Из фондов Российской государственной библиотеки

Бойко, Таиса Викторовна

Влияние привода режущего аппарата на производительность и

качество работы жатвенной машины

Москва

Российская государственная библиотека

diss.rsl.ru

2007

Бойко, Таиса Викторовна

Влияние привода режущего аппарата на производительность и качество работы жатвенной машины [Электронный ресурс] : Дис.... канд. технические наук

и :

05.20.01. - М.: РГБ, 2007. - (Из фондов Российской государственной библиотеки) Механизация сельскохозяйственного производства Текст воспроизводится по экземпляру, находящемуся в фонде РГБ:

Бойко, Таиса Викторовна Влияние привода режущего аппарата на производительность и качество работы жатвенной машины Горки, Российская государственная библиотека, 2007 (электронный текст) С^ П с "' !^' --г: 1~-Г^ '( О рг-р- ^- рт-^ —> р "с ' г ^•"•^л ;:г:;.-'д с.с ^cZ393 -cF^ - Г~ о р • - г, р p-j- ргр г- IP -- о р Г-* jT - р Т- р рр "т г-р--'^^ • •Г т (- m р p^jT -т-л-^Г~ - ТГП' • р ' - р ' т-р- ^-т т-т' -, r^^ р, ГО

ШдаСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА СССР

Белорусская ордена Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени сельскохозяйственная академия

На правах рукописи

БОЙКО ТАИСА ВИКТОРОВНА

/.

УДК 62-86:631.354.002.

ВЛИЯНИЕ ПРИВОДА РЕЖУЩЕГО АППАРАТА НА ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ

И КАЧЕСТВО РАБОТЫ ЖАТВЕННОЙ IvIAilMHH

05.20.01 - механизация сельскохо­ зяйственного производства Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук Научные руководители - кандидаты технических

ОГЛАВЛЕНИЕ

СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ

1.1. Анализ исследований режущих аппаратов уборочных 1.2. Обзор исследований по виброактивности жатвенных машин, влияющих на качество выполнения технологи­ 1.3. О приближении скорости ножа на участке резания

ИЗЫСКАНИЕ ПУТЕЙ ПОВЫШЕНИЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ И КАЧЕСТВА

РАБОТЫ РЕ}КУЩЕГО АППАРАТА

2.2. Обоснование метода повышения производительности

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЦИОНАЛЬНЫХ КИНЕМТИЧЕСКИХ ДИАГРАММ

СКОРОСТИ Н О М, ПОВЫШАЮЩХ-КАЧЕСТВО РАБОТЫ РЕЖУЩЕГО

3.2. Определение переменного передаточного отношения 3.3. Кинематика привода режущего аппарата с эллипти­ 3.4. Моделирование кинематики ножа' и выбор рациональ­

ИССЛЕДОВАНИЕ НА МОДЕЛЯХ ФАКТОРОВ, ОПРЕДЕЖОЩИХ ПРОИЗ­

ВОДИТЕЛЬНОСТЬ И КАЧЕСТВО РАБОТЫ РЕЖУЩЕГО АППАРАТА

4.1. Построение моделей и основные допущения 4.2. Определение момента сопротивления движению ножа ггри срезе и частот собственных колебаний косилки,... 4.3. Уравнения движения масс рабочих органов косилки 4.4. Анализ результатов машинного эксперимента

5, ЭКСПЕРИЖНТАЛЬНЬЕ ИССЛЕДОВАНИЯ И ЭКОНОГЖЧЕСКАЯ К&ФЕКТИВНОСТЬ

5.1. Объект, программа и методика полевых испытаний 5.2. Измерительная установка, тарировка аппаратуры и 5.3. Результаты статистической обработки данных экспери­ ментальных исследований, их анализ и сопоставление 5.4. Показатели качества работы режущего аппарата с се­ рийным и усовершенствованньм (модернизированным) 5.5. Сравнение производительностей опытной (с модернизи­ 5.6. Расчет экономической эффективности применения косилки с усовершенствованным (модернизированным)

ВВЕДЕНИЕ

В "Основных направлениях экономического и социального разви­ тия СССР на I98I-I985 годы и на период до 1990 года", одобренных ХХУ1 съездом КПСС, предусмотрено дальнейшее перевооружение сельс­ кого хозяйства на базе новой техники. Намечено значительно расши­ рить производство кормоуборочных машин, других высокоэффиктивных механизмов и оборудования, обеспечивающих прогрессивные технологи­ ческие процессы заготовки кормов. Одновременно с этим решается крупная народнохозяйственная проблема повьш1ения качества и надеж­ ности сельскохозяйственной техники - необходимого условия успеш­ ной реализации Продовольственной программы страны.

Важнейшими агрегатами кормоуборочных машин являются жатки, косилки. От конструкции и надежности функционирования их рабочих органов во многом зависит производительность машин и качество, вы­ полняемых ими технологических процессов.

Несмотря на различие конструкций и схем жаток и косилок, они оснащаются преимущественно рабочими органами, состоящими из мно­ жества режущих пар, образуемых трапецеидальными ножами-сегментами и противорежущими пластинами. При этом нож относительно стебля со­ вершает два движения: поступательное, совместно с машиной и коле­ бательное, перпендикулярное первому. Для осуществления возвратнопоступательного движения ножа использзпотся механизмы-преобразова­ тели: кривошипно-ползунный, качающаяся шайба, качающаяся вилка и др. Колебательное движение ножа порождает инерционные силы, кото­ рые, наряду с другими возмущающими силами, нагружают его привод, снижая надежность и долговечность, и обусловливают изменение ско­ рости ножа на протяжении его хода, что сказывается на качестве среза растений.

Вопросы совершенствования существующих, создания новых кон­ струкций жаток, косилок тесно связаны с решением задач по сниже­ нию нагруженности приводов режущих аппаратов и улучшению качества их работы. Одним из путей решения названных задач является оптими­ зация параметров привода режущих аппаратов уборочных машин.

В настоящей работе на основе исследования кинематики и дина­ мики привода режущего аппарата уборочных машин разработан метод выбора рациональных параметров, обеспечивающих улучшение качест­ ва выполняемого им технологического процесса и уменьшение динами­ ческих нагрузок в приводе.

На защиту выносятся положения:

- экспериментально-теоретическое обоснование метода улучше­ ния качества выполнения режущим аппаратом технологического процес­ са среза растений и динамических характеристик его привода;

- закономерности формирования и развития колебаний нагрузок в приводе механизма-преобразователя и их влияние на производитель­ ность и качество работы режущего аппарата;

- методики моделирования кинематики и динамики привода режу­ щего аппарата, включающего цепную передачу с эллиптической звез­ дочкой ;

- результаты экспериментальных исследований динамических про­ цессов в приводе режущего аппарата и качественных его показателей.

I. СОСТОЯНИЕ ЮПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ

1.1. Анализ исследований режущих аппаратов уборочных I.I.I. Современные уборочные машины срезают растения на поле при помощи режущего аппарата, состоящего из двух частей: режущей сегмента и противорежутцей - вкладьша, пальца или неподвижного сег­ мента. Совершая колебательное движение меящу последними, сегмент срезает растения, поступающие в раствор рел^пцих кромок.

