Определение приведенной жесткости механизма подвески рабочих органов сельхозмашин

Тип работы:
Реферат
Предмет:
Общие и комплексные проблемы естественных и точных наук


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Раздел I. Растениеводство.
кооперативов — сельскохозяйственные, перерабатывающие и обслуживающие предприятия могут иметь любые организационноправовые формы и формы собственности — кооперативную, акционерную, государственную и муниципальную, смешанную. Совершенствование же Федерального закона «О сельскохозяйственной кооперации» на основе включения в него статей, разрешающих юридическим лицам быть полноправными членами производственного кооператива, позволит еще более расширить спектр многоукладности без ущемления прав сельскохозяйственных предприятий в управлении агропромышленным комплексом.
Сформированный таким образом агропромышленный комплекс России и система инженерно-технологического обеспечения в нем будет способен обеспечить конкуренцию на мировом рынке продовольствия отечественных производителей сельскохозяйственной продукции.
Получено 03. 02. 00.
УДК 631. 33
В.В. БЕЛОВ, канд. техн. наук-
(СПбГАУ)
А.М. ВАЛГЕ, канд. техн. наук (СЗНИИМЭСХ)
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРИВЕДЕННОЙ ЖЕСТКОСТИ МЕХАНИЗМА ПОДВЕСКИ РАБОЧИХ ОРГАНОВ СЕЛЬХОЗМАШИН
В статье дана формула для аналитического определения приведенной жесткости пружинного механизма подвески. Рассмотрен характер изменения приведенной жесткости. Показано, что изменение приведенной жесткости носит убывающий характер и может иметь положительный и отрицательный знаки. Для механизмов подвески с упругим звеном рекомендуется приведенная жесткость механизма, близкая к нулю.
43
ISSN 0131−5226. Сборник научных трудов СЗНИИМЭСХ. 2000. Вып. 71.
Доказано, что приведенная жесткость зависит от конструктивных параметров и положения рабочего органа, не всегда может быть параметром оптимизации при исследовании или синтезе подвески.
Проблема оптимизации упругих характеристик механизмов подвесок приобретает особую значимость ввиду возросших рабочих скоростей движения сельскохозяйственных машин. От упругих характеристик механизма подвески рабочих органов и поддержания заданных характеристик различных натяжных устройств зависит не только уровень качества выполнения технологического процесса, но и ресурс подвески, технологическая надежность.
В основном при синтезе пружинных механизмов ставят задачу определения оптимального значения приведенной жесткости подвески в предположении линейности упругих характеристик, а часть авторов — определения жесткости только самой пружины без учета конструктивных параметров механизма. Исходя из этих основных предпосылок и проводятся исследования.
Эксплуатационная практика и экспериментальные исследования показывают, что механизмы, разработанные подобным образом, не всегда имеют характеристики, отвечающие требуемым, из-за чего происходит нарушение технологического процесса. На слабонесущих почвах копирующие башмаки начинают «зарываться» в почву, а при большем натяжении пружин появляется эффект «галопирования».
Ввиду отсутствия аналитического метода определения приведенной жесткости механизма исследования приведенных упругих характеристик в основном проводятся экспериментальным методом, поэтому нами поставлена задача определения и исследования, в частности, приведенной жесткости механизма подвески рабочих органов сельскохозяйственных машин.
Определение приведенной жесткости механизма показано на простой схеме подвески (рис. 1).
44
Раздел I. Растениеводство.
С
Рис. 1. Схема навески к определению приведенной жесткости
Используя рис. 1 нами получена математическая зависимость приведенной жесткости, определяемое как соотношение приращения нагрузки на выходе к соответствующему приращению перемещения выходного звена, связанного с исполнительным рабочим органом.
Сг.
Ц2С
!з Ош ~Vi)
