Расчет комбайна и основных параметров его рабочих органов

курсовой схм.dwg

КП 415.05.00.00.00 ВО
Техническая характеристика
Диаметр молотильного барабана 800 мм
ширина 1500 мм. 2. Ширина захвата жатки 6 м. 3. Мощность двигателя 173 кВт. 4. Частота вращения коленчатого вала 2000 обмин. 5. Производительность выгрузного устройства 2.5 тмин. 6. Емкость топливного бака 300л.
КП 415.05.05.00.00 СБ
Неуказанные фаски 2 45
Острые кромки притупить R=0
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
сталь 45 ГОСТ 1050-88

Расчет комбайна.doc

Обоснование функциональной схемы комбайна и расчет основных параметров его рабочих органов
Обоснование функциональной схемы комбайна
Стебли в процессе движения комбайна по полю захватываются граблинами мотовила срезаются режущим аппаратом и затем поступают к шнеку жатки.
Шнек спиралями правого и левого направления подает срезанные стебли к центру жатки. Пальчиковый механизм шнека захватывает срезанную массу и направляет её в окно жатки из которого масса отбирается специальным битером и подаётся в наклонную камеру.
Далее цепочно-планчатым транспортёром хлебная масса подаётся непосредственно в молотильный аппарат. Здесь она обмолачивается с выделением большей части зерна. Соломистая фракция содержащая после обмолота часть зерна на выходе из молотильного аппарата под острым углом отражается отбойным битером на сепаратор вороха соломотряса. Здесь она разделяется на две фракции: соломы и зернового вороха. Вторая фракция подаётся на транспортную доску и вместе с зерновым ворохом выделенным в молотильном аппарате поступает в сепаратор зернового вороха – очистку.
В процессе движения вороха по решётам очистки обдуваемым вентилятором зерно отделяется от соломистых примесей. Далее оно поступает по скатной доске нижнего решётного стана в зерновой шнек и транспортируется элеватором в автомобили или прицепы поворотным выгрузным шнеком.
Необмолоченные колоски с примесью свободного зерна и половы сходящие в колосовой шнек с нижнего решета и удлинителя верхнего решета перемещаются шнеком и элеватором в домолачивающее устройство.
Соломистые сходы очистки воздушным потоком и возвратно-поступательным движением жалюзийных решёт выводятся на лоток половонабивателя который подаёт их в камеру копнителя или в шнек половоотборщика – измельчителя.
Расчет загрузки комбайна выбор ширины захвата жатки
Рабочая ширина захвата жатки определяется пропускной способностью q молотилки комбайна его средней рабочей скоростью Vм ср средней урожайностью убираемой культуры Q и соотношением между зерном и соломой в хлебной массе (З : С). Для обеспечения максимальной загрузки молотилки ширина захвата жатки (В) должна быть равна:
гдеB — ширина захвата жатки м;
g — пропускная способность молотилки комбайна ;
Q — средняя урожайность убираемой культуры ;
Vм ср — средняя рабочая скорость комбайна ;
n — коэффициент определяющий содержание зерна в хлебной массе определяется:
При З : С=1:15 n==04.
Так при средней урожайности Q=04 (40 ) 3:C=1:15 (n=04) средней скорости машины Vм ср= 13 и пропускной способности молотилки q = 7 необходимый захват жатки:
Окончательно ширину захвата жатки выбирают из рекомендованного ГОСТ ряда:
; 41; 5; 6; 7; 10;12; 15 м.
Принимаем ближайшее большее значениеВ=6 м.
Значение урожайности при расчетах принимаем в пределах 02-06 .
Зная наибольшую и наименьшую урожайность Qmax и Qmin определяем необходимый диапазон изменения рабочих скоростей движения комбайна:
Следовательно при соотношении зерна к соломе З:С=1:1.5 принимаем ширину захвата жатки В=6 м. При изменении урожайности от 0.2 до 0.6 диапазон скоростей меняется от 078 до 233 .
Выбор типа режущего аппарата и расчет режима его работы
Режущий аппарат жатки должен обеспечивать чистый срез стеблей зерновых культур как прямостоящих так и полеглых на заданной высоте среза и скорости машины. Для этого режущий аппарат должен иметь определенные геометрические и кинематические параметры. При конструировании режущих аппаратов зернокомбайнов используются как правило стандартные элементы конструкции (пальцы сегменты спинка ножа прижимные лапки и др.). Задача заключается в правильном выборе кинематического режима работы режущего аппарата и в проверке соответствия геометрических параметров выбранных элементов конструкции заданным условиям работы.
