Механизированная заготовка сена в фх "Веенка" с модернизацией ротационной косилки

• Название: Механизированная заготовка сена в фх "Веенка" с модернизацией ротационной косилки
• Дата: 01.05.2023
• Размер: 1.18 Mb.
• Имя файла: referatbank-52349.rtf
• Тип: Реферат; #1100628
• страница: 3 из 6

3. Конструкторская часть
3.1.Устройство и работа косилки
Косилка ротационная состоит из: рамы навески 5; подрамника 2; режущего аппарата 8; полевого делителя 4; тягового предохранителя 10; механизма привода7; стойки 9; механизма уравновешивания 11; гидрооборудования 1.

Срезания стеблей растения осуществляется с помощью ножей, шарнирно установленных на роботах вращающихся на встречу друг к другу. Ножи срезают траву, подхватывают ее и выносят из зоны резания, перемещая над режущим брусом.

Скошенная трава, ударяясь о щиток полевого делителя, меняет траекторию движения, укладывается в покое и освобождает место для прохождения колес трактора при последующем проходе. Привод косилки осуществляет ЭВМ трактора.

Ротационный режущий аппарат.

Ротационный режущий аппарат предназначен для скашивания травы. Он состоит из бруса 12, в котором установлены шестерни 8. Под днищем бруса установлены башмаки 7, которыми режущий аппарат опирается на землю.

На режущем аппарате имеются 4 ротора, каждый из которых снабжен тремя ножами 9,шарнирно установленными на специальных болтах 17, ротор 1 установлен на валу 4на шлицевом соединении, затянут гайкой 11 законтрен шайбой.

2. 
   Расчет основных параметров модернизированной косилки
   

Для расчета в качестве исходных данных используются параметры, обусловленные агротехническими требованиями. К ним относятся:

В=2.1 м –ширина захвата

V- рабочая скорость, км/ч.

В качестве повышения производительности мы увеличиваем скорость на 5 км/ч, таким образом

V=20 км/ч.

В качестве вида культуры мы выбрали сеяные травы.

Наименьшее число роторов определяется требованиями простоты конструкции привода, кат как технологические и энергетические преимущества роторов малого диаметра не могут возместить трудности производства многороторных режущих аппаратов.

- Расчетный диаметр ротора

D=2R,м (3.1)

D=B/K,м

В- ширина захвата;

В=2.1 м.

К- количество роторов, шт.

К=4.

D=2.1/4=0.524 м.

- Число ножей на роторе, m.

В качестве одного из ножей модернизации мы принимаем: m=3.

- Верхняя минимальная скорость (V_pmin )

Для сеяных трав верхняя минимальная скорость равна

V_pmin =45 м/с.

- Угол между соседними лезвиями:

; рад. (3.2)

;

число режущих элементов, шт.

, рад.

- Угол, при котором скорость резания достигает минимума.



- Угловая скорость ротора:

(3.4)

_. - угол между соседними лезвиями, град.

-минимальная скорость резания, м/с.

Т. О.
- Частота вращения :



(3.5)

• 
  Отношение поступательной скорости к окружности скорости ротора:
  

(3.6)

- Рабочая высота лезвия , мм:

(3.7)

V=5.6м/с;

• 
  Суммарная рабочая высота лезвия ,мм:
  

(3.8)

при m=3 К=1.203

• 
  Площадь, скашиваемая лезвием за один оборот F :
  

(3.9)

- Перекрытие режущих элементов

При работе много роторных косилок необходимо, чтобы траектории режущих элементов соседних роторов несколько перекрывали одна другую во избежание пропуска не срезанных участков травы.

Расчетная формула для определения перекрытия имеет вид:

(3.10)

m=3

• 
  Конструктивный радиус ротора
  

(3.11)

- Удельная сила резания ,кН

Сила резания определяется по формуле:



где: а,в,с- коэффициенты, характеризующие физико-механические свойства материала и геометрию лезвия.

Таким образом:



- Крутящий момент на одном роторе М, Нм:

Н*м (3.13)

где:

• 
  Суммарный момент, приведенный к ВОМ Нм:
  

Нм (3.14)

где: К- количество роторов

К=4

М=0.35 Нм

n- частота вращения

n=2050 об/мин

об/мин

Таким образом:

Нм

• 
  Мощность привода одного ротора:
  

(3.15)

где:

- Суммарная мощность привода режущего аппарата

кВт (3.16)



Таким образом производительность агрегата найдем по формуле:

га/час

где: - конструктивная ширина захвата агрегата;

=2.1 м

-расчетная скорость движения км/ч

=20 км/ч;

1. 
   коэффициент пересчета мер правой и левой части равнения.
   

