автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.01, диссертация на тему:Обоснование параметров и режимов работы дисковыхэлементов подкапывающих рабочих органовкартофелеуборочных машин

На правах рукописи

Переведенцев Виктор Михайлович

РГБ

т г'д

Обоснование параметров и режимов работы дисковых элементов подкапывающих рабочих органов картофелеуборочных машин

Специальность 05.20.01. - Механизация сельскохозяйственного

производства

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискаиие ученой степени кандидата технических наук

Москва-2000

Работа выполнена в Рязанской государственной сельскохозяйственной академии имени профессора П. А. Костычева.

Научный руководитель - доктор технических наук, доцент Успенский И.А.

Официальные оппоненты-д.т.н., профессор Колчин H.H.

к.т.н., доцент Костенко М.Ю.

Ведущее предприятие - Всероссийский научно-исследовательский институт механизации сельского хозяйства ВИМ (г. Москва).

Защита диссертации состоится ч20~» 2000 г. в /£?часов на за-

седании диссертационного совета Д 169.06.01 в Йаучно-исследовательском институте сельскохозяйственного машиностроения имени В.П. Горячкина - ОАО «ВИСХОМ» по адресу: 127247, Москва, Дмитровское шоссе, 107.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ОАО «ВИСХОМ»

Автореферат разослан «/¿ » qqq г.

Ученый секретарь

диссертационного совета

доктор технических наук, *

профессор A.A. Сорокин

Общая характеристика работы

Актуальность темы. Картофель является одной из важнейших продовольственных и сырьевых культур. Его производством занимаются более 140 стран мира. Доля России в мировом производстве составляет около 15%.

Производство картофеля связано с большими энерго- и трудозатратами. При этом от 60 до 70% всех затрат приходится на уборку урожая. Основная трудность заключается в том, что для сбора урожая картофеля необходимо поднимать значительный по объему и массе пласт почвы и выделять из него с минимальными потерями и повреждениями клубни, доля которых незначительна и составляет не более 2%. Поэтому качество работы картофелеуборочных машин в значительной степени зависит от процесса подкапывания, т. е. от совершенства подкапывающих органов.

Применение комбайнов позволяет сократить в 3-5 раз затраты труда на уборку картофеля и снизить потери клубней в 5-10 раз (с 25-30% до 3-5%). Поэтому дальнейшее повышение уровня комбайновой уборки картофеля является весьма важной научно-технической задачей. Решение этой задачи требует совершенствования существующих и разработки новых подкапывающих рабочих органов, во многом определяющих работоспособность картофелеуборочных машин и качество выполняемого ими технологического процесса.

Существенным недостатком существующих подкапывающих рабочих органов является забивание их элементами растений и ботвой, вследствии чего происходит сгруживание клубненосного пласта и технологический процесс прерывается.

Поэтому исследования, направленные на совершенствование технологического процесса картофелеуборочного комбайна путем устранения забивания приемной части элементами растений и ботвой и обоснование параметров и режимов дополнительных устройств - дисковых элементов, предотвращающих сгруживание клубненосного пласта, являются актуальными и имеют важное народнохозяйственное значение.

Цель работы. Обоснование формы, параметров и режимов работы дисковых элементов подкапывающих рабочих органов картофелеуборочных машин, обеспечивающих высокие качественные показатели процесса уборки при снижении энергетических затрат и металлоемкости конструкции комбайнов.

Объекты исследований. Дисковые элементы подкапывающих рабочих органов картофелеуборочных машин.

Методика исследований. Экспериментальные исследования выполнены с использованием отраслевых и частных методик с применением теории планирования полнофакторного эксперимента. Обработка экспериментальных данных на ЭВМ осуществлялась методами регрессионного анализа.

Научную новизну работы составляют математические модели силового взаимодействия дискового элемента, снабженного почвозацепами, с почвенным пластом и элементами растений, позволяющие определить зависимости тягового сопротивления и крутящего момента рабочего органа от его основных параметров (высоты зуба, длины режущей кромки зуба, числа зубьев, радиуса диска, площади почвозацепа).

Практическая ценность работы. Инженерная методика определения рациональных параметров и режимов работы дисковых элементов с учетом форм режущих кромок зубьев и почвозацепов. Обоснован и разработан новый рабочий эрган картофелеуборочных машин, позволяющий снизить тяговое сопротивление на 38%, повреждения клубней на 2,1%, их потери на 3%, уменьшить потери времени по технологическим причинам на 12%, снизить содержание почвы в сходо-вом ворохе на 16%, улучшить крошение клубненосного пласта на 21%.

Реализация результатов исследований. Опытный картофелекопатель, созданный на базе приемной части картофелеуборочного комбайна КПК-2.01, оснащенный экспериментальным подкапывающим рабочим органом, успешно прошел хозяйственные испытания в АОЗТ «Коммунар» Тульской области Новомосковского района (1998, 1999 и 2000 г.г.). За три года им был убран картофель на площади в 72 га.

