CC BY
63
2. Технологические параметры зерновых сеялок
Марка сеялки Рабочая скорость, км/ч (м/с) Масса семян, прошедших через сошник за время движения сеялки Путь прохождения сеялки, м Время от одной заправки до другой, мин. Теоретическая производительность за 1 ч работы, га/ч
СЗМ-3,6 15 (4,17) 24,83 7958,33 31,81 5,4
СУБМ-3,6 15 (4,17) 47,12 15104,17 60,42 5,4
ЗС-4,2 12 (3,33) 27,86 8928,57 44,69 5,04
Harvest-5400 12 (3,33) 20,78 6666,67 33,33 6,48
СЗ-5,4 12 (3,33) 14,73 4722,22 23,61 6,48
СЗФ-5400 12 (3,33) 21,67 6944,44 34,72 6,48
СЗУ-6 15 (4,17) 28,27 9062,5 36,25 9,0
ASTRA 4 CЗ-4 12 (3,33) 24,9 7980,77 39,94 4,8
ASTRA 6 CЗ-6 12 (3,33) 24,28 7781,25 38,91 7,2
6,48 га/ч. В рядовой эксплуатации сеялки с этой шириной захвата будут обеспечивать одинаковую производительность односеялочного агрегата, в состав которых входит сеялка марки СЗФ-5400 или сеялка марки Harvest 5400. За время смены, в условиях рядовой эксплуатации, эти посевные агрегаты будут иметь одинаковое число остановок для заправки зернового бункера.
Выводы.
1. Сеялки для посева зерновых с шириной междурядья 15 см имеют вместимость бункера для семян от 0,68 до 1,45 м3. Рабочая скорость движения посевных агрегатов с этими зерновыми сеялками составляет 12 км/ч или 15 км/ч;
2. Основные технологические параметры сеялки — путь, проходимый сеялкой от заправки до заправки, время движения сеялки от заправки до заправки, часовая теоретическая производительность сеялки;
3. Анализ зерновых сеялок свидетельствует, что наибольшую фактическую производительность в условиях рядовой эксплуатации обеспечивает зерновая блочно-модульная сеялка СУБМ-3,6, запас хода которой равен 15104,17 м, а время движения от заправки до заправки — 60,42 мин. В условиях рядовой эксплуатации односеялочный посевной агрегат, в состав которого входит сеялка СУБМ-3,6, будет обеспечивать большую производительность, чем аналогичные односеялочные посевные агрегаты, в состав которых входят аналогичные дисковые сеялки с шириной междурядья 15 см;
4. Сеялка ЗС-4,2 имеет запас хода 8928,57 м, что меньше, чем аналогичный показатель у зер-
новой сеялки СУБМ-3,6. В условиях рядовой эксплуатации производительность односеялочно-го посевного агрегата, в состав которого входит сеялка СУБМ-3,6, будет выше, чем у агрегата с сеялкой ЗС-4,2.
Литература
1. Шафоростов В.Д., Припоров И.Е. Влияние толщины, ширины и индивидуальной массы семян подсолнечника на скорость их витания // Масличные культуры. Научно-технический бюллетень Всероссийского научно-исследовательского института масличных культур. 2010. № 1 (142-143). С. 76-80.
2. Припоров И.Е. Параметры усовершенствованного процесса разделения компонентов вороха семян крупноплодного подсолнечника в воздушно-решётных зерноочистительных машинах: автореф. дисс. ... канд. техн. наук. Краснодар, 2012.
3. Трубилин Е.И., Припоров И.Е. Технические средства для послеуборочной обработки семян подсолнечника: учебное пособие. Краснодар, 2015.
4. Шафоростов В.Д., Припоров И.Е. Усовершенствование универсального семяочистительного комплекса // Международный научно-исследовательский журнал. 2014. № 8-1 (27). С. 71-73.
5. Шафоростов В.Д., Припоров И.Е. Технология послеуборочной обработки семян сои с использованием машин отечественного производства // Зернобобовые и крупяные культуры. 2014. № 4 (12). С. 119-122.
6. Пат. RUS 2177216 Устройство для поверхностного рассева минеральных удобрений и других сыпучих материалов / Якимов Ю.И., Иванов В.П., Припоров Е.В., Заярский В.П., Волков Г.И., Селивановский О.Б.; заяв. 14.03.2000.
