или диаграммой пробега.

Можно идти и по другому пути. Из второго уравнения системы (2) выразить и подставить это значение в первое уравнение системы. В результате этого получим уравнение:

,

выражающее траекторию движения точки А сегмента, которая графически представляется косинусоидой.

Date: 2021-07-05; view: 282; Нарушение авторских прав

При срезании стеблей режущим аппаратом часть стеблей отгибается пальцами и сегментами и срезается в наклонном положении. В результате стерня оказывается не одинаковой по высоте и обычно больше, чем высота среза, на которую установлен режущий аппарат. Из-за увеличения высоты стерни теряется часть урожая трав при скашивании и возможны потери колоса при срезе низкорослых хлебов.

Отгиб стеблей сегментом ножа от пальца к пальцу называется поперечным отгибом.

Предполагают, что стебель отклоняется от пальца к пальцу по абсолютной траектории движения сегмента.

В связи с этим построим диаграмму движения сегмента при его перемещении от левого крайнего положения в правое и обратно в режущем аппарате нормального резания с одинарным пробегом ножа (см. рис. )

Воспользуемся при этом методом графического построения диаграммы движения сегмента.

Отложив на чертеже в выбранном масштабе подачу h, вычертим в том же масштабе положение сегмента ABCD за два последовательных хода ножа. Далее строим синусоиду, по которой движется любая точка сегмента при его перемещении из левого крайнего положения в правое. Для этого на основании сегмента, как на диаметре, описывается полуокружность радиуса (S – ход ножа), а затем эта полуокружность, а также отрезок h делятся на равное число частей.

Точки пересечения горизонталей и вертикалей, проведенных из одноименных точек отрезка h и полуокружности, и являются искомыми точками синусоиды 0-6. Любые другие точки сегмента будут двигаться по таким же синусоидам. Поэтому, чтобы не повторять построения, можно по найденной синусоиде построить шаблон и пользоваться им для вычерчивания синусоид, по которым будут двигаться интересующие нас точки лезвия.

В данном случае такими точками являются точки А и В, D₁ и С₁.

При прямом ходе лезвие АВ является активным и во время своего пробега покроет площадь, ограниченную синусоидами АА’ и BB’. При обратном ходе активным будет лезвие C’D’ и площадь его пробега ограничена синусоидами С’С₂ и D’D₂.

Как было уже сказано, стебель отклоняется от пальца к пальцу по абсолютной траектории сегмента.

Наибольший поперечный отгиб получают те стебли, которые расположены на осевой линии пальца (под пальцем). Максимальный поперечный отгиб иногда измеряют отрезком касательной q, проведенной к абсолютной траектории любой точки сегмента в месте её перегиба (это по М.Н Летошневу).

Академик В.П. Горячкин для упрощения вычислений предполагал, что стебель при подводе к вкладышу отклоняется по прямой КК’. В этом случае имеет место максимальный поперечный отгиб.

Тогда из прямоугольного треугольника будем иметь:

, т.к. .

Поскольку , то .

Ранее получено . Тогда , т.е. поперечный отгиб прямопропорционален и обратно пропорционален угловой скорости кривошипа ω и ходу ножа S.

Длина оставшейся стерни с учетом этого отгиба будет

,

где H – высота среза стеблей.

Часть стеблей срезается при обратном ходе ножа, отклоняясь в направлении движения машины.

Отгиб стеблей пальцевым брусом по направлению движения машины с непробегаемого лезвием участка называется продольным отгибом.

Максимальный продольный отгиб l_max стебель имеет, когда из положения (е) отклонится спинкой ножа в положение (f).

Точка (е) – точка пересечения косинусоиды, описываемой верхней крайней точкой активного лезвия с правой кромкой пальцевой пластинки.

Точка (f) – точка пересечения косинусоиды, описываемой нижней точкой активного лезвия, с той же кромкой пальцевой пластинки.

Аналитически максимальный продольный отгиб определится:

(1)

Для определения напишем уравнение движения верхнего и нижнего оснований сегмента.

Уравнение первой кривой (косинусоиды BB’) будут:

(2)

Здесь => Отсюда (причем , т.к. прямой ход ножа совершается за пол оборота кривошипа).

Определим теперь координаты точки (е):

Отсюда и

Тогда и .

Подставляя значение t_e во второе уравнение системы (2), получим координату y_e:

.

Но поскольку ,

Тогда будем иметь:

(3)

Координаты точки (е) найдены.

Найдем теперь координаты точки (f):

Уравнения кривой D₁D₂ запишутся в виде:

(4)

Здесь => , причем , т.к. обратный ход ножа начинается со второй половины оборота кривошипа.

Определим теперь координаты точки (f):

Отсюда и ;

и

Подставляя значение t_f в уравнение для y₂ системы (4), получим:

Найдены координаты точки (f).

Тогда максимальный продольный отгиб будет:

Если обозначить постоянный множитель через

,

тогда получим:

Для режущих аппаратов нормального резания с одинарным пробегом ножа А=1,29.

Date: 2021-07-05; view: 829; Нарушение авторских прав

1. Ширина сегмента

Ширина сегмента устанавливается при выборе типа режущего аппарата и условий его работы (ГОСТ 158-74 – сегменты,

ГОСТ 19777-74 – пальцы).

1. Выбор угла наклона лезвия

Угол наклона лезвия сегмента в процессе резания стеблей оказывает влияние на величину усилия сопротивления срезу и на качество среза.

Как показывают опыты, с увеличением угла α наклона лезвия (см. рис.) усилие сопротивления срезу уменьшается, однако при некотором значении угла α стебель начинает выскальзывать из раствора режущей пары.

У гладких лезвий сегмента выскальзывание становится заметным при углах свыше 30°. Насеченные лезвия лучше удерживают стебли и выскальзывание у них наблюдается при углах наклона выше 45°.

Предельный угол раствора режущей пары, при котором не происходит выскальзывание стебля, называется углом защемления. Угол защемления зависит от коэффициентов трения стеблей о лезвия.

Обозначим через φ₁ и φ₂ углы трения стеблей о пассивное и активное лезвия. N₁, N₂ – нормальные реакции, действующие на стебель со стороны пассивного и активного лезвия соответственно. Тогда силы трения будут равны:

Угол между активным и пассивным лезвием обозначим γ. Он равен .

Для обеспечения защемления стебля необходимо, чтобы соблюдалось условие равновесия, т.е.

(1)

Чтобы не было выскальзывания стебля, необходимо, чтобы выполнялось условие:

(2)

Определим из второго уравнения системы (1) N₁, и подставим его в первое уравнение или в неравенство (2).

Подставляя N₁ в первое уравнение (1) или (2) будем иметь:

Поделим все члены на , тогда получим:

Отсюда , т.е.

или (3)

Таким образом, для обеспечения защемления стеблей должно соблюдаться условие (3).

Угол β у современных косилочных аппаратов составляет примерно 7°30′.

Date: 2021-07-05; view: 454; Нарушение авторских прав

Высоту режущей части сегмента h’ аппаратов зерноуборочных машин определяют из условия равенства поперечного и продольного отгибов:

Используя ранее полученные выражения, будем иметь:

Отсюда ,

где b – ширина противорежущей части;

h – подача;

t₀ – шаг пальцев;

S – ход ножа;

.

В режущем аппарате косилок соотношение между отгибами стеблей иное. По исследованиям акад. Василенко П.М. для современных скоростных тракторных косилок допустимый продольный отгиб стеблей можно увеличить до l_max = 50 ÷ 70 мм.

Задавшись этим допустимым продольным отгибом стеблей и требуемой подачей h из формулы для определения продольного отгиба можно легко найти высоту режущей части сегмента:

.

В общем случае при определении высоты сегментов режущих аппаратов косилок исходят из того, что вся длина лезвия сегмента принимает участие в перерезании стеблей, которые размещены на площадке подачи

,

где h – подача машины,

r – радиус кривошипа.

При работе режущего аппарата сегмент накроет площадь, ограниченную двумя синусоидами A₀D₀ и B₀C₀ (см. рис.).

Эта площадь в зависимости от высоты сегмента h’ может оказаться отличной от площади подачи .

Высоту h’ считают нормальной, если площадь, ограниченная косинусоидами (A₀B₀C₀D₀) равна площади подачи .

Определим площадь A₀B₀C₀D₀ = F₀. Обозначим для этого площади B₀BC₀ = A₀DD₀ = F₁, а площади C₀CD₀ = B₀AA₀ = F₂.

Тогда

Из рисунка видно, что

Следовательно:

Согласно условия должно быть . Тогда

Или, принимая во внимание, что , получим:

Отсюда видно, что высота сегмента зависит не только от его хода 2r и скорости машины V_м, но и от угла наклона лезвия.

Для обеспечения чистого среза у косилок обычно делают h’ > h и принимают h’ = h 5 мм.

Очевидно, что тогда в косилках площадка ограниченная синусоидами, будет больше площади подачи. Разность между площадью пробега сегмента ножа и площадью подачи выразит излишнюю площадь пробега, равную

Отношение этой площади к площади подачи называется коэффициентом излишне пробегаемой лезвием площади:

Для косилки, у которой h = 50 мм; 2r = 76,2 мм; α = 28°40′;

h’ = h 5 = 55 мм, коэффициент

Это показывает, что у косилки имеет место значительное перекрытие площади пробега одним активным лезвием площади пробега другого.