Результаты исследований переданы в ОАО «ВИСХОМ» и АООТ«ФИРМА КОМБАЙН» для создания более совершенных картофелеуборочных машин.

Апробация работы. Основные положения и результаты исследований доложены и обсуждены на научных конференциях профессорско-преподовательского состава, научных сотрудников и аспирантов РГСХА (г. Рязань, 1998, 1999, 2000 г.г.), СГГГАУ (г. Санкт-Петербург, 1999 г.), РВАИ (г. Рязань, 2000 г.), СГСХА (г. Самара, 2000 г.), на секции НТС ВИСХОМа (2000 г.).

Публикации. Основные положения диссертации опубликованы в 11 печатных работах, получено положительное решении о выдаче патента №99110463/13.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов, списка использованной литературы из 112 наименований, из них 2 на иностранных языках. Работа изложена на 143 страницах машинописного текста, содержит 6 таблиц, 38 рисунков, 25 приложений.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность, сформулирована цель работы, приведены основные ее положения, выносимые на защиту.

В первой главе, «Современное состояиие вопроса и задачи исследования», рассмотрены проблемы, возникающие при уборке картофеля из-за определенного несовершенства подкалывающих рабочих органов, выполнен краткий обзор существующих конструкций.

Проведен анализ основных научных исследований по совершенствованию подкапывающих рабочих органов. Этому вопросу посвящены работы многих ученых, в том числе В.П. Горячкина, Н.И. Верещагина, С.А. Герасимова, И.П. Гуд-зенко, В.Н. Дроздова, М.Ю. Костенко, H.H. Колчина А.П. Литвинова, H.H. Лутхо-ва, Н.М. Марченко, И.В. Никулина, Г.Д. Петрова, К.И. Родина, A.A. Сорокина, И.А. Успенского, Н.В. Фирсова и др.

В технологическом процессе механизированной уборки картофеля одной из основных является операция подкапывания и передачи клубненосного пласта на последующие рабочие органы. Устройства, осуществляющие наиболее эффективно данную операцию - это комбинированные подкапывающие рабочие органы, обеспечивающие подъем клубненосного пласта с минимальным забором почвы из междурядий, исключающие сгруживание и разваливание почвы, снижающие по-

тери и повреждения урожая в приемной части, при уменьшенном тяговом сопротивлении. Рабочие органы данного типа в настоящее время наиболее распространены.

Из анализа оценки существующих конструкций подкапывающих рабочих органов по коэффициенту полноты отделения и зависимости массы почвы от влажности следует, что оптимальным с точки зрения энергозатрат и качества выполняемого технологического процесса для картофелеуборочных машин является подкапывающий орган, состоящий из пассивных лемехов и активных боковин (дисков). При его применении в подкапывающей части уборочной машины рабочий процесс будет протекать качественно с существенно меньшими энергозатратами.

На основании проведенного анализа и исхода из поставленной цели определены следующие задачи исследования:

1. Обосновать основные параметры дисковых элементов подкапывающих рабочих органов.

2. Выбрать и обосновать режим работы дисковых элементов подкапывающих рабочих органов.

3. Обосновать рекомендации по выбору рациональных параметров и режимов работы дисковых элементов.

4. Произвести энергетическую оценку работы дисковых элементов подкапывающих рабочих органов.

5. Провести проверку в производственных условиях результатов теоретических исследований дисковых элементов подкапывающих рабочих органов, оценить экономическую эффективность разработок.

Во второй главе, «Теоретическое обоснование параметров и режимов дисковых элементов подкапывающих рабочих органов картофелеуборочных машин», приведены технологические основы совершенствования конструктивных параметров и режимов работы дисковых элементов; обоснован выбор рациональной формы режущей кромки и определены ее геометрические параметры; проанализирован процесс силового взаимодействия диска с почвой; рассмотрены режимы работы дисков, в том числе работа диска с оригинальными почвозацепа-ми; предложена методика определения рациональных параметров и режимов работы дисковых элементов подкапывающих рабочих органов.

Для обоснования рациональной формы и геометрических параметров режущей кромки было рассмотрено несколько форм зубьев и проведено сравнение форм режущих кромок по следующим показателям:

а - перерезанию элементов растений и ботвы;

б - металлоемкости конструкций;

в - тяговому сопротивлению.

Установлено, что в случае со сплошной режущей кромкой перерезание элементов растений и ботвы зависит от диаметра дискового элемента, в случае с зубчатой режущей кромкой определяющим условием перерезания является угол наклона лезвия зуба к его высоте. Поэтому минимальный диаметр будет определяться не углом защемления как в случае со сплошной режущей кромкой, а конструктивными и технологическими параметрами.