7. Пат. RUS 2177217 Центробежный рабочий орган для рассева сыпучего материала / Якимов Ю.И., Припоров Е.В., Иванов В.П., Заярский В.П., Волков Г.И., Селивановский О.Б.; заявл. 14.03.2000.
8. Припоров Е.В., Юдт В.Ю. Анализ дисковых орудий с четырёхрядным расположением сферических дисков // Политематический сетевой электронный научный журнал Кубанского государственного аграрного университета 2016. № 118. С. 1413-1427.
9. Припоров Е.В., Левченко Д.С. Анализ сошников сеялок ресурсосберегающих технологий посева зерновых культур // Политематический сетевой электронный научный журнал Кубанского государственного аграрного университета. 2015. № 109. С. 379-391.
Исследование кривошипно-кулисного механизма оппозитного типа
А.Т. Мухтаров, ст. преподаватель, А.Ж. Мурзагалиев,
к.т.н., Актюбинский РГУ; Б.Н. Нуралин, д.т.н., профессор, Западно-Казахстанский АТУ
В современном поршневом двигателе обязательным конструктивным элементом является ме-
ханизм преобразования возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение вала. Подобный тип механизма преобразования движения оказывает негативное влияние на технико-экономические показатели двигателя за счёт создания боковых усилий на поршень, что
влечёт повышенные потери на трение и снижение эффективности. Применение гильзы в качестве направляющего для движения поршня является причиной изменения свойств масла, а также источником токсичных выбросов. Опыт развития двигателестроения показывает, что имелось множество попыток устранить имеющиеся недостатки кривошипно-шатунного механизма, но все они не привели к положительному результату [1—3].
На основании анализа работы механизмов установлено, что одним из перспективных вариантов устранения указанных недостатков является применение одновального кривошипно-кулисного механизма преобразования движения, имеющего минимальное число кинематических узлов и простую конструкцию [4—6]. Авторами проводятся работы по
и
Рис. 1 - Схема оппозитного двухцилиндрового модуля с кривошипно-кулисным механизмом преобразования движения:
1 - цилиндр (с системой газораспределения); 2 -надпоршневой объём цилиндра; 3 - поршень; 4 - подпоршневой объём; 5 - шток поршня; 6 -клапаны подпоршневого воздушного компрессора; 7 - уплотнение штока; 8 - кулиса; 9 - направляющие кулисы во втулках на стенках картера; 10 - ползун поперечного движения; 11 - кривошипный подшипник; 12 - картер; 13 - траектория вращения оси кривошипного подшипника; 14 - коренная шейка вала; 15 - щёки кривошипа; D - дезаксиал установки цилиндров по отношению к валу двигателя; ЬщЛ Ьпп** - плечо сил, противодействующих моменту сил, стремящихся повернуть кулису вокруг кривошипного подшипника в различных вариантах выполнения направляющих кулисы
изысканию рациональной схемы оппозитного двухцилиндрового модуля с предлагаемым механизмом преобразования движения, обладающего большой надёжностью и высокой эффективностью (рис. 1). В настоящей работе представлены результаты теоретических исследований кривошипно-кулисного механизма оппозитного типа преобразования движения поршневых двигателей внутреннего сгорания.
Материал и методы исследования. Предлагаемая схема кривошипно-кулисного механизма преобразования движения приведена на рисунке 2. Кривошипно-ползунный механизм состоит из кривошипа ОА 1, кривошипного ползуна 2, поршневого ползуна (кулисы) 3, штока поршня 4, поршня 5, расположенного в гильзе цилиндра 6. Поршневой ползун движется по направляющим 7. Как известно, автомобильные двигатели работают, как правило, по четырёхтактному циклу, который совершается за два оборота коленчатого вала или за четыре хода поршня.
В процессе расширения газов внутри цилиндра ДВС совершается индикаторная работа. При этом за счёт индикаторного давления газов поршень 5 перемещается от верхней мёртвой точки (ВМТ) к нижней мёртвой точке (НМТ). При рабочем ходе поршень 5, соединённый жёстко посредством штока 4 с поршневым ползуном 3, движущимся по направляющим 7, передаёт движение кривошипному ползуну 2, который перемещается внутри рамки кулисы 3 в направлении, перпендикулярном оси цилиндра. В свою очередь, кривошипный ползун 2 вращающимся подшипником соединён с кривошипом 1, который может совершать только вращательное движение. В результате линейное движение поршня и связанной с ним кулисы преобразуется во вращательное движение коленчатого вала ДВС.
