- •1. Аналіз господарсько-економічних умов виробництва
- •1.1. Загальна характеристика тов „Агро-Флагман”
- •Загальна характеристика господарства
- •1.2. Аналіз земельного фонду товариства та ефективність його використання
- •Земельний фонд тов “Агро-Флагман”
- •Площі сільськогосподарських культур, га
- •Засоби для захисту та удобрення рослин
- •Врожайність сільськогосподарських культур, ц/га
- •1.3. Аналіз забезпеченості товариства основними засобами виробництва
- •Забезпеченість товариства основними засобами виробництва
- •Забезпеченість господарства робочою силою та продуктивність праці
- •Показники тваринництва
- •Машинно-тракторний парк товариства
- •Перелік сільськогосподарських машин
- •Структура витрат на виробництва продукції рослинництва
- •Структура витрат на роботи і послуги найманих організацій
- •1.4. Аналіз рівня агротехніки в товаристві
- •1.5. Обґрунтування мети і напрямків розробки
- •2. Дослідження особливостей технологічного процесу вирощування зернових в умовах тов "Агро-Флагман"
- •2.1. Аналіз існуючих технологій та засобів механізації при вирощуванні зернових
- •2.2. Обґрунтування плану та вихідні дані розробки інтенсивної технології вирощування зернових культур
- •Ефективність застосування мінеральних добрив
- •2.3. Аналіз технологій і способів збирання зернових в тов "Агро-Флагман"
- •2.4. Розрахунок технологічного забезпечення при запропонованій технології збирання
- •3. Обгрунтування параметрів культиваторної стійки зі змінною жорсткістю
- •3.1. Аналіз існуючих конструкцій робочих органів ґрунтообробних машин
- •3.2. Обґрунтування конструкції ґрунтообробного робочого органу
- •3.3. Обґрунтування кінематичного показника якості виконання технологічного процесу
- •3.4. Обґрунтування теоретичної моделі активної культиваторної лапи
- •3.5. Розробка механізму регулювання відстані між лапами культиватора
- •3.6. Обґрунтування оптимального розміщення лап культиватора
- •3.7. Розрахунок та вибір гідроциліндра механізму регулювання
- •3.8. Силовий розрахунок паралелограмного механізму культиватора
- •3.9. Силовий аналіз взаємодії робочого органу з шаром ґрунту
- •4. Охорона праці та безпека в надзвичайних ситуаціях
- •Стан виробничого травматизму в тов “Агро-Флагман”
- •5. Бізнес-план
- •Економічні показники проекту
- •Висновки список використаних джерел
3.8. Силовий розрахунок паралелограмного механізму культиватора
При виконанні силового розрахунку необхідно розрахувати рівномірність ходу робочої секції відносно поля. Для цього необхідно розрахувати реакції, які виникають паралелограмній підвіски для трьох випадків:
- опірне колесо наїжджає на бугор до 10 см, а додаткове не торкається поверхні поля;
- додаткове колесо наїжджає на нерівність, опірне знаходиться в повітрі;
- нормальний хід секції, два колеса торкаються поверхні поля.
Розглянемо кожен з випадків (рис. 3.11):
а) N2 = 0, реакції додаткового колеса.
Рис. 3.11. Сили які діють на секцію під час ходу по поверхні поля
N1 – реакція опорного колеса;
N2 – реакція додаткового копіювального колеса;
Y1, Y2 – реакції в стрижнях паралелограма;
Rу ,Rх - складові R – питомого опору ґрунту; R = 1,32кН; R = 0,32кН;
α = 150 – кут нахилу паралелограмної підвіски до горизонту.
Складаємо рівняння рівноваги системи:
∑X = 0:
N1 – Rx – Gc – Y1 · sin - Y2 · sin= 0; (3.17)
∑Y = 0:
Ry + Y1 · cos+ Y2 · cos=0; (3.18)
∑MB = 0: Ry · 0,09 - Rx · 0,75 – Gc · 0,81 - Y1 · sin· 0,21 –
- Y1 · cos· 0,541- Y2 · sin· 0,21 - Y2 · cos· 0,373 = 0.(3.19)
; (3.20)
Ry · 0,09 - Rx · 0,75 – Gc · 0,81 – () · sin· 0,21 –
- () · cos· 0,541- Y2 · sin· 0,21 - Y2 · cos· 0,373 = 0; (3.21)
() · sin· 0,21 +() · cos· 0,541+
+ Y2 · sin· 0,21 + Y2 · cos· 0,373 = Ry · 0,09 - Rx · 0,75 – Gc · 0,81 =
1,32 · 0,09 – 0,32 · 0,75 – 0,6 · 0,81 = - 0,607;
() · (sin· 0,21 + Y1 · cos· 0,541) + Y2 · sin· 0,21 + Y2 · cos; (- Ry - Y2 · cos) · (0,577) · cos+ Y2 · sin· 0,21 · cos+ Y2 · cos· 0,373 · cos= - 0,607· cos;
(- Ry - Y2 · cos) · (0,577) + Y2 · sin· 0,21 · cos+ Y2 · cos· 0,373 · cos= - 0,586;
- 0,735 - Y2 · cos· 0,577 + Y2 · sin· 0,21 · cos+ Y2 · cos· 0,373 · cos= - 0,586;
- Y2 · cos· 0,577 + Y1 · sin · 0,21 · cos+ Y2 · cos· 0,373 · cos=
- 0,586 + 0,735;
Y2 · ( - cos· 0,577 + sin · 0,21· cos+ cos· 0,373 · cos) = 0,149;
Y2 · ( - 0,138 ) = 0,149;
Y2 = - 1,08 кН;
= - 0,286 кН;
N1 = Rx + Gc + Y1 · sin+ Y2 · sin; (3.22)
N1 = 0,32 + 0,6 – 0,286 · sin - 1,08· sin= 0,566 кН.