Date: 2021-07-05; view: 259; Нарушение авторских прав

На качество среза стеблей существенное влияние оказывает соотношение скоростей ножа и машины.

При работе режущего аппарата любая точка ножа совершает движение с абсолютной скоростью V, равной

где V­­­_м – скорость машины;

V_н – скорость ножа.

То есть ­

Разложим скорость машины V­­­_м и скорость ножа V_нна составляющие по осям x и y, т.е. на направления вдоль и поперек лезвия:

Составляющие абсолютной скорости обозначим через V­­­_ли V­­­_р.

Разделим первое уравнение на второе:

Разделим числитель и знаменатель этого уравнения на .

В результате получим:

_(*)

Это выражение характеризует способность затягивания стеблей аппаратом при заданных угле α и соотношении скоростей, поэтому его называют коэффициентом возможности затягивания стеблей к нижнему основанию режущей пары.

При заданном угле α и в зависимости от соотношения между скоростью машины V­­­_м и скоростью ножа V_н­ возможны три случая изменения составляющей V_л абсолютной скорости:

1. tg λ > 0
2. tg λ = 0
3. tg λ < 0

Поскольку знаменатель в уравнении (*) всегда положителен, то названные три случая возможны при:

(**)

Упрощенный график изменения составляющей V_л с применением известной уже нам полуокружности можно получить так:

Приняв масштаб графика , получим:

,

где х изменяется от – r до 0 и от 0 до r.

Таким образом, на графике составляющая V­_л, будет представлена разностью ординат точек полуокружности радиуса r с центром в т.О и точек прямой, параллельной оси абсцисс и отстоящей от неё на расстоянии .

Согласно сделанным ранее замечаниям (**) первый случай будет иметь следующее графическое представление:

Это случай характеризуется уменьшением отношения , при этом составляющая V­_л, действующая вдоль лезвия, увеличивается и будет направлена к нижнему основанию сегмента. Стебли будут стремиться идти к створке режущей пары, поэтому выскальзывание стеблей из створки будет исключено. В связи с этим, необходимо добиваться того, чтобы скорость в течение хода ножа, как можно дольше оставалась направленной к нижнему основанию сегмента.

Во втором случае будет следующее:

Здесь возможно движение стебля или к верхнему или к нижнему основанию. Возможно частичное выскальзывание стеблей из створки.

В третьем случае:

Здесь составляющая V­_л абсолютной скорости направлена из створки к верхнему основанию. Стебли будут стремиться выйти из створки – тут самые хорошие условия для выскальзывания стеблей.

Таким образом, исходя из сказанного, для выбора кинематического режима режущего аппарата и угла α сегмента следует использовать выражение:

.

Date: 2021-07-05; view: 240; Нарушение авторских прав

Рассмотрим этот вопрос на примере скоростной навесной косилки КС-2,1.

Во время работы косилки при встрече с препятствием, на поворотах и во время небольших переездов с участка на участок режущий аппарат поднимают гидромеханизмом трактора.

В связи с этим требуется определить усилие, необходимое для подъёма режущего аппарата.

Изобразим схему косилки на виде сзади и приложим все силы, которые действуют в звеньях механизма подъема и силу тяжести косилки (см. рис.)

Здесь: Р – усилие подъёма режущего аппарата, которое требуется определить (другими словами, это усилие, которое должен развивать гидроцилиндр для обеспечения подъема режущего аппарата);

Р_п – усилие натяжения пружины механизма уравновешивания;

Р₁ – усилие, действующее в звене и являющееся результатом действия сил Р₂ и Р₃;

Р₂ – вес рамы и штанги, приложенной в центре масс;

Р₃ – часть веса пальцевого бруса. В свою очередь, Р₃ = Р₃′ Р₃″, где

Р₃′ – сила давления внутреннего башмака на землю, которая не должна превышать 240-340 Н,

Р₃″ – сила давления наружного башмака на землю, которая не должна превышать 100-150 Н.

Для определения силы Р составим уравнение суммы моментов относительно точки А:

.

Отсюда .

Однако усилие Р₁ здесь не известно. Определим его, составив сумму моментов сил относительно точки D:

,

откуда .

Подставив значение Р₁ в уравнение для Р, окончательно получим:

Date: 2021-07-05; view: 238; Нарушение авторских прав

Увеличение числа колебаний ножа в связи с переходом на повышенные поступательные скорости работы косилок вызывают вредные колебания несущих частей режущих, которые возникают как результат действия неуравновешенных знакопеременных сил. При этом сокращается срок службы деталей механизма привода ножа, рамы машины и увеличивается расход мощности на преодоление вредных сопротивлений, вызванных силами инерции.

Для полного уравновешивания механизма необходимо, чтобы силы инерции движущихся масс m_i звеньев механизма с координатами x_i, y_i, z_i и моменты этих сил в рассматриваемой системе координат относительно её начала были равны нулю, т.е.

где – вторые производные от координат по времени;

– проекции главного вектора сил инерции на координатные оси;

– главные моменты этих сил относительно центра приведения.

Плоский механизм, звенья которого расположены в плоскости, перпендикулярной оси вращения кривошипа, для своего полного уравновешивания должен удовлетворять следующим уравнениям:

Условия, определяемые уравнениями (1) и (3), дают полное уравновешивание сил инерции механизмов, а условия (2) и (4) дают полное уравновешивание всех моментов от этих сил.

Если перейти к уравнениям движения центра масс механизма, то для случая плоского механизма условие полной уравновешенности запишется в следующем виде:

,

где и – координаты центра масс системы,

– центробежный момент инерции масс звеньев механизма относительно координатных осей.

Таким образом, механизм будет вполне уравновешен, если при движении координаты центра масс системы и центробежные моменты инерции относительно плоскости координат остаются постоянными.

В инженерной практике осуществить полное уравновешивание сил инерции не всегда удается. Чаще всего удовлетворяются какие-либо отдельные условия, наиболее существенные для данной конструкции механизма и требующие оптимальных технических затрат.

Наилучшее внешнее уравновешивание покажем на примере кривошипно-шатунного механизма, который является наиболее распространенным для привода ножа режущих аппаратов косилок и жаток.

Здесь представлен симметричный (аксиальный) кривошипно-шатунный механизм и сделаны следующие обозначения: S₁ – центр тяжести кривошипа; S₂ – центр тяжести шатуна; m₁, m₂, m₃ – массы кривошипа, шатуна и ножа соответственно.

Приведем массу кривошипа к пальцу кривошипа, т.е. в

точку В. Для этого приравняем силы инерции, когда масса m₁ находится в точке S₁, к силам инерции приведенной массы m₁¹, находящейся в точке В:

.

Тогда .

Массу шатуна приведем к двум массам, сосредоточенным в точках В и С, использую известное положение из курса теоретической механики о том, что систему материальных точек можно заменить одной массой, расположенной в центре тяжести звена:

Располагая систему координат на шатуне таким образом, чтобы начало координат совпадало с положением его центра тяжести, получим:

По условию (начало координат в ц. т. шатуна ), тогда

Решая эти два уравнения, получим

Заменим теперь действительные массы звеньев кривошипно-шатунного механизма двумя приведенными массами в точках В и С:

При этом массу ножа считаем сосредоточенной в точке С.

Теперь можно найти силы инерции движущихся масс:

– величина сил инерции вращающихся масс:

;

– величина сил инерции возвратно-поступательного движения масс:

,

где – ускорение ножа; h – дезаксиал.

Если h = 0, то .

С помощью одного уравнения противовеса можно полностью уравновесить силы инерции вращающихся масс J_в и только частично поступательно движущихся масс J_с, одновременно вводя при этом неуравновешенную силу в перпендикулярном (вертикальном) направлении – .

Если пренебречь силами инерции второго порядка , то в крайних положениях ножа одним противовесом можно полностью уравновесить силы инерции. При этом масса его будет:

.

Но при среднем положении кривошипа и силы инерции поступательно движущихся масс .

А силы инерции от противовеса будут действовать в вертикальной плоскости вверх и вниз, меняя направление за один оборот и вызывая колебания механизма, рамы машины в той же плоскости. По этой причине не уравновешивают полностью силы инерции J_с и в формулу для противовеса вводят коэффициент k < 1.

То есть , при этом k принимают равным .

Я.Л. Геронимус, исходя из теории наилучшего среднего приближения функции, чтобы максимум неуравновешенной силы инерции был наименьшим, рекомендуют значение

.

Эксцентрики режущих аппаратов уборочных машин не удовлетворяют этому условию.

Для дезаксиального кривошипно-шатунного механизма косилок Н.В. Эпов, используя теорию Я.Л. Геронимуса нашел оптимальную массу противовеса и угол её закрепления (рис.)

Массу противовеса, уравновешивающего только поступательную движущиеся массы , он определяет по формуле

, (5)

а угол установки противовеса ,

где .

