Обоснование функциональной схемы комбайна и расчет основных параметров его рабочих органов

t — шаг шнека, м;

y=0,3¼0,4 — коэффициент заполнения;

n — частота вращения  шнека мин^-1;

g=0,65¼0,83 — плотность зерна;

с — коэффициент снижения производительности шнека, зависящий от угла наклона шнека к горизонту;

l=0,005¼0,015 м — радиальный зазор между кожухом и винтом шнека (рис. 13).

Для зернового шнека  очистки (угол наклона b=0), приняв D=0,15 м, t=0,15 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=1-0,006×b=1-0,006×0=1

где b - 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)

где y=0,5¼0,8 — коэффициент заполнения (меньшее значение при больших значениях угла наклона);

H — высота скребка, м;

b — ширина скребка, м;

g — объемный вес продукта, ;

V=0,6¼2 — 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=25,2 (7 ). Выбираем по ГОСТ рекомендуемые для зерновых транспортеров размеры скребков: b=0,15 м; H=0,05 м, принимая значение g=0,7 ; y=0,6.

Находим необходимую скорость цепи:

Полученные геометрические и кинематические параметры элеватора удовлетворяют заданной производительности.

Размеры выгрузного окна:

l=V× ,        (21)

где g — 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):

l=1,85× =0,44 м.

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:

V> ,

где r_a — радиус по наружным кромкам скребков (рис. );

g — ускорение свободного падения.

Мощность на привод транспортера:

при радиусе звёздочки r_В=0,17 м и высоте скребков H=0,06 м

r_A=r_B+H=0,17+0,06=0,23 м.

Мощность на привод транспортёра:

N= ×(L×W+L’), кВт;

где Q — производительность, ;

L — длина горизонтальной проекции  транспортёра, м;

L' — длина вертикальной проекции  транспортёра, м;

W=1,3¼1,7 — коэффициент сопротивления движению.

N= ×(0,556×1,5+0,886)=0,12 кВт.

 

Расчет зернового  бункера

 

В современных комбайнах  емкость бункера принимают в  пределах 0,45¼0,75 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:

t= , c         (22)

где g=600¸850 — плотность зерна;

V_б — объем бункера, м³;

h=0,9 — коэффициент использования бункера;

q — производительность молотилки,  ;

V= =0,4 — относительное содержание зерна в хлебной массе.

Для комбайна с пропускной способностью q=7 , при уборке хлебов с 3:C=1:1,5, полагая удельную емкость V_б1=0,7 получаем необходимый объем бункера равен:

V_б=q×V_б1=7×0,7=4,9 м³,

Принимаем V_б=5 м³.

Принимаем коэффициент использования  бункера h_б=0,9, находим массу зерна в бункере по формуле (29):

Q_б=V_б×h_б×g=5×0,9×800=3600 кг.       (23)

Время заполнения бункера зерном по формуле (30):

t= =1285,7 с.=21,4 мин.  (24)

 

Расчет копнителя

 

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.

 

1.2.15. Прочностной  расчет

 

1.2.15.1. 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 F_t1 и F_t2;

-радиальные силы F_r1 и F_r2.

От действия внешних  сил в опорах возникают реакции R_A1 и R_A2.

Силы F_t1 и F_t2 разложим на  вертикальные и горизонтальные составляющие F_t1в и F_t1г, F_t2в и F_t2г.

Реакции в подшипниках  соответственно R_Ав и R_Аг, R_Вв и R_Вг.

Окружные силы определим по формулам:

F_t1=2·T/d₁;  F_t2=2·T/d₂.

где: T - крутящий момент на валу;

d₁, d₂ - диаметры звездочек, d₁=0,1 м и d₂=0,25 м.

Крутящий момент определим по формуле:

T=9550·N/n.

где: N - потребная мощность элеватора, N=0,09 кВт.,

n - частота вращения вала.

n=60·V/3,14·d₁ 

n=60·1,2/3,14·0,1=229 мин ^-1.

Тогда:

T=9550·0,09/229=3,7 Н·м.

F_t1=2·3,7/0,1=75 H.

F_t2=2·3,7/0,25=30 H.

Радиальные силы определим  по формулам:

F_r1=0,5·F_t1·K ,

F_r2=0,5·F_t2·K ,

где К - коэффициент нагрузки от провисания цепи, К=1,2

Тогда:

F_r1=0,5·75·1,2=45 H.

F_r2=0,5·30·1,2=18 H.

Горизонтальную и вертикальную составляющие сил определим по формулам:

F_t1г=F_t1·sin10°; F_t1в=F_t1·sin80°,

F_t2г=F_t2·sin10°; F_t2в=F_t2·sin80°.