1 2 3 4 5 6
Рис. 2 - Расчётная схема кривошипно-кулисного механизма
С целью определения параметров кривошипно-кулисного механизма были проведены соответствующие кинематические и динамические расчёты [7, 8].
Методика расчётов обоснована на положениях традиционных способов.
Получены расчётные зависимости для определения основных кинематических и динамических параметров исследуемого механизма преобразования движения: ход поршня: Sy = r х sin ф (1); скорость поршня: Vy = rxroxeos ф (2); ускорение поршня: Jy =-rхго2 х sin ф (3); сила вдоль кривошипа: К=ЕРгх eos ф (4); сила, создающая вращательный момент: Т= ЕРг х sin ф (5); нормальная сила на ползун кривошипа: N„ = Тх eos ф = (LP¡/ 2) х sin2 ф (6); сила, действующая на кулису: S„= Т х sin ф = х sin2 ф (7); сила, действующая на поршневые втулки оппозитного варианта: L = -P¡х rх sin ф/Нпп (8); сила инерции возвратно-поступательного движения: Ро = -Jxm¡ х F„, мПа (9); центробежная сила инерции вращающихся масс колена: Kr =-(m1 + m2)хrхго2, кН (10); центробежная сила вращающихся масс кривошипа: Кгк = -m1 х r хго2, кН (11); центробежная сила вращающихся масс ползуна: Кт =-m2 х r хго2, кН (12); удельная суммарная сила, действующая на поршень: Ер = АРг + P¡ (13).
Анализ вышеприведённых выражений позволяет установить, что имеются различия в характере движения и скорости традиционного и исследуемого механизмов. Кривошипно-кулисный механизм реализует чисто синусоидальный закон движения (рис. 3).
Влияние ККМ на динамические показатели работы ДВС показано на рисунке 4. Видно, что максимальная сила давления газов в зоне ВМТ у ККМ несколько снижается за счёт отрицательного влияния инерционных сил. Масса неподвижных и вращающихся частей исследуемого механизма перераспределяет действия сил во время рабочего хода. В 4-тактном цикле большая масса кулисы и движущихся деталей вызывает повышенное усилие в кинематических парах при прохождении поршнем мёртвых точек. Для устранения этого недостатка рекомендуется оппозитная схема компоновки двухцилиндрового модуля многоцилиндровых двигателей, где штоки оппозитно расположенных поршней прикреплены к единой кулисе. При этом
целесообразно реализовать двухтактный цикл. Увиличенная масса кулисно-поршневого блока позволяет свести вредное воздействие инерционных сил до минимума.
На рисунке 5 показаны расчётные индикаторные диаграммы ДВС. Характерно, что в ВМТ сила давления газов Р, несколько ниже, чем у КШМ. Однако это максимальное усилие несколько отстаёт от максимального значения у КШМ, т.е. максимум давления приходится на зону расширения, что тоже положительно сказывается на индикаторных показателях.
Расчёты показывают, что при частоте вращения вала двигателя 4000 мин-1 время достижения угла поворота 20° до верхней мёртвой точки при кривошипно-кулисном механизме по сравнению с кривошипно-шатунным механизмом в относительных долях увеличивается на 11%. Соответственно в области верхней мёртвой точки поршень имеет меньшую скорость и находится в этой области большее время цикла по сравнению с типовым кривошипно-шатунным механизмом при одинаковой частоте вращения.
Последнее положительно сказывается на термодинамике процесса механизмов. Расчёты, выполненные для теоретического цикла сравниваемых механизмов, показывают, что только за счёт кинематики сравниваемых механизмов преобразованная индикаторная мощность повышается почти на 1%, а удельный расход топлива снижается на 1,3% [9].
Кривошипно-кулисный механизм разгружает поршень от боковых сил, перенося их на направляющие в картере двигателя. Имеется возможность конструктивно изменять геометрические характеристики фрикционных контактов, что также положительно отражается на качественных показателях.
Повышение массы кулисно-поршневого блока позволяет перераспределить усилия на подшипник коленчатого вала, снижая импульсную нагрузку в момент сгорания и создаёт дополнительный вращательный момент во второй фазе рабочего хода поршня.
По результатам предварительных исследований авторами изготовлен опытный образец двухцилиндрового оппозитного модуля для уточнения его конструктивных и эксплуатационных параметров [10].