Первый режущий аппарат, работающий по этому принципу предло­ жен в Англии в 1800 г. для скашивания зерновых культур; в 1826гг. была построена первая годная к применению жатвенная маши­ на. В последующие годы режущие аппараты непрерывно совершенствова­ лись.

Основы научной теории режущих аппаратов разработаны ведающим­ ся русским ученым академиком В.П.Горячкиным и послужили основанием для последующих исследований целого ряда советских згченых. Академик В.П.Горячкин [40, 41] создал теорию резания, показал взаимосвязь технологических основ процесса реэонкя с конструктивными элемента­ ми режущего аппарата, заложил основы расчета усилий в деталях жат­ венных машин. Срезание стеблей он рассматривал как процесс, совер­ шаемый двояким путем: статическим, медленным давлением за счет по­ перечного ускорения и динамическим при помощи импульса за счет по­ терянной энергии. При медленном движении сегмента давление (дефор­ мация) передается на всю массу стебля, вследствие чего он сгибает­ ся и не ломается. При быстром движении стебель не сгибается, а пе­ ребивается ударом. В.П.Горячкин установил, что при срезании стеб­ лей имеет место двойной срез, обусловленный поперечными колебания­ ми пальцевого бруса и перепутанностью стеблей.

Л.П.Крамаренко [74-78] доказывает преимущество косого среза перед торцевым и обусловливает скорости резания, углы наклона и за­ точки лезвия, а также высоту режущей части сегмента.

Спустя двадцать лет после появления работ В.П.Горячкина про­ фессором А.Н.Карпенко [67,68] впервые были поставлены эксперимен­ тальные исследования современных режущих аппаратов в лабораторных и полевых условиях. Было установлено, что в режущем аппарате убо­ рочных машин при средней скорости ножа менее 3,4 м/с срезания по принципу ножниц (без подбора стеблей) не происходит. Ученый опреде­ лил основные факторы, обусловливающие процесс резания: поступатель­ ную и абсолютную скорости движения сегмента, его размеры, углы за­ острения и наклона лезвия относительно пальцевого бруса, ход ножа и др. Аналогичные опыты были проведены академиком Н.Ф.Василенко [32].

Он также пришел к выводу, что растения срезаются исключительно по принципу ножниц. Для среза растений необходимо, чтобы они были при­ жаты сегментом к кромке вкладыша пальца.

Работы А.Н.Карпенко и Л.П.Крамаренко легли в основу стандар­ тизации сегментов и пальцевых пластин режущего аппарата уборочных машин.

Дальнейшее развитие теория В.П.Горячкина ползгчила в работах [46,47,59,84], В.А.Желиговский установил условия, при которых происходит процесс резания. Он показал зависимость между перемеще­ нием лезвия по материалу под действием касательной силы и величи­ ной его углубления в материал [59]. Профессор Е.М.Гутьяр [46,47] определил критическую скорость, при которой стебель пересекается ударом, исходя из местных деформаций изгиба, возникающих в зоне удара.

Н.И.Дроздов [53,54], Е.С.Босой [28], В.К.Кривошеев и А.И.Фо­ мин [80] исследовали скоростные режимы движения режущих аппаратов.

Различные методы аналитического исследования скорости резания стеб­ лей сельскохозяйственных культур предложены А.Ю.Ишлинским [64], В.В.Деревенко [50], А.А.Ивашко [62], М.П.Горбуновым [39].

В работах [103,142] исследовалось влияние зазора между лезви­ ем ножа и кромкой противорезкущей пластины на срезание стеблей лю­ церны, кукурузы и лебеды. Установлено, что для очень острого ножа при крошении люцерны изменение зазора от нуля до 0,4 мм не влияет на величину расходуемой энергии. При дальнейшем его увеличении удельная работа резания толстостебельных культур заметно растет.

Этому же вопросу посвящены также работы [101,109].

Существенный вклад в исследования закономерностей резания стеблей тонкостебельных и толстостебельннх культур, в создание ре­ жущих аппаратов для них и испытание этих аппаратов внес E.G.Босой и др. [23-27]. В этих работах рассмотрены процессы резания при статическом и динамическом действии силы на стебель, приведены схе­ мы сил, действующих на нож, даны рекомендации по повышению эксплуа­ тационной надежности существующих режущих аппаратов.

Успехи отечественной науки и практики по анализируемому вопро­ су позволили стандартизировать режущие аппараты. В настоящее время ГОСТом 3494-67 установлено пять типов режущих аппаратов уборочных машин, отличающихся друг от друга конструкцией пальцевого бруса, пальцев, сегментов, ходом ножа, пластин трения, прижимов и т.д.

По соотношению этих параметров и технологическим признакам разли­ чают следующие сегментно-пальцевые режущие аппараты: нормального резания, нормального резания с двойным ходом ножа, низкого реза­ ния, среднего резания, нормального резания с некратным ходом ножа.

Беспальцевые режущие аппараты разделяются на две группы: с од­ ним подвижным ножом, второй нож закреплен неподвижно; с двумя под­ вижными ножами. Несмотря на некоторое преимущество беспальцевых режущих аппаратов (меньшая металлоемкость) по сравнению с пальцевы­ ми аппаратами нельзя не отметить, что они сложны в изготовлении, требуют плотного прилегания режущих частей, а также высокой культу­ ры производства и эксплуатации. Кроме того, они недостаточно надеж­ ны в работе на участках, засоренных кавгаями. В связи с этим в нашей стране режущие аппараты такого типа не получили широкого распростра­ нения.

За рубежом в последнее время применяются ротационные режущие аппараты бесподборного среза, несущие диски которых с жестко или шарнирно закрепленными лезвиями вращаются с большой скоростью (150рад/с), срезая стебли и укладывая скошенную массу в прокос или формируя ее в валки. Аппараты такого типа применяются также в силосозгборочных машинах, подрезчиках кустарников и деревьев, табака и других культур.

Ротационные косилки неплохо зарекомендовали себя при згборке высокоурожайных сеянных трав, как низкой, так и высокой влажности.

Однако ротационные рел^гщие аппараты имеют существенные недостатки, обусловленные эксплуатационными и технологическими причинами. Сум­ марная мощность, потребляемая для их привода, больше мощности, пот­ ребляемой для привода обычного сегментного аппарата. Это объясня­ ется тем, что часть энергии затрачивается на измельчение, трение растений с ротором и сопротивление стерни [20]. Переход скошенной массы с ротора на ротор приводит к повторному срезу, в результате чего измельчение травы достигает 3^ от скошенной зеленой массы.

При этом срез неровностей поля очень засоряет скошенную массу.

Режущие аппараты роторного типа, в которых роторы вращаются относительно горизонтальной оси, используются в газонокосилках, косилках-измельчителях. Однако вследствие значительного измельче­ ния и отбрасьгаания срезанных стеблей эти аппараты не получили широкого применения, как ротационные.

Режущие аппараты с бесконечным гибким ножом (цепные, троссоленточные и др.) перспективные, на наш взгляд, в будущем (посколь­ ку лишены инерционных сил, свойственных режущим аппаратам с коле­ бательным движением ножа), не получили пока распространения вслед­ ствие их низкой надежности и плохого качества среза, хотя исследо­ вания в этом направлении проводятся.