sln (a + у + ум)(Vl2 + l2 + 2l, l 2cos (a + у + p+1) -Hc) co s О+n/l2 + l2 + 2l il 2cos (a + y + Pi+1) sln (a + y + О)(V1? + l2 + 2l[l2cos (a + y + o) -Hc) cos Onl l? + l2 + 2ljl 2cos (a + y + pj)
где 11 — длина звена АО (отрезок рамы ограниченный шарниром крепления двуплечего рычага на раме и точкой крепления пружины к раме), м- l 2 — длина рычага ВО, м- l 3 — длина рычага ОС
(приложения внешней нагрузки), м- С- жесткость пружины, Н/м- a -угол, учитывающий отклонение точки крепления пружины к раме от горизонтали, град.- у- угол между рычагами АО и ВО двуплечего рычага, град.- & lt-р, — угол, характеризующий положение звена ОС относи-
45
ISSN 0131−5226. Сборник научных трудов СЗНИИМЭСХ. 2000. Вып. 71.
тельно горизонтали, град.- Нс — свободная длина пружины, м- i — индекс переменной, целое положительное число.
Анализ представленной формулы показывает, что величина приведенной жесткости зависит от всех конструктивных параметров механизма подвески рабочих органов и является нелинейной тригонометрической трансцендентной функцией переменной (pi.
Доказано, что приведенная жесткость подвески зависит не только от всех параметров механизма подвески, но и от положения рабочего исполнительного органа — & lt-pi.
По зависимости составлен алгоритм для ПЭВМ. Полученные нами результаты исследований приведенной жесткости представлены графически (рис. 2).
Рис. 2. Зависимость изменения приведенной жесткости СП от положения рабочего органа при различных значениях угла ВОС
Зависимости получены при постоянном значении жесткости пружины и разных значениях ZВОС между плечами двуплечего рычага, к которому приложены сила пружины и внешняя нагрузка, при условии, что величина максимального момента постоянна.
Изменение приведенной жесткости механизма уравновешивания носит для рассмотренных вариантов механизмов только убывающий характер. В крайних точках справа или слева кривые приве-
46
Раздел I. Растениеводство.
денной жесткости ассимптотически приближаются к оси ординат, ассимптотами которых являются ординаты при +900 и -900. Также надо отметить, что все кривые на рисунке пересекают ось абсцисс, значит приведенная жесткость пружинного механизма может быть равна и нулю. В то же время при пересечении оси абсцисс знак приведенной жесткости меняется с плюса на минус. Значит приведенная жесткость может быть положительной и отрицательной по знаку.
Нетрудно понять, что оптимальная рабочая зона уравновешивающего механизма подвески рабочего органа, позволяющая получить более постоянную нагрузку на копирующее устройство, находится в области точки пересечения оси абсцисс. Например, при ZВОС=510 оптимальным можно считать диапазон отклонения плеча приложения внешней нагрузки от +150 до -150, а при ZВОС =250 — от +400 до +200. При этом изменение нагрузки на копирующее устройство в рабочем диапазоне отклонения двуплечего рычага при принятых параметрах будет минимальным, так как приведенная жесткость по величине стремится к нулю. Возможно оптимальное значение приведенной жесткости механизма в зависимости от требуемой упругой характеристики может быть и в других точках. Если же требуется резко возрастающая или падающая упругая характеристика, то необходимо использовать другой подход к оптимизации механизма.
Отметим, что приведенная жесткость, не являясь постоянной величиной, может иметь одинаковые значения при разных соотношениях параметров механизма. Линейная зависимость (см. рис. 2) наблюдается только на малом участке отклонения выходного звена, поэтому допущение о линейности приведенной жесткости механизма не всегда отражает действительность.
Рассмотренные особенности изменения приведенной жесткости пружинного механизма подвески приводят к заключению, что данный показатель не всегда может быть параметром оптимизации и зависит не только от конструктивных параметров механизма, но и от положения рабочего органа относительно рамы самой машины.
Получено 25. 10. 99.
47

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой