CC BY
0
трунп ппти мл шины и пкпру/тпкд lüAnUJIUi ИИ, МАШППШ И иоигудивлпиг,
^WWVVWW ППЯ ЛГРППРПМЫШПРННПГП КПМППРКГА
4.3.1 ТЕХНОЛОГИИ, МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ АГРОПРОМЫШЛЕННОГО КОМПЛЕКСА
Научная статья УДК 631.331.8
DOI: 10.24412/2227-9407-2024-10-7-21 EDN: VPJARX
Разработка и исследование 3Б-модели демпферного устройства фрезерного бороздовскрывателя сеялки прямого полосного посева
Сергей Леонидович Дёмшин113, Максим Васильевич Симонов2, Алексей Юрьевич Исупов3, Констанин Сергеевич Дёмшин4
1 4 Федеральный аграрный научный центр Северо-Востока имени Н. В. Рудницкого, Киров, Россия 2'3 Вятский государственный университет, Киров, Россия
Аннотация
Введение. Недостатками демпферно-предохранительных устройств фрезерных бороздовскрывателей дернин-ных сеялок являются высокая энергоёмкость, неравномерность передаваемого крутящего момента, недостаточная точность срабатывания. Рассмотрена перспективная конструкция демпферно-предохранительного устройства, позволяющая устранить существующие недостатки; изучена возможность исследования его работы посредством компьютерного моделирования процесса полосного фрезерования почвы. Материалы и методы. Для компьютерного моделирования процесса фрезерования бороздовскрывателем использован модуль ANSYS Rigid Dynamics. Создана 3^-модель выходного вала с двумя дисковыми фрезами с Г-образными ножами, каждая из которых оснащена демпферным механизмом. Для оценки её работоспособности проведен поисковый эксперимент, в котором рассмотрено влияние конструктивно-технологических параметров бороздовскрывателя на потребляемый фрезами крутящий момент M2 и величину сжатия пружин L демпфера. Результаты. При обработке почвы фрезой с заданными параметрами с частотой вращения n = 260 мин-1 и менее использование демпферного механизма данной конструкции является нецелесообразным. В остальных опытах потребление крутящего моментаM2 относительно нагрузочного моментаMснижается на 11,8...23,0 %. Максимальное значение Lmax сжатия пружин снижается примерно на 65 %, а амплитуда колебаний dL пружин возрастает на 11 % при n = 500 мин-1 и на 27 % при n = 380 мин-1.
Обсуждение. Повышение жёсткости пружин демпфера несколько снижает сглаживание ударных нагрузок, а также максимальную величину сжатия и амплитуду колебаний пружин демпфера, причем для меньшей частоты вращения фрез проявление более существенно. Для принятых параметров фрезерного рабочего органа выявлено снижение до 23,0 % (с = 70000 Н/м, n = 500 мин-1) потребляемого крутящего момента M2 относительно нагрузочного.
Заключение. Данные исследования позволяют сделать вывод об адекватности 3D-модели демпферного устройства бороздовскрывателя её физическому прототипу. Результаты поискового эксперимента подтвердили эффективность применения демпферных устройств в приводе фрезерного бороздовскрывателя и позволили определить границы факторов для последующих исследований.
© Дёмшин С. Л., Симонов М. В., Исупов А. Ю., Дёмшин К. С., 2024
Контент доступен под лицензией Creative Commons Attribution 4.0 License. The content is available under Creative Commons Attribution 4.0 License.
Вестник НГИЭИ. 2024. № 10 (160). C. 7-21. ISSN 2227-9407 (Print) Bulletin NGIEI. 2024. № 10 (160). P. 7-21. ISSN 2227-9407 (Print)
TFfflAifliiirwc мдгтмгс дмгъ rniirDMctrr lELmvuLuuizb, тльтмсь лпи суимгмым щ^/щ^/щ^/щ^/щ^
ШШШШШ^МУУММ 17/11? тис дгвп IMTWIGTBIAI глмшгу
run i пс agrU-U\UUs mirtL, ьитгьсл ^
Ключевые слова: жёсткость пружин, демпферно-предохранительное устройство, дисковая фреза, деформация пружины, компьютерное моделирование, крутящий момент, пружины демпферные, сеялка дернинная
Для цитирования: Дёмшин С. Л., Симонов М. В., Исупов А. Ю., Дёмшин К. С. Разработка и исследование 3D-модели демпферного устройства фрезерного бороздовскрывателя сеялки прямого полосного посева // Вестник НГИЭИ. 2024. № 10 (161). С. 7-21. DOI: 10.24412/2227-9407-2024-10-7-21. EDN: VPJARX
Designing and research of a 3D-model of the damping device of a milling furrow of a seeder for direct strip sowing
Sergey L. Demshin113, Maksim V. Simonov2, Alexey J. Isupov3, Konstantin S. Demshin4
1 4 Federal Agricultural Research Center of the North-East named N. V. Rudnitsky, Kirov, Russia 23 Vyatka State University, Kirov, Russia
Abstract
Introduction. The disadvantages of damper-safety devices of milling furrowers of sod seeders are high-energy consumption, unevenness of the transmitted torque and insufficient accuracy of operation. A promising design of a damper-safety device that allows eliminating existing shortcomings is considered; the possibility of studying its operation by means of computer modeling of the process of strip milling of soil is studied.
Materials and methods. The ANSYS Rigid Dynamics module was used for computer modeling of the process of milling with a furrow opener. A 3D-model of the output shaft with two disc-milling cutters with L-shaped knives, each of which is equipped with a damper mechanism, was created. To assess its performance, a search experiment was conducted, in which the influence of the design and technological parameters of the furrow opener on the torque M2 consumed by the cutters and the compression value of the springs L of the damper was examined.
Results. When processing the soil with a cutter with the given parameters with a rotation speed of n = 260 min"1 and less, the use of a damper mechanism of this design is impractical. In other experiments, the consumption of torque M2 relative to the load torque M is reduced by 11.8...23.0 %. The maximum value of the Lmax compression of the springs decreases by about 65 %, and the amplitude of the vibrations of the dL springs increases by 11 % at n = 500 min-1 and by 27 % at n = 380 min-1.
Discussions. Increasing the stiffness of the damper springs slightly reduces the smoothing of shock loads, as well as the maximum compression value and amplitude of vibrations of the damper springs, and for a lower frequency of rotation of the milling cutters, the manifestation is more significant. For the accepted parameters of the milling working body, a decrease of up to 23.0 % (c = 70,000 N/m, n = 500 min-1) of the consumed torque M2 relative to the load torque was revealed.
Conclusions. The research data allow us to conclude that the ID-model of the damper device of the milling furrow is adequate to its physical prototype. The results of the search experiment confirmed the effectiveness of the damper devices in the drive of the milling furrow opener and allowed us to determine the boundaries of the factors for subsequent research.
Key words: sod seeder, disc milling cutter, damper-safety device, damper springs, computer modeling, torque, spring stiffness, spring deformation
For citation: Demshin S. L., Simonov M. V., Isupov A. J., Demshin K. S. Designing and research of a 3D-model of the damping device of a milling furrow of a seeder for direct strip sowing // Bulletin NGIEI. 2024. № 10 (161). P. 7-21. DOI: 10.24412/2227-9407-2024-10-7-21. EDN: VPJARX
ТЕХНОЛОГИИ, МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ] ДЛЯ АГРОПРОМЫШЛЕННОГО КОМПЛЕКСА ]
Введение
В настоящее время в сельском хозяйстве, мелиорации, дорожном строительстве и ряде других отраслей широко применяются различные машины и агрегаты с рабочими органами в виде дисковых фрез, установленных на индивидуальных приводах с независимой подвеской, которые могут оснащаться разными видами ножей: Г-образными, пластинчатыми, саблевидными, полевыми мотыгами и т. д. [1; 2; 3; 4] Для сохранения ножей дисковых фрез при встрече с препятствием в ходе обработки почвы механизмы привода фрез оснащаются предохранительными устройствами разных типов, причём наиболее эффективно работают предохранительные муфты, установленные непосредственно на валу дисковых фрез [5].
Характерной чертой функционирования дисковых фрез, в отличие от фрезерных барабанов, где для сглаживания нагрузки применяется установка ножей по спиральной линии, при обработке почвы является циклически повторяющаяся ударная нагрузка на Г-образные или иные ножи вследствие того, что в момент входа ножа в почву нагрузка на него практически мгновенно возрастает от нуля до максимума. Для сглаживания колебаний потребляемого дисковой фрезой крутящего момента применяют ряд конструктивных решений, позволяющих обеспечить поочередное начало резания почвы ножами, применение разных форм режущей кромки крыльев Г-образных ножей и увеличение её длины, установка ножей на амортизирующих втулках и т. д. [6; 7; 8; 9; 10]. Также решение данной задачи возможно посредством установки маховика, что однозначно снизит колебания пиковых нагрузок на
привод, но отрицательно скажется на предохранении ножей фрезы от поломок или потребует существенного повышения их прочности.
Анализ результатов исследований по определению оптимального способа крепления ножей фрез не позволяет сделать однозначного заключения по перспективности использования демпфирующих элементов в механизме привода дисковой фрезы. В середине XX века А. Д. Далиным проведены опыты по обработке залежей на тяжелых супесях ножами в виде полевых крючков с пружинным, буферным и жестким креплением [11]. Выявлено, что затраты мощности на фрезерование почвы при разных способах крепления имели разницу в данных в пределах ошибки полевого опыта. Несколько экономнее работает буферный крючок, который по своей конструкции по амортизации ближе стоит к крючку с жестким креплением. В то же время согласно исследованиям П. В. Павлова пружинный полевой крючок потреблял на 10-15 % энергии меньше, чем жёсткий.
Существенно отличаются результаты более поздних работ по изучению крепления Г-образных ножей на упругих втулках, выполненных Г. Бернац-ки, которые показали, что установка ножей фрезы на резиновых втулках способствует уменьшению ударного импульса при встрече рабочего органа с почвой, что достаточно информативно иллюстрируют графики изменения потребляемых крутящих моментов для разных вариантов крепления Г-образного ножа (рис. 1). При этом энергоёмкость фрезерования почвы за счёт уменьшения максимальной окружной силы, действующей на нож, снижается в 2,0...2,5 раза по сравнению с жёстко установленными режущими элементами [5; 12].