Режущий аппарат с колебательным движением ножа по сравнению с рассмотренными выше нашел самое широкое применение в з^орочных машинах. E.G.Босой и А.А.Чекановкин В Й, в частности, указывают:

"Около ста пятидесяти лет существзгет принципиальная конструкция сегментного режущего аппарата и в ближайшие 10 - 15 лет не наме­ чается радикального ее изменения". Более того, определилась тен­ денция к постоянному его совершенствованию для работы на повышен­ ных скоростях.

I.I.2. Наряду с развитием теории резания стеблей растений и модернизацией сегментных режущих аппаратов рассматривались вопро­ сы механики и совершенствования их приводов.

Помимо кривошипно-ползунных механизмов в качестве механизмовпреобразователей вращательного движения ведущего звена в возвратнопоступательное движение ножа применялись качающиеся вилка и шайба.

Предложены различные схемы кулисных, синусных и кулачковых меха­ низмов.

За последние годы в СССР и за рубежом проводились исследова­ ния приводов режущих аппаратов возвратно-поступательного движения другой физической природы: электрических, пневматических и гидрав­ лических.

Применение электропривода требует наличия подвижного источни­ ка питания, редуктора и преобразователя вращательного движения ведушеро звена в возвратно-поступательное движение ножа. Вследствие этого привод сказывается сложным, тяжелым и громоздким.

Пневматический привод, несмотря на простоту конструкции, от­ сутствие сливной магистрали, наличие дешевого рабочего тела, имеет ряд существенных недостатков: трудность осуществления заданного за­ кона движения ножа в результате сжимаемости воздуха, непостоянство хода ножа при изменении полезной нагрузки, удары поршня в крайних положениях, низкий К Щ и др. Это не позволяет использовать его в качестве привода режущего аппарата [17].

Наиболее перспективны для ножа режущего аппарата гидравличес­ кие приводы, особенно с гидравлической обратной связью [79]. Одна­ ко ограниченное их применение обусловлено перегревом и вспенивани­ ем масла при продолжительной работе, частым выходом из строя шлан­ гов вследствии пульсации давления. Повышенная точность изготовле­ ния корпуса, поршня, штоков, деталей реверсивного распределительно­ го устройства, сложность конструкции, обусловленная применением пылезащитных приспособлений и специальных уплотнений, высокая сто­ имость, также не способствуют их широкому использованию.

Исследования по созданию кулачкового привода ножа в косилках, начатые в ВИСХОМе в бО-е годы, показали, что он не найдет практи­ ческого применения из-за низкой долговечности, удорожания конструк­ ции, вызванного высокой точностью изготовления и монтажа [33,52].

Кинематика ножа с приводом от различных механизмов-преобразо­ вателей рассмотрена в работах [9,72,84,94,96,107,115,116,124,136], В результате получены зависимости хода, скорости и ускорения ножа от зггла поворота ведущего вала механизмов-преобразователей: кривошипно-ползунного [9,94,96,115,116,136] ; качающейся шайбы [84,107], качающейся вилки [72], синусного механизма [124]. Авторы этих ра­ бот отмечают периодическую изменяемость скорости и ускорения ножа в зависимости от угла поворота ведущего вала механизмов-преобразо­ вателей.

В работах по исследованию кинематических параметров качающей­ ся шайбн [2,3,107] отмечалось повышение скорости ножа в середине его хода и пшизкение этой скорости в крайних положениях при значе­ нии угла отклонения посадки шайбы на ведущий вал больше 16°. Это отрицательно сказьгоается на качестве среза растений. Исследователи рекомендуют применять механизм качающейся шайбы с углом 15°. В этом случае закон движения ножа приближается к закону его движения в случае привода от кривошипно-ползунного механизма. Е.Н.Конюшков и Й.М.Гринчук [72,73] показали идентичность кинематических свойств качающейся шайбы и качающейся вилки с постоянной длиной водила. По мнению авторов, кинематика и динамика механизма качающейся шайбы, разработанная М.Н.Летошневым [84] и М.С.Савватьевым [107] справед­ лива для механизма качающейся вилки.

В.И.Турбин, сравнивая кинематические диаграммы ножа с приво­ дом от механизмов качающейся вилки, синусного и дезаксиального кри­ вошипно-ползунного, отмечал, что для работы режущего аппарата на повышенных скоростях перспективны такие приводы ножа, которые пред­ ставляют собой различные видоизменения синусного механизма и позво­ ляют в требуемом диапазоне проводить уравновешивание масс [124].

Проблема изыскания оптимальных видов кинематических диаграмм скорости и ускорения ножа, соответствующих одному его ходу, с точ­ ки зрения улучшения качества среза, уменьшения нагрузки на сегмен­ ты решалась Г.К.Васильевым и В.И.Мироненко. В работе [ЗЗ] показано, что рациональный привод ножа режущего аппарата должен обеспечить кинематический режим, при котором график изменения скорости лез­ вия имеет вид равнобедренной трапеции, а ускорение минимально, т.е.

на участке резания скорость нежа должна быть постоянна. В исследовании [94] обоснована целесообразность внедрения лезвия в матери­ ал с постоянной скоростью. Постоянная скорость ножа на участке ре­ зания обеспечивает более равномерную нагруженность режущих пар и снижение высоты стерни, способствует лучшей приработке сегментов к противорежущим пластинам и уменьшает забивание режущего аппарата.

На основе ранее проведенных исследований и анализа эксплуатацион­ ных показателей работы пальцевых режущих аппаратов рекомендуются минимально допустимые скорости ножа на участке резания: для жаток м/с, для косилок - 2,15 м/с.

Исследования Г.К.Васильева и В.И.Шроненко явились началом развития нового направления в разработке теории режущих аппаратов с колебательным движением ножа. Оно заключалось в обеспечении по­ стоянной или близкой к постоянной скорости ножа на участке резания.

В й.З дан анализ работ, выполняемых в этом направлении.

Переходя к анализу работ по нагруженности приводов режущих аппаратов с колебательным движением ножа, уместно привести высказы­ вание Н.И.Дроздова [54], сделанное им еще в 40-е годы: "Современ­ ный режущий аппарат имеет один существенный недостаток - это инер­ ционные усилия, развиваемые кривошипно-шатунным механизмом. Данное обстоятельство непосредственно сказывается на прочности машин и ставит предел повышения поступательной скорости". Периодически из­ меняющиеся инерционные силы звеньев механизма-преобразователя ди­ намически нагружают его кинематические пары, через опоры передают­ ся на раму машины, вызывая ее вибрацию, возбущают крутильные ко­ лебания в приводе механизма-преобразователя. Методики расчета и результаты исследований усилий в кинематических парах и звеньях ме­ ханизмов изложены в работах [9,26,27,61,123 и др.] Исследование динамических усилий, возникающих в механизме ко­ силки в случае внезапного защемления ножа, проводилось А.В.Верховским и С.И.Ярмоленко [34]. Для выявления максимальных усилий в де­ талях механизма они имитировали попадание в аппарат посторонних предметов, в результате чего механизм останавливался, а его детали подвергались действию нагрузок от сопротивления перерезанию пред­ мета, сцепления ходовых колес с землей и сил инерции. При этом оп­ ределялись напряжения, возникающие в деталях косилки, и запас их прочности. В работе [35] сделан анализ динамики и прочности ножа режущего аппарата с учетом совместного действия сил трения, сил инерции колебательного движения ножа и уцарной функции X, харак­ теризующей перерезание стебля.