С учетом вращающихся масс действительный противовес будет:

(6)

Если кривошипно-шатунный механизм аксиальный, то , А = 0 и φ = 0, т. е. противовес устанавливается на продолжении радиуса кривошипа в противоположном направлении и его масса, согласно уравнению (5) будет:

,

где – определяется по выражению (5).

Для существующих размеров кривошипно-шатунного механизма косилки КС-2,1 оптимальный противовес должен иметь массу m_пр = 7,88 кг и установлен таким образом, чтобы центр тяжести противовеса составил с радиусом кривошипа угол ψ = –8°30′.

В действительности же масса производственного противовеса равняется 3,58 кг. По этой причине производственный противовес уравновешивает всего лишь 36% сил инерции, а расчетные параметры противовеса позволяют достичь уравновешенности в 64%.

Уравновешивание поступательного движущихся масс уменьшает колебания пальцевого бруса и рамы косилки.

Date: 2021-07-05; view: 562; Нарушение авторских прав

Суммарная мощность, потребная на работу косилки определяется по формуле:

, где

N₁ – мощность, затрачиваемая на работу режущего аппарата;

N₂ – мощность, затрачиваемая на подъем режущего аппарата;

N₃ – мощность, затрачиваемая на перемещение режущего аппарата;

N₄ – мощность, затрачиваемая на перекатывание косилки.

В свою очередь:

(1) ,

где V – скорость ножа; для расчета следует принять максимальную или среднюю скорость ножа;

– сила сопротивления, возникающая при работе ножа и связанная с преодолением сил сопротивления резанию, трения и сил инерции ножа:

.

Здесь: U – максимальная сила инерции ножа, равная ;

m – погонная масса ножа, равная примерно 2,0-2,4 кг/м;

B – ширина захвата, равная примерно длине ножа, м;

ω – угловая скорость вращения кривошипа, рад/с;

r – радиус кривошипа.

Ф – сила сопротивления резанию, равная , где

q – удельное сопротивление резанию, приходящееся на погонный метр длины ножа и достигающее 600-750 Н.

F – сила трения ножа, равная , где f­ – коэффициент трения, принимаемый обычно до 0,4–0,5.

Хотя момент возникновения максимального значения силы U не всегда совпадают с моментом действия силы Ф, для практических расчетов можно принять максимальный расход энергии на работу ножа равным:

(2) Мощность, затрачиваемая на подъем аппарата , где

Р – усилие подъёма аппарата;

L – путь подъема точки, в которой приложено усилие Р (т.е. ход штока гидроцилиндра обычно);

t – время подъема.

(3) Мощность, затрачиваемая на перемещение режущего аппарата:

,где

V_м – поступательная скорость косилки;

Р_б – сопротивление перемещению пальцевого бруса, определяемое по формуле: .

Здесь f – коэффициент трения башмаков о стерню, равный f =0,3 – 0,5.

– силы давления башмаков на почву;

Т – сопротивление проникновению пальцевого бруса в гущу стеблей на единице его длины, равный Т = 50 – 80 Н/м.

(4) Мощность, расходуемая на перекатывание косилки:

а) Навесная косилка:

,

где – коэффициент перекатывания трактора, .

– часть веса косилки, приходящаяся на трактор. Если – вес косилки, то .

б) Прицепная косилка

,

где f_к – коэффициент перекатывания косилки.

Расчеты обычно показывают, что суммарная мощность, потребная для работы косилки не превышает 1,5-2 кВт на 1 м захвата режущего аппарата.

Date: 2021-07-05; view: 483; Нарушение авторских прав

В последнее время во многих странах появились опытно-экспериментальные и серийные конструкции косилок с беспальцевым режущим аппаратом.

Основными преимуществами беспальцевого режущего аппарата с двумя подвижными ножами являются:

1. низкий срез стеблей и меньшие потери урожая;
2. отсутствие забиваемости ножей при уборке спутанных и полегших стеблей, когда обычный режущий аппарат из-за наматывания стеблей на пальцы не пригоден к работе;
3. уравновешивание сил инерции ножа и привода, позволяющее увеличить число их колебаний и переход на повышенные поступательные скорости работы до 12 км/ч;
4. отсутствие дорогостоящих и сложных в изготовлении пальцев снижает стоимость режущего аппарата.

К недостаткам данного аппарата относятся:

1. более сложная конструкция привода двух ножей по сравнению с одним у обычных косилок;
2. расхождение носков сегментов в результате длительной работы и образование зазора между лезвиями сегментов, что в конечном итоге ухудшает срез стеблей и может привести к забиванию.

Для устранения указанных недостатков конструкторами предлагаются различные технические решения – например, выполнение в средней части сегментов выштамповки, что позволит повысит их жесткость и препятствует возникновению нежелательных зазоров. Для этого же служат подвижные (поворотные) прижимы ножей, совершающие колебательные движения вместе с ножами.

В беспальцевом режущем аппарате функцию противорежущей части выполняют лезвия сегментов верхнего и нижнего ножей при их движении навстречу одно к другому.

Определим параметры беспальцевого режущего аппарата.

Тип аппарата

Соотношение между ходом ножа S и расстоянием между осями сегментов t может быть:

– аппарат с одинарным пробегом сегмента;

– аппарат с двойным пробегом сегментов.

Двойной пробег сегментов позволяет при меньших динамических нагрузках иметь большую допустимую подачу на ход ножа, а, следовательно, и большую поступательную скорость.

В беспальцевом режущем аппарате шаг сегментов t определяет степень отклонения стеблей. Поэтому чем меньше шаг сегментов t, тем больше и отклонение стеблей, а, следовательно, и ниже потери урожая при уборке степных трав. Но с другой стороны, для сохранения скорости резания при уменьшении шага сегментов потребуется увеличить число оборотов кривошипа, что нежелательно. Кроме того, при меньшем шаге сегментов ухудшается заход стеблей в раствор между лезвиями и возможны пропуски отдельных стеблей несрезанными.

В результате экспериментальных исследований установлено оптимальное соотношение параметров S и t:

– для косилок ;

– для зерновых и рисовых жаток и .

Нижнее основание сегмента связано соотношением , откуда , где для косилок e = 18 мм, для жаток e = 24 мм

при t =100 мм.

Размер верхнего основания сегмента определяется из условия:

а) сохранения достаточной технологической скорости резания в конце хода ножей;

б) прочности сегмента;

в) соблюдения условия соскальзывания стеблей при их подводе к другому сегменту.

Для одинарного хода ножей ; для двойного хода ножей b можно увеличить.

Скорость резания

В беспальцевом режущем аппарате рабочие скорости резания примерно такие же, как и в пальцевом. Для косилок скорость резания составляет обычно 1 – 1,2 м/с, для жаток 0,8 – 1 м/с.

Отгиб стеблей

Для определения отгиба стеблей построим диаграмму пробега ножей (см. рис.)

Максимальный поперечный отгиб стеблей будет:

Поскольку , а ,

то .

Отсюда: .

Максимальный поперечный отгиб стеблей в беспальцевом режущем аппарате с двумя подвижными ножами в 1,5 раза меньше, чем в аппарате с пальцами, что делает его низкорежущим.

Максимальный продольный отгиб стеблей определяется отрезком AD:

Отрезок ВС представляет собой разность между подачей h и высотой режущей части сегмента h′:

.

Выбрав начало координат осей x, y в точке О и зная уравнение движения верхнего основания сегмента, найдем координату точки А следующим образом:

Для точки А координата будет:

Отсюда:

и

Или иначе:

Тогда: ,

и

(Найдена координата точки А).

Координата точки В будет , тогда отрезок

.

Отрезок CD определится, если выбрать начало координат x₁, y₁ в точке О₁ и написать уравнение движения нижнего основания сегмента:

Поступая аналогично предыдущему, получим

отсюда

и ,

и .

Суммируя все отрезки, будем иметь:

Так как , то можно записать иначе:

Высота сегмента

Высота режущей части сегмента определяется из условия равенства поперечного и продольного отгиба стеблей. В этом случае расход металла на режущие детали аппарата будет минимальным.

5. Угол наклона лезвия сегмента α

Определяется из условия защемления стеблей между лезвиями. Если лезвия верхнего и нижнего ножей одинаковые, то , где φ – угол трения стебля о лезвие сегмента. Для гладкого лезвия и стебля травы

φ = 16 – 20°; для насеченного φ = 33 – 38°.

Date: 2021-07-05; view: 1014; Нарушение авторских прав

Косилки с вращением ножей в горизонтальной плоскости в последнее время находят все большее распространение, особенно за рубежом. Такие косилки выпускаются серийно и у нас в стране. Примером может служить косилка КРН―2,1, а также косилка-плющилка КПРН―3,0.

Они осуществляют срезание стеблей растений и одновременную, если позволяют климатические условия, укладку их в валок. Эти операции осуществляются попарно вращающимися на встречу друг другу роторами, внизу которых располагаются диски с ножами. Ножи приклепываются к диску круглой или квадратной формы и располагаются параллельно поверхности земли, вращаясь с большой скоростью, достаточной для перерезания свободно стоящих стеблей без опоры.