а б
Рис. 1. Графики крутящего момента, потребляемого Г-образным ножом дисковой фрезы при обработке почвы: а - жесткое крепление; б - на резиновой амортизационной втулке (согласно исследованиям Г. Бернацки) Fig. 1. Graphs of the torque consumed by the L-shaped blade of a disc milling cutter during tillage: a - rigid fastening; b - on a rubber shock-absorbing sleeve (according to G. Bernacki's research) Источник: составлено авторами на основании данных Г. Бернацки [12]
[ TECHNOLOGIES, MACHINES AND EQUIPMENT : FOR THE AGRO-INDUSTRIAL COMPLEX
Период резания почвы для жёстко закрепленного ножа при окружных скоростях порядка Уокр = 2.. .8 м/с равен времени поворота фрезы на угол а = 10.12° или t = 0,027.0,07 с, для Г-образного ножа на упругом креплении -а = 15.20° и t = 0,04.0,11 с соответственно. Причем для жёсткого крепления ножей максимальная окружная сила сопротивления почвы резанию превышает среднее значение в 4.5 раз, для крепления на амортизационных резиновых втулках - только в 2 раза. Дальнейшее развитие темы было прекращено, по всей видимости, вследствие технологических затруднений при реализации упругой конструкции крепления на практике.
Целью исследования являлась разработка ID-модели демпферного устройства бороздовскры-вателя дернинной сеялки, оценка ее адекватности и проведение поискового эксперимента посредством компьютерного моделирования процесса полосного фрезерования.
Материалы и методы
В настоящий момент возможности машиностроения, на наш взгляд, позволяют по-новому рассмотреть данный вопрос. В связи с этим разработана оригинальная конструкция демпферно-предохранительного устройства фрезерного бороз-довскрывателя дернинной сеялки, использование которого решает две задачи - предохраняет ножи дисковой фрезы от поломок при ударе о камни или иные препятствия в почве, чья твердость и прочность существенно отличается от почвенных показателей, и сглаживает ударный характер нагрузки при входе ножей в почву [13].
Основным отличием конструкции почвообрабатывающих дисковых фрез, применяемых в дер-нинных сеялках полосного посева, является то, что посредством трансмиссии крутящий момент от ВОМ тягового средства передается на расположенные на выходном валу секции привода, симметрично относительно ее корпуса, две дисковые фрезы [14; 15]. В этом случае для решения комбинированной задачи предохранения ножей дисковых фрез от поломок и снижения величины крутящего момента, расходуемого на фрезерование почвы, предложена следующая конструкция демпферно-предохранительного
устройства дисковых фрез, которыми оснащаются бороздовскрыватели сеялок для прямого полосного посева семян трав в дернину (рис. 2).
Большинство конструкций сеялок для прямого полосного посева семян трав в дернину, оборудованных фрезерными бороздовскрывателями, включают раму, на которой установлены опорно-приводные колёса, бункер с высевающими аппаратами и их приводом, семяпроводы, фрезерную секцию и прикатывающие катки. Фрезерная секция имеет механизм регулировки глубины обработки и закрыта кожухом с семянаправителями. На выходном валу установлены рабочие органы фрезы в виде дисков с Г-образными ножами, имеющие демпферное устройство из внутренней и внешней втулки, установленные с возможностью вращения относительно друг друга и между выступами которых расположены пружины демпфера, суммарной жёсткостью, при наибольшей установочной длине, равной минимальному усилию фрезерования. Также выходной вал секции снабжен предохранительной муфтой, которая состоит из ведущей полумуфты в виде торцевой поверхности ведомой шестерни с пазами под подпружиненные шарики и ведомой полумуфты в виде торцевой поверхности буртика вала. Усилие срабатывания муфты, равное суммарной жёсткости пружин одного из демпферных устройств при сжатии под нагрузкой, соответствует предельно допустимому усилию на Г-образный нож и регулируется гайкой.
При фрезеровании, в момент входа ножа в почву, пружины демпферного устройства сглаживают ударные нагрузки, что снижает энергоёмкость фрезерования почвы за счёт уменьшения максимальной окружной силы, действующей на нож, согласно исследованиям Г. Бернацки, в 2,0.2,5 раза.
Параметры конструкции и режима работы фрезерной секции должны соответствовать условию постоянного нахождения в режиме обработки почвы, с усилием резания, превышающим 2/3 от его среднего значения, не более одного Г-образного ножа из числа поочередно установленных на каждом из дисков фрезы, что снижает величину и повышает равномерность крутящего момента, передаваемого приводом секции.
ТРУНП 7ТПГИИ MA ШИНЫ И ПКПРУППЛЛ V^VWVWVW ППЯ ЛГРППРПМЫШПРННПГП КПМППРКГА
Рис. 2. Сеялка полосного посева, оборудованная демпферно-предохранительным устройством фрезерного бороздовскрывателя: 1 - рама; 2 - колёса опорно-приводные; 3 - бункер; 4 - аппараты высевающие; 5 - семяпроводы; 6 - фрезерная секция; 7 - каток; 8 - механизм регулировки глубины обработки; 9 - кожух; 10 - семянаправители; 11 - рабочий орган фрезы; 12 - диск; 13 - нож Г-образный; 14 - втулка внутренняя; 15 - втулка внешняя; 16 - пружины демпфирующие; 17 - вал фрезы; 18 - шестерня ведомая; 19 - шарик; 20 - гайка; 21 - пружины Fig. 2. Seeder for strip sowing equipped with a damper-safety device of the milling furrower: 1 - frame; 2 -support and drive wheels; 3 - hopper; 4 - seeding apparatuses; 5 - seed ducts; 6 - milling section; 7 - roller; 8 - depth adjustment mechanism; 9 - casing; 10 - seed guides; 11 - working body of the disc milling cutter; 12 - disc; 13 - L-shaped knife; 14 - inner sleeve; 15 - outer sleeve; 16 - damping springs; 17 - cutter shaft; 18 - driven gear; 19 - ball; 20 - nut; 21 - springs
Источник: разработано авторами
Согласно опытным данным вход в почву Г-образного ножа дисковой фрезы, в том числе при наличии демпферных устройств, характеризуется резким возрастанием усилия резания от ноля до максимального значения, причем усилие резания не более 2/3 от среднего присутствует в начале процесса и составляет 5...10° угла поворота диска [16; 17]. В дальнейшем режим обработки почвы с усилием резания, не превышающим 2/3 от среднего значения, наблюдается при выходе ножа из почвы, характеризуется плавным снижением усилия резания до ноля и соответствует углу поворота фрезы на 15.25°. Соблюдение условия по ограничению уси-
лия резания на входе и выходе из почвы ножей позволяет исключить режим работы фрезерной секции, при котором происходит падение нагрузки на привод более чем на 1/3 от соответствующей среднему усилию резания.
