Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследований 5
1.1. Анализ исследований режущих аппаратов уборочных машин и их приводов 5
1.2. Обзор исследований по виброактивности жатвенных машин, влияющих на качество выполнения технологического процесса 16
1.3. О приближении скорости ножа на участке резания к постоянной 27
1.4. Цель и задачи исследований 29
2. Изыскание путей повышения производительности и качества работы режущего аппарата 33
2.1. Постановка задачи 33
2.2. Обоснование метода повышения производительности и качества работы режущего аппарата 38
3. Определение рациональных кинематических диаграмм скорости ном, повышающих-качество работы режущего аппарата 46
3.1. Кинематика ножа с пространственным кривошипно-ползунным приводом 46
3.2. Определение переменного передаточного отношения цепной передачи и выбор профиля звездочки 52
3.3. Кинематика привода режущего аппарата с эллиптической звездочкой в цепной передаче 61
3.4. Моделирование кинематики ножа и выбор рациональной диаграммы его скорости 69
4. Исследование на моделях факторов, определяющих производительность и качество работы режущего аппарата 76
4.1. Построение моделей и основные допущения 77
4.2. Определение момента сопротивления движению ножа при срезе и частот собственных колебаний косилки... 88
4.3. Уравнения движения масс рабочих органов косилки и их приводов 91
4.4. Анализ результатов машинного эксперимента 100
5. Экспериментальные исследования и экономическая эффективность 115
5.1. Объект, программа и методика полевых испытаний 117
5.2. Измерительная установка, тарировка аппаратуры и анализ погрешностей 123
5.3. Результаты статистической обработки данных экспериментальных исследований, их анализ и сопоставление с расчетными 132
5.4. Показатели качества работы режущего аппарата с серийным и усовершенствованным (модернизированным) приводами 143
5.5. Сравнение производительностей опытной (с модернизированным приводом) и серийной машин 152
5.6. Расчет экономической эффективности применения косилки с усовершенствованным (модернизированным) приводом режущего аппарата 154
Выводы и предложения 164
Литература 167
- Обзор исследований по виброактивности жатвенных машин, влияющих на качество выполнения технологического процесса
- Обоснование метода повышения производительности и качества работы режущего аппарата
- Кинематика привода режущего аппарата с эллиптической звездочкой в цепной передаче
- Уравнения движения масс рабочих органов косилки и их приводов
Введение к работе
В "Основных направлениях экономического и социального развития СССР на І98І-І985 годы и на период до 1990 года", одобренных ХХУІ съездом КПСС, предусмотрено дальнейшее перевооружение сельского хозяйства на базе новой техники. Намечено значительно расширить производство кормоуборочных машин, других высокоэффиктивных механизмов и оборудования, обеспечивающих прогрессивные технологические процессы заготовки кормов. Одновременно с этим решается крупная народнохозяйственная проблема повышения качества и надежности сельскохозяйственной техники - необходимого условия успешной 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, выполняемых ими технологических процессов.
Несмотря на различие конструкций и схем жаток и косилок, они оснащаются преимущественно рабочими органами, состоящими из множества режущих пар, образуемых трапецеидальными ножами-сегментами и противорежущими пластинами. При этом нож относительно стебля совершает два движения: поступательное, совместно с машиной и колебательное, перпендикулярное первому. Для осуществления возвратно-поступательного движения ножа используются механизмы-преобразователи: кривошипно-ползунный, качающаяся шайба, качающаяся вилка и др. Колебательное движение ножа порождает инерционные силы, которые, наряду с другими возмущающими силами, нагружают его привод, снижая надежность и долговечность, и обусловливают изменение скорости ножа на протяжении его хода, что сказывается на качестве среза растений.
Вопросы совершенствования существующих, создания новых конструкций жаток, косилок тесно связаны с решением задач по снижению нагруженности приводов режущих аппаратов и улучшению качества их работы. Одним из путей решения названных задач является оптимизация параметров привода режущих аппаратов уборочных машин.
В настоящей работе на основе исследования кинематики и динамики привода режущего аппарата уборочных машин разработан метод выбора рациональных параметров, обеспечивающих улучшение качества выполняемого им технологического процесса и уменьшение динамических нагрузок в приводе.