Исследованиями дисковых режущих аппаратов занимались многие ученые. К числу последних исследований аппаратов такого типа следует отнести работы

проф. В.И. Фомина и к.т.н. А.Н. Погорельца.

Основными параметрами сегментно-дискового режущего аппарата являются: траектория движения лезвия сегмента, скорость резания, частота вращения диска, диаметр диска и количество ножей.

Обозначим через Оа = r ― радиус диска по внутренней точке режущей кромки сегмента; Ов = r ― радиус диска по наружной точке режущей кромки сегмента.

Тогда уравнения движения этих крайних точек сегмента (1) в параметрическом виде запишутся так:

Уравнения движения крайних точек c и d сегмента (2) будут иметь следующий вид:

Ось сегмента (2) станет параллельна оси x по истечении времени . Машина за это время пройдет путь, равный .

Определим абсолютную скорость движения сегмента. При этом будем вести расчет по наименьшей окружной скорости, т.е. определим абсолютную скорость точки а. Абсолютная скорость точки а в любой момент времени будет:

.

Здесь

Тогда

Из полученной формулы следует, что

при , а

при .

Чтобы перерезать стебли без опоры, скорость сегмента должна быть:

.

Тогда и ,

где V_кр ― критическая скорость, при которой возможен безопорный срез; по опытным данным .

Пользуясь формулой (1), можно, приняв скорость машины и задавшись размером диска, определить частоту вращения диска.

Количество сегментов найдем из условия, что отклонение стеблей диском будет отсутствовать. Отсутствовать же оно будет тогда, когда вся площадь среза пробегается лезвиями сегментов, т. е. для этого должно быть EF=0, а это, в свою очередь, возможно только при y_Е=y_F.

Вершина первого сегмента придет в точку E за время . Подставив это значение t в уравнение для y_B, получим следующее: .

Основание второго сегмента придет в точку F за время . Подставив это значение t в уравнение для y_С, получим:

Теперь приравняем полученные значения:

y_Е = y_F

Отсюда:

Обозначим — высота режущей части сегмента;

, где m — количество сегментов на диске.

Тогда:

и

,

а количество ножей, необходимое для срезания стеблей без их отклонения будет:

.

В настоящее время нет достаточных данных, какому типу режущих аппаратов отдать предпочтение. Однако разграничить область их применения уже можно.

В Западной Европе, например, где бобовых трав почти не сеют, а травостой злаковых трав, вследствие внесения значительных доз азотистых удобрений, высокий, густой и склонный к полеганию, распространены горизонтально-дисковые косилки, т. к. машины с обычными режущими аппаратами с таким травостоем не справляются.

К преимуществам ротационно-дисковой косилки относятся:

1. высокая производительность в результате увеличения поступательной скорости до 15км/ч;

2. возможность работы высокоурожайном и полеглом травостое;

3. срезанная трава расстилается во вспушенном виде и быстро просыхает.

Недостатки такого аппарата состоят в следующем:

1. высокая металлоемкость и энергоёмкость (в 5 раз выше, чем у косилки с обычным режущим аппаратом);

2. повышенные потери урожая из-за многократного перерезания стеблей;

3. быстрое затупление ножей (и, как результат, появление рваного среза и повреждение стерни, что сказывается на уменьшении урожайности трав при последующих укосах).

Date: 2021-07-05; view: 416; Нарушение авторских прав

Такой режущий аппарат представляет собой бесконечную ленту с укрепленными на ней на одинаковом расстоянии сегментами. Указанный аппарат в процессе резания имеет прямолинейное поступательное движение лезвий сегмента.

Сегменты при работе в относительном движении имеют скорость V_Л , а машины в переносном движении — вперед со скоростью V_М. Абсолютная скорость лезвия будет:

эта скорость должна быть больше критической т. е.

или , .

Оптимальный кинематический режим при котором отсутствует отгиб растений сегментом достигается при . Обозначим при этом через β — угол отклонения вектора абсолютной скорости лезвия, S — шаг лезвий, h’ — высота сегмента, α — угол наклона лезвия.

Из рисунка видно, что при

но так как , а , то .

Нужно отметить, что над созданием такого режущего аппарата в последнее время работают, как в России так и за рубежом. Это объясняется тем, что режущий аппарат с прямолинейным движением лезвий имеет ряд преимуществ по сравнению с аппаратом с вращающимися лезвиями:

1. аппарат этого типа обеспечивает постоянную скорость резания на всей площади среза в то время как у аппарата с вращающимися лезвиями скорость резания изменяется, как по высоте сегмента, так и по площади среза (от к )
2. Кромка лезвия которого нагружена одинаково в течение всей фазы резания, что создает более благоприятные условия для работы режущего аппарата.

Косилки-плющилки

Плющение растений одновременно с кошением или вслед за ним значительно ускоряет полевую сушку травы.

При этом плющение растений одновременно со скашиванием эффективно только при уборке бобовых трав и бобово-злаковых тровосмесей в хорошую погоду. В период осадков лучше косить без плющения.

Злаковые травы обычно не плющат.

Основными рабочими органами плющилки являются плющильные вальцы.

Они могут быть трех типов:

1. гладкие стальные или обрезиненные (сплющивают стебли по всей длине)
2. ребристые стальные (надламывающие стебли с определенным интервалом)
3. обрезиненные с винтовыми зубьями (одновременно надламывают и расплющивают стебли)

Некоторые исследователи считают, что лучшей формой вальцов является гладкая (по технологическим и конструктивным данным), которая обеспечивает достаточную полноту плющения при минимальном отрыве листьев и соцветий.

Ребристые вальцы обеспечивают более высокое содержание каротина в сене, но скорость сушки при этом несколько меньше.

Основными параметрами плющильного аппарата, влияющими на качество плющения и динамику сушки, являются:

давление между вальцами, диаметр и окружная скорость вальцов, материал и рельеф их поверхности.

Плющильный аппарат должен обеспечивать надежный захват слоя материала определенной высоты и его прокатку между вальцами без пробуксовывания. В процессе плющения травы повышенной влажности происходит обильное выделение сока, который увлажняет поверхность вальцов и значительно снижает усилие трения, увлекающее слой материала в рабочий зазор между вращающимися вальцами. В результате наблюдаются случаи, когда увеличение усилия между вальцами с целью предотвращения забивания плющильного аппарата приводит к ещё большему проскальзыванию вальцов по слою материала.

Основные параметры плющильного аппарата должны удовлетворять как условию захвата скошенной травы, так и её прокатки между вальцами при определенном усилии сжатия. Условие захвата вальцами слоя материала определяется простой зависимостью между высотой слоя материала Н, диаметром вальцов D, коэффициентом трения f материала по поверхности вальцов и зазором Δ между ними.

Для нормального протекания процесса процесса плющения необходимо, чтобы проекция равнодействующих всех сил в точке контакта А, на ось ОХ, была направлена в сторону вращения вальцов.

Пусть точка контакта в момент захвата характеризуется угловой координатой, соответствующей начальному углу α₀. Спроецировав нормальную силу N и силу трения F на горизонтальную ось ОХ, получим .

Условие захвата запишем в виде следующего неравенства: ,

или, выразив коэффициент трения f через угол трения φ: , получим необходимое условие в виде .

Максимальную высоту слоя находим из соотношения между диаметром вальцов и обжатием слоя:

.

Из этого неравенства получаем выражение для определения минимального диаметра плющильных вальцов, обеспечивающих обработку слоя заданной высоты Н:

.

Полученное условие относится к случаю четко ограниченного слоя. На практике слой состоит из отдельных неоформленных порций, условия захвата такого слоя более благоприятны и диаметр вальцов можно принять несколько меньшим.

Оптимальный диаметр вальцов (гладких) составляет 200-250мм. При уменьшении диаметра вальцов D резко возрастает число забиваний аппарата из-за наматывания стеблей. Увеличение диаметра значительно увеличивает его массу и габаритные размеры.

В процессе устойчивой работы плющильного аппарата, вместо точки контакта А появляется дуга контакта АВ, а т.С приложения равнодействующей нормальной силы определится некоторой угловой координатой α. Для нормальногопротекания процесса достаточно, чтобывыполнялось неравенство .

Так как угол , то из последнего неравенства следует, что вальцы могут плющить слой материала большей толщины, чем тот, который они могут захватить в начальный момент.

Усилие сжатия вальцов должно регулироваться в пределах 4500-7000Н на 1м захвата плющилки в зависимости от урожайности зеленой массы. Для ребристых вальцов минимальное усилие сжатия может составлять 1600Н на 1м захвата.

Окружная скорость вальцов должна быть в 2,5-4 раза выше поступательной скорости машины для обеспечения рыхлой раскладки плющеной массы на стерню.

Длину вальцов не рекомендуется принимать более 2м, т.к. плющение ухудшается.

Date: 2021-07-05; view: 263; Нарушение авторских прав

Шнек в косилке-плющилке предназначается для сужения потока скошенной травы путем изменения направления его перемещения на 90°. Продвижение скошенной травы происходит между витками шнека и направляющим кожухом, который выполнен в виде слегка изогнутого днища.