При встрече ножа с препятствием пружины демпфера сжимаются до достижения величины предельно допустимой нагрузки на Г-образный нож, являющийся началом срабатывания предохранительной муфты. По окончании контакта шарики входят в лунки ведомой полумуфты и фрезерование почвы возобновляется.
[ TECHNOLOGIES, MACHINES AND EQUIPMENT : FOR THE AGRO-INDUSTRIAL COMPLEX
Применение общей предохранительной муфты для двух дисковых фрез позволяет обеспечить постоянство поочередного взаиморасположения ножей фрез в случае её срабатывании, гарантируя, что их включение в процесс фрезерования почвы происходит поочередно и равномерно. Использование в технологической схеме демпферно-предохранительного механизма одной предохранительной муфты, работающей совместно с двумя рабочими органами фрезерной секции, также упрощает его конструкцию [18].
На этапе поисковых исследований по определению параметров и режима работы демпферного механизма, при которых соблюдается условие постоянного нахождения в режиме обработки почвы, с усилием резания, превышающим 2/3 от его среднего значения, минимального числа Г-образных ножей, из числа поочередно установленных на каждом из дисков фрезы, принято решение провести компьютерное моделирование работы устройства, что обусловлено меньшим расходом средств и времени на проведение исследований [19; 20].
Для проведения компьютерного моделирования фрезерования почвы предложенной конструкцией фрезерной секции дернинной сеялки использован модуль ANSYS Rigid Dynamics. В программе КОМПАС 3D создана, а затем перенесена в формате STEP в систему ANSYS Workbench трехмерная компьютерная модель выходного вала фрезерной секции с рабочими органами в виде двух дисковых фрез с Г-образными ножами, каждый из которых оснащен демпферным механизмом согласно патента РФ № 2814067. Рабочие органы фрезы в виде Г-образных ножей установлены на каждом из дисков фрез поочередно, с угловым смещением, равным половине угла между соседними ножами одной фрезы.
Для упрощения интерпретации результатов принято не учитывать воздействующие при вращении узла инерционные составляющие и проводить моделирование при неподвижном состоянии приводного вала фрез.
Модель механизма представляет собой выходной вал фрезерной секции, две жёстко соединенные с ним внутренние втулки и наружные барабаны демпферных механизмов с закрепленными на последних дисками с Г-образными ножами, между выступами которых установлены пружины сжатия,
ориентированные при помощи блоков направляющих (рис. 3, а).
Приводной вал установлен жёстко (шарнир Fixed) в системе координат Body-Ground, внутренние втулки демпферных устройств закреплены жёстко (шарнир Fixed) в системе Body-Body втулок и приводного вала.
Сборка блоков направляющих пружин имеет следующую конструкцию (рис. 3, б): каждый из шести блоков для ориентации пружин и предотвращения потери их устойчивости состоит из двух скользящих друг в друге цилиндрических ступенчатых втулок. С одной стороны ступень втулки выполнена плоской для опоры торцевой поверхности пружины, а с другой - со сферической шарнирной поверхностью для компенсации осевой ориентации торцов пружины при изменении угла поворота наружного барабана относительно внутренней втулки приводного вала. Во внутреннюю втулку и наружный барабан в виде бобышек устанавливаются ответные части сферических опор. Цилиндрическим втулкам блока задана возможность линейного перемещения друг относительно друга в осевом направлении, а также вращение относительно продольной оси (шарнир Cylindrical). Для сферических шарниров заложена возможность вращения относительно трех осей (шарнир Spherical). Соосно цилиндрическим втулкам в зазор между буртиками втулок при помощи элемента «пружина» (Spring) установлены по три пружины переменной жесткости, работающие только на сжатие (Compression Only) и базирующиеся по торцам буртиков направляющих втулок. Их длина задана по максимальному расстоянию между торцами буртиков втулок.
Наружный барабан демпферного механизма связан шарниром Revolute с приводным валом, что оставляет ему одну степень свободы - вращение вокруг оси вала. Для стабилизации соединения «приводной вал - внутренняя втулка» применен демпфирующий момент «Torsional damping», связанный с демпфированием при кручении цилиндрического или поворотного соединения, равный 0,02. Для предотвращения вращения в крайних положениях в данном шарнире были введены ограничения RZmin = -0,1°, RZmax = 60°, симулирующие абсолютно твердый удар торцевых поверхностей втулок демпфера между собой.