На защиту выносятся положения:
- экспериментально-теоретическое обоснование метода улучшения качества выполнения режущим аппаратом технологического процесса среза растений и динамических характеристик его привода;
- закономерности формирования и развития колебаний нагрузок в приводе механизма-преобразователя и их влияние на производительность и качество работы режущего аппарата;
- методики моделирования кинематики и динамики привода режущего аппарата, включающего цепную передачу с эллиптической звездочкой ;
- результаты экспериментальных исследований динамических процессов в приводе режущего аппарата и качественных его показателей.
Обзор исследований по виброактивности жатвенных машин, влияющих на качество выполнения технологического процесса
Проводя экспериментальные исследования в лабораторных условиях с применением скоростной киносъемки, он установил [72], что амплитуда знакопеременных колебаний режущего аппарата нормального типа достигает 10 и более процентов от хода однопробежного ножа. 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 КСЙ-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 аппарата комбайна СК-4 на площадку водителя по амплитуде в 6-Ю раз превышают норму.
Влияние скоростных режимов работы режущих аппаратов на динамическую нагруженность рам рисовых жаток исследованы Ю.Андрющенко и В.Терликовым [4]. Показано, что динамические нагрузки от воздействия внутренних колебаний жаток больше соответствующих статических. Они зависят от величины и частот возмущения, а также от собственных частот. Решены дифференциальные уравнения и построены графики, показывающие изменение динамических коэффициентов в зависимости от отношения частоты возмущения к одной из собственных частот 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 соответствующего статического. При пуске и остановке жаток на систему воздействует шесть резонансов, возбуждаемых инерционными усилиями звеньев механизма-преобразователя. Эти резонансы вызывают 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 долговечность последних. При этом увеличиваются потери урожая из-за осыпания.
Снизить динамическую нагруженность рамы можно уравновешиванием инерционных сил механизма-преобразователя на ней. Методы и средства полного или частичного уравновешивания указанных сил на раме изложены в 1.2.
Соотношения между силами, приложенными к агрегату, и кинематическими режимами его движения, а также крутильные колебания в приводе режущего аппарата рассматриваются в работе [30]. С помощью уравнений Лагранжа-Даламбера составлены дифференциальные уравнения движения агрегата "трактор-косилка". Эти уравнения достаточно полно отображают процессы в динамической модели, однако, автор не приводит их решения и не учитывает упругость звеньев привода.
Основные принципы расчета упругих колебаний зерноуборочных комбайнов даны в работе [44]. Автор обосновал выбор расчетных динамических моделей при исследовании колебательных процессов, сделал ряд выводов о возможности замены некоторых связей динамической системы: например, " технологический процесс - динамическая система" заменяется внешним возмущением, приложенным к системе,"технологический процесс - процессы преобразования энергии в двигателе" -внешним возмущением, приложенным к двигателю и т.д. Однако при исследовании комбайна как инерционно-упруго-диссипативной системы не учтено влияние положения подвижных масс шарнирно-рычажных механизмов, к которым, в частности, относится и режущий аппарат.
Э.П.Сорокиным [III] разработана методика расчета крутильных колебаний в приводах режущих аппаратов, возбуждаемых инерционными силами масс звеньев механизмов-преобразователей, с учетом их динамических параметров. Однако она составлена при чрезмерном упрощении динамической системы жатки комбайна KGK-I00 и приближенно описывает переменный момент инерции механизмов-преобразователей. Автор установил также, что величина нагрузок в элементах привода режущих аппаратов в 3-5 раз отличается от нагрузок, полученных при общепринятых инженерных расчетах, и причиной этого является возникновение крутильных колебаний.
Н.И.Дроздов [55] исследовал мощность, потребляемую различными типами режущих аппаратов при кошении трав и зерновых культур. Так, мощность на привод ножа косилок при радиусе кривошипа 0,037 м и скорости вращения эксцентрика 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 1180 Вт, а расход мощности на кошение у аппарата нормального резания при подаче 0,06 м - 1390 Вт. Таким образом, около 84% потребляемой при работе косилок мощности теряется в приводе и только 1Ь% ее расходуется на перерезание растений.
Исследования жатки ЖНУ-4,0, проведенные Л.Г.Далальянцем [48], показали, что разность максимальных нагрузок в режущем аппарате между рабочими и холостыми режимами составила 14%. Установлено, что для режущего аппарата определяющими являются силы инерции, которые 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, направленные на улучшение существующих и создание новых приводов ножа в косилках и жатках. Они в основном сводятся к уравновешиванию механизмов-преобразователей, устранению вибрации и крутильных колебаний, повышению качественных показателей и производительности режущего аппарата, созданию направляющих устройств, обеспечивающих движение ножа по прямой и исключающих направляющую головки ножа [125,139,141,145].
Обоснование метода повышения производительности и качества работы режущего аппарата
Проведенный анализ работ по режущим аппаратам и приводам уборочных машин позволил определить основные направления их развития: I) совершенствование режущих аппаратов и их приводов с возвратно-поступательным движением ножа; 2) создание конструкций режущих аппаратов иной природы, исключающих возвратно-поступательное движение режущих элементов. Поскольку результаты работ по созданию, новых конструкций режущих аппаратов пока не обнадеживают,актуальным на ближайшую перспективу следует считать первое направление.
Совершенствование широко распространенных в мировой практике режущих аппаратов с колебательным движением ножа идет по пути повышения качества среза растений, производительности, надежности и долговечности. В решении названных задач уже достигнуты существенные успехи.
Установлено, что для улучшения технологического процесса среза растений, снижения нагруженности режущих частей аппарата скорость движения ножа на участке резания должна быть постоянной или приближенно-постоянной. Разработаны методы и средства получения в кинематике названных скоростей.
Выявлено, что инерционные силы колеблющихся масс звеньев механизмов-преобразователей динамически нагружают эти механизмы и несущие конструкции (рамы), создают крутильные колебания в приводах и в основном обусловливают их надежность, долговечность. Крутильные колебания, как правило, ухудшают технологический процесс среза растений.
Разработаны способы частичного и для некоторых простых механизмов полного уравновешивания главных векторов и момента сил инерции звеньев механизмов-преобразователей. Поскольку реализация способов полного уравновешивания инерционных сил звеньев даже простых механизмов на раме требует весьма сложных и громоздких устройств, то применяется частичное уравновешивание, которое осуществляется, как правило, установкой противовеса на продолжении кривошипа.
Вопросам гашения колебаний нагрузок в приводах режущих аппаратов уделялось мало внимания. Из анализа работ по механике приводов режущих аппаратов следует, что расчеты крутильных колебаний в их звеньях производились,главным образом,для приводов, включающих плоские механизмы-преобразователи, причем на упрощенных моделях. Следовательно, эти расчеты даже для названных приводов были весьма приближенными.
Не раскрыта также достаточно полно физическая сущность формирования крутильных колебаний в приводе режущего аппарата при различных режимах работы косилочного агрегата.
Разработанные теоретические предпосылки гашения крутильных колебаний в приводах режущих аппаратов, заключающиеся в сохранении запасенной механизмом энергии, остались без внимания исследователей. Не найдены методы их реализации на практике. Более того, не предпринимались попытки гасить крутильные колебания в приводах режущих аппаратов известными методами, например, антивибраторами, используемыми для этих же целей в двигателях внутреннего сгорания.
В связи с тенденцией повышения производительности уборочных машин за счет увеличения поступательных скоростей существенное значение приобретают задачи снижения динамических нагрузок в приводах режущих аппаратов и повышения качества их работы. Представляет интерес способ снижения динамических нагрузок в приводах рабочих органов машин с периодически изменяющимися моментами инерции заключающийся во вводе в привод дополнительного инерционного момента [127].
Этот же способ использован многими авторами [33,94] для изменения скорости резания. Следует отметить, что в имеющейся литературе нет результатов по оптимизации параметров привода, обеспечивающих одновременное улучшение технологического процесса и динамических характеристик режущего аппарата.
На основании изложенного целью работы является изыскание эффективных методов повышения производительности и качества работы режущего аппарата с колебательным движением ножа. Для доетижения этой цели необходимо решить следующие задачи: - установить взаимосвязь производительности, качества работы жатвенной машины с динамической нагруженностью привода режущего аппарата; - изыскать пути снижения динамической нагруженности привода режущего аппарата; - провести анализ кинематики ножа режущего аппарата и выбрать его рациональную скоростную характеристику; - разработать методику машинного моделирования и на ее основе выявить факторы, влияющие на динамическую нагруженнос ь привода и кинематику ножа; - провести экспериментальные исследования режущего аппарата, оценить качество его работы и дать предложения по выбору рациональных параметров привода.