Вибрация рам жаток от воздействия инерционных сил масс звень­ ев механизмов-преобразователей режущих аппаратов изучалась Е.Н.Конюшковым. Проводя экспериментальные исследования в лабораторных условиях с применением скоростной киносъемки, он установил [72], что амплитуда знакопеременных колебаний режущего аппарата нормаль­ ного типа достигает 10 и более процентов от хода однопробежного но­ жа. В результате этих колебаний возникают удары пальцев по стеблям растений, которые увеличивают потери зерна из-за осыпания. Опыты в полевых условиях показали, что у самоходной фронтальной косилки KOi-1,0, предназначенной для уборки естественных и сеяных трав на опытных делянках и имеющей стандартный сегментный режущий аппарат, из-за неуравновешенности движущихся возвратно-поступательных масс ножа вибрации на штанговых ручках управления превышают допустимые в 4 - 8 раз. В работе [43] отмечалось, что вибрации режущего аппа­ рата комбайна СК-4 на площадку водителя по амплитуде в 6-10 раз превьшгагот норму.

Влияние скоростных режимов работы режущих аппаратов на дина­ мическую нагруженность рам рисовых жаток исследованы Ю.Андрющенко и В.Терликовым [4]. Показано, что динамические нагрузки от воздействия внутренних колебаний жаток больше соответствующих статичес­ ких, Они зависят от величины и частот возмущения, а также от соб­ ственных частот. Решены дифференциальные уравнения и построены гра­ фики, показьгоающие изменение динамических коэффициентов в зависи­ мости от отношения частоты возмущения к одной из собственных час­ тот жатки. Выявлено, что при работе режущих аппаратов с частотой вращения эксцентрика 48,5 1/с динамическое воздействие возмущений вдоль поперечной оси жатки может быть в 4,5 раза больше соответст­ вующего статического. При пуске и остановке жаток на систему воз­ действует шесть резонансов, возбуждаемых инерционными усилиями звень­ ев механизма-преобразователя. Эти резонансы вызьшают вибрацию рамы жатки.

В работах [21,31,38,41,94 и др.], посвященных исследованию динамической нагруженности рам от воздействия инерционных сил масс звеньев механизмов-преобразователей, отмечается их пагубное влияние на долговехшость последних. При этом увеличиваются потери урожая из-за осыпания, Снизить динамическую нагруженность рамы можно уравновешивани­ ем инерционных сил механизма-преобразователя на ней. Методы и сред­ ства полного или частичного уравновешивания указанных сил на раме изложены в 1.2.

Соотношения между силами, приложенными к агрегату, и кинема­ тическими режимами его движения, а также крутильные колебания в при­ воде режущего аппарата рассматриваются в работе [ЗО]. С помощью уравнений Лагранжа-Даламбера составлены дифференциальные уравнения движения агрегата "трактор-косилка". Эти уравнения достаточно пол­ но отображают процессы в динамической модели, однако^ автор не при­ водит их решения и не учитывает упругость звеньев привода.

Основные принципы расчета упругих колебаний зерноуборочных комбайнов даны в работе [44]. Автор обосновал выбор расчетных динами­ ческих моделей при исследовании колебательных процессов, сделал ряд выводов о возможности замены некоторых связей динамической сис­ темы: например, " технологический процесс - динамическая система" заменяется внешним возмущением, приложенным к системе,"технологи­ ческий процесс - процессы преобразования энергии в двигателе" ~ внешним возмущением, приложенным к двигателю и т.д. Однако при ис­ следовании комбайна как инерционно-упруго-диссипативной системы не учтено влияние положения подвижных масс шаршфно-рычажных механиз­ мов, к которым, в частности, относится и режущий аппарат.

Э.П.Сорокиным [III] разработана методика расчета крутильных колебаний в приводах режущих аппаратов, возбу:!одаемых инерционными силами масс звеньев механизмов-преобразователей, с учетом их дина­ мических параметров. Однако она составлена при тфезмерном упроще­ нии динамической системы жатки комбайна KGK-IOO и приближенно опи­ сывает переменный момент инерции механизмов-преобразователей. Ав­ тор установил также, что величина нагрузок в элементах привода ре­ жущих аппаратов в 3-5 раз отличается от нагрузок, полученных при общепринятых инженерных расчетах, и причиной этого является воз­ никновение крутильных колебаний.

Н.И.Дроздов [55] исследовал мощность, потребляемую различны­ ми типами режущих аппаратов при кошении трав и зерновых культур.

Так, мощность на привод ножа косилок при радиусе кривошипа 0,037 м и скорости вращения эксцеитрика 56,5 рад/с составляет на холостом ходу 590 Вт и возрастает прямо пропорционально увеличению скорости вращения и радиуса кривошипа. Общий расход мощности на привод ножа и кривошипно-шатунного механизма при холостом ходе составляет II80 Вт, а расход мощности на кошение у аппарата нормального реза­ ния при подаче 0,06 м - 1390 Вт. Таким образом, около 84% потребляемой при работе косилок мощности теряется в приводе и только I6/S ее расходуется на перерезание растений, Исследования жатки ЖНУ-4,0, проведенные Л.Г.Далальянцем [48], показали, что разность максимальных нагрузок в режущем аппарате меящу рабочими и холостыми режимами составила 1А%, Установлено, что для режущего аппарата определяющими являются силы инерции, ко­ торые зависят от конструктивных параметров механизма и кинематики его привода.

Проводились также испытания режущих аппаратов на надежность и долговечность [56,71].

В США, Японии и других странах проводятся исследования, нап­ равленные на улучшение существующих и создание новых приводов но­ жа в косилках и жатках. Они в основном сводятся к уравновешиванию механизмов-преобразователей, устранению вибрации и крутильных ко­ лебаний, повышению качественных показателей и производительности режущего аппарата, созданию направляющих устройств, обеспечиваю­ щих движение ножа по прямой и исключающих направляющую головки но­ жа [125,139,141,145].

1.2. Обзор исследований по виброактивности жатвенных машин, влияющих на качество выполнения технологического 1.2,1. Решение задачи уравновешивания сил инерции звеньев лю­ бого по сложности механизма на раме сводится к замене указанных сил одной силой Ра fII4j, приложенной в произвольно выбранной точке, и парой Ми, причем вектор этой результирующей силы ра­ вен главному вектору сил инерции звеньев (механизма), а момент па­ ры - главному моменту сил инерции механизма относительно выбранно­ го центра приведения. Для полного уравновешивания сил инерции необходимо, чтобы проекции на оси координат результирующей силы инерции и главные моменты сил инерции относительно осей X,Y, Z равнялись нулю, т.е. чтобы удовлетворялись условия [9] :

Эти условия будут выполняться в том случае, когда общий центр масс всех звеньев механизма останется неподвижным и центробежные моменты инерции масс всех звеньев механизма относительно плоскос­ тей Х У, Х 2, У ^ [142] будут постоянны, т.е. [9,10].