ТЕХНОЛОГИИ, МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ] ДЛЯ АГРОПРОМЫШЛЕННОГО КОМПЛЕКСА ]
а б
Рис. 3. Общий вид 3D-модели выходного вала фрезерной секции, оборудованной демпферными
механизмами (а), и схема установки пружин демпферного механизма (б): 1 - выходной вал фрезерной секции; 2 - внутренние втулки демпферов; 3 - блоки направляющих с пружинами; 4 - наружные барабаны демпферов; 5 - диски фрезерной секции с Г-образными ножами; 6, 7 - ступенчатые втулки; 8 - пружина; 9, 10 - части сферической опоры Fig. 3. General view of the 3D-model of the output shaft of the milling section equipped with damper mechanisms (a)
and the installation diagram of the damper mechanism springs (b): 1 - milling section output shaft; 2 - internal damper bushings; 3 - guide blocks with springs; 4 - external damper drums; 5 - discs of the milling section with L-shaped knives; 6, 7 - stepped bushings; 8 - spring; 9, 10 - parts of spherical support Источник: разработано авторами
В ходе исследования моделируется процесс фрезерования «сверху-вниз» суглинистой почвы на глубину 0,1 м. При этом отсутствие достоверных эмпирических данных в программном обеспечении ANSYS об изменении свойств почвы в процессе ударного воздействия рабочего органа не позволяет создать адекватную модель рабочей среды при фрезе-
ровании почвы. В связи с этим было решено модель дискретной среды заменить моделью, представленной в виде графика крутящего момента М, потребляемого дисковой фрезой с Г-образными ножами на фрезерование почвы (рис. 4, а), построенного на основании опытных данных, наиболее соответствующих условиям исследуемого рабочего процесса [16].
а б
Рис. 4. Графики крутящего момента, потребляемого Г-образным ножом дисковой фрезы при обработке почвы: а - согласно опытным данным; б - упрощенный вид графика приложения нагрузки к 3D-модели Fig. 4. Graphs of the torque consumed by a separate L-shaped knife of a disc milling cutter during tillage: a - according to experimental data; b - simplified view of the graph of load application to the 3D-model Источник: составлено авторами на основании данных Chertkiattipol S. и Niyamapa T. [16]
[ TECHNOLOGIES, MACHINES AND EQUIPMENT : FOR THE AGRO-INDUSTRIAL COMPLEX
Крутящий момент М приложен к наружному барабану демпферного механизма и воздействует в плоскости, перпендикулярной осевой линии выходного вала. Изменение его значения во времени задаётся графически, и для облегчения расчёта и анализа показателей работы демпферного механизма в исследовании использовались упрощённые графики (рис. 4, б). Упрощенные графики момента сопротивлению резания имеют три характерные точки -вхождения ножа в почву, пикового момента и выхода ножа из почвы, причем можно принять, что в начале и конце резания значение момента равно нулю. Время возрастания и снижения момента на графике пропорциональны аналогичным временным промежуткам графика, построенного по экспериментальным данным. Сложные кривые данных участков графика заменены на прямые линии, проведенные согласно их линейных трендов.
Как видно из рисунка 4, упрощение в основном коснулось лишь формы кривой графика после достижения пикового значения потребляемого крутящего момента. При этом необходимо также учитывать неоднородность почвы и воздействие инерционных сил, что усложняет характер изменения нагрузки на привод фрезы, и влияния которых на результаты компьютерного моделирования процесса фрезерования лучше избежать.
Для каждого исследуемого варианта фрезерной секции построены нагрузочные графики потребляемого крутящего момента М, учитывающие частоту вращения фрезы, поступательную скорость агрегата, количество ножей на фрезерном диске, глубину резания и диаметр фрезы. Графики крутящего момента М строились следующим образом: графическим способом с помощью программного модуля Механика: Анимация (КОМПАС 3Б), согласно выбранным значениям диаметра фрезы В, частоты её вращения п и поступательной скорости Упост, числа Г-образных ножей г и глубины фрезерования И, строились траектории движения двух последовательно установленных ножей при вращении «сверху-вниз» и по ним определялась длина линии резания I для одного ножа (рис. 5). Графический метод нахождения длины линии резания I применен из-за более точного определения значений показателя, так как анализ существующих аналитических способов показал либо наличие принятых авторами при выводе математических зависимостей существенных, на наш взгляд, упрощающих допущений, либо расчет сводится к решению также
с заданной степенью точности уравнения в форме эллиптического интеграла второго рода [21; 22; 23].
В связи с тем, что абсолютная скорость резания Урез, хотя и несущественно, но изменяется в зависимости от положения режущей кромки Г-образного ножа, было принято использовать при построении нагрузочных графиков значение, определенное для нижней точки траектории, когда её величина минимальна и находится как
V = V - V (1)
' рез 'окр 'пост- У1/
где Уокр - окружная скорость режущей кромки ножа, м/с; Упост - поступательная скорость сеялки, м/с.