Исходными данными для расчета режущего аппарата являются максимальная скорость движения машины Vma угол наклона вкладыша a2=0°.
Рис. 1. Параметры элементов режущего аппарата.
Наибольшее применение в зерноуборочных машинах находит режущий аппарат нормального резания:
Проверяем выполнение условия защемления стеблей в растворе режущих пар:
°+16°³34°45'+0° откуда 48°³34°45'.
Выбранные сегменты и вкладыши удовлетворяют необходимым требованиям. Удовлетворительное качество срезания режущим аппаратом обеспечивается если минимальная скорость ножа Vmin=15 . Минимальная скорость ножа может быть либо в начале либо в конце процесса резания.
Рис. 2. Схема для определения скорости ножа.
Скорость ножа при смещении его на расстояние X от крайнего положения определяется формулой:
гдеw — угловая скорость кривошипа с-1.
Смещение ножа до моментов начала и конца резания определяем из рис. 11.
Xн.р.=762-=262 мм.=00262 м
Xк.р.=762-=567 мм.=00567 м.
Подставляя в (11) полученные значения X получаем:
Минимальное значение скорости ножа будет иметь место в конце резания и оно должно быть не ниже 15 то есть Vк.р.=0033×w³15 .
Отсюда:w==455 с-1 а частота вращения кривошипа:
Для того чтобы стебли в процессе подведения их сегментом к пальцу не скользили вдоль лезвия к вершине сегмента и не выскальзывали из раствора режущей пары необходимо выполнение условия:
гдеr==381 мм=00381 м — радиус кривошипа;
Для нашего случая: tga1=tg34°45'=0.694.
Правая часть условия (14) равна: 0694> или 0694>134.
Так как условие (14) не выполняется то при заданной скорости машины
Vм max=233 и вычисленной выше частоте вращения кривошипа n=435 мин-1 возможно выскальзывание стеблей из раствора режущих пар и потери несрезанным колосом. Для выполнения условия (14) число оборотов кривошипа должно быть увеличено. Из формулы (14) следует:
Это значение частоты вращения и принимаем так как оно обеспечивает все требования предъявляемые к кинематике ножа.
Приняв число оборотов n=842 мин-1 находим подачу:
Значение h ниже допустимых пределов для нормальных режущих аппаратов при кошении хлебов (допустимые значения 018 0195 м при высотах среза Hx=138 150 мм).
Проверяем высоту стерни получаемую при работе машин на максимальной скорости. Высота стерни определяется формулой:
q — величина продольного или поперечного отгибов стеблей м.
Поперечный отгиб определяется:
gпоп=(00762-0012)×=0095;
gпрод=129×-0044=0063
гдеА=129 — коэффициент для аппарата нормального резания.
Сравнивая величины отгибов видим что максимальный поперечный отгиб в 151 раза больше продольного и высота стерни будет определяться этим отгибом. Кроме того поперечному отгибу подвергаются подавляющее большинство стеблей в то время как продольному - незначительное количество. Подставляя в (15) значения поперечного отгиба и минимального значения высоты стерни H находим необходимую высоту установки режущего аппарата Hx которую должно обеспечивать устройство для регулировки высоты среза:
Hx min==0116 м=116 мм.
Для обеспечения некоторого запаса принимаем Hx min=100 мм.
В результате анализа выбираем сегмент и вкладыш по ГОСТ 158-74;
режущий аппарат типа S=t=t0=76.2 мм; частоту вращения вала кривошипа n =842 мин-1.
Мощность потребная для привода режущего аппарата зависит от величины подачи густоты хлебостоя остроты лезвия ширины захвата жатки и определяется по формуле:
гдеNуд — мощность потребная на 1 м захвата жатки;
В — ширина захвата жатки м.
Для рассчитываемого аппарата с шириной захвата В=6 м подачей h=00831 м Nуд=034 по формуле (17) получим:
В качестве предохранительного устройства от поломок режущего аппарата обычно используется клиноременная передача привода пробуксовывающая при забивании аппарата.
Для обеспечения возможности подведения стеблей растения к режущему аппарату окружная скорость планки мотовила U=w×R должна превышать скорость движения машины Vм на определенную величину. Соотношения этих скоростей =l=164183 зависит от скорости движения машины. После выбора значения l необходимо вычислить скорость воздействия планки мотовила на стебли. Эта скорость не должна превышать 06 (иначе возможен вымолот планкой зерна из колоса) то есть w×R-Vм06 .
Крайние значения возможной окружной скорости планки:
wmax×R-Vм max=268-233=03506 .
Рис. 3.Определение радиуса мотовила.