Рассмотрев различные формы зубьев, получили, что у зубьев, имеющих ¡юрму равнобокой трапеции, неравнобокой трапеции, равнобедренного треуголь-шка и разностороннего треугольника режущая кромка выполнена по прямой. В данном случае угол наклона а режущей кромки к высоте зуба является постоянен величиной (рис.1, а). В случае, когда режущая кромка зуба выполнена по логарифмической кривой, в каждой точке кривой угол между касательной, провезенной к этой точке, и высотой зуба, будет иметь различные значения (рис.3, б).

Рис. 1; Режущая кромка выполнена:

а -по прямой линии; б - по логарифмической кривой

Из рис. 1 видно, что в процессе работы режущая кромка, выполненная по логарифмической кривой, будет иметь различные значения угла защемления б элементов растений и ботвы, так как 6 = а, и будет изменяться от какого-то максимального значения (точка А) до нуля (точка В) (рис.1, б), т. е. в данном случае угол защемления элементов растений и ботвы режущей кромкой меняется при повороте диска, тем самым обеспечивая перерезание элементов растений и ботвы независимо от их размерных характеристик. Таким образом, подтвержден вывод Н.Н. Лутхова о том, что наиболее рациональной формой режущей кромки является логарифмическая кривая.

Сравнив дисковые элементы по металлоемкости, получили, что в результате применения зубчатой режущей кромки с отгибами-почвозацепами в сравнении со сплошной кромкой экономия металла составляет 12,2% при равных диаметре и толщине диска.

В процессе анализа дисковых элементов были получены выражения для расчета параметров режущей кромки. Были определены высота зуба Ь, длина основания т, длина кромки лезвия с, площадь зуба 8зуба и площадь диска 80бЩ..

Высота зуба Ь равна

I

где г - радиус дискового элемента, м;

X. - показатель кинематического режима;

Z - число зубьев.

Длина нижнего основания зуба Ш определится как

7Г

m = 2(r-h)-sin —,м. (2)

г

Определение остальных параметров зубьев зависит от их форм. Наибольший интерес и сложность в нашем случае вызывает форма зуба, режущая кромка которого выполнена по логарифмической кривой (рис. 2).

Известно, что уравнение логарифмической кривой имеет вид

r = ro + e^tg\M, (3)

где г = Гк — конечное значение радиус-вектора, м;

Го - начальное значение радиус-вектора, м;

ц/- угол обхвата лезвия, рад;

Т - угол скольжения, рад. В данном случае т - const.

Рис. 2. Схема к определению параметров зуба

Из схемы

rk - r0 = h = е

(j/ctgt

M.

(4)

В общем виде выражение для определения длины режущей кромки имеет вид

Тогда, получим

-J т ________________

1« = — (Jr^sin'r + 2г„ • sin4■ e^ + е24^ - dY, м. (б) SinT J

Далее, произведя замену вш тназшти, подставив пределы интегрирования, элучим окончательное выражение для определения длины режущей кромки

с= (Г0 • ч» -»шт + — • (е*"" -1)), м.

8ШТ CtgT

[лощадь зуба определится из рис. 2

,2

У.

8зуба — $ОСАВ - 8осВ> М • ! общем виде запишем

2 г,

1олучим

восдп - - (е** -1) +

2 2ctgт

^ОСВ ~ %Го'Ш, м2.

Экончательно выражение для определения площади зуба будет иметь вид Г - N

(С

г*аег

■1)),м2

(7)

(8)

(9)

(10) (11)

'зуба

(г;т + ■ (е"^ -1) + —1 , с^ 2ctgт

(е— -1))-г,.ю

,м2. (12)

Для сравнения дисковых элементов по тяговому сопротивлению был проведен теоретический анализ процесса силового взаимодействия диска с почвой (рис. 3).

Рис. 3. Схема к определению тягового сопротивления диска с зубчатой формой режущей кромки Были получены выражения для определения тягового сопротивления дисковых элементов с различными по форме режущими кромками. В частности, выражение для определения тягового сопротивления диска, зубья которого имеют режущую кромку, выполненную по логарифмической кривой, имеет вид

R

2 Q„

H "F

%.зуб. zz

.,№0(13)

r у

) • ¥ • sint + tgr • (e^" ct£T -1)

я - 2arcsin

r-H

г-Т 1 X ятт V

где Оп.ч. ~ вес подкапывающей части картофелеуборочной машины, Н.

В результате было установлено, что в случае применения диска с зубчатой режущей кромкой, в сравнении со сплошной, значительно снижается величина тягового сопротивления. Нашими экспериментами установлено, что наименьшее тяговое сопротивление имеет дисковый элемент с режущей кромкой, выполненной по логарифмической кривой (таблица 1).

Таблица 1

Результаты теоретического анализа силового взаимодействия дисков с различны-

Сравнивае- Сплош- Зубчатая режущая кромка (форма зуба)

мые показате- ная ре- Равно- Нерав- Равно- Разно- Выпол-

ли жуща бокая нобокая бедрен- сторон- нена по

кромка трапе- трапе- ный тре- ний тре- логариф-

ция ция угольник угольник мической кривой

Снижение тя-

гового сопротивления, % 0,0 22,86 34,4 ИД 36,8 39,1

Известно, что дисковый элемент работает в различных режимах, т. е. либо в пассивном (без привода), либо в активном (с приводом) как движитель. Силовое воздействие почвы на диск без учета сил трения было рассмотрено ранее (рис. 3) и получено выражение для определения тягового сопротивления. Рассмотрим крутящий момент от сил трения и тяговое сопротивление с учетом сил трения.

Расчетная схема работы диска в пассивном режиме показана на рис. 4.

Элементарный момент сил трения бесконечно малого элемента площади в точке А диска равен

. , , , (h-Zcosa-2 я)

dM = 2 р f-p da-dp--, -----------—= ,Нм, (14)

h Z 2тгр

2-cosa .

--+ 1

о р

где р - давление почвы на боковую поверхность диска, Па; коэффициент трения; р - радиус, координирующий точку А на диске, м; а - угол, координирующий точку А на диске, рад; Ь - высота зуба, м; Z - число зубьев; (О - угловая скорость диска, рад/с.

Проинтегрировав по всей площади сегмента ВСДЕ, получим выражение для определения крутящего момента диска в пассивном режиме

н

Рис. 4. Расчетная схема работы диска в пассивном режиме г-Н

а=агсса«-р=г_Ь/

М = 2-р.Г. |Р (15)

«-о

2лр

2•сова юр

+ 1

где г - радиус диска, м;

Н - глубина хода диска, м.

Результаты интегрирования выражения (15) на ЭВМ показаны на рис. 6 (кривая 1). Анализ кривой 1 показывает, что в диапазоне угловых скоростей диска от 2 до 7 рад(с частота вращения диска существенно влияет на величину момента сил трения на диске (зона А, рис. 6).

Величину тягового сопротивления, создаваемого силами трения на боковой поверхности диска, определим из рис. 4. Элементарная величина тягового сопротивления от сил трения с!Кх. тр равна

Ш=2.р-1.*а.йр--= (16)

2«.

Ь X

2•С08И

<ор

+1

Произведя интегрирование по всей площади сегмента ВСДЕ, получим выражение для определения тягового сопротивления от сил трения на боковых поверхностях диска в пассивном режиме

г-II

a=arccos-„_Г_Ь/

Р р_г /2

R

х.тр.

2-p-f- J J

(h • Z - 2л • р) - dp • da

a=0

Р=г-П

2 ж-

h Z lit-p)

\2

2•cosa сор

\H. (17)

+ 1

Результаты интегрирования выражения (17) на ЭВМ представлены на рис. 6 (кривая 2). Анализ кривой 2 показал, что зависимость Кх.хр от СО аналогична зависимости М от © (кривая 1).

Для дисков, работающих в активном режиме, т. е. с приводом, расчетная схема показана на рис. 5.

В соответствии с этой схемой элементарный момент сил трения на диске определяется выражением (14), но величина его может быть с другим знаком в зависимости от соотношения величин V и О, т. е. он будет либо препятствовать вращению диска, создавая силу сопротивления, либо будет работать в ведущем режиме, т. е. создавать дополнительное тяговое усилие за счет привода.

V

Рис. 5. Расчетная схема работы диска в активном режиме

Тяговое усилие, создаваемое активным диском (с приводом), можно определить, используя выражение (17) для определения тягового сопротивления диска 1 пассивном режиме.

При наличии привода на дисковый элемент и определенного сочетания v и В в результате сил трения, возникающих на боковых поверхностях, он работает в активном режиме, т. е. создает дополнительное тяговое усилие, выполняя функцию движителя, тем самым, снижая общее тяговое сопротивление агрегата.

Кривая 2 (рис. 6) над осью абсцисс выражает зависимость тягового сопротивления Rï.Tp. от частоты вращения диска, а под осью абсцисс - зависимость тягового усилия R'Ï Tp . Следовательно, в зависимости от частоты вращения диск

работает либо в ведущем режиме (как движитель), либо в пассивном. Анализ кривых 1 и 2 показывает, что в диапазоне угловых скоростей от 7 до 22 рад/с час-гота вращения диска не оказывает существенного влияния на изменение величин крутящего момента и тягового усилия (зона Б, рис. 6).

Величина тягового усилия (сопротивления) зависит от величины момента сил трения по уравнению (15) и длины плеча В, которое находим из выражения

„ м-т

в = --,М, (18)

х.тр.

где Т - момент вертикальных составляющих W сил трения на боковой поверхности диска, Нм.

Элементарный момент dT вертикальной составляющей W силы трения в точке А (рис.4 и 5) равен

irp Л -Г Р C0Stt

dT = 2 p f da-dp - ^ Нм (19)

h • Z

2•cosa

+ 1

у\ 2тг ) сор

Проинтегрировав, получим выражение для определения момента Т вертикальных составляющих УУ сил трения

г-Н

a=arccos —- D=r J,

T=2pf• J J

p F-' 72 2 ,

p • cosa •dp•da

\2

a=o p=r-ii il h-Z 1 2-cosa

:, Н-м. (20)

+1

27r■pJ шр

На рис. 6 показаны зависимости величины момента Т (кривая 3) и длины плеча В (кривая 4) от угловой скорости диска.

Для рабочих органов-движителей, в частности, для дисковых элементов, максимальное значение силы тяги имеет место при заглублении диска до линии неподвижной центроиды. Это положение легко подтверждается при рассмотрении годографа скоростей в горизонтальной плоскости различных точек диска-движителя (рис. 7).

Рис. 6. Теоретические зависимости от угловой скорости:

1 - крутящего момента М сил трения, действующих на боковой поверхности диска; 2 - тягового усилия (сопротивления) Я'х тр (/4 тр);

3 - момента Т вертикальных составляющих сил трения на боковой поверхности диска; 4 - длины плеча В силы И'х тр относительно центра диска

V +" У0 = V;

а

ц

Рис. 7. Схема к определению рациональной величины заглубления диска-движителя:

Уо - окружная скорость точки диска;

V - поступательная скорость точки диска;

Уа - абсолютная скорость точки диска Если при известном показателе кинематического режима X от верхнего конца вертикального диаметра диска отложить в масштабе вектор скорости уа=у+у0, а от нижнего его конца Уа=У0- V и соединить концы векторов, то точка пересечения этой линии с вертикальным диаметром диска будет мгновенным центром скоростей и моментов сил, действующих в горизонтальной плоскости, а горизонтальная линия Ц - Ц, проходящая через эту точку, неподвижной цен-троидой условного диска с радиусом а, который меньше г на величину (1=Н. Из подобия прямоугольных треугольников находим

Если Н> (1, то будет иметь место самоторможения диска за счет реакций обратного направления, появляющихся на площади контакта с почвой, расположенной выше линии Ц - Ц.

В случае, когда Н< (I сила тяги не соответствует выбранному значению А.. В данном случае будет излишний расход энергии на вращение диска.

Таким образом, рациональная глубина хода диска в активном режиме зависит от радиуса и показателя кинематического режима его работы, т. е.

А>

(21)

Н =г •(!--),м. у*

1

Наличие привода имеет не только преимущества, но и некоторые недостатки, такие как усложнение конструкции подкапывающей части (установка гидромоторов, применение гидравлических шлангов и муфт для соединения с гидросистемой трактора), увеличение стоимости картофелеуборочной машины на 11,8%.

Работая в бесприводном режиме, диск плохо крошит клубненосный пласт, проскальзывает в почве. Поэтому для улучшения крошения клубненосног о пласта и его транспортировки по лемеху, а также предотвращения проскальзывания диска, предлагается изготавливать зуб, имеющий с тыльной стороны отгиб под углом 90° к плоскости зуба.

Схема силового взаимодействия отгиба-почвозацепа с клубненосным пластом показана на рисунке 8.

Рассмотрим действующие на отгиб-почвозацеп связи и заменим их соответствующими реакциями.

На пласт, кроме силы трения и нормальной силы от реакции плоскости поч-возацепа, действует сила подпора пласта, которую будем считать расположенной в плоскости XOY, параллельной плоскости диска.

Полная реакция величины движущей силы определяется выражением

Р = Q• (sina+f-cosa) R (23)

cosa + ftga

Таким образом, установлена аналитическая зависимость движущей силы от силы подпора пласта, трения пласта и угла наклона плоскости отгиба-почвозацепа. Анализ данной зависимости показывает, что наибольшего значения движущая сила будет достигать при вхождении диска в клубненосный пласт и выходе из него.

Величина крутящего момента на диске зависит от твердости почвы q, которая в грядке в зоне почвозацепов составляет 10...30 Н/см2. Соответственно крутящий момент равен

M=S-qTpaBII.-Z„,H-M, (24)

е 2

где IS - площадь одного почвозацепа, м ;

q - твердость почвы в зоне почвозацепа, Н/м2;

гравн. ~ Радиус приложения равнодействующей давления на почвозацеп, м;

Z„ - число почвозацепов в почве.

При работе зубчатого диска в почве одновременно находятся четыре почвозацепа, которые создают на диске крутящий момент от 60 до 180 Н-м, надежно обеспечивающий вращение диска без буксования и перерезание растительности и ботвы острой кромкой зубьев и зацепов.

Суммарный момент от сил трения на боковых поверхностях диска и почвозацепа определится по формуле

г-Н

abarceos--p=r^h/

MCÍM=2.P.f. J P

2•cosa .