Для плоского механизма, движение центров тяжести звеньев ко­ торого можно считать происходящим в одной плоскости, равенства (1.3) и (1.4) примут вид При выполнении равенств (1.3), (1.5) полностью уравновешива­ ется главный вектор сил инерции, а при выполнении равенств (1.4), (1.6) - главный момент сил инерции относительно осей X, V,^.

Задача уравновешивания механизма на раме в общем случае сводится к подбору масс его звеньев, удовлетворяющих равенствам (I.3-1.6).

Полное уравновешивание механизма может быть достигнуто соот­ ветствующим подбором кинематической схемы и масс его звеньев. На­ иболее просто это решается постановкой ряда симметрично располсженных звеньев с равными массами. Для полного уравновешивания ме­ ханизма АВСД (рис. 1.1,а) [10] необходимо установить симметрично расположенный механизм АВ С Д' и второй механизм пред­ ставляющий собой зеркальное отображение первого. Первый и второй механизмы должны иметь равные, но противоположно направленные уг­ ловые скорости ведущих звеньев АВ и АВ^.

В машинах подобный подбор симметричных механизмов, как пра­ вило, не может быть сделан вследствие их специфических особенно­ стей. В связи с этим применяется способ установки специальных урав­ новешивающих приспособлений [7,8,10], Для их расчета величины проекций главных векторов сил инерции и моментов от сил инерции механизма (I.I, 1.2) как периодические функции разлагаются в схо­ дящийся ряд Фурье [5,8,82,150] и предоставляются как суммы ряда гармоник, имеющих различные амплитуды. Уравновешивание сил инер­ ции и их моментов, представленных как суммы гармоник 1,2,... по­ рядков, сводится к механическому возбуждению в механизме сил и мо­ ментов той же величины, но обратного знака. Обычно на практике ограничиваются только двумя первыми гармониками. Приспособление для уравновешивания сил и моментов какой-либо гарминии К-го по­ рядка, направленной по оси X, состоит [10] из двух шестерен I и 2, несущих на себе грузы массой ГПх (рис. 1.1,в). Проекции равную и противоположно нагфавленную величине К-й гармоники. В случае необходимости уравновешивания ряда гармоник для каждой из них устанавливается подобное приспособление. Аналогично может быть уравновешена и К-я гармоника составляющей силы инерции, на­ правленной по оси V. Далее грузы, уравновешивающие гармоники одного и того же порядка, могут быть посажены на одну общую шееРис. I.I. Устройства для уравновешивания сил инерц механизма-преобразователя на раме.

тернго.

Своеобразно решается задача уравновешивания сил инерции враща­ ющихся и возвратно-поступательно движущихся масс кривошипно-ползунного механизма двумя шестернями с противовесами в работе [122].

Вместо постановки симметрично расположенных механизмов или вращающихся шестерен с противовесами устанавливают также дополни­ тельные массы, которые при своем движении уравновешивали бы все си­ лы инерции механизма. Для этого необходимо, чтобы законы движения этих дополнительных масс были соответственно обратны законам дви­ жения уравновешивающих масс. Практически это условие может быть вы­ полнено различными механизмами, например постановкой двух кулачко­ вых механизмов [lOj. Первый кулачковый механизм уравновешивает го­ ризонтальные, а второй - вертикальные составляющие сил инерции.

Профили кулачков, проектируемые по диаграммам горизонтальных и вер­ тикальных перемещений общего центра тяжести механизма, будут соз­ давать силы, равные по величине и обратные по знаку составляющим результирующей силы инерции.

Для уравновешивания момента от сил инерции относительно оси уравновешивают его гармоники К-го порядка приспособлением, показан­ ным на рис. 1.1,с [10], В плоскости, перпендикулярной оси Ж уста­ навливают шестерни I, 2 и 3. На шестерни 2 и 3 навешивают грузы массой /Т). При вращении шестерен от грузов массы ГП создается мо­ мент />*,равный и противоположный К-й гармонике момента сил инер­ ции, силы FJ5 взаимно уравновешиваются. Для уравновешивания несколь­ ких гармоник необходимо установить ряд подобных приспособлений.

При необходимости уравновешивания главного момента от сил инерции около трех осей X, У подобные приспособления должны быть установлены в трех взаимно перпендикулярных плоскостях. При урав­ новешивании моментов сил инерции также применяют грузы, установленные в плоскости действия пары и дающие момент, равный и противоположно направленный уравновешиваемому. Подобный способ урав­ новешивания четырехклавишного соломотряса применил В.А.Желиговский [60], в результате чего амплитуды колебаний рамы уменьшились примерно в 20 раз.

Для уравновешивания некоторых составляющих (целесообразно иногда производить частичное уравновешивание) главных векторов сил и моментов сил инерции механизма используют противовесы или схемы с симметричным расположением двух механизмов. Уравновешивание главного вектора сил инерции механизма может быть осуществлено с помощью двух противовесов [4], расположенных на продолжении шату­ на и кривошипа. Но поскольку плечи этих противовесов полу^тются слишком большие, такой способ уравновешивания не целесообразен.

Частичное уравновешивание составляющих главного вектора сил инер­ ции механизма осуществляется [4] установкой противовеса на продол­ жении кривошипа. С этой целью для приближенных расчетов часть мас­ сы шатуна переносят на палец кривошипа и уравновешивают его проти­ вовесом, а остальная часть шатуна и ножа остается не уравновешен­ ной. Полностью уравновешивают главный вектор сил инерции механиз­ ма симметрично расположенные механизмы рис. I.I, d.

Из всех изложенных вьш1е методов и способов уравновешивания составляющих главных векторов сил и моментов инерции в механизмах привода ножа отечественных жаток, косилок применяются только два последних: уравновешивание противовесом на кривошипе [81].

и симметрично расположенные механизмы ( К Ш - Ю О ) [III]. Эти методы получили в последнее время дальнейшее развитие [137,143,144,150].

Исследования были направлены в основном на разработку теории рас­ чета массы и угла установки противовесов на эксцентрике, что обес­ печивает наибольшее уравновешивание сил инерции механизма, со^^^ание симметричных, максимально уравновешенных механизмов.

В работе [38] вводятся два критерия оценки уравновешивания ме­ ханизмов: критерий наилучшего среднего уравновешивания, основанный на теории наилучшего среднего приближения функции, и критерий наи­ лучшего равномерного приближения, Я.Л.Геронимус [38], исходя из критерия наилучшего среднего уравновешивания, предложил определять массу противовеса и угол закрепления его на кривошипе, обеспечива­ ющих минимум максимума неуравновешенных сил инерции.

Н.В.Эпов [137,138], используя теорию Я.Л.Геронимуса,спроекти­ ровал эксцентрик с противовесом, который позволил уравновесить 65% общих неуравновешенных сил инерции вместо 26% сил, которые уравно­ вешивал эксцентрик с противовесом на серийных машинах. Проведенные исследования показали, что колебания рамы косилки КЗН-2,1 в гори­ зонтальном направлении с расчетным противовесом уменьшились при скорости вращения 115 рад/с кривошипного вала на 55% по сравнению с серийным противовесом, в то время как колебания рамы в вертикаль­ ном направлении увеличились на 12%.

E.G.Босой [31] исследовал уравновешенность сил инерции кривошипно-ползунного механизма режущего аппарата косилки КС-10 и уста­ новил, что в режущем ее аппарате уравновешено всего лишь 14% мак­ симальных горизонтальных сил инерции. Выл спроектирован и изготов­ лен экспериментальный эксцентрик для режущего аппарата этой косил­ ки, который позволил уравновесить 34% максимальных горизонтальных составляющих сил инерции и тем самым снизить амплитуду колебаний пальцевого бруса в горизонтальной плоскости в два раза по сравне­ нию со стандартным эксцентриком, Е.Х.Терскова [118] предложила определять массу и конфигура­ цию противовеса с помощью полярной диаграммы свободных сил инер­ ции в течении одного оборота кривошипа за счет изменения мас< м ^ ^ ^ ховика или смещения ее на некоторый угол по отношению к кривошипу, изменяя тем самым уравновешивающую центробежную силу.

В работе [8^] показан способ двойного приближения для частич­ ного уравновешивания сил инерции ножа косилки КСНБ-2,1 массой вра­ щающихся противовесов. Такое уравновешивание достигается путем уменьшения угла размаха водила за счет уменьшения радиуса кривоши­ па.

В.И.Мироненко [94], основываясь на теории наилучшего уравно­ вешивания по П.Л.Чебышеву, уравновешивает противовесом горизонталь­ ную (продольную) составляющую сил инерции механизма привода ножа жатки комбайна СК-5. В результате максимальная продольная состав­ ляющая неуравновешенных сил инерции составила 30^ от ее значения в серийно выпускаемых комбайновых жатках. При этом незначительно увеличиваются вертикальные составляющие неуравновешенных сил инер­ ции.

Применение противовесов на кривошипе для уравновешивания сил инерции звеньев механизма в лучшем случае позволяет уравновесить вращающиеся и примерно половину возвратно-поступательно движущих­ ся масс механизма [38]. Полное уравновешивание возвратно-поступа­ тельных частей может быть получено [12] добавлением второй возврат­ но-поступательной массы, которая будет двигаться в противоположном направлении к первой массе.

В работе [86] рассматривается уравновешивание режущего аппара­ та [140], в котором к ножу с помощью пружины присоединена некото­ рая реактивная масса, колеблющаяся в противофазе с ножом. Для того чтобы силы инерции масс ножа и реактивной массы уравновешивали друг друга, необходимо, чтобы квадрат внутренней частоты колебаний масс был равен сумме квадратов собственных частот колебаний каждой массы на пружине в отдельности. Это возможно в том случае, к%гда указанные массы равны.

Одним из путей повышения уравновешенности механических приво­ дов является применение двух движущихся в противоположных направ­ лениях ножей. Разработаны различные схемы таких конструкций.

В работе [21] приводится конструкция беспальцевого режущего аппарата с двумя активными ножавш. Боковые режущие аппараты косил­ ки КН-б,0 приводятся в движение коленчатым валом. Два ножа, равные по длине половине захвата, совершают колебания в противоположных направлениях.

Оригинальны схемы уравновешенных конструкций режущих аппара­ тов, предложенные Е.Н.Конюшковым [72]. В первой схеме для привода двух ножей, движущихся в противоположных направлениях, использова­ ны два механизма качающейся вилки, во второй - два движущихся друг к другу навстречу ножа приводятся в движение кулисным механизмом.

Интересны конструкции самоуравновешенных механизмов привода ножа, включающие три кулисных [122] и рычажно-шарнирный механизмы [94].

Заслуживает внимания схема конструкции привода режущего аппа­ рата [122], в которой силы инерции уравновешиваются полностью за счет придания ножу возвратно-поступательного движения по окружнос­ ти.

Инженерная црактика проектирования уравновешивающих устройств механизмов приводов ножей подсказывает новые, перспективные и эко­ номичные методы уравновешивания, К таковым следует отнести различ­ ные демпферные устройства [22,42,102]. Сила сопротивления, разви­ ваемая демпферным устройством, направлена в противоположную сторону движения рабочего органа. По данным работы [22], применение одного резинового амортизатора (втулки) в соединительном звене привода ре­ жущего аппарата косилки снизило нагрузки от неуравновешенных сил инерции на 20^.

I.2.2. На кривошип во время работы режущего аппарата действу­ ют периодически изменяющиеся силы инерции механизма, возбуждая в упругой системе его привода крутильные колебания. Уравновешивание крутящего момента от действия сил инерции на ведущем звене механиз­ ма, или гашение крутильных колебаний в приводе режущего аппарата, можно осуществить установкой в привод специальных устройств (гаси­ телей колебаний).

По принципу действия гасители колебаний делятся на два типа [58] : а) динамические (антивибраторы), работающие без поглощения энергии колебаний; б) устройства сопротивления колебаний (демпфе­ ры), работающие по принципу поглощения энергии колебаний с последу­ ющим рассеиванием ее в виде тепла. По характеру сопротивлений ис­ пользуемые для поглощения энергии демпферы подразделяются на гаси­ тели сухого, жидкостного и внутреннего трения (резиновые).

Преимущества демпферов сухого трения - простота конструкции и относительно малые габариты, а недостатки - постепенное уменьшение силы трения по мере износа трущихся поверхностей и ослабления пру­ жин, а также возможность заклинивания движущихся масс гасителя.

Этих недостатков лишены гасители жидкостного трения, в которых для создания необходимой величины поглощаемой работы используется со­ противление жидкости при перетекании ее через узкие щели при коле­ баниях [II].

Широкое распространение, особенно в автотракторных двигателях получили резиновые гасители крутильных колебаний, в которых ведо­ мый и ведущий диски соединены между собой через упругий слой рези­ ны [58]. В этих гасителях необходимая работа сопротивления создает­ ся как за счет упругости резинового слоя, так и за счет внут^ннего трения в нем. К недостаткам резиновых гасителей относится изме­ нение характеристики упругого элемента (старение резины) в процес­ се эксплуатации, Демпферы жидкостного и сухого трения обычно настраиваются на определенную частоту или достаточно узкий спектр частот колебаний (резонансные режимы). При выходе из указанного спектра частот эф­ фективность их резко падает. В этой связи выгодно отличаются от последних резиновые гасители и особенно маятниковые динамические гасители.

Маятниковые гасители по эффективности и простоте превосходят все другие и поэтому широко применяются в машиностроении. Их ус­ танавливают в многомассовые системы и настраивают на определенные гармонические составляющие возбузвдающих моментов. Настройка их не меняется, и они не чувствительны к изменению частоты системы.

Маятниковые гасители различны по конструкции [56,65] : физи­ ческий маятник, маятник с бифилярным подвесом, маятник с двумя степенями свободы, маятник с кольцевой массой и одной степенью свободы (внешний ролик СЗоломона), роликовый маятник (внутренний ролик Соломона), математический маятник. Наибольшее распростране­ ние в двигателях и других технических устройствах получил маятни­ ковый гаситель с бифилярным подвесом.

В работе [I ] рассматривается задача уравновешивания крутящего момента от действия сил инерции на ведущем валу для механизма с переменньм моментом инерции. В результате теоретического анализа движения такого механизма автор делает вывод о том, что для полно­ го уравновешивания крутящих моментов от сил инерции в механизме с переменным моментом инерции, работающим при данной угловой ско­ рости, необходимо, чтобы общее количество запасенной энергии в этом механизме оставалось всегда постоянным. В действительности же. для большинства механизмов это условие выполнить невозможно.