Звідси можна зробити висновок, що два стрижня підвіски працюють в цьому випадку на розтяг.
Рівняння рівноваги системи при N1 = 0:
∑X = 0:
N1 – Rx – Gc – Y1 · sin- Y2 ·sin= 0; (3.23)
∑Y = 0:
Ry + Y1 · cos+ Y2 · cos= 0; (3.24)
∑MB = 0: Gc · 0,4 + Rx · 0,46 + Ry · 0,09 - Y1 · cos· 0,541+
+ Y1 · sin· 0,79- Y2 · cos· 0,373 + Y2 · sin· 0,79 = 0. (3.25)
; (3.26)
Gc · 0,4 + Rx · 0,46 + Ry · 0,09 - () · cos· 0,541 +() · sin· 0,79- Y2 · cos· 0,373 + Y2 · sin· 0,79 = 0;
() · cos· 0,541 -() · sin· 0,79 + Y2 · cos· 0,373 - Y2 · sin· 0,79 = Gc · 0,4 + Rx · 0,46 + Ry · 0,09;
() · (cos· 0,541 - sin· 0,79) + Y2 · cos· 0,373 -Y2 · sin· 0,79 = 0,6 · 0,4 + 0,32 · 0,46 + 1,32 · 0,09;
() · (0,318) · cos+ Y2 · cos· 0,373 · cos- sin· 0,79 · cos;
(- 1,32 - Y2 · cos)·(0,307)+Y2 · cos2· 0,373 - Y2 · sin·0,79· cos= 0,506;
0,405 - Y2·cos· 0,373 + Y2 · cos2· 0,373 - Y2 · sin· 0,79· cos= 0,506;
Y2 ·( - cos· 0,373 · cos2· 0,373 - sin· 0,79· cos) = 0,911;
Y2 · (0,147) = 0,911;
Y2 = 6,79 кН;
= - 8,16кН;
- N2 = 0,566кН.
Звідси робимо висновок, що в цьому випадку на регулювальний гвинт буде найбільше зусилля на стискання.
Розраховуємо реакції для третього випадку.
в) N1 = N2
∑X = 0:
N1 + N1 - Rx – Gc – Y1 · sin- Y2 ·sin= 0; (3.27)
∑Y = 0:
Ry + Y1 · cos+ Y2 · cos= 0; (3.28)
; (3.29)
Рівняння рівноваги:
N1 + N1 - Rx – Gc – () · sin - Y2 ·sin = 0; (3.30)
() · sin + Y2 · sin = N1 + N1 - Rx – Gc; (3.31)
(- Ry - Y2 · cos) · sin· cos+ Y2 ·sin· cos= - 0,354 · cos;
(- Ry - Y2 · cos) · 0,25 + Y2 · 0,25 = - 0,342;
- 0,33 - Y2 · cos· 0,25 + Y2 · 0,25 = - 0,342;
Y2 ( - cos · 0,25 + 0,25 ) = - 0,012;
Y2 (0,0085) = - 0,012;
= - 0,43 кН;
N1 = 0,283; N2 = 0,283.
В цьому випадку реакції будуть направлені в різний бік. Після визначення реакції переходимо безпосередньо до визначення рабочего ходу штока стяжной гайки. Для цього будуємо дві кінематичні схеми: опорне колесо на бугрі та додаткове колесо на бугрі.
ав – АВ = 2 мм ·10 = 20 мм – максимальна довжина розтягання.
АВ – ав = 38 – 35 = 3 · 10 = 30 мм – максимальне стиснення стяжного гвинта.
20 + 30 = 50 мм – робочий хід штока.
Якщо відомо максимальне зусилля Y1 = 8,16 кН і робочій хід штока 50 мм, можна розрахувати силову пружину.
Попередньо задаємо значення індекс пружини С = 10.
Визначаємо коефіцієнт k;
(3.32)
Із умов попередньо обираємо величину середнього діаметра пружини D = 30мм. Задаючись значенням допустимого напруження 4000 кг/см, визначаємо діаметр дроту:
; (3.33)
Найдене значення приведене до найближчого великого значення. Приймаємо d = 3 мм. Перевіряємо попередню оцінку індексу пружини З = D/d = 30/3 = 10/3 = 10. Визначаємо необхідне значення одержання заданого прогину λ число робочих гвинтів: λ = 30 мм;
; (3.34)
де G – модуль зрушення (G = 8 · 105кгс/мм);
; (3.35)
Приймаємо i = 11,0 - число робочих гвинтів.
Визначаємо довжину пружини в стислому стані:
Lсж = tсж ( i – 2 ) + d (iОП + 1); (3.36)
де tсж = d + S – кількість витків у стислому стані (S = 0,5мм);
tсж = 3,5мм; іоп – число опорних витків іоп = 3;
Lсж = 3,5 · ( 18,5 – 2 ) + 3 · (3 + 1) = 43,605мм;
Довжина пружини у вільному стані:
L = Lсж + λ = 43,605 + 30 = 73,605мм;
Визначаємо крок робочих витків у вільному стані:
; (3.37)
приймаємо t = 7.
Після проведених розрахунків діаметр пружини дорівнює D = 30 мм; діаметр дроту 3 мм; довжина пружини у вільному стані L = 74 мм.