---+ 1

.-0 P=r-H

h-Z

ÜTI-P.

to • p

Е

з

X

X

Рис. 8. Схема силового взаимодействия отгиба-почвозацепа с клубненосным пластом:

1 - отгиб-почвозацеп; 2 - зуб диска; 3 - клубненосный пласт. N - нормальная реакция отгиба-почвозацепа; - сила подпора пласта; Т - сила трения почвы о плоскость отгиба; Р* - движущая сила; <о - угловая скорость вращения диска; а - угол наклона Энергетическая оценка режимов работы заключалась в определении затрат мощности на привод диска, работающего в том или ином режиме: - для пассивного режима

где - тяговое сопротивление, возникающее от преодоления резания клубненосного пласта и растительных остатков режущей кромкой, Н; Кх тр - тяговое сопротивление от сил трения на боковых поверхностях диска,

работающего в пассивном режиме, Н; Мподв - активный момент, подводимый к диску, Н-м;

- тяговое усилие, развиваемое диском за счет привода, Н;

Рх — движущая сила, действующая со стороны почвозацепа на клубненосный пласт, Н; V - поступательная скорость движения агрегата, м/с; Ю - угловая скорость вращения диска, рад/с. Используя вышепроведенные исследования, нами предложена методика определения рациональных параметров и режимов работы дисковых элементов.

1Чп=У-( 11„трШх+Рх), Вт.

(26)

— для активного режима

N. = М„ода. •со+Н1.у + КгР. ■ Вт,

(27)

Зная поступательную скорость V машины и выбрав глубину хода Н (по исследованиям Марченко Н.М. в зависимости от глубины залегания нижнего клубня), используя выражение (22) определяем рациональный радиус дискового элемента, т. е.

Н

Гр,а=--Г>м> (28)

X

где X - показатель кинематического режима.

Ъ = (29)

v

где vQ - окружная скорость диска, м/с.

V, =ю -г,м/с, (30)

где G) - угловая скорость диска, рад/с.

Угловую скорость диска, работающего в активном режиме, с учетом величин тягового усилия R/и крутящего момента М выбираем исходя из графика

(рис. 6, зона Б) равной 7,4 рад/с.

Учитывая выражения (29) и (30), получим

Гр№=Н + --=0,355 м. (31)

СО

Должно выполняться условие

Г >Г . (32)

pa<L mm v /

После проверки неравенства, приняв Грац., определяем показатель кинематического режима X из выражения (ОГ

К,=--=2.25. (33)

v

Определяем окружную скорость V0 диска по наружному диаметру и в точке В (рис. 5) для того, чтобы выяснить будут ли явления самоторможения диска или перерасхода энергии на привод. Окружная скорость равна:

- по наружному диаметру

v„ = 0) • г =2,62 м/с, >.=2,25; (34)

- в точке В

v'o =со-(г-Н)=1,15м/сД=1. (35)

Следовательно, диск по всей площади контакта с почвой на глубине Н работает в активном режиме, т. е. он создает дополнительное тяговое усилие за счет привода. В данном случае не будет явления самоторможения диска, а также излишнего расхода энергии на вращение.

Далее определяем рациональные параметры режущей кромки диска на примере зуба с режущей кромкой, выполненной по логарифмической кривой (рис. 2).

Анализ и результаты расчетов на ЭВМ выражений для определения тягового сопротивления (усилия) и крутящего момента от сил трения показали, что при числе зубьев тяговое усилие и крутящий момент диска в активном режиме, при прочих равных условиях, ниже на 12,8%, чем при Хг=10. Однако при работе диска в пассивном режиме снижается тяговое сопротивление на 9,2%. При Z=12 тяговое усилие и крутящий момент в активном режиме выше на 4,9%, чем при 0, но значительно повышается тяговое сопротивление диска при работе в пассивном режиме.

Следовательно, примем оптимальное число зубьев 2гЧ0.

Высоту зуба определим, используя выражение (1), но также Ь можно определить по выражению (4), из которого найдем угол обхвата лезвия Ч' и угол скольжения Т.

Получим, что Ч'=36°, т=12,5°.

Длину режущей кромки с определим по формуле (7). Получим С=0,235 м.

Ширина почвозацепа, исходя из условия получения необходимой величины крутящего момента, равна 0,05 м.

Вышеизложенная методика позволяет определить рациональные параметры и режимы работы дискового элемента с использованием полученных теоретических выражений и графических зависимостей.

В третьей главе. «Экспериментальные исследования», изложены программа и методика лабораторных и полевых исследований, описана конструкция лабораторной установки, экспериментального картофелекопателя, приведены результаты выполненных исследований.

Экспериментальные исследования проводились с целью уточнения конструктивных параметров и режимов работы предлагаемых дисковых элементов подкапывающих рабочих органов.

Лабораторные исследования процесса взаимодействия диска с клубненосным пластом и растительными остатками проводились на лабораторной установке, включающей в себя диск, имеющий привод от гидромотора и возможность регулирования частоты вращения, емкость с почвой, тележку. Лабораторная установка смонтирована на базе стенда КИ-4896М.

При проведении лабораторных исследований дисковых элементов использована теория планирования полнофакторного эксперимента.

В соответствии с агротехническими требованиями при проектировании этого рабочего органа необходимо выполнить условия:

- обеспечить заданную глубину подкапывания при минимальном тяговом сопротивлении;

- выявить влияние влажности и твердости почвы на тяговое сопротивление и крутящий момент на диске;

- подтвердить методику определения рациональных режимов и параметров дисковых элементов.

Проведен лабораторный эксперимент по плану полнофакторного эксперимента типа 2К, где к - число факторов (в нашем случае оно равнялось 3). Матрица

планирования эксперимента была реализована на среднем суглинке с влажностью 19...22%. Расхождение теоретических результатов с результатами, полученными лабораторным путем составило 3,5%. Следовательно, результаты лабораторных исследований подтверждают теоретические расчеты, что свидетельствует о достоверности результатов теоретических выражений и методики определения рациональных параметров и режимов работы дисковых элементов.

Лабораторно-полевые исследования дисковых элементов подкапывающих рабочих органов производились на экспериментальном картофелекопателе, смонтированном на базе приемной части картофелеуборочного комбайна КПК - 2.01.

В результате исследований установлено, что благодаря монтажу дисковых элементов достигается: сокращение потерь клубней на 3%; уменьшение повреждений урожая на 2,1%; снижение тягового сопротивления на 19...23%; сокращение потерь времени по технологическим причинам на 12%; уменьшение нагрузит на сепарирующие органы на 24.. .27%.

При этом диаметр диска составлял 0,71 м при глубине хода до 0,2 м, числе зубьев 10, высоте зуба 0,1 м, ширине почвозацепа 0,05 м.

Проведенные полевые испытания позволили установить, что применение приводных отрезающих дисковых элементов в подкапывающей части позволяет снизить содержание почвы в сходовом ворохе на 16%, снизить тяговое сопротивление картофелекопателя на 15% по сравнению с бесприводным вариантом их работы.

Установка в подкапывающей части дисков с почвозацепами на боковой поверхности позволяет в сравнении с дисковым элементом без них улучшить крошение пласта на 21%, уменьшить тяговое сопротивление агрегата на 7%, уменьшить содержание почвы в сходовом ворохе на 9%.

В четвертой главе, «Техпнко-экоиомическая эффективность применения комбинированных подкапывающих рабочих органов», представлена технико-экономическая оценка использования результатов.

Расчет экономической эффективности применения дисковых элементов в подкапывающей части картофелеуборочной машины проводили на основании результатов хозяйственных испытаний и в соответствии с методикой определения экономической эффективности технологий и сельскохозяйственной техники.

Установлено, что экономический эффект от снижения эксплуатационных затрат в ценах на 01.01.2000 г. на 1 га составит 104,04 руб/га, суммарный годовой эффект на 1 га с учетом снижения потерь и повреждений составит 3080,64 руб/га.

Общие выводы

1. На основании анализа влияния агротехнических условий на технологический процесс установлено, что для снижения энергозатрат картофелеуборочных машин рекомендуется в подкапывающей части наряду с пассивными лемехами и дисками применять диски с зубьями и почвозацепами. Установлено, что при равных радиусе и толщине диска, снижение металлоемкости зубчатого диска в сравнении со сплошным диском составляет 12,2%.

2. Обоснованы аналитические выражения для определения основных параметров дисковых элементов. Результатами теоретических и экспериментальных исследований подтверждено, что для зубчатого дискового элемента рациональной

формой режущей кромки зуба является логарифмическая кривая. Дисковый элемент должен иметь следующие параметры: высоту ОД м, длину режущей кромки 0,235 м, число зубьев 10, угол скольжения 12,5°, ширину почвозацепа 0,05 м, радиус диска 0,3 55 м.

3. Определено, что активный режим имеет более широкий диапазон угловых скоростей (от 7 до 22 рад/с) чем пассивный (от 2 до 7 рад/с). При поступательной скорости движения 4,2 км/ч частота вращения диска в активном режиме должна составлять 70,7 мин Работая в активном режиме, дисковый элемент создает дополнительное тяговое усилие, выполняя функцию движителя, тем самым снижая общее тяговое сопротивление агрегата на 18%. Однако применение привода на дисковые элементы целесообразно лишь в тяжелых почвенно-климатических условиях работы картофелеуборочного агрегата.

4. Установлено, что разработанный дисковый элемент с отгибами-почвозацепами имеет крутящий момент от 60 до 180 Нм, надежно обеспечивающий вращение диска без буксования и перерезание растительности и ботвы острой кромкой зубьев и зацепов.

5. Разработана инженерная методика, при помощи которой можно определить рациональные параметры и режим работы дисковых элементов подкапывающих рабочих органов картофелеуборочных машин с учетом форм режущих кромок зубьев н почвозадепов.

6. По результатам лабораторно-полевых исследований установлено, что применение в подкапывающей части дисковых элементов с почвозацепами позволяет в сравнении с дисковым элементом без них улучшить крошение пласта на 21%, уменьшить тяговое сопротивление агрегата даже в пассивном режиме на 7%, уменьшить содержание почвы в сходовом ворохе на 9%, повысить чистоту продукта на 17%.

7. Сравнительные испытания экспериментального картофелекопателя, оснащенного разработанной подкапывающей частью в сравнении с серийным польским картофелекопателем Z-609/2 показали, что ее применение дает положительные результаты: содержание почвы в сходовом ворохе ниже на 30,8%; полнота уборки составляет 99,4% против 99,1%; снижение потерь клубней при скорости 1,9 км/ч составляет 12%, а при скорости 4,2 км/ч - 32%.

8. Проведенные хозяйственные полевые испытания экспериментального картофелекопателя на общей площади 72 га подтвердили адекватность полученных теоретических зависимостей и методики выбора рациональных параметров и режимов работы дисков. Годовой экономический эффект от снижения эксплуатационных затрат составил 104,04 руб./га, суммарный годовой эффект на 1 га с учетом снижения потерь и повреждений составил 3080,64 руб/га. Граница экономической эффективности по цене экспериментального картофелекопателя с измененной подкапывающей частью в сравнении с базовым вариантом составляет 77307,7 рубля и превышает расчетную в 1,91 раза. Результаты исследований переданы в ОАО «ВИСХОМ» и АООТ«ФИРМА КОМБАЙН» и используются для создания более совершенных картофелеуборочных машин.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих основных работах:

1. Классификация машинных агрегатов с рабочими органами-движителями. //Сб. научн. тр. РГСХА, 1998, - с. 161 - 162. (Соавторы Борычев С.Н., Успенский И.А.).

2. Теоретические и экспериментальные исследования машин для уборки картофеля. // Сб. научн.тр. РГСХА, 1998, - с. 163 - 164. (Соавторы Крыгин С.Е., Успенский И.А.).

3. Анализ функционирования ротационных рабочих органов. // Сб. научн.тр. РГСХА, 1998, - с. 181 - 182. (Соавторы Крыгин С.Е., Успенский И.А.).

4. Экспериментальный картофелекопатель. // Современные энерго- и ресурсосберегающие, экологически устойчивые технологии и системы сельскохозяйственного производства. - Рязань, 1998. - Вып. 2, часть 2, - с. 129 - 130. Сб. научн. тр./ РГСХА. (Соавтор Борычев С.Н.).

5. Анализ энергетических показателей сельскохозяйственных машин. // Современные энерго- и ресурсосберегающие, экологически устойчивые технологии и системы сельскохозяйственного производства. - Рязань, 1998. - Вып. 2, часть 2, - с. 88 - 89. Сб. научн. тр./ РГСХА. (Соавтор Успенский И.А.).

6. Результаты экспериментальных исследований картофелеуборочной машины.// Современные энерго- и ресурсосберегающие, экологичеёски устойчивые технологии и системы сельскохозяйственного производства. - Рязань, 1998. -Вып. 2, часть 2, - с. 90-91. Сб. научн. тр./ РГСХА. (Соавторы Успенский И.А., Колиденков В.М.).

7. Модернизация подкапывающих рабочих органов машин для уборки картофеля. // Современные энерго- и ресурсосберегающие, экологически устойчивые технологии и системы сельскохозяйственного производства. - Рязань, 1999. -Вып. 3, часть 1, - с. 121 - 122. Сб. научн. тр./ РГСХА.

8. Теоретическое исследование режимов работы дисковых элементов подкапывающих рабочих органов картофелеуборочных машин. // Современные энерго- и ресурсосберегающие, экологически устойчивые технологии и системы сельскохозяйственного производства. - Рязань, 1998. - Вып. 3, часть 1, - с. 122 - 124. Сб. научн. тр./ РГСХА.

9. Результаты теоретических исследований режущих кромок дисков. // Энергоресурсосбережение в механизации сельского хозяйства. - Самара, 2000, -с. 122 - 124. Сб. научн.тр./ Самарская ГСХА. (Соавторы Успенский И.А., Бышов Н.В.).

10. Копатель для уборки картофеля. // Достижения науки и техники АПК. -М., 2000. - № 2, с. 31 - 33. (Соавторы Борычев С.Н.).

11. К определению зависимости энергетических показателей от параметров режущей кромки диска. // Совершенствование средств механизации и мобильной энергетики в сельском хозяйстве. - Рязань, 2000, - с. 191 - 194. Сб. научн. тр./ РГСХА. (Соавторы Белоусова Т.С., Виноградов C.B.).

12. Выкапывающий рабочий орган. - Решение о выдаче патента на изобретение по заявке №99110463/13. - Рязань, ВНИПИ, 2000. (Соавторы Буробин Р.В., Борычев С.Н., Бышов Н.В., Колиденков В.М., Крыгин С.Е., Успенский И.А.).