Условия нормальной работы мотовила выполняется. В заданном диапазоне рабочих скоростей машины окружная скорость планки мотовила должна измениться от U=wmin×R=128 до U=wmax×R= 268 . Радиус мотовила определяется из условия воздействия планки на стебель в центре его тяжести в противном случае срезанный стебель может перевалившись через планку упасть на землю а не на транспортер жатки. Полагая что центр тяжести стебля располагается на 13 длины стебля от вершины (см. рис.12) находим радиус по формуле:
Зная радиус можем определить диапазон частот вращения для рассчитываемого мотовила.
Таким образом вариатор мотовила должен обеспечить изменение частоты вращения в пределах от 20 до 42 мин-1. Число планок мотовила определяется из условия что ось мотовила вынесена вперед и для подведения стеблей используется вся ширина петли трохоиды А1 А2 (см. рис.12). Тогда количество планок:
гдеh=117 — коэффициент учитывающий влияние стеблей друг на друга при подведении их планкой к режущему аппарату;
l — определяется из выражения s sinj==067 j=0736 рад.
Для рассчитываемого мотовила принимаем:
Подставив полученные значения в выражение (19) получим:
Из конструктивных соображений принимаем z=5.
Пределы перемещения мотовила по высоте относительно режущего аппарата определяются в соответствии с заданными высотой хлебостоя Lmax и высотой установки режущего аппарата hmin над поверхностью поля. При Lmax=1 м hmin=01 м получим:
hmin — высота установки режущего аппарата над поверхностью поля м.
Hmin должно быть больше радиуса мотовила на величину обеспечивающую свободное прохождение планки над поверхностью платформы жатки:
Hmin =R+(3050 мм)=0736+0044=078 м
Наибольший вынос мотовила вперед от линии режущего аппарата должен быть не более чем:
Отклонение зубьев граблин мотовила от вертикали должно находиться в пределах: вперед-35° назад-15°. Эти пределы обеспечивают подъем мотовилом сильно полеглых хлебов. Мощность потребная для привода мотовила определяется удельным сопротивлением стеблей подводу их к режущему аппарату. Экспериментально установлено что сопротивление р =3060 .
Потребная мощность при ширине захвата жатки B определяется как
Для предохранения планок мотовила от поломок в приводе предусмотрены предохранительные устройства срабатывающие при удельных давлениях на планку превышающих 5060 .
Расчет шнекового транспортера
Шнековый транспортер жатки при транспортировке хлебной массы должен обеспечивать производительность равную максимальной производительности молотилки комбайна. Практикой установлены пределы конструктивных и кинематических параметров шнеков: наружный диаметр спирали D=460630 мм высота витка шнека h=100125 мм шаг спирали S=(081)×D окружная скорость витков спирали Vокр=4860 осевая скорость Vосев=11165 .
Длина окружности трубы шнека должна быть больше длины транспортируемых стеблей во избежание их наматывания то есть:
гдеL»08 — средняя длина стебля м;
D=01 015 м — необходимый запас длины окружности трубы.
Так как хлебная масса транспортируется от краев жатки к центру то правая и левая части шнека представляют собой самостоятельные транспортеры с расчетной производительностью:
Вычисляем необходимый диаметр трубы шнека:
Задаваясь высотой витков шнека h=0125 м находим наружный диаметр спирали:
Шаг витков находим как
Определяем необходимую частоту вращения шнека:
гдеg=45 - объемный вес хлебной массы;
j=0.3 - коэффициент заполнения шнека.
Определяем окружную и осевую скорости:
Полученные значения находятся в рекомендуемых пределах и следовательно работа транспортера будет удовлетворительной. Для предотвращения защемления транспортируемой массы между витками шнека и днищем жатки между ними должен быть предусмотрен зазор до 10 15 мм.
Мощность потребляемая шнеком жатки при В=6 м равна:
N=001×7×6×155×12=07812 кВт;
гдеw0=12 - опытный коэффициент.
Оптимальная высота выхода пальцев из трубы шнека H=136 мм число рядов пальцев - 4 шаг пальцев около 250 мм.
Транспортер наклонной камеры
Для обеспечения растаскивания хлебной массы и более равномерной ее подачи в приемную камеру молотилки скорость скребков транспортера Vтр должна быть на 2540% выше максимальной окружной скорости конца пальца шнекового транспортера жатки и находиться в пределах Vтр=3163 .
Шаг скребков S = 165235 мм.
Так как плавающий транспортер перемещает массу нижней ветвью то воздействие на массу веса транспортера и силы давления его пружин затрудняют определение величины мощности потребляемой транспортером.
Битер должен снимать с барабана поток грубого вороха и направлять его на начало соломотряса.
Диаметр битера по концам лопастей выбирают в пределах 330..400 мм а окружную скорость 1018 .
В процессе расчета выбираем радиус кривошипа и частоту вращения коленвала ширину и длину соломотряса число клавишей при заданных значениях производительности молотилки и допустимых потерях.
Многолетним опытом российского и зарубежного комбайностроения установлено что оптимальный радиус колена вала rк=50 мм а оптимальная частота вращения коленвала nк=195215 мин-1. При этом средняя скорость движения грубого вороха по соломотрясу составляет Vс=03304 .
Ширина соломотряса Вс принимается равной ширине молотильного аппарата. Число клавишей при Bc=1200 мм равно четырём. Для молотилки с пропускной способностью q=7 хлебной массы и шириной молотилки 1200 мм выбираем соломотряс шириной Вс равной 1200 мм четырёхклавишный rк=50 мм nк=200 мин-1. Длина соломотряса L определяется по выражению:
гдеqз.п. — количество зерна поступающего на соломотряс ;
qп — допустимые потери зерна за соломотрясом ;
m — коэффициент сепарации м-1.
Из соотношения между содержанием зерна и соломы в хлебной массе 3:С=1:15 и пропускной способностью молотилки q=7 определяем количество зерна поступающего в молотилку:
Количество зерна просыпающегося через деку:
qд»08×qз=08×28=2.24 .
Количество зерна поступающего на соломотряс:
qз.п.=qз - qд=28 - 224=056 .
По заданному проценту допустимых потерь зерна за соломотрясом (0.51.0 % от всего поступающего в молотилку) определяем вес теряемого зерна. При потерях 0.5%:
qп=0005×qз=0005×28=0014 .
Коэффициент сепарации m зависит от толщины слоя вороха на соломотрясе. Для толщины слоя H0=017 м при соотношении зерна и соломы З : С=1 : 15 коэффициент m0=18 м-1. Для других значений толщины слоя коэффициент m определяется из соотношения:
Определяем толщину слоя
гдеg=1020 — объёмный вес вороха;
Vc=04 — скорость движения вороха по соломотрясу;
Отсюда по формуле (21) получаем:
Подставляя в формулу (20) вычисленные значения имеем:
ОткудаL==4543 м»46 м.
В случае если допустимые потери в 1% то есть qn=0028 то
28=056×e-0812L L=37 м.
Размеры очистки определяются количеством мелкого вороха поступающего на очистку в единицу времени:
гдеq — подача в молотилку;
n — коэффициент содержания зерна в хлебной массе;
a — коэффициент зависящий от режима работы молотильного аппарата и влажности хлебной массы.
Так при подаче в молотилку q=7 хлебной массы при влажности W=15% и отношении зерна к соломе З:С=1:15 a=09 нагрузка на очистку по формуле (22) равна:
QВ=7×(1-04×09 )=448 .
Потребная площадь решета очистки определяется по допустимой удельной нагрузке на решето qF=1525;
Ширина решета ограничивается шириной молотилки BМ и равна:
При Bм=12 м длина решета:
Размеры нижнего решета принимаем близкими к размерам верхнего.
Для получения высокой чистоты зерна (98 % и выше) нагрузка на единицу ширины очистки не должна превышать qв=1517 . Если же предполагается последующая обработка зерна на стационарных зерноочистительных пунктах то допускается повышенная засоренность зерна после очистки (чистота до 96 %) и нагрузка на 1 м ширины очистки может быть повышена до qв=2538 . В нашем случае:
что находиться в допустимых пределах.
Принимаем размеры решет - BРL=10801660 мм;
Длина пальцев удлинителя решета:
lу=(01502)×L=166×015=0249 м.
Расстояние между пальцами удлинителя 1215 мм угол наклона решет к горизонту 02° угол наклона пальцев удлинителя 1215 °. Размах колебаний решет:
Частота колебаний 260300 мин-1.
Скорость воздушного потока над верхним решетом должна быть:
над передней частью - 586 ;
над средней и задней - 384 ;
для каскадной очистки - 56 .
Угол наклона воздушного потока к горизонту 2530°.
Стрясные доски имеют ступенчатую поверхность для предотвращения скольжения вороха назад и совершают колебательные движения совместно с верхним решетом очистки. Стрясная доска снабжается на конце пальцевой решеткой которая отводит крупные соломистые примеси на середину решета что создает благоприятные условия для просеивания основного вороха. Ширина выходного окна вентилятора принимается равной ширине решета:
Высота выходного окна вентилятора:
гдеVв=812 - скорость воздушного потока на выходе из вентилятора;
Q - расход воздуха. Q=104×Qв=104×448=46592 ;
Струя воздуха должна обдувать решето по всей длине. При этом высота окна должна быть равна:
гдеК0=0506-коэффициент учитывающий отклонение потока решетом;
b=12°16° - угол расширение струи;
d=25°30° - угол наклона потока к решету:
а»100 мм - конструктивный размер.
Подставляя эти значения в выражение (23) получим:
Если полученное значение HB будет больше предыдущего то необходимо подобрать другое значение размера а.
Рис. 4.Параметры выходного окна вентилятора очистки.
гдеr=125 - плотность массы воздуха
Статическое давление:
H=Hст+Hд=6447+90=7347 Па.
Теоретический напор находим полагая КПД вентилятора h=05:
Диаметр входного отверстия вентилятора:
гдеn=4501000 мин-1 - частота вращения вентилятора (принимаем n=725 мин-1).
Внешний диаметр колеса:
Внутренний диаметр колеса:
D1=04×D2=04×09458=0378 м.
Мощность потребляемая вентилятором:
гдеhn=095098 - КПД передачи.
Так как скорость воздушного потока в очистке зависит от свойств вороха убираемой культуры его влажности и т. п. то в конструкции вентилятора или его приводе необходимо предусматривать устройство позволяющее регулировать скорость воздушного потока. Наиболее совершенным способом регулирования является изменения частоты вращения вентилятора. При этом производительность вентилятора а следовательно и скорость воздуха на его выходе изменяются пропорционально частоте вращения.
Расчет транспортирующих органов молотилки
Параметры шнека определяем задаваясь его производительностью. Производительность шнека определяется количеством зерна поступившим в молотилку:
При пропускной способности молотилки q=7 и соотношении зерна к соломе равному 1:15 получим по формуле (24):
Задаваясь наружным диаметром шнека D из ряда (ОСТ 23.7.2-90): 60 80 90 100 125 150 160 200 250 320 400 и 500 мм шагом t=D диаметром вала d=2080 мм и частотой вращения n = 60-400 мин-1 определяем необходимую производительность шнека Qш либо по заданной производительности и конструктивных параметрах находим необходимую частоту вращения вала:
Qш=471×[(D+2l)2–d2]×t×y×n×g×с (19)
гдеD — диаметр шнека м;
d — диаметр вала шнека м;
y=0304 — коэффициент заполнения;
n — частота вращения шнека мин-1;
g=065083 — плотность зерна;
с — коэффициент снижения производительности шнека зависящий от угла наклона шнека к горизонту;
l=00050015 м — радиальный зазор между кожухом и винтом шнека (рис. 13).
Для зернового шнека очистки (угол наклона b=0) приняв D=015 м t=015 м находим необходимую частоту вращения шнека:
Рис. 5. Схема для определения параметров шнека.
Для обеспечения запаса принимаем n =200 мин-1; коэффициент снижения производительности в зависимости от угла наклона определяется по формуле:
С=1-0006×b=1-0006×0=1
гдеb - угол наклона шнека к горизонту.
Скребковый транспортер
В зерноуборочных комбайнах обычно применяют скребковые транспортеры перемещающие зерно нижней ветвью цепи (рис. 14). Размеры скребков выбирают по ГОСТ 7116 - 84. Производительность скребковых транспортеров определяется по формуле:
Q=3600×y×H×b×V×g (20)
гдеy=0508 — коэффициент заполнения (меньшее значение при больших значениях угла наклона);
H — высота скребка м;
b — ширина скребка м;
g — объемный вес продукта ;
V=062 — скорость цепи.
Задаваясь размерами скребков и скоростью цепи определяем производительность транспортера которая должна быть равна заданной или задаваясь производительностью определяем необходимую скорость цепи которая должна лежать в рекомендованных пределах.
Рис. 6. Схема скребкового транспортера.
Для молотилки зернокомбайна необходим транспортер с производительностью Q=252 (7 ). Выбираем по ГОСТ рекомендуемые для зерновых транспортеров размеры скребков: b=015 м; H=005 м принимая значение g=07 ; y=06.
Находим необходимую скорость цепи:
Полученные геометрические и кинематические параметры элеватора удовлетворяют заданной производительности.
Размеры выгрузного окна:
гдеg — ускорение силы тяжести ;
a — угол наклона транспортера к горизонту °;
j — угол трения продукта по скребку.