га/час

Из проделанных расчетов видно, что с увеличением скорости на 5 км/ч и увеличением числа режущих сегментов до 3 штук, мы добиваемся увеличения производительности на 30 %. Что не мало важно при заготовке трав на сено, т.к. уборка происходит в очень сжатые сроки.
3.3 Клиноременная передача
Клиноременная передача косилки состоит из ведущего шкива, клиновых ремней и ведомого шкива. Передача защищена кожухом.

На валу 1 в корпусе шкива 6 смонтирована обгонная муфта 15, предназначенная для обеспечения холостого хода роторов и механизмов передач в момент отключения вала отбора мощности трактора. Ведущий шкив 6 установлен на подшипниках 18, в корпусе 17, шарнирно подвешенном к подрамнику на оси 3. Соосность канавок ведущего и ведомого шкивов обеспечивается смещением корпуса 17 за счет перестановки регулировочных шайб.

Натяжение клиновых ремней осуществляется с помощью натяжного устройства, состоящего из натяжника 10, шарнирно связанного с корпусом шкива, пружины 8, чашечной шайбы и гаек 9.

Привод к ведущему шкиву осуществляется от ВОМ трактора через карданную передачу.
3.4 Расчет клиноременной передачи ротационной косилки
Ременная передача косилки состоит из двух шкивов, ведущего и ведомого, соединенных между собой ремнями, и натяжного устройства, создающего контактные давления между ремнем и шкивом и обеспечивающего за счет сил трения передачу энергии. Начальное натяжение создается при монтаже передачи.

Основные достоинства передач: простота конструкции, сравнительно малая стоимость, способность передавать вращательное движение на большие расстояния и работать с высокими скоростями, плавность работы и малый шум, отсутствие смазочной системы.

На ротационных косилках ременная передача служит для передачи энергии от ВОМ трактора на рабочие органы. В конструкции косилки она используется в качестве повышающей передачи.
3.5 Критерии работоспособности клиноременной передачи.
Опыт передачи ременных передач показал, что их работоспособность ограничена тяговой способностью и долговечностью ремня. В первом случае ремень теряет тяговую способность из-за буксования в связи с недостаточной прочностью сцепления ремня со шкивом (ведущий шкив вращается, а ведомый остается неподвижным). В результате буксования ремень нагревается и может сойти со шкива. Поэтому в отличие от упругого скольжения буксование в ременной передаче не допустимо.

Во втором случае выход из строя ременной передачи связан усталостным разрушением ремня.

6. 
   Расчет на тяговую способность
   

Расчет ременной передачи на тяговую способность основан на показателях тяговой способности и долговечности.

Тяговая способность передачи определяется коэффициентом тяги =(f(q) и, следовательно, значением q.

Для расчета используется условие работоспособности передачи в форме

, (3.18)

где: _t - удельная окружная сила, называемая полезным напряжением.

- допускаемое полезное напряжение мПа;

А – площадь поперечного сечения ремня, мм^2.
,

^,
где: Т₁ - вращающий момент на валу.

d₁ - диаметр ведущего шкива



Удельная окружная скорость _t - параметр, характеризующий тяговую способность передачи.

Расчет тяговой способности передач с нормальными и узкими клиновыми ремнями сводится к определению требуемого числа ремней по соотношению, вытекающему из условия:

, шт, (3.19)

F_t - полезная нагрузка, кН;

А - площадь сечения одного ремня, мм² ;

G_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

между ремнями в комплекте.; C_z = 0.851.



Значение C_z можно уточнять в зависимости от числа ремней в комплекте.

Z=3;

C_z = 0.8.

6. 
   Допускаемое полезное напряжение
   

Допускаемое полезное напряжение ременной передачи находят из условия прочностной надежности ремня.

_1max <= _e

В условии _e - максимальное эффективное переменное напряжение, которое ремень может выдержать в течении N_e циклов.

Значение _e находят из уравнения кривой усталости, получаемого экспериментально:

, мПа, (3.20)

где: м – показатель степени кривой усталости. На основании экспериментальных исследований для клинопеременных передач м = 11;

С – константа. определяемая экспериментально для каждого типа ремней,

С = 38.2;

Если ввести в рассмотрение число пробегов ремня в секунду:

 , об/с ; (3.21)

где: V – скорость ремня м/с ;

L - длина ремня м;

 ;

то при постоянном режиме нагружения эффективное число циклов за весь срок службы

, (3.22)

где: L_h - срок службы ремня; L_h = 24000 ч

Z_m - число шкивов;

циклов



Допустимое полезное напряжение при стандартных условиях работы

[_t] = _to·c_p· c_, (3.23)

где: c_p - коэффициент динамичности для клиноременных передач. c_p = 1.1;

c - коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность передачи угла обхвата, при =110 c =0.78;

_to - допускаемое полезное напряжение передачи, мПа;

, мПа;

где b_o - ширина ремня в нетральном слое; b_o = 11мм;



Отсюда: [_t]=2,451,10,78=2,1 мПа

Из проведенных расчетов видно, что условие работоспособности выполняется; т.е.

_t <= [_t]