Шнек состоит из металлического цилиндра 1, на котором справа и слева приварены спиральные ленты 2.

В зависимости от условий работы зазор между спиралями шнека и днищем можно регулировать.

а) Если учесть, что за один оборот шнека материал перемещается на величину шага S, то производительность шнека может быть определена по формуле:

, (кг/с)

где k — коэффициент, учитывающий проскальзывание ленты относительно материала, обычно k = 0,8;

S — шаг спиральной навивки;

n — число оборотов шнека в минуту;

ρ — плотность перемещаемого материала;

φ — коэффициент заполнения пространства шнека,

обычно φ = 0,3-0,4;

с — коэффициент снижения производительности в зависимости от угла наклона шнека (если угол наклона 0°, то с = 1).

Для того, чтобы не происходили сгруживания массы перед шнеком должно быть q ≥ Q, где Q — производительность косилки.

Обычно: – диаметр спирали D = 460-525мм;

– шаг спирали S = 445-500мм;

– окружная скорость витков .

б) Диаметр трубы шнек определяют с таким условием, чтобы на нее не наматывались стебли:

,

где L — средняя длина стебля (L ≈ 0,8м),

Δ — расстояние между основанием стебля и его вершиной на трубе, Δ ≈ 0,13м.

в) Мощность для привода горизонтальных и наклонных до 20° шнеков можно определить по эмпирической формуле:

, (Вт)

где q — производительность шнека, (кг/ч);

L — горизонтальная проекция пути перемещения материала, (м);

H — высота подъема материала, (м);

k — опытный коэффициент.

Потребная мощность плющильного агрегата зависит от скорости машины и находится в пределах 4-6 кВт на 1м ширины захвата.

Date: 2021-07-05; view: 200; Нарушение авторских прав

В технологическом процессе уборки трав на сено общей для всех способов уборки, кроме операции кошения, является операция сгребания провяленной травы из прокосов в валки, что позволяет механизировать все последующие операции.

Для сбора провяленной травы в валки применяются специальные машины, называемые граблями.

Все конструкции грабель можно разделить на следующие основные типы (см. рис.).

Поперечные грабли выполняют только одну функцию — сгребание травы, при этом они образуют валок, перпендикулярный к направлению движения машины.

Боковые грабли образуют валок по направлению движения машины, т.к. сгребают провяленную траву в бок, в сторону от машины.

Боковые грабли могут выполнять и другие операции: ворошение, вспушивание, оборачивание валков и разбрасывание их в случае увлажнения.

Поперечные грабли

Основным достоинством поперечных граблей является то, что они могут формировать валок массой от 1 до 4 кг на 1м длины валка независимо от урожайности трав.

Наша промышленность выпускает поперечные грабли шириной захвата 6м (полунавесные) и шириной захвата 14м (прицепные).

Основным рабочим органом граблей являются стальные пружинные зубья, прикрепленные при помощи зубодержателей к грабельному брусу. Эти зубья имеют криволинейную форму, высота их 700-750мм; расстояние между смежными зубьями 70-80мм. В верхней части зубьев установлена решетка, прутья которой, при подъеме зубьев, сталкивают образованный валок сена на землю.

Одним из основных условий уменьшения потерь сгребаемого сена является формирование валка путем свертывания слоя сена, а не путем сгруживания его впереди зубьев.

Форма зуба существенно влияет на формообразование валка. Зуб, выполненный по дуге окружности, не дает требуемой закономерности. Другие кривые с переменным и постепенно уменьшающимся кверху радиусом кривизны ρ (логарифмическая спираль, Архимедова спираль) больше подходят для этой цели.

Свертывание сена из прокосов в валок способствует лучшему сохранению нежных частей растений – листьев, соцветий, имеющих наибольшую кормовую ценность.

Для свертывания сена необходимо обеспечить:

1. поднимание по грабельному зубу сена на большую высоту или на больший критический угол подъема α_кр — угол между касательной к грабельному зубу в точке максимального подъема частицы и почвой;
2. свертывание сена после его подъема на угол α_кр.

В зависимости от урожайности трав и рельефа поля эти условия не всегда соблюдаются.

Решающим в процессе формирования правильного валка является первоначальный момент подъема сена по грабельным зубьям до возможно большего угла α. Этот момент зависит от геометрии зуба. В дальнейшем же процесс формирования валка зависит от формы зуба не существенно.

Рассмотрим силы, которые действуют на сено при сгребании, и проанализируем влияние формы зуба, на формирование валка.

На материальную частицу сена при сгребании действуют следующие силы (см. рис.): G — вес частицы; Р — сопротивление сена сгребанию, воздействие впереди лежащей массы сена; P_и— сила инерции, прижимающая при подъеме сено к зубьям граблей; N — нормальная реакция зуба на сено; F — сила трения сена о зуб.

Для решения задачи принимаем .

,

где m — масса частицы; ρ — радиус кривизны зуба.

,

где f — коэффициент трения сена о грабельный зуб.

Если кривая задана уравнением в полярных координатах , то радиус кривизны её:

,

а кривизна есть .

Дифференциальное уравнение движения частицы сена по поверхности зубьев в натуральной системе координат будет:

или:

Здесь угол α — переменный и он согласно рис. равен .

Из рисунка видно, что .

Ранее получено:

.

Силой инерции ввиду её малости можно пренебречь, т.е. принять .

Тогда .

Обозначив:

, получим

.

Учитывая, что , последнее уравнение приведется к виду:

или:

Тогда .

Переменными величинами в этом уравнении являются V,r,φ. Это уравнение можно решить, задавшись кривой зуба.

Если форма зуба выполнена по Архимедовой спирали , то и тогда: .

Если форма зуба описывается описывается логарифмической спиралью , то .

Подставив эти значения в подинтегральные выражения, можно решить уравнение.

Таким образом, беря несколько кривых, найдя затем dr и, решив интеграл, можно сравнить полученные скорости подъема сена по зубу, выбрать форму кривой грабельного зуба, при которой обеспечивается лучшее выполнение технологического процесса – образование качественного валка.

Следует заметить, что изложенный метод является не самым удачным для обоснования кривизны зуба.

В настоящее время предпринимаются попытки использования вариационного исчисления для нахождения оптимальной кривой формы зуба.

Date: 2021-07-05; view: 1368; Нарушение авторских прав

Зная силы, которые действуют на сено при сгребании, можно найти предельный угол подъема сена по зубу α_кр из условия, что нормальная реакция со стороны зуба на сено будет равняться нулю. В этом случае сено начнет падать вниз или скручиваться.

Запишем это условие:

Так как , то

.

Обозначив , получим:

Это квадратное уравнение. Решая его, получим:

Отсюда искомый угол α_кр будет:

Рабочий участок стандартного грабельного зуба представляет собой комбинацию нижнего прямолинейного участка на расстоянии 100мм и дуги окружности.

Угол наклона прямолинейного участка к поверхности к поверхности почвы должен быть выбран из условия скольжения травы на этом участке (см.рис.).

Условие движения травы по прямолинейному участку запишется в виде:

Здесь — сила трения;

φ — угол трения сена о материал участка.

Тогда:

Разделим все члены на и обозначим , тогда:

Отсюда:

Если пренебречь силой веса травы, то и .

Тогда .

Коэффициент трения рыхлой растительной массы по стали .

Исследования проведенные в ВИСХОМЕ И. А. Долговым, показали, что критические углы подъема слоя сена различаются у спиральных зубов незначительно между собой. По сравнению со стандартными спиральные зубья обеспечивают более интенсивный рост угла подъема сена в первоначальный момент, что уменьшает время контакта слоя сена со стерней и увеличивает чистоту сгребания, а также способствует большему свертыванию сена. Изучение профилей валков целинно-степного сена (урожайность 23 ц/га), сформированных поперечными граблями с различной формой зуба, показало, что форма зуба по логарифмической спирали обеспечивает лучшую форму валка: уменьшает его ширину, увеличивает высоту и по этой причине вес одного погонного метра валка. Рекомендуемое уравнение логарифмической спирали для зуба:

(см).

Date: 2021-07-05; view: 192; Нарушение авторских прав

На образование правильной формы валка существенное влияние оказывает не только кривизна зуба, но и траектория конца зуба при подъеме и опускании.

В поперечных граблях существующих конструкций подъем грабельного аппарата происходит при помощи гидроцилиндров или за счет силы сцепления колес машины с почвой, а опускание — под действием веса грабельного аппарата.

Подъем грабельного бруса происходит за половину оборота ходового колеса. Чтобы построить траекторию конца зуба при подъеме следует разделить полуокружность колеса на равные отрезки, развернуть эти отрезки на горизонтальную плоскость в направлении движения граблей. Отрезок 0-8 является путем, который проходят грабли за время подъема.

Если бы стояли на месте, то траектория подъема конца зуба была бы окружность. Зная размеры звеньев механизма подъема, можно графически по равному углу поворота кривошипа найти соответствующие положения конца зуба на этой окружности. Если точки конца зуба на окружности сместить по горизонтали на величину перемещения машины за время, соответствующее повороту кривошипа, получим действительную траекторию конца зуба при подъеме.