Частичное же уравновешивание вполне реально. Элементами для накоп­ ления потенциальной энергии в механизмах с переменным моментом инерции могут быть [I] : пружины; газогидравлические, пружинно-гид­ равлические и другие аккумуляторы энергии ; тяжелые поднимающиеся и опускающиеся звенья.

В работе [127] обоснован способ снижения колебаний угловой скорости и крутящего момента на валу привода с периодически изме­ няющимися массами отдельных звеньев и приведенными моментами инер­ ции. В динамическую систему вводится дополнительный инерционный момент, источником которого является карданная передача, обеспечи­ вающая непостоянное передаточное отношение в течение одного оборо­ та. Используя указанный способ, автор существенно снижает крутиль­ ные колебания в приводе грохотов вибрационного картофелекопателя КВН-2М.

1.3. о приближении скорости ножа на участке резания Анализ литературных источников по рассматриваемому вопросу [16,18,19] свидетельствует о том, что для получения приближеннопостоянной скорости движения ножа на участке резания авторы ис­ пользуют метод, основанный на сообщении кривошипу кривошипно-ползунного механизма переменной угловой скорости. При этом способы и^.

соответственно,механизмы задания переменной скорости различны.

Н.В.Бок [18] предлагает два способа сообщения кривошипу пере­ менной угловой скорости, В разработанной им первой модификации привода ножа с синусным механизмом ведущее звено совершает слож­ ное движение: вращается с постоянной угловой скоростью относительно опоры, которая в свою очередь осуществляет продольные гармони­ ческие колебания. Во второй модификации переменная угловая ско­ рость кривошипу кривошипно-ползунного механизма привода ножа сооб­ щается кулисным механизмом через пару шестерен, причем кулиса и кривошип жестко связаны с соответствующими шестернями. При опреде­ ленном соотношении меткду параметрами механизмов достигается прибли­ жение скорости ножа на участке резания к постоянной скорости. Как отмечается в работе [92], недостатком рассмотренных двух механиз­ мов привода ножа является сложность их изготовления.

Проще решается задача улучшения закона движения ножа на участ­ ке резания в работе [92]. В привод ножа вводят шарнир Гука в со­ четании с синхронной муфтой или один шарнир Гука. Для различных углов излома валов шарнира были определены скорости ножа в функции угла поворота ведущей вилки кардана. Анализ графиков изменения скорости ножа при различных углах меящу осями кардана показал, что за счет введения в механизм привода шарнира Гука можно получить приближенно равномерное движение ножа в зоне резания при значениях углов излома валов шарнира, близких к 30-35°. При этом максималь­ ные отклонения скорости ножа будут в 3-4 раза меньше по сравнению с максимальными отклонениями скорости ножа при отсутствии шарнира Гука. Снижение ускорения ножа на 15-20^ достигается при значениях углов излома валов, близких к 20®.

Для въфавнивания скорости ножа на участке резания Н.И.Богда­ нов [16] предлагает для привода вала, кривошипно-ползунного меха­ низма использовать передачу, состэящую из эксцентрично расположен­ ного на оси крзгглого и сопряженного с ним некруглого колес. Некруг­ лое колесо устанавливается так, чтобы кривошип совпадал по направ­ лению с наибольшим радиусом центроиды некруглого колеса.

Подобная же задача решена и В.И.Мироненко [92]. Он устано^л, что оптимальный закон изменения скорости ножа на участке резания имеет место при относительном эксцентриситете круглого колеса (6 « 0,1), когда кривошип расположен вдоль малой оси некруг­ лого колеса. В этом случав максимальные отклонения скорости от ее среднего значения составляют + 1,4% и - 2,1^. В случае же при­ вода ножа от передачи с круглыми колесами ( в (3 12) Р Sz ' tCOi>Ll>p-Pf6LniPp-5iC06ip^^Lnipp и передаточного отношения коромысло - кривошип / С = ^ = - ^ ^i^^^nip5CO^^p-P,6inq>s + hco6il^s,^ j ^.

Минимизация функции J- (о,б) предполагает решение следую­ щей системы уравнений:

Раскрьгоая (3.31), получим систему уравнений Система нелинейных алгебраических уравнений (3.32) решалась на ЭВМ с использованием численного метода наискорейшего спуска.

По выражению (3.32) аппроксимировались все профили звездочек, соответствующие значениям ^пр. приведенным в табл. 3.2. В ре­ зультате расчета найдены величины полуосей эллипсов (табл. 3.2) и относительная погрешность аппроксимации (табл. 3.2), вычисля­ емая по формуле Искомая замкнутая кривая (рис. 3.4, кривая I), обеспечиваю­ щая передаточное отношение цепной передачи, равное 2, и посто­ янство приведенного к главному валу момента инерции пространст­ венного кривошипно-ползунного механизма, аппроксимируется эллип­ сом (рис. 3.4, кривая 2) с параметрами (табл. 3.2) О - 0,0456 м, S - 0,0401 м при относительной погрешности аппроксимации 8 = 0,022.

Из анализа результатов расчета (табл. 3.2) следует, что все рассчитанные вьште профили некруглых звездочек могут быть с большой точностью заменены звездочками эллиптической формы и выбраны исследователем в качестве исходных для получения посто­ янного, приведенного к валу кривошипа,момента инерции кривошип­ ного механизма привода ножа,и необходимых средних угловых ско­ ростей привода.

Таким образом, расчет профилей некруглой звездочки, перемен­ ное передаточное отношение которой обеспечивает получение посто­ янного, приведенного к главному (ведущему) валу, момента инерции кривошипного механизма, может быть проведен в следующем порядке, 1. Определяются моменты инерции и массы звеньев механизма привода [37,105].

2. Устанавливаются кинематические зависимости движения звень­ ев механизма в функции от угла поворота ведущего вала (3.1, 3.8, 3. Находится приведенный к валу кривошипа момент инерции кривошипного механизма привода ножа (3.28).

4. Рассчитьшается переменное передаточное отношение цепной передачи по (3.25). В этом расчете важен вопрос выбора CJnp.

Для нахождения dnp достаточно взять на кривой приведенного к ва­ лу кривошипа момента инерции механизма (рис. 3.2) два мгновенных его значения, желательно крайних (минимальное и максимальное).

Выбранные значения необходимо умножить на квадрат постоянного передаточного отношения цепной передачи, и для каждой из получен­ ных величин по (3.25) рассчитать переменное передаточное отноше­ ние, найти их средние значения. Далее строим линейную зависимость Зорот среднего передаточного отношения (рис. 3.3), по которой для необходимого исследователю среднего передаточного от­ ношения цепной передачи определяем С^пр и подставляем их значе­ ния в (3.25) ; потом рассчитьгоаем искомую кривую изменения пере­ даточного отношения цепной передачи (рис. 3.2).

5. Рассчитьгоается подвижный радиус некруглой звездочки по (3.29) и строится профиль этой звездочки (рис. 3.4, кривая I ).

6. Аппроксимируется профиль звездочки по критерию (3.30) и вычисляется погрешность аппроксимации (3.33).

Программа расчета профиля некрзлрлой звездочки по изложенной методике приведена в приложении I.