щ град V. град
Рис. 3 - Кинематические характеристики ДВС с кривошипно-шатунным (КШМ) и кривошипно-кулисным механизмами (ККМ): перемещение 5, скорость V, без индекса для КШМ, с индексом для ККМ
Рис. 4 - Влияние кривошипно-кулисного механизма на динамические показатели работы ДВС
Выводы.
1. Разработана конструктивная схема оппозитного двухцилиндрового модуля с кривошипно-кулисным механизмом преобразования движения, для которой в области верхней мёртвой точки поршень имеет меньшую скорость и находится в этой области большее время цикла по сравнению с типовым кривошипно-шатунным механизмом при одинаковой частоте вращения, что приводит к увеличению процесса теплообмена при постоянном объёме.
2. Выявлены основные преимущества криво-шипно-кулисного механизма по сравнению с традиционным механизмом: разгрузка поршня от боковых сил, перераспределение усилия на подшипник коленчатого вала, снижая импульсную нагрузку в момент сгорания, и создание дополнительного вращательного момента во второй фазе рабочего хода поршня, повышение индикаторной мощности почти на 1%, снижение удельного расхода топлива на 1,3%.
Литература
1. Двигатели внутреннего сгорания: устройство и работа
поршневых и комбинированных двигателей / Под ред.
А.С. Орлина, М.Г. Круглова. 3-е изд., перераб. и доп. М.:
Машиностроение, 1980. 288 с.
2. Бирюков В.Н. От водяного насоса до квантового ускорителя.
М.: Машиностроение, 1990. 144 с.
Рис. 5 - Основные расчётные технико-экономические показатели двигателей с различным типом механизмов преобразования движения: ас^Ь - для КШМ; ае11211Ь - для ККМ
3. Шароглазов Б.А. Наше видение основных направлений совершенствования ДВС / Б.А. Шароглазов, В.В. Шишков, В.В. Клементьев, С.И. Кавьяров // Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения: тру-дды междунар. науч.-практич. конф., 26—28 апреля 2006 г., г. Челябинск. Челябинск: Изд-во ЮрГУ, 2006. 353 с.
4. Баландин С.С. Бесшатунные двигатели внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1982. 368 с.
5. Мухтаров А.Т. Новая концепция цилиндропоршневой группы для ДВС / А.Т. Мухтаров, В.Г. Некрасов, А.Ж. Мурза-галиев [и др.] // Вестник Актюбинского государственного университета. 2008. № 1. С. 33-41.
6. Мухтаров А.Т. Кривошипно-кулисный кинематический механизм ДВС с цилиндро-поршневой группой на основе твёрдой смазки / А.Т. Мухтаров, А.К. Каукаров, В.Г. Некрасов [и др.] // Двигатель-2010: сб. науч. трудов междунар. конф., посвящ. 180-летию МГТУ им. Н.Э.Баумана. М., 2010. С. 55-58.
7. Мухтаров А. Т. Разработка конструктивной схемы криво-шипно-кулисного механизма для двухцилиндрового оппо-зитного модуля // Инновационные технологии в развитии транспортно-коммуникационного комплекса Казахстана. Актобе, 2011. С. 264-269.
8. Мухтаров А.Т. Кинематический и динамический анализ схемы кривошипно-кулисного механизма двигателя внутреннего сгорания // Вестник КГУСТА (Бишкек). 2011. № 4. С. 18-19.
9. Мищенко А.И. Нетрадиционные малоразмерные двигатели внутреннего сгорания // Теория, разработка и испытание нетрадиционных двигателей внутреннего сгорания. Донецк: Лебедь, 1988. Т. 1. 228 с. Основы расчёта кинематической точности бесшатунного двигателя. Донецк: Лебедь, 1988. Т. 2. 314 с.
10. Мухтаров А.Т., Асанов А.А., Каукаров А.К. Выбор и обоснование конструкции двигателя с кулисным механизмом преобразования движения поршня // Вестник КГУСТА (Бишкек). 2011. № 4. С. 21-23.
Теоретические исследования работы виброударного рабочего органа культиватора в системе с трением почвы
Л.Ф. Бабицкий, д.т.н., профессор, В.В. Шевченко, ассистент, ФГАОУ ВО Крымский ФУ
Принцип работы почвообрабатывающих машин основан на механическом воздействии деформатора на почву. Роль деформатора выполняют рабочие
органы, имеющие различия как по форме, так и по конструктивному исполнению. Форма рабочего органа определяется с учётом физико-механических свойств почвы, основным из которых при этом является введённый нами деформационный показатель почвы [1]. С использованием основного