Тогда:

F_t1г=13 Н;  F_t1в=73 Н;  F_t2г=5,2 Н;  F_t2в=28 Н.

 

SM_А=0,065·F_t1г-0,13·R_Вг+0,18·F_t2ã=0.

R_Вг=(0,065·F_t1г+0,18·F_t2г)/0,13

R_вг=13,7 H.

                                

SM_B=0,06·F_t2г-0,065·F_t1г+0,13·R_Аг=0.

R_Аг=(0,065·F_t1г-0,06·F_t2г)/0,13

R_аг=4,1 Н.

 

 

Рис. 15. Схема сил, действующих 

на вал в горизонтальной плоскости

М_Вг=0,06·F_t2г.

М_Вг=0,06·5,2=0,3 Нм.

М_Сг=0,065·R_Аг.

М_Сг=0,065·4,1=0,27 Нм.

 

 

 

Рис. 16. Эпюра изгибающих моментов

 

SM_А=(F_t1в+F_r1)·0,065-0,13·R_Вв+(F_t2в+F_r2)·0,19=0.

R_Bв=((F_t1в+F_r1)·0,065+(F_t2в+F_r2)·0,19)/0,13

R_вв=128 Нм.

SM_В=(F_t2в+F_r2)·0,06 + 0,13·R_Ав-(F_t1в+F_r1) ·0,065=0.

R_Ав=(-(F_t2в+F_r2)·0,06+(F_t1в+F_r1)·0,065)/0,13

R_ав=-30,8 Нм.

 

Рис. 17. Схема сил, действующих

на вал в вертикальной плоскости

М_Вв=(F_t2в+F_r2) ·0,06

М_Вв=(28+18) ·0,06=2,8 Нм.

 

М_Св=0,065·R_Ав

М_Св=0,065·30,8=2 Нм.

 

 

Рис. 18. Эпюра изгибающих моментов

 

1.2.15.2. 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

M_SB= ÖM_BG²+M_BB²

 

M_SB = =2,81 Нм.

 

Приближенный расчет диаметра вала проведем учитывая действие только крутящего момента.

,

где [t] - предельные касательные напряжения,

[t]=0,025·dв

s_в - предел прочности, для сталь 45 s_в=598 МПа.

[t]=0,025·598=15 МПа.

 

Тогда:

 мм.

Принимаем d=20мм.

 

1.2.15.3. Определение  коэффициента запаса прочности

 

 Запас прочности  определим по формуле:

,

 

где n_s - коэффициент запаса прочности при изгибе;

n_t  - коэффициент запаса прочности при кручении.

n_s=d_-1/(K_s·dа/b·e_s).

n_t=t_-1/(K_t·ta/b·e_t).

s_-1 и t_-1 - пределы выносливости материалов валов при симметричном цикле изгиба и кручения.

s_-1=0,43·dв;  t_-1=0,58·d_-1.

s_-1=0,43·598=257,1 МПа; t_-1=0,58·598=346,8 Мпа.

 

s_а и t_а - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений.

s_а=M/W;  t_а=Т/2·W_K.

W и Wк - осевой момент  сопротивления при изгибе и  кручении.

W=0,1·d³;  W=0,2·d³.

d - диаметр вала.

W=0,1·20³=785мм;  W=0,2·20³=1570мм.

e_s и e_t - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений.

e_s=0,7;  e_t=0,59.

К_s и К_t - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

К_s=К_t=2.

 

b - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

b=1.

Тогда:

s_а=2,81· 1000/785=3,6 МПа;  t_а=3,7· 1000/1570=2,4 МПа.

n_s=257,1/(2· 3,6/1· 0,7)=25;   n_t=346,8/(2· 2,4/1· 0,59)=42.

В сельскохозяйственном машиностроении коэффициент запаса прочности принимают в пределах n = 1,7 - 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.

 

1.2.16.  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:

L_h=(10⁶· (C/P)^p)/60·n³[L_h],

 

где: L_h - долговечность работы подшипника в часах,

С - динамическая грузоподъемность,

Р - эквивалентная нагрузка,

р - показатель степени, р=3 для шарикоподшипников,

[L_h] - рекомендуемая долговечность работы в часах.

Для шарикоподшипников не нагруженных  осевой силой имеем:

P=Fr·V·K_d·Kt ,

 

где F_r - радиальная нагрузка на подшипник,

 

Fr=  ÖR_Вг²+R_Aв² =   Ö13,7²+30,8² =  33,7Н.

V - коэффициент вращения,

V=1 при вращении внутреннего  кольца,

К_s - коэффициент безопасности, К_s=1,4,