Кинематика привода режущего аппарата с эллиптической звездочкой в цепной передаче
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 Зпр , приведенным в табл. 3.2. В результате расчета найдены величины полуосей эллипсов (табл. 3.2) и относительная погрешность аппроксимации (табл. 3.2), вычисляемая по формуле
Искомая замкнутая кривая (рис. 3.4, кривая I), обеспечивающая передаточное отношение цепной передачи, равное 2, и постоянство приведенного к главному валу момента инерции пространственного кривошипно-ползунного механизма, аппроксимируется эллипсом (рис. 3.4, кривая 2) с параметрами (табл. 3.2) С7 - 0,0456 м, Из анализа результатов расчета (табл. 3.2) следует, что все рассчитанные выше профили некруглых звездочек могут быть с большой точностью заменены звездочками эллиптической формы и выбраны исследователем в качестве исходных для получения постоянного, приведенного к валу кривошипа,момента инерции кривошипного механизма привода ножа,и необходимых средних угловых скоростей привода.
Таким образом, расчет профилей некруглой звездочки, переменное передаточное отношение которой обеспечивает получение постоянного, 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 звеньев 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. Рассчитывается переменное передаточное отношение цепной передачи по (3.25). В этом расчете важен вопрос выбора Зпр . Для нахождения Jnp достаточно взять на кривой приведенного к валу 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 полученных величин по (3.25) рассчитать переменное передаточное отношение, найти их средние значения. Далее строим линейную зависи- мость 3op от среднего передаточного отношения (рис. 3.3), по которой для необходимого исследователю среднего передаточного отношения цепной передачи определяем С?Пр и подставляем их значения в (3.25) ; потом рассчитываем искомую кривую изменения передаточного отношения цепной передачи (рис. 3.2). 5. Рассчитывается 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 некруглой звездочки по изложенной методике приведена в приложении I. Рассмотрим кинематику привода ножа косилки, на валу кривошипа которого установлена некруглая звездочка эллиптической формы. Определим зависимость угла поворота круглой звездочки цепной передачи (ро от угла поворота некруглой (эллипс) звездочки (fs (рис. 3.5) в предположении, что они соединены посредством гибкой бесконечной нити (цепи) без учета ее провисания и растяжения. Зависимости полученные выше, справедливы для рассматриваемого привода. Пусть в исходном положении большая ось эллиптической звездочки лежит на прямой 00 (рис. 3.5), соединяющей центры звездочек. Точки С и J) - точки касания прямой соответственно с окружностью и эллипсом. После поворота эллиптической звездочки на угол (ps круглая звездочка повернется на угол ifQ . При этом точка С окружности перейдет в точку А . Точки & и G - точки касания прямой соответственно с окружностью и эллипсом после поворота системы звездочек. Точка ь? - точка на эллипсе, которая после поворота эллиптической звездочки на угол (ps перешла в точку G .
Уравнения движения масс рабочих органов косилки и их приводов
Максимум нагрузок на валах привода и в цепи имеют место при совпадении частоты собственных колебаний системы с частотой изменения кинематического возбуждения пространственного кривошипно-ползунного механизма привода режущего аппарата. Резонанс, как видно из рис. 4.8, 4.9, возникает при скорости вращения вала кривошипа, значительно превышающей его рабочую скорость (70 рад/с).
Из анализа расчетных данных видно, что в дорезонансной и резонансной областях с увеличением скорости вращения привода величина инерционного момента массы с моментом инерции s-( s) растет, вследствие чего увеличиваются амплитуды скоростей масс привода и амплитуды нагрузок на его валах. В указанных областях массы с моментами инерции Js (Ф5) » / и 3 колеблются с незначительной погрешностью в одной фазе в противофазе к массе с моментом инерции Эц . Узел колебаний масс привода ножа находится на звене Є22) у массы В зарезонансной области с увеличением скорости вращения происходит дальнейшее повышение частоты и интенсивности кинематического возбуждения привода со"стороны переменного приведенного момента инерции 3s ($s). Это приводит к тому, что малые массы привода с моментами инерции и Эг начинают реагировать на высокую частоту кинематического возбуждения. Амплитуды скоростей масс привода смещаются по фазе. Одноузловая форма колебаний системы привода постепенно переходит в двухузловую с узлами между массами , и С3 , - . Нагрузки на валах привода определяются интенсивностью и частотой возбуждения, динамическими параметрами системы. Этим объясняется тот факт, что если в дорезонансной области наблюдается соответствие нагрузок на валу кривошипа, главном валу и цепи, то в зарезонансном режиме это соответствие нарушается.
В отличие от рассмотренного выше привода с исходной схемой в приводе с усовершенствованной схемой на холостом режиме в дорезонансной области среднеквадратические отклонения крутящего момента на валах привода и усилие в цепи примерно постоянны (рис. 4.8, 4.9, кривая 3). В зарезонансной области,начиная со скорости 100 рад/с и выше просматривается некоторый рост нагрузок в приводе. При угловой скорости вращения привода, равной 90 рад/с, наблюдается резонанс. Коэффициент усиления нагрузок в резонансе на валах привода с исходной схемой равен 1,8, а с усовершенствованной - 3,0.
Для уяснения физической сущности нагруженности привода с усовершенствованной схемой в зависимости от скорости его вращения дополнительно моделировалось движение привода без учета момента сопротивления движению ножа ( Мс » 0). Из анализа результатов моделирования привода с Мс = 0 и Мс Ф 0 ( Pep а 0) установлено, что в приводе с Мс = 0 колебания нагрузки с частотой 2со на валах привода во всем рассматриваемом диапазоне скоростей его вращения малы, что обусловлено малой ( О я 2,2%) кинематической погрешностью аппроксимации расчетного профиля некруглой звездочки эллипсом.
Главный параметрический резонанс, имеющий обычно место при соотношениях между параметрами системы W$ = 2 (2 - первая (низшая) собственная частота системы), не возник. В приводе с Мс Ф 0 (Рср 0) колебания нагрузки на валах и в цепи происхо- дят с четко выраженной частотой СО$ , на которую наложены колебания с частотой l2cos. В дорезонансной области вследствие малости амплитуд колебаний нагрузки с частотой 2(JOS среднеквадра-тические отклонения крутящего момента на валах и усилие в цепи привода практически постоянны и примерно соответствуют средне-квадратическому отклонению Мс ( Рср = 0).
В зарезонансной области вследствие повышения частоты момента Мс 4 0 ( ср =0) малые массы с моментами инерции «!73 и начинают реагировать на нее и влиять на колебательный процесс в приводе ножа. Колебания этих масс сдвигаются по фазе и вызывают, с одной стороны, повышение нагрузки в валопроводах и цепи и, с другой - нарушение угла установки эллиптической звездочки ty вследствие закручивания вала кривошипа при колебаниях. Нарушение утла установки эллиптической звездочки Ц) и погрешность аппроксимации профиля некруглой звездочки эллипсом 6 приводят в свою очередь к возникновению в системе привода крутильных колебаний, обусловленных инерционным моментом массы с переменным моментом инерции Jsitys) » которые еще больше повышают среднеквадрати-ческие отклонения нагрузки в валопроводах и цепи с ростом угловой скорости вращения привода.
На рис. 4.8, 4.9 (кривые 2, 4) приведены расчетные зависимости изменения среднеквадратических отклонений крутящего момента на валу кривошипа и усилия в цепи от скорости вращения привода на рабочем режиме ( РСр 4 0) Как видно из рисунков, в диапазоне рассматриваемых скоростей среднеквадратические отклонения нагрузок в приводах на рабочих режимах в одном случае снижены (исходная схема), а во втором - повышены (усовершенствованная) по сравнению с приводами на холостом режиме (кривые I, 3).
Вообще говоря, в приводе режущего аппарата с исходной схе-мой в холостом режиме ( РСр 0) имеются два кинематических источника возбуждения колебаний его элементов, действующие непрерывно по углу поворота кривошипа: инерционный момент массы с переменным.
Уровни колебаний инерционного момента массы с моментом инерции -) возрастают пропорционально квадрату частоты вращения привода 00$ , а момента Мс постоянны. Поскольку эти моменты воздействуют на один элемент привода (вал кривошипа) и имеют соответственно частоты 2cOs и -Os , то уровни колебаний нагрузки в приводе (рис. 4.8, 4.9, кривая I) будут определяться суммой отмеченных моментов.
В приводе режущего аппарата с исходной схемой на рабочем режиме в отличие от холостого действует дополнительно возмущающий момент от силы среза растений ножом в диапазоне углов поворота кривошипа, соответствующих участку резания. Суммарное воздействие инерционного момента от массы Jsitys) и момента Мо ( Рср Ф 0) снижает, как показал анализ результатов моделирования нагрузок в приводе при кошении тонкостебельных культур (смесь люпина с овсом), крутильные колебания крутящего момента и усилие в цепи провода (рис. 4.8, 4.9, кривая I) по сравнению с холостым режимом ( РСр - 0) (кривая 2) примерно на 15%.