линия резания I
Рис. 5. Схема траекторий крыльев последовательно расположенных Г-образных ножей дисковой фрезы для определения длины линии резания l ножа Fig. 5. Diagram of the trajectories of the wings \ of successively located L-shaped knives of a disk milling cutter for determining the length of the cutting line l of the knife Источник: разработано авторами
Скорость Урез и длина линии резания l позволяют определить время нахождения одного ножа в почве или время фрезерования, которое определяет продолжительность воздействия крутящего момента М на рабочие органы фрезерной секции. Данный временной промежуток разбивается точками на 10 характерных отрезков в соответствии с графиком, построенном на основе экспериментальных данных (рис. 4, а), в которых определялось значение крутящего момента, необходимого для осуществления фрезерования. Интервал между входом последующих ножей фрезерной секции в почву выражается периодом Тм, на основании которого задаётся расстояние между точками начала фрезерования для
ТЕХНОЛОГИИ, МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ] ДЛЯ АГРОПРОМЫШЛЕННОГО КОМПЛЕКСА ]
последующих ножей и значение которого определяется как
Т = —-
T М ,
71 ■ Z
(3)
где п - частота вращения дисковых фрез, мин-1; г -количество ножей фрезы, шт.
Результаты и обсуждение
Для определения работоспособности разработанной 3В-модели демпферного устройства дисковой фрезы дернинной сеялки исследовано ее функционирование в условиях различных параметров и режимов работы устройства. Для этого посредством компьютерного моделирования процесса фрезерования изучена работа демпферного механизма в формате поискового эксперимента, в котором рассматривалось влияние конструктивно-технологических параметров устройства на суммарный потребляемый дисковыми фрезами секции крутящий момент М2 и величину сжатия пружины Ь для одного из двух демпферных механизмов.
В ходе опытов рассмотрена работа дисковых фрез диаметром В = 390 мм с числом Г-образных ножей г = 4 при поступательной скорости фрезерного бороздовскрывателя Упост = 1,1 м/с и глубине фрезерования И = 0,1 м. Максимальная или пиковая величина момента сопротивления почвы фрезерованию согласно графику нагрузки (рис. 4, б) принята равной М = 50 Нм. При этом частота вращения дисковых фрез составляла п = 260, 380 и 500 мин-1, а суммарная жёсткость пружин каждого из демпферных устройств - с = 30000; 70000 и 110000 Н/м.
Снятие значений суммарного потребляемого крутящего момента М2 дисковыми фрезами секции, передающегося на приводной вал, выполняется с помощью датчика, расположенного на центральной шейке вала. Так как для вхождения в устойчивый циклический вид работы демпферным устройствам необходимо некоторое время, нулевой координатой по оси ^ принята отсечка времени, равная 0,8 с.
Графики зависимости суммарного потребляемого крутящего момента М2 дисковыми фрезами секции и величины сжатия пружины Ь для принятых частоты вращения фрезы п и суммарной жёсткости пружин с демпфера представлены на рисунке 6.
Анализ данных показал, что для дисковых фрез диаметром В = 390 мм с четырьмя Г-образными ножами использование демпферного
механизма данной конструкции с частотой вращения п = 260 мин-1 и менее является нецелесообразным вследствие того, что при фрезеровании почвы в зоне пиковых нагрузок находятся одновременно два ножа (рис. 6, а), тем самым повышая величину потребляемого крутящего момента М2. При увеличении числа оборотов фрезы этот негативный эффект не наблюдается. Кроме того, изменение величины сжатия пружин Ь имеет максимальную амплитуду -от ноля до 11,3 мм. Причём за один цикл отрезания почвенной стружки пружина успевает полностью распрямиться, что с учётом инерциальных сил системы приводит к ударным нагрузкам между втулками демпфера, которые, в свою очередь, отражаются на характере графика суммарного потребляемого крутящего момента М2, искажая синусоиду. В остальных опытах, независимо от жесткости пружин демпферов и частоты вращения фрезы, наблюдается снижение потребляемого крутящего момента М2 относительно нагрузочного крутящего момента М в пределах от 11,8 до 23,0 %, что свидетельствует о правильности выдвинутой гипотезы про преимущества использования демпферных элементов в системе привода дисковых фрез бороздовскрывателя дернинной сеялки.
При частоте вращения фрезы п = 500 мин-1 (рис. 6, г) значение потребляемого крутящего момента М2 ниже, чем при частоте вращения п = 380 мин-1 (рис. 6, в), также повышается его стабильность, что позволяет сделать вывод о положительном влиянии повышения частоты вращения фрезы для более эффективной работы демпферных устройств по сглаживанию потребляемого крутящего момента М2.
Увеличение суммарной жесткости с пружин демпфера не оказывает значительного влияния на максимальные значения потребляемого крутящего момента М2 при установившемся режиме резания (рис. 6, б, в, д), но несколько возрастает его амплитуда, что снижает эффект сглаживания пиковых нагрузок на фрезы. Положительным эффектом повышения жесткости пружин демпфера является значительное снижении необходимой рабочей длины пружины и, как следствие, возможность создания более компактной конструкции устройства.
[ TECHNOLOGIES, MACHINES AND EQUIPMENT : FOR THE AGRO-INDUSTRIAL COMPLEX
/\ ч/ \ /\ / / ч/ \ /> \/ ч/ ч
к \ к \ ь \к \к \ \ \ \ ^
\ |\ V V \ f Ч \Г\ \ V1 VJ \ V
V \i\ \\ \i\ \\ \ \i \
о
-25 -5,0
- 7,5 L. мм
- 12.5
080 0.85 0,90 0,95 WO t, с ПО а
125
M. Н-м
75
50
25 О
, /\ \ ' \ \J v/ /\ / \ 1 N /> \ ' /\ \ 1 \ /\ ' \ J \.