3.3. Кинематика привода режущего аппарата с эллиптической звездочкой в цепной передаче Рассмотрим кинематику привода ножа косилки, на валу кривоши­ па которого установлена некруглая звездочка эллиптической формы.

Определим зависимость угла поворота круглой звездочки цепной пе­ редачи СРо от угла поворота некруглой (эллипс) звездочки Ср^ (рис. 3.5) в предположении, что они соединены посредством гибкой бесконечной нити (цепи) без учета ее провисания и растяжения.

Зависимости ^р'^^Я^в) (^-Q). COp^M^s) (3.12), где ^3"" радиус круглой звездочки на главном валу.

агссобХ^/а aгccoiУ^ya где агс С06 Х^/о ^агссоб Х ^ / а.

Для решения уравнения (3.39) необходимо определить коорди­ наты точек касания общей касательной с окружностью и эллипсом при произвольном угле поворота системы звездочек.

Уравнение окружности в системе координат ( X,О, У ) Уравнение эллипса в системе координат ( X, 0,У ) Уравнение касательной к окружности в точке S ( Х ^, b/g ) в системе координат ( X, 0, У ) Уравнение касательной к эллипсу в точке G i ^& » Уе ) в системе ( X", о', У" ) Используя формулы преобразования координат, запишем урав­ нение (3.43) в системе координат (X,0,i/) •5Tf(X-/i')coi^1 + У 1 - ' ^ Решая совместно систему уравнений (3.47) - (3.50), можно определить координаты точек & ( X g, Уд ), G ( Л J, У© ).

Из (3.50) выразим Х © через Уа.

Подставляя (3.47), (3.48) в (3.49), имеем a%coi^p^f]=[a'6'+h'(6^\^co& = 0. Полученные координаты то­ чек С и i) вводились затем как исходные данные в программу для расчета ф о ~ / (^s ) • Для случая расположения большой оси эллиптической звездочки цепной передачи на прямой, соединяющей центры звездочек (угол установки эллиптической звездочки равен нулю), соотношение между величинами углов поворота звездочек, полученное расчетным путем, приведено в табл. 3.4 (ч. П). Здесь, как и в дальнейшем, углом установки (начальной фазой) эллиптической звездочки с / будем считать угол между прямой, соединяющей центры звездочек, и боль­ шой осью эллипса, причем за положительное направление принимает-^ ся то, которое совпадает с направлением вращения цепной передачи.

Используя полученную зависимость ^o~j(^s) (табл. 3.4, ч. П), методом линейной интерполяции находим обратную зависи­ мость ф 5 ^ / ( 9 о ) (табл. 3.4, ч. I).

Зависимость (Яу=/(фо) (часть I) и фо=/(, рад SnR3*coSPP*G-S PCPSP, SH=SH0-HS *(X(3) --X{9)|-C26*IX.А,ч V/ ^ ^ *f внедрения результатов исследований привода режущего аппарата жатвенных малин в опытно конструкторских работах СКВ Белоцерковского завода сельскохозяйственного малиностроения В соответствии с планом работ между Белорусским институ­ том механизации сельского хозяйства и Белоцерковским заводом сельскохозяйственного машиностроения и м Л Мая в период с до 1983 года выполнен комплекс исследований по изысканию эффек­ тивных цутей повышения производительности и качества работы жатвенных машин.

В результате этих работ установлено, что основным сдержи­ вающим фактором повьш1вния названных показателей является дина­ мическая нагруженность привода релопцего аппарата, возрастающая с повышением угловой его скорости вращения. Предложен метод снижения нагруженности привода, повышения производительности и качества работы режущего аппарата, разработаны конструктивные мероприятия по его реализации в жатвенных машинах. Сущность метода заключается во вводе в привод механизма с переменным передаточным отношением, создающим в нем момент, по аллитуде и частоте равный, но противоположно направленный инерционно1кОг моменту масс механизма-преобразователя и ножа.

Апробация метода осуществлена на приводе рел^ущего аппарата, включающего цепную передачу, в которой на валу кривошипа уста­ новлена вместо круглой звездочки эллиптическая с раш1етными параметрами.

Это мероприятие позволило выравнять скорость ножа на участ­ ке резания, повысив качество работы ренопцего аппарата (среднеквадратическое отклонение и коэффициент вариации высоты стерни уменьшилися с 2,08 до 1,70 см и 13,9 до 11,4%), увеличить произ­ водительность машин на 8^ и снизить колебания крутящего момента в приводе на рабочем режиме в 1,9 раза и в 3,3 раза на холостом, уменьшить нагруженность реяошщх пар аппарата.

За счет только повышения производительности годовой экономи­ ческий эффект составляет 140 руб. на одну машину.

Разработанный метод реализованный в виде програм на ЭВМ внедрен на заводе и использован при проектировании привода реясущего аппарата травяной жатки КПИ-2,4.

^ ^ ^ ^ у ' ^ ЪЛ, Синякевич ^у^/^са^Л^—- Н.Ю.Липский

ЛЪЕРЛЩАЮ

СПРАВКА

Дана настоящая в том, что результаты диссертационной работы тов.Бойко Т.В., т. е. методика выбора рациональных параметров при­ вода режущего аппарата / с колебательным движением ножа/, разра­ ботанная на основе предложенного метода снижения нагрузок в при­ воде и повышения качества работы режущего аппарата, реализованная в виде программ на ЭВМ, использована в.учебном процессе Б М Х при дипломном проектировании на кафедре "Сельскохозяйственные машины".

СПРАВКА

Дана настоящая Бойко Т.В. в том, что в 1979 году в учхозе им.Фрунзе Минского района Минской области проведены сравнитель­ ные испытания режущего аппарата с эллиптической звездочкой в при­ воде, установленного на косилку К Ш 1,8 и серийного при уборке однолетних трав /смеси люпина с овсом/.

В результате испытаний выявлены преимущества эксперименталь­ ного ре:':сущего аппарата с эллиптической звездочкой в приводе, про­ явившиеся в увеличении производительности косилки и улучшении ка­ чества среза.

СПРАВКА

Дана настояп:{ая тов.Бойко Т.Е.в том,что в период с 1.08.82г. по II.09.82г. проводились хозяйственные испытания режущего аппарата с эллиптической звездочкой в приводе, установленного на косилку КУФ-1,8,и серийного при уборке однолетних трав /овсяно-гороховая смесь с подсолнечником узкорядньм/.

За период хозяйственных испытаний заготовлено 527,48 т зеленой массы.

При использовании косилки 1{УФ-1^8 с модернизированньы приводом режущего аппарата забивания его не наблюдалось, повысилась средняя поступательная скорость ма1пины,за счет чего производительность агрегата увеличилась на 7-8 % и уменьшилась неравномерность высоты среза.

Учитывая выцеизложенное,считаем целесообразнытл использование сегментно-пальцевого реж^щ^его аппарата с эллиптической звездочкой в приводе.

Сравнительные хозяйственные испытэлия сегментнопальцевого режущего аппарата с двумя схемшли приводов /серийнил и модернизированньм/ на примере косщлки КУФ-1^& проводились в агрегате с трактором МТЗ-80 л/колхоз"Оснежицкий" Пинского района Брестской области.