Траекторию конца зуба при опускании получим, рассуждая таким образом. Если грабли стоят на месте, то траектория конца зуба

при падении будет окружность. Траектория центра тяжести грабельного бруса также будет окружность радиуса l, который в крайних положениях составляет с вертикалью углы φ₀и φ (см. рис.). Разделим дугу окружности ц.т. на равные отрезки, которые будут характеризоваться центральными углами. Найдем время t₁, t₂, t₃…t_n,соответствующее данным углам поворота центра тяжести (ц.т.) при падении. На такое же число разделим угол поворота конца зуба и соответственно найдем положения конца зуба, когда грабли стоят на месте. Затем от полученных точек конца зуба по горизонтали отложим отрезки пути, проходимые машиной за найденное время: V_Mt₁,V_Mt₂,V_Mt₃…V_Mt_n. Соединив полученные точки кривой, получим траекторию конца зуба при падении.

Для нахождения времени падения центра тяжести грабельного бруса составим дифференциальное уравнение движения его, используя закон колебания физического маятника:

,

где I— момент инерции грабельного аппарата относительно оси вращения; G— вес грабельного аппарата; l— расстояние от оси поворота до центра тяжести грабельного аппарата.

Так как , а , то уравнение движения можно переписать в виде: (1)

Определим угловую скорость перемещения бруса на угол . Для этого проинтегрируем выражение (1):

В результате получим:

Откуда

Так как с увеличением угловой скорости ω, угол ψ уменьшается, то для дальнейших расчетов берем знак минус.

Теперь определяем время t из выражения :

Данный интеграл является эллиптическим и, чтобы его вычислить по таблицам, требуется преобразовать его в эллиптический интеграл первого или второго рода.

Поступим следующим образом:

Заменим в этом выражении для t:

,

Тогда

Положим теперь, что , а ,

где α — новая переменная, которая, поскольку , может изменяться от (начальное условие ) до α.

Тогда производная выражения будет

Отсюда

Подставляя значения , , в уравнение для t, получим:

Но

Тогда

где => полный эллиптический интеграл первого рода,

=> неполный эллиптический интеграл первого рода.

Оба они легко определяются по таблице в зависимости от k и α, а значит от φ₀и ψ.

В лежандровой форме эти интегралы можно записать так:

.

Уравнение перемещения центра тяжести по направлению оси Х можно записать в виде:

.

Так как

,

то .

Подставим сюда найденное значение t, получим

.

Выразим переменный угол ψ через :

.

Отсюда

и , а

Подставляя это выражение в уравнение для Х, получим:

Из полученной формулы видно, что путь, проходимый машиной за время опускания граблей, находится в прямой зависимости от высоты подъема и поступательной скорости машины.

Траектория конца зуба при подъеме и опускании грабельного бруса должна быть такой, чтобы не нарушать сформированный валок, не растаскивать его.

При опускании конца зуба его траектория не должна быть слишком пологой, вытянутой, что обычно имеет место с увеличением поступательной скорости машины. В этом случае часть сена останется в прокосах и не будет сформирована в валок. По этой причине поперечные грабли не приспособлены для работы на повышенных скоростях.

Поперечные грабли становятся все менее популярными, но все же они будут долго ещё использоваться на низкоурожайных степных и полупустынных сенокосах.

Date: 2021-07-05; view: 177; Нарушение авторских прав

Колесно-пальцевые грабли предназначены для сгребания провяленной травы из прокосов в валки, ворошения травы в прокосах и оборачивания валков сена.

Различают два основных типа граблей:

1. с увлекаемыми колесами

2. с толкаемыми колесами.

Грабли первого типа навешивают сзади трактора, а второго – спереди. Грабли состоят из двух секций, на которых шарнирно установлены рабочие пальцевые колеса, являющиеся главными рабочими органами.

Различают приводные и бесприводные пальцевые колёса.

Грабли, имеющие приводные пальцевые колеса сложны по устройству, поэтому не находят практического применения.

При работе граблей с бесприводными колесами на каждое колесо действует сила Р – сопротивление сена сгребанию. Разложив её на две составляющие, замечаем, что сила Р₁ действует в плоскости колеса и создает крутящий момент, который вращает колесо, а сила Р₂ действует перпендикулярно плоскости колеса, воспринимается втулкой колеса и осью.

Из треугольника скоростей следует, что сено перемещается в валок на коротком пути, т.к. абсолютная скорость V конца зуба отклонена от направления движения на большой угол γ. В следствие этого уменьшаются потери наиболее питательных частей травы.

Колесно-пальцевые грабли имеют и другие преимущества: в результате независимой подвески каждого колеса пальцы копируют поверхность поля, обеспечивая хорошую чистоту сгребания; дают более однородный по размерам валок; могут работать на скоростях до 20 км/ч; могут работать при ветре.

Основными параметрами колесно-пальцевых граблей являются: траектория конца пальца, абсолютная скорость его, расстояние между осями и плоскостями колес, количество колес.

Для определения этих параметров обозначим:

R — радиус вращения конца пальца;

ω — угловая скорость вращения колеса;

V_M — поступательная скорость машины;

α — угол между направлением переносной скорости машины V_M и плоскостью вращения колеса;

β — угол между пальцами;

h — высота стерни;

B — ширина захвата граблей;

n — количество колес граблей;

t₀— время поворота граблей на угол;

V_M t — путь, проходимый машиной за время t поворота колеса.

За начало отсчета примем положение радиуса колеса О₁‘B’.

Тогда уравнение движения конца пальца в параметрической форме будет иметь следующий вид:

Проекция абсолютной скорости на выбранные оси координат будут:

Абсолютная скорость будет найдена по формуле:

Высота гребешка не должна превышать высоту стерни, равную 40-60 мм:

.

Радиус по концам пальцев рекомендуется выбирать в пределах 600-700 мм.

Расстояние между осями колес l определится из условия, что точка выхода С’ пальца первого колеса должна быть точкой входа D’ второго колеса.

Тогда

Так как , а ,

получим: .

Расстояние между плоскостями колес определится из выражения: .

При расчете принимаем абсолютное значение.

Количество пальцевых колес определяют связав их с захватом машины: .

Отсюда: .

Для существующих конструкций (где m – любое четное число, β – обычно принимается равным β = 7-9°).

Чаще всего m= 4-10.

Конвейерные грабли

На рабочий процесс конвейерных граблей – образование валка – влияют следующие конструктивные и кинематические показатели (параметры): ширина захвата рабочего органа В, ширина граблины b, шаг их расстановки t, высота зуба h, скорость ленты V_Л и поступательная скорость машины V_М.

Рассмотрим как взаимосвязаны эти параметры. Из рисунка следует, что абсолютная скорость граблины , (1)

а её направление определяет угол α: .

а) Грабли должны обрабатывать всю поверхность поля без пропусков. Это условие при определенном соотношении между скоростью граблины, её шириной b, шагом расстановки t и скоростью машины V_М. Из рисунка следует, что это соотношение должно быть следующим:

.

Отсюда требуемая скорость ленты . (2)

Если скорость ленты будет больше определяемой по формуле (2), то будут иметь место участки, обработанные дважды. При скорости ленты меньше определяемой по уравнению (2) на поле останутся неубранные полосы.

б) Ширина граблины b ограничена жесткостью рамы и массой грабельного аппарата в целом. В большинстве моделей она находится в пределах 0,2-0,5 м.

в) Шаг расстановки зубьев может быть определен исходя из следующих соображений.

Объем грабельного пространства, куда сгребается масса сена

.

Этот объем должен обеспечить сгребание массы прокоса высотой h₀ с площади .

Высота слоя скошенной массы: , (м)

где q — урожайность, ц/га; ρ₀— плотность, кг/м³.

Тогда объем скошенной массы сгребаемой в межграбельное пространство будет:

(4)

Так как объем межграбельного пространства V должен быть примерно равен или чуть больше, то приравняв правые части уравнений (3) и (4), получим: ,

или

Высоту зубьев принимают обычно

За критерий эффективности сгребания принимают коэффициент заполнения межграбельного пространства

.

Коэффициент k должен находиться в пределах .

Шаг расстановки зубьев t и высоту зубьев h можно считать оптимальными, если k приближается к единице. Параметры, при которых k становится меньше 0,5, не рекомендуются.

Подборщик-копнитель

Подборщик-копнитель подбирает сено из валков и образует копны в лесолуговой, степной и пустынно-степной зонах для всех видов трав. Укладка сена в копнителе механизирована, а выгрузка копны происходит автоматически, когда она достигнет определенной высоты.

Основными узлами подборщика-копнителя являются: сварная рама со сницей 1, на которой смонтированы все рабочие органы – подборщик 2, транспортер 3, копнитель 4.

Подборщик подбирает сено из валков и подает его на транспортер; подборщик барабанного типа с пружинными зубьями. Транспортер служит для подачи сена от подборщика в копнитель. Он состоит из двух втулочно-роликовых цепей, надетых на звездочки валов и соединенных между собой поперечными планками с зубьями. С боков и снизу транспортер обшит листовой сталью таким образом, что образуется желоб шириной 1,6 м, по которому нижней ветвью транспортера перемещается сено.

Копнитель формирует копну сена массой ≈ 500 кг и автоматически выгружает её на поле. Он представляет собой цилиндр с вращающимся дном. Передняя половина цилиндра неподвижная; задняя – подвижная, связана вверху шарнирно с передней половиной. Между неподвижной и подвижной половинами установлены вертикально два гладких вальца 5, которые, вращаясь при образовании копны, уменьшают тормозящее действие сил трения сена о стенки копнителя и способствуют правильному формированию копны. Скорости вальцов и наружных частиц сена копны должны быть одинаковы или скорость вальцов должна быть несколько выше.

Вращающееся дно укрепляют на раме машины. Центры вращения дна и поворота не совпадают.

При заполнении копнителя полностью сено давит и поднимает рычаг включения, который, в свою очередь, при помощи системы тросов и рычагов освобождает упор, фиксирующий дно в горизонтальном положении. Вследствие того, что центр тяжести копны не совпадает с линией поворота дна, последнее наклоняется вниз, освобождая при этом защелки подвижной задней стенки цилиндра, и копна плавно сходит со дна на землю.

Наличие в передней части дна груза позволяет возвратить дно в горизонтальное положение, и процесс повторяется.

Расчет подборщика-копнителя сводится к определению параметров подборщика, транспортера, цилиндра и дна копнителя.

С расчетом подборщика вы познакомились в курсе уборочных машин, а расчет транспортера тривиален, не представляет особого труда.

При расчете копнителя наиболее важными являются два момента – момент подачи массы сена в копнитель и момент схода копны с днища. Рассмотрим их поподробнее.

Date: 2021-07-05; view: 430; Нарушение авторских прав

На рис. показана траектория полета частицы М сена после схода её с транспортера. Расстояние ОС изменяется в зависимости от скорости транспортера и машины: чем эти скорости, тем больше опасность, что сено не попадет в емкость. Поэтому важно определить расстояние ОС и сравнить его с размерами емкости.

Начало координат поместим на плоскость, которая ограничивает высоту емкости, так, чтобы ось OZ проходила через конец транспортера, когда начинается свободный полет частицы сена.

На частицу сена помещенную в точку М, действуют силы:

– сила тяжести; Р – сила бокового давления ветра, которую полагаем величиной постоянной; – сопротивление воздушной среды при падении сена, пропорциональное его скорости (здесь k – коэффициент пропорциональности; m – масса частицы, V – скорость частицы).

Дифференциальные уравнения движения частицы сена в проекциях на прямоугольные оси координат имеют вид:

(1)

Проекции скорости точки М на оси координат получим, взяв первый интеграл уравнений (1):

Интегрируя, получим:

, где .

Постоянные интегрирования найдем из начальных условий:

а) При тогда

б) При где V_T – скорость транспортера; α – угол наклона транспортера. Тогда .

в) При . Тогда .

Следовательно, искомые скорости т. М в проекциях на оси координат будут:

(2)

Найдем теперь перемещение т. М в проекциях на оси координат, проинтегрировав выражения (2) при тех же начальных условиях:

(3)

Искомое расстояние ОС найдется по формуле , где – координаты т. С.

Эти координаты, в свою очередь можно определить, если подставить в уравнение (3) вместо t время t_C падения порции сена в верхнюю часть емкости, т. е. время полета частицы сена от транспортера до точки С.

Это время t_C можно найти, положив в третьем уравнении системы (3) (для т. С). Но здесь прежде нужно разложить в ряд:

(Этот ряд очень быстро сходится)

Тогда:

Следовательно:

Отсюда:

И, наконец, искомое значение

Расстояние ОС не должно превышать размеры (по диаметру) емкости. В противном случае порции сена не будут попадать в емкость.

Date: 2021-07-05; view: 242; Нарушение авторских прав

Бункер освобождается на ходу машины под собственным весом копны. Чтобы рабочий процесс протекал без нарушений циклов, конечная скорость схода копны должна примерно равняться скорости движения агрегата.

Первым и необходимым условием схода копны является то, что угол наклона днища β должен быть больше угла φ трения сена о днище: β >φ (см.рис.).

Для определения скорости схода копны напишем дифференциальное уравнение движения копны в натуральной системе координат, сделав следующие допущения:

– массу копны сосредотачиваем в центре масс;

– давление стенки на стенки копнителя в связи с вращением дна не учитываем;

– момент от пары сил, возникающих при этом, так же не учитываем.

Тогда , где – сила трения копны о днище N – нормальная реакция со стороны днища,

.

Следовательно: ,

или . (1)

Интегрируя, получим:

.

Постоянную С найдем из начальных условиях:

При значит .

Тогда

(2)

Чтобы найти время схода копны, проинтегрируем

выражение (2):

,

в результате получим:

Постоянная С (для начальных условий: при t = 0, S = 0) будет равна нулю (С = 0).

Следовательно: (3)

Полагая S = R (в этом случае происходит сход копны), найдем время схода копны:

.

Подставляя найденное значение t в уравнение (2), получим скорость схода копны:

Желательно, чтобы . Если , то надо увеличить R и β.

Date: 2021-07-05; view: 147; Нарушение авторских прав

Преимущество заготовки сена подбором его из валков с одновременным прессованием его в кипы следующие:

1. повышается качество сена;

2. уменьшаются потери в процессе заготовки и хранения;

3. облегчается дозирование сена при скармливании животным;

4. сокращаются расходы на транспортирование и хранение сена;

5. сокращается продолжительность сушки, так как для прессования можно подобрать сено влажностью до 30%; комплекс машин, включающих пресс-подборщик;

6. снижает затраты труда в 2,5-6 раз по сравнению с другими машинами.

Прессы разделяют:

1. по форме образуемой копны – на поршневые, формирующие прямоугольные кипы и рулонные, формирующие цилиндрические кипы;

2. по характеру движения поршня – на прессы с прямолинейным возвратно-поступательным движением поршня и на прессы с возвратно-качательным движением поршня по дуге окружности;

3. по подаче прессуемого материала в камеру – на прессы с боковой, верхней и фронтальной подачами;

4. по характеру агрегатирования – на стационарные, прицепные, полунавесные, навесные и самоходные.

Рулонные прессы свертывают сено в цилиндрические тюки и связывают шпагатом. Сено в рулонах лучше сохраняет питательные вещества.

Рассмотрим формирование рулона. Прессующая часть состоит из системы верхних и нижних ремней. Для облегчения начала образования рулона нижние ремни в исходном положении провисают.

Подборщик пресса подбирает сено транспортирует его к двум ремням, так что входящая лента сена начинает закручиваться под установленным давлением. По мере роста рулона ролики В и С автоматически перемещаются назад, преодолевая натяжения пружин, с которыми они связаны. Когда тюк достигает установленного диаметра, транспортер автоматически останавливается, и подача сена между ремнями прекращается. Но рулон продолжает вращаться и спирально обматывается шпагатом. Узел не завязывается, сцепление между сеном и шпагатом предотвращает развязывание. После обматывания ролики В и С раскрываются, чтобы выбросить рулон. Плотность рулона до 200 кг/м3.

В последнее время ведутся работы по созданию пресса, который не использует увязочный материал при прессовании, а скрепляет отдельные порции, прошивая сена пуансонами.

Вытяжки, сформированные пуансоном в одной порции, подают в углубление второй. Наличие сил трения между отдельными порциями при плотности прессования 250кг/м3 является достаточным для прочной связи между ними и в целом тюке. Однако в настоящее время указанный способ не нашел широкого применения по ряду причин:

1. Во время приготовления рационов для скармливания животным очень трудно разделить тюк, спрессованный без увязочного материала;

2. Затруднено получение хорошо оформленных и одинаковых по длине тюков;

3. Надежность поршня с пуансоном низка, пуансоны часто ломаются и остаются в тюках.

Date: 2021-07-05; view: 188; Нарушение авторских прав

Технология заготовки сена по средствам брикетирования имеет существенные преимущества по сравнению с заготовкой сено прессованием:

1. возможна полная механизация всего процесса заготовки сена;

2. отпадает надобность в увязочном материале, в следствии большой плотности брикетов;

3. повышается коэффициент использования транспортных средств, помещений для хранения;

4. уменьшаются потери при хранении и дольше сохраняются питательные вещества.

Брикетные прессы разделяют на прессы периодического и непрерывного действия. К прессам периодического относятся штемпельные, а непрерывного – шнековые и кольцевые.

Штемпельные прессы брикетируют сено в открытых и закрытых каналах. В процессах с открытым каналом противодавление для брикетирования создается находящимися в каналах брикетами. По этой причине значительная часть энергии затрачивается на преодоление сил трения брикетов о стенки каналов.

В шнековых прессах брикетирование осуществляется коническим шнеком, выжимающим материал через отверстия небольшого диаметра в формирующей матрице.

Кольцевые прессы нашли применение для брикетирования сена и гранулирования сенной муки. Рабочими органами такого пресса являются прессующие ролики 1 и кольцевая матрица 2 с отверстиями – камерами.

Сечение камер обычно делают 25×51 и 51×51мм, а для получения гранул отверстия в матрице делают диаметром от 8 до 20 мм.

Прямоугольные и круглые отверстия имеют на внутренней поверхности острые кромки. При уплотнении в кольцевой матрице сено сжимается между внутренней и наружной поверхностями матрицы и ролика; продавливается в отверстия прессовальных каналов; при этом сено перерезается острыми кромками отверстий. Далее образовавшиеся брикеты перемещаются в прессовальных каналах. После выхода брикета из канала дефлекторная пластинка отрезает его и он падает на транспортер-элеватор.

Основными параметрами рабочих органов кольцевых прессов являются: угол захвата материала прессующим роликами; толщина захватываемого слоя, радиус матрицы и ролика, производительность пресса.

При расчете рабочих органов кольцевых прессов используют следующие зависимости.

1. Угол захвата α материала прессующими роликами должен быть равен или меньше угла трения о ролики, т.е. .
2. Максимальная производительность рабочего органа достигается в случае, когда внутренний радиус R матрицы в 2 раза больше радиуса r ролика. При этих условиях

, (1)

где , т.к. диагональ ромба делит угол пополам.

1. Радиус матрицы найдем следующим образом. Обозначим:

V – объём материала на внутренней поверхности матрицы, расположенный на длине дуги, равной единице; Н – высота матрицы; z – количество отверстий на единичном участке матрицы; l – длина столбика материала, выдавленного из отверстия за один проход прессующего ролика; λ – степень уплотнения материала.

В этих обозначениях объём материала расположенный на единице дуги матрицы

Это же количество материала должно быть выдавлено из отверстий в виде гранул или брикетов:

Приравнивая правые части объёмов, найдем

Обозначим через f – отношение площади поперечных сечений отверстий матрицы на единичном участке дуги к площади внутренней поверхности этого участка:

Тогда (2)

Приравняем выражений (1) и (2). Получим

,

откуда

1. Производительность пресса с неподвижной матрицей за один оборот ролика

.

1. Запрессованный материал удерживается в отверстиях матрицы за счет силы трения. Для его выталкивания необходимо, чтобы сила сжатия новой порции материала была больше силы трения, удерживающей запрессованный материал в отверстиях. Это условие может служить основанием для определения основного параметра матрицы – длины отверстия.

Усилие прессования

Закономерности сжатия сена и соломы при прессовании установлены экспериментальным путем. Различными авторами предложены различные зависимости. Наибольший интерес из них представляет зависимость, полученная В.И. Особовым. Он исходил из того, что отношение приращения давления dp к приращению плотности dρ прямо пропорционально приложенному давлению р:

Полагая, что f(p) – есть линейная зависимость

.

Проинтегрируем эту зависимость в пределах изменения давления на поршне от 0 до р и от начальной плотности ρ₀до конечной ρ:

или

Окончательно получим:

(1) , где

Свободное сено имеет плотность ρ₀ = 40 – 50 кг/м³. Эмпирические коэффициенты с и а зависят от физико-механических свойств сена и характеризуют сопротивление, оказываемое сеном сжатию. По данным В.И. Особова, в зависимости от влажности и состава сена а = (3,75 ¸ 5,5)10 ^-3 м³/кг, с = 33,2¸60 Н/см².

Зависимость (1) можно преобразовать и выразить через перемещение поршня. Для этого выразим через L –начальную длину слоя до сжатия; S – площадь поперечного сечения камеры;

l – деформация слоя.

Первоначальный объем сена до сжатия равен , а масса сена .

После сжатия объем сена будет и масса сена .

Поскольку масса сена не изменилась, то приравняв правые части выражений, получим:

,

Откуда .

Подставив это выражение в формулу для определения давления прессования, получим:

,

или после преобразований:

.

И.А. Долгов на основании экспериментальных исследований предлагает зависимость с и а от начальной плотности сжимаемого материала ρ₀в следующем виде:

; ,

где A,B,C,D,E,K,L – опытные коэффициенты, которые зависят от материала.

В.И. Особов и И.А. Долгов подтвердили свои теории, сняв осциллограммы давлений на поршне при сжатии сена (см. рис.)

Кривая АВ характеризует увеличение давления на поршне во время сжатия сена и соответствует полученному выше закону сжатия. Кривая ВС характеризует давление на поршне, когда сжатие порции сена закончилось и порция проталкивается в открытую камеру на величину h. Проталкивание заканчивается при достижении поршнем переднего крайнего положения. Далее начинается обратный ход. Кривая CD характеризует давление на поршне при обратном ходе; на участке l на поршень будет некоторое время действовать сила, вызванная частью упругой деформации сена. А затем давление на поршне падает до нуля.

Особенность технологического процесса прессования сена в существующих прессах заключается в том, что усилие в конце прессования достигает максимального значения. Поэтому конструкция приводных механизмов поршня пресса должна обеспечивать передачу все возрастающего усилия в конце хода поршня.

Кривошипно-шатунный механизм обеспечивает в конце хода максимальное усилие прессования.

Date: 2021-07-05; view: 512; Нарушение авторских прав

При уплотнении сена в закрытой камере материал сжимается в направлении движения поршня и стремится расшириться в перпендикулярном направлении. Этому расширению препятствуют стенки камеры, вследствие чего возникает боковое давление q. Предположим, что боковое давление линейно зависит от осевого на всем интервале изменения осевого давления р:

, (1)

где m – коэффициент бокового давления при нагрузке.

Если осевое давление увеличить до некоторого значения р и затем уменьшить его до нуля, боковое давление не упадет до нуля, а сохранит некоторое остаточное значение q₀.

Зависимость бокового давления от осевого при разгрузке имеет вид:

, (2)

где m₁ – коэффициент бокового давления при разгрузке.

В момент остановки поршня левые и правые части выражений (1) и (2) равны:

,

откуда .

Выделим на расстоянии х от поршня элементарный слой материала толщиной dx. Слева на него действуют давление p_x,

справа – , а по периметру давление q_x.

Тогда проекция сил на горизонтальную ось:

,

где f – коэффициент трения сена о стенки камеры;

U – периметр поперечного сечения камеры.

Последнее выражение можно представить в виде:

Или иначе:

Интегрируя это выражения в пределах от р до р_х и от 0 до х, получим:

(3)

Используя это уравнение, получим закономерность распределения боковых давлений на расстоянии х от поршня:

Полученные зависимости позволяют определить силу F трения сена о стенки камеры, которая находится, как разность усилий P поршня и P₁ упора:

Давление p₁получим, если в формуле (3) вместо x подставить величину (L-l), равную расстоянию между поршнем и упором:

Тогда

Таким образом, сила трения зависит от физико-механических свойств материала (m₁f) и отношение периметра к поперечному сечению камеры . С уменьшением этого отношения уменьшается и сила трения, и наоборот.

При уплотнении сена в открытой камере противодействие создается за счет силы трения спрессованного материала о её стенки. Уплотнение сена начинается, когда поршень проталкивает поступивший материал через загрузочное окно. Давление поршня возрастает и достигает в точке В (см. осциллограмму давлений на поршне) максимального значения p_B. Усилие поршня становится равным сопротивлению продвижения материала по камере: начинается проталкивание спрессованного материала.

Обозначим через h длину материала и путь проталкивания его после уплотнения, а через L₁ – длину открытой камеры и определим противодействие со стороны направляющих открытой камеры, подставив вместо х значение в уравнение (3):

(4)

Полученная формула позволяет определить длину L₁ открытой камеры при заданных усилиях прессования.

После точки В напряжения в сене вследствие его о стенки камеры уменьшается и изменяются аналогично уравнению (3):

где р_х – давление в сечении открытой камеры, отстоящей на расстоянии х от точки от точки С; р_с – давление поршня в точке С:

При обратном ходе поршня происходит упругое расширение спрессованного материала, поэтому в камере давление сохраняется даже тогда, когда поршень полностью отойдет от спрессованного материала.

Это давление уменьшается примерно от середины камеры к началу и концу. При рабочем ходе поршня сено вновь подвергается сжатию, плотность его делается наибольшей. В этот момент и производят увязку тюка.

Работа А прессования единицы веса материала (сена) складывается из работы А₁, расходуемой на сжатие материала, одинаковой для открытой и закрытой камер; А₂ – необходимой для выталкивания с прессованного материала из камеры; А₃ – работы упругого расширения спрессованного материала, которая передается (возвращается) на приводной вал пресса и поэтому вычитается из общей:

.

Работу, затраченную на сжатие сена или другого подобного материала, получим, написав выражение для элементарной работы на пути dx:

, откуда

или иначе:

,

где G – вес уплотняемого сена.

Удельную работу, необходимую для выталкивания сена из открытой камеры, найдем, проинтегрировав уравнение (4) по dh в пределах от 0 до h и подставив h вместо (L₁ h):

Работа упругого расширения для открытой камеры пропорциональна площади треугольника DCE (см. осциллограмму):

.

Если известна производительность Q (тч) пресс-подборщика, то потребная мощность:

(Вт).

Date: 2021-07-05; view: 152; Нарушение авторских прав