К К \ \ \ К V ь \ \ \ к
\ \| \ \ \i\j \ \ \ \г
\l \ \ 1 \ \ i\ \ X \ i \ \ i\
0.80 0.85 0.90 095 100 б О
- 15
- 3,0
- 4.5" L. ни
- 7.5
t. с
НО
080 085 090 095 100 в
t с
1.10
/\ ! \ Г
/ V ч/ \/ J
к. К. а ЛХ \_\_\ LN. \ \ N
\Г\ \ 1 \ \ Vs \ i\ ДГ\ \ |\ |\Г\ \ i\ \ |\ X \ i \ \ Xs \ ¡\
О
- 1.5
- 3,0
- 4,5 I, мм
- 7.5
0,80 085 0.90 0.95 WO t с 1,10 г д
-------,-- графики нагрузки при фрезеровании почвы на 1- и 2-дисковой фрезе;
--график потребляемого крутящего момента М2 дисковыми фрезами;
---------график изменения величины сжатия пружины L одного из демпферов
Рис. 6. Зависимость суммарного потребляемого крутящего моментаM2, Н-м, фрезерной секцией и величины сжатия пружин L, мм одного из демпферов при жёсткости пружин-с, Н/м и частоты вращения n, мин"1: а) с = 70000 Н/м, n = 260 мин"1; б) с = 30000 Н/м, n = 380 мин"1; в) с = 70000 Н/м, n = 380 мин"1; г) с = 70000 Н/м, п = 500 мин1; д) с = 110000 Н/м, п = 380 мин1
load graphs for milling soil on the 1 and 2 disc milling cutters; graph of torque consumption ofM2 disk milling cutters; graph of the change in the value of compression of the spring L of one of the dampers Fig. 6. Dependence of the total consumed torque M2, N-m, by the milling section and the compression value of the springs L, mm, of one of the dampers at spring stiffness, N/m, and rotation speed n, min"1: a) с = 70000 N/m, n = 260 min"1; b) с = 30000 N/m, n = 380 min"1; c) с = 70000 N/m, n = 380 min"1; d) с = 70000 N/m, n = 500 min"1; d) с = 110000 N/m, n = 380 min"1 Источник: разработано авторами на основании полученных в ходе исследований данных
ТЕХНОЛОГИИ, МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ] ДЛЯ АГРОПРОМЫШЛЕННОГО КОМПЛЕКСА ]
Более наглядно иллюстрируют влияние суммарной жёсткости с пружин демпфера на показатели энергоёмкости фрезерования бороздовскрывате-ля сеялки - максимальное значение М2тах, Нм, и амплитуду йМ2, Н-м, колебаний суммарного по-
требляемого крутящего момента М2, и функционирования пружин демпфера - максимальное значение Ьтах, мм, и амплитуду колебаний аЬ, мм, величины сжатия пружин Ь, графики, представленные на рисунке 7.
47
fl2maxt
Нм 39
38
37
36
в
Lmax,
мм
i> О
\ --- г-—3
i
1 —--? -- tr"
О
30
50
70
90 с, Н/мм 130
j Lmox
"W
N
dL
\-E ]
1—^s
О
30
50
70 90 с, Н/мм 130
5
dM2, Нм
3 2 1 О 8
dL, мм
2 О
n = 380 мин-1
----,------ п = 500 мин"1
Рис. 7. Влияние жёсткости с, Н/мм, пружин-демпфера на максимальное значение M2max, Н-м, и амплитуду колебаний dM2, Н-м, суммарного потребляемого крутящего моментаM2 (а) и максимальное значение Lmax, мм, и амплитуду колебаний dL, мм, величины сжатия пружин (б) для двух значений частоты вращения n, мин-1
Fig. 7. The effect of stiffness c, N/mm, of the damper springs on the maximum value M2max, N/m, and the amplitude of vibrations dM2, N/m, the total torque consumed M2 (a) and the maximum value Lmax, mm, and the amplitude of vibrations dL, mm, values compression of springs (b) for two values of the rotation frequency n, min-1 Источник: разработано авторами на основании полученных в ходе исследований данных
а
б
Графики максимального значения М2тах и амплитуды аМ2 колебаний суммарного потребляемого крутящего момента М2 свидетельствуют о том, что с ростом жёсткости пружин с демпфера незначительно повышаются значения М2тах и аМ2, соответственно на 2,5 и 4,0 %, причем при большей частоте вращения фрезы увеличение параметров в 1,5.2,0 раза меньше (рис. 7, а). При этом максимальное значение Ьтах сжатия пружин снижается примерно на 65 % при повышении жёсткости пружин с демпфера с 30000 до 110000 Н/м вне зависимости от частоты вращения фрезы, а амплитуда колебаний аЬ пружин возрастает на 11 % при п = 500 мин-1 и на 27 % при п = 380 мин-1. Таким образом подтверждается, что повышение жёсткости пружин демпфера снижает не только его компенсирующие возможности сглажи-
вания ударных нагрузок, но и максимальную величину сжатия и амплитуду колебаний пружин демпферного механизма, причем для меньшей частоты вращения фрезы данная тенденция проявляется более существенно.
В целом анализ полученных данных и характера влияния исследуемых факторов на изменение значений критериев оптимизации в сопоставлении с результатами наиболее известных теоретических и экспериментальных исследований позволяет сделать вывод о достаточно высокой степени адекватности разработанной 3В-модели демпферного устройства дисковой фрезы бороздовскрывателя дернинной сеялки её физическому прототипу и о её пригодности для использования в дальнейших исследованиях предложенной конструкции демпфер-
[ TECHNOLOGIES, MACHINES AND EQUIPMENT : FOR THE AGRO-INDUSTRIAL COMPLEX
но-предохранительного механизма фрезерного бо-роздовскрывателя дернинной сеялки.