При наклоне транспортера a=45 и угле трения j=35 находим по формуле (27):
При углах наклона a>60 зерно не успевает сходить со скребков под действием силы тяжести и разгрузка скребков будет осуществляться в основном под действием центробежных сил. Для обеспечения полного схода зерна со скребков принимают скорость цепи:
гдеra — радиус по наружным кромкам скребков (рис. );
g — ускорение свободного падения.
Мощность на привод транспортера:
при радиусе звёздочки rВ=017 м и высоте скребков H=006 м
rA=rB+H=017+006=023 м.
Мощность на привод транспортёра:
гдеQ — производительность ;
L — длина горизонтальной проекции транспортёра м;
L' — длина вертикальной проекции транспортёра м;
W=1317 — коэффициент сопротивления движению.
N=×(0556×15+0886)=012 кВт.
Расчет зернового бункера
В современных комбайнах емкость бункера принимают в пределах 045075 м3 на единицу производительности молотилки (меньшие значения соответствуют большей пропускной способности). Емкость бункера должна быть кратной емкости кузова транспортных средств применяемых при отвозке зерна от комбайна.
Продолжительность заполнения бункера равна:
гдеg=600850 — плотность зерна;
Vб — объем бункера м3;
h=09 — коэффициент использования бункера;
q — производительность молотилки ;
V==04 — относительное содержание зерна в хлебной массе.
Для комбайна с пропускной способностью q=7 при уборке хлебов с 3:C=1:15 полагая удельную емкость Vб1=07 получаем необходимый объем бункера равен:
Принимаем коэффициент использования бункера hб=09 находим массу зерна в бункере по формуле (29):
Qб=Vб×hб×g=5×09×800=3600 кг.(23)
Время заполнения бункера зерном по формуле (30):
t==12857 с.=214 мин.(24)
Емкость копнителя ограничивается с одной стороны допустимой нагрузкой на задние колеса а с другой стороны масса формируемой копны должна соответствовать грузоподъемности существующих навесных волокуш и копновозов т.е. не превышать 300 кг.
Для комбайна "Дон – 1200" ёмкость камеры копнителя равна 12 м3.
2.15. Прочностной расчет
2.15.1. Определение реакций в опорах вала привода цепи скребкового транспортера
Вал привода цепи скребкового транспортера представляет собой цельный стержень постоянного сечения. Вал опирается на самоустанавливающиеся подшипники которые в свою очередь крепятся к боковинам корпуса скребкового транспортера. Для передачи усилия от приводной цепи к рабочей цепи скребкового транспортера на устанавливаются звездочки. При передаче усилия от вала контрпривода к рабочей цепи на вал действуют силы:
окружная направленная по касательной к окружности звездочки;
-радиальная возникающая от провисания цепи и направленная к центру окружности звездочки.
Рис. 14. Схема сил действущих на вал скребкового элеватора
Действующие на вал силы обозначим:
-окружные силы Ft1 и
-радиальные силы Fr1 и Fr2.
От действия внешних сил в опорах возникают реакции RA1 и RA2.
Силы Ft1 и Ft2 разложим на вертикальные и горизонтальные составляющие Ft1в и Ft1г Ft2в и Ft2г.
Реакции в подшипниках соответственно RАв и RАг RВв и RВг.
Окружные силы определим по формулам:
где: T - крутящий момент на валу;
d1 d2 - диаметры звездочек d1=01 м и d2=025 м.
Крутящий момент определим по формуле:
где: N - потребная мощность элеватора N=009 кВт.
n - частота вращения вала.
n=60·12314·01=229 мин -1.
T=9550·009229=37 Н·м.
Радиальные силы определим по формулам:
где К - коэффициент нагрузки от провисания цепи К=12
Горизонтальную и вертикальную составляющие сил определим по формулам:
Ft1г=Ft1·s Ft1в=Ft1·sin80°
Ft2г=Ft2·s Ft2в=Ft2·sin80°.
Ft1г=13 Н; Ft1в=73 Н; Ft2г=52 Н; Ft2в=28 Н.
SMА=0065·Ft1г-013·RВг+018·Ft2=0.
RВг=(0065·Ft1г+018·Ft2г)013
SMB=006·Ft2г-0065·Ft1г+013·RАг=0.
RАг=(0065·Ft1г-006·Ft2г)013
Рис. 15. Схема сил действующих
на вал в горизонтальной плоскости
Рис. 16. Эпюра изгибающих моментов
SMА=(Ft1в+Fr1)·0065-013·RВв+(Ft2в+Fr2)·019=0.
RBв=((Ft1в+Fr1)·0065+(Ft2в+Fr2)·019)013
SMВ=(Ft2в+Fr2)·006 + 013·RАв-(Ft1в+Fr1) ·0065=0.
RАв=(-(Ft2в+Fr2)·006+(Ft1в+Fr1)·0065)013
Рис. 17. Схема сил действующих
на вал в вертикальной плоскости
МВв=(28+18) ·006=28 Нм.
Рис. 18. Эпюра изгибающих моментов
2.15.2. Определение диаметра вала в опасном сечении
Опасным сечением для данного вала является (·)В.
Определим суммарный момент в (·)В от действия сил в горизонтальной и вертикальной плоскостях
Приближенный расчет диаметра вала проведем учитывая действие только крутящего момента.
где [t] - предельные касательные напряжения
sв - предел прочности для сталь 45 sв=598 МПа.
[t]=0025·598=15 МПа.
2.15.3. Определение коэффициента запаса прочности
Запас прочности определим по формуле:
где ns - коэффициент запаса прочности при изгибе;
nt - коэффициент запаса прочности при кручении.
s-1 и t-1 - пределы выносливости материалов валов при симметричном цикле изгиба и кручения.
s-1=043·dв; t-1=058·d-1.
s-1=043·598=2571 МПа; t-1=058·598=3468 Мпа.
sа и tа - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений.
W и Wк - осевой момент сопротивления при изгибе и кручении.
W=01·203=785мм; W=02·203=1570мм.
es и et - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений.
Кs и Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.
b - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности.
sа=281· 1000785=36 МПа; tа=37· 10001570=24 МПа.
ns=2571(2· 361· 07)=25; nt=3468(2· 241· 059)=42.
В сельскохозяйственном машиностроении коэффициент запаса прочности принимают в пределах n = 17 - 3.
В данном случае полученный коэффициент запаса прочности в опасном сечении превышает необходимой но оставим диаметр вала без изменений по конструктивным соображениям при этом взамен предлагаемой для изготовления вала Сталь 45 используем Ст 3.
2.16. Проверочный расчет наиболее нагруженного подшипника на долговечность
Наиболее нагруженным подшипником при данной схеме нагружения является подшипник в опоре В.
Проверка сводится к определению долговечности работы подшипника в часах по формуле:
Lh=(106· (CP)p)60·n³[Lh]
где: Lh - долговечность работы подшипника в часах
С - динамическая грузоподъемность
Р - эквивалентная нагрузка
р - показатель степени р=3 для шарикоподшипников
[Lh] - рекомендуемая долговечность работы в часах.
Для шарикоподшипников не нагруженных осевой силой имеем:
где Fr - радиальная нагрузка на подшипник
Fr= RВг2+RAв2 = 1372+3082 = 337Н.
V - коэффициент вращения
V=1 при вращении внутреннего кольца
Кs - коэффициент безопасности Кs=14
Кт - температурный коэффициент Кт=1.
Р=337· 1· 14· 1=472 Н.
С=18626 Н для подшипника №204.
Lh=(106· (18626472) 3)(60· 229)=14528ч.
[Lh]=800012000ч для сельскохозяйственных машин т.е. данный подшипник удовлетворяет условиям долговечности работы.
2.17. Проверочный расчет цепной передачи зернового элеватора
Проверочный расчет представляет собой определение коэффициента запаса прочности цепной передачи. Для данной передачи примем роликовую цепь нормальной серии с шагом t = 127 мм.
Коэффициент запаса прочности определим по формуле:
где s - коэффициент запаса прочности;
[s] = 76 - нормативный коэффициент запаса прочности;
Fв = 182 кН - разрушающая нагрузка;
Ft = 173 Н - окружная сила;
k = 3 - динамический коэффициент;
Fc = m · V2 - нагрузка от центробежных сил ( m - удельная масса цепи m = 075 кгм. V - окружная скорость цепи V=175 мс.);
Fc = 075 · 1752 = 381 H.
Ff = 981·k1·m·a - сила от провисания цепи ( k1=2 - коэффициент учитывающий расположение передачи; а = 05 - межосевое расстояние);
Ff = 981·2·075·05 = 736 H.
Полученный коэффициент запаса прочности для данных параметров передачи значительно превышает нормативный т.е. выбранная передача обеспечит надежную работу привода колосового элеватора.
Кинематический расчёт передач
Произведём расчёт регулируемой клиноремённой передачи для привода молотильного барабана комбайна.
Рис. 7 Схема к расчёту клиноремённой передачи на молотильный барабан
n1=794 мин-1; n2=512 954 мин-1
ремень вариаторный: 63242660 (b=63; h=24; L=2660).
Определим пределы изменения линейной скорости ремня:
Большую часть времени комбайн работает на уборке зерновых культур при частоте вращения n2=800 мин-1. Если задаться расчётным диаметром малого шкива D2=460 мм то из соотношения находим:
и соответствующую этому линейную скорость:
Площадь сечения ремня:
F=(b-h×tg20°)×h=1302 мм2=1302 см2
Угол обхвата на малом шкиве:
a=180°-×60°>120°(25)
гдеl — межцентровое расстояние l=605 мм.
a=180°-×60°=17965°>120°
Коэффициент влияния угла обхвата c1=099; коэффициент режима нагрузки с2=07; определяем k0=224; коэффициент учитывающий влияние скорости ремня c3 определяется по формуле:
c3=(10500005)×V2=(10500005)×1932=39111501862.
Допускаемое полезное рабочее напряжение:
k=k0×c1×c2×c3=224×099×07×0223=3469 .
Окружное усилие P=k×F=3469×1302=45171 кГ.
Передаваемая мощность равна:
Определяем расчётную долговечность ремня. Среднее напряжение в сечении ремня:
гдеs0=15 — напряжение начального натяжения;
Число пробегов ремня:
для =101 находим x i=1.
Коэффициент непостоянства нагрузки принимаем:
xн=15 и xк=115 тогда:
T=×1×15×xк=4548268223 ч.
Расчет массы комбайна положение его центра масс
Для определения массы комбайна и координат его центра тяжести воспользуемся данными ГСКБ по комбайну «Дон – 1200» с 6-ти метровой жаткой копнителем и заполненными ёмкостями для жидкостей.комбайна складывается из суммы масс укреплённых узлов.
Координаты центра тяжести узлов комбайна
Молотилка с копнителем
Жатка с мотовилом без проставки
Координаты центра тяжести комбайна относительно оси Y:
Рис. 8 Схема расположения центра масс комбайна.
Расчёт устойчивости комбайна
Поперечная устойчивость комбайна
На комбайн в поперечно-вертикальной плоскости действуют следующие силы: вес комбайна; силы инерции комбайна; реакция почвы; сила ветра (рис. 26 - 27).
Сила веса комбайна приложена в центре тяжести координаты которой определяются конструкцией комбайна с учетом заполнения бункера зерном. При поворотах комбайна на него действуют центробежные силы инерции.
Рис. 9. Поперечная устойчивость.
гдеb — величина колеи b=2800 мм.;
a — расстояние между осями колёс a=3775 мм.
Определим предельный угол уклона a при котором неподвижный комбайн не опрокидывается.
a1(вправо)=arctg(((a-Xc)×tgg+Yc)×);
a1(вправо)=arctg(((3775-9948)×tg20°+(-63997))×)=27695°;
a2(влево)=arctg(((a-Xc)×tgg+Yc)×);
a2(влево)=arctg(((3775-9948)×tg20°-(-63997))× )=30785°;
Комбайн сохраняет устойчивость в поперечно-вертикальной плоскости при максимальном угле наклона 30785 °.
Продольная устойчивость комбайна
Как известно центр тяжести в комбайне смещен вправо и вперед по ходу. Поэтому опрокидывание комбайна в продольно-вертикальной плоскости более важно когда комбайн движется под уклон.
Рис. 10. Схема сил действующих на комбайн в продольно-вертикальной плоскости.
Определим угол продольной устойчивости:
Максимальный угол наклона при котором обеспечивается продольная устойчивость комбайна равен 586°.
Расчет мощности двигателя
Энергия двигателя комбайна расходуется на передвижение комбайна Nп и привод рабочих органов Nр:
Мощность на передвижение комбайна определяется формулой:
гдеG — масса комбайна в тоннах;
t — удельная мощность на передвижение комбайна равная при скорости движения комбайна 1..2 1222 .
Так для комбайна с заполненным зерном бункером имеющем массу 16 т и скоростью движения 2 мощность на передвижение по формуле (43):
Nп=17579×2=35158 кВт.
Мощность на привод рабочих органов Nр слагается из мощности необходимой для выполнения технологического процесса Nт и мощности Nх холостого хода механизмов комбайна:
гдеa=516 — мощность затрачиваемая на 1 кг загрузки комбайна.
Мощность холостого хода комбайна: Nx=8.110 кВт
Мощность двигателя комбайна:
Nд=35158+(42+10)=87158.
Принимаем двигатель СМД-23 с номинальной мощностью – 125 кВт эксплуатационной — 118 кВт