Заключение
1. Для проведения компьютерного моделирования процесса фрезерования почвы предложенной конструкцией фрезерного бороздовскрывателя и дернинной сеялки создана трехмерная компьютерная модель выходного вала фрезерной секции с рабочими органами в виде двух дисковых фрез с Г-образными ножами, каждый из которых оснащен демпферным механизмом согласно патента РФ № 2814067.
2. Для определения работоспособности 10-модели демпферного устройства фрезы проведен поисковый эксперимент, в котором рассмотрено влияние конструктивно-технологических параметров устройства - диаметр фрезы D = 390 мм; число ножей г = 4, поступательная скорость V„ост = 1,1 м/с; глубина резания ^ = 100 мм; частота вращения
п = 260, 380 и 500 мин- , жёсткость пружины с = 30; 70 и 110 кН/м; максимальная величина момента сопротивления фрезерования М = 50 Н-м на суммарный потребляемый дисковыми фрезами секции крутящий момент М2 и величину сжатия пружины Ь.
3. Полученные данные позволяют сделать вывод о достаточно высокой степени адекватности разработанной 10-модели демпферного устройства дисковой фрезы бороздовскрывателя дернинной сеялки её физическому прототипу. Результаты поискового эксперимента позволили определить границы факторов для последующих исследований. Для принятых параметров фрезерного рабочего органа выявили снижение до 23,0 % (с = 70000 Н/м, п = 500 мин-1) потребляемого крутящего момента М2 относительно нагрузочного, что подтверждает достаточно высокую эффективность применения демпферных устройств в приводе дисковых фрез бороздовскрывателя дернинной сеялки.
СПИСОК ИСТОЧНИКОВ
1. Гуреев И. И. Совершенствование рабочих органов для полосовой обработки почвы по технологии strip-till // Вестник Казанского государственного аграрного университета. 2020. Т. 15. № 3 (59). С. 77-83. DOI 10.12737/2073-0462-2020-77-83
2. Yang Y., Tong J., Huang Y., Li J., Jiang X. Biomimetic Rotary Tillage Blade Design for Reduced Torque and Energy Requirement // Applied Bionics and Biomechanics. Vol. 2021. 16 p. https://doi.org/10.1155/2021/8573897
3. Драняев С. Б., ЧаткинМ. Н., Корявин С. М. Моделирование работы винтового Г-образного ножа почвообрабатывающей фрезы // Тракторы и сельхозмашины. 2017. № 7. С. 13-19. EDN ZDNIHX.
4. Saitov V., Demshin S., Kurbanov R., Sozontov A. Improving of the sod seeders SDK of strip grass seed sowing // Lecture Notes in Civil Engineering. 2021. Vol. 130 LNCE. P. 595-604. DOI 10.1007/978-981-33-6208-6_59
5. Яцук Е. П., Панов И. М., Ефимов Д. Н., Марченко О. С., Черненков А. Д. Ротационные почвообрабатывающие машины. М. : Машиностроение, 1971. 255 с. EDN UZDVZZ.
6. Гаджиев П. И., Славкин В. И., Алексеев А. И., Махмутов Мансур М., Махмутов Марат М. Исследование работы почвообрабатывающей фрезы с зубчатым лезвием ножей // Вестник ФГОУ ВПО «МГАУ имени В. П. Горячкина». 2020. № 1 (95). С. 14-18. DOI 10.34677/1728-7936-2020-1-14-18
7. Курбанов Р. Ф., Ходырев И. Н. Параметры ножа усовершенствованной конструкции почвенной фрезы сеялки СДК-2,8 // Пермский аграрный вестник. 2016. № 2 (14). С. 101-107. EDN XRLSUF.
8. Гуреев И. И., Климов Н. С. Минимизация энергоемкости фрезерной обработки почвы // Вестник Курской государственной сельскохозяйственной академии. 2016. № 1. С. 65-68. EDN WLAQAP.
9. Алдошин Н. В., Панов А. И., Мехедов М. А. Совершенствование конструкции фрезерной машины для нарезки гряд // Вестник ФГОУ ВПО «МГАУ имени В. П. Горячкина». 2019. № 1 (89). С. 15-19. EDN YXZTSX.
10. Князьков А. С., Наумкин Н. И., Купряшкин В. Ф. Повышение эффективности функционирования самоходных малогабаритных почвообрабатывающих фрез путем использования адаптивных энергоэффективных рабочих органов // Вестник Мордовского университета. 2014. № 1. С. 186-194. EDN SBYIYJ.
11. Далин А. Д., Павлов П. В. Ротационные грунтообрабатывающие и землеройные машины. М. : Машгиз, 1950. 258 с.
12. Bernacki H., Haman J., Kanafoiski Cz. Agricultural Machines, Theory and Construction. Vol. 1. Washington, D. C., 1972. 883 p.
13. СимоновМ. В., Дёмшин С. Л., Чупраков П. Г., Исупов А. Ю., Дёмшин К. С. Патент 2814067 РФ. Сеялка полосного посева; заявл. 21.07.2023; опубл. 21.02.2024, бюл. № 6. EDN BBBFUN.
18
Вестник НГИЭИ. 2024. № 10 (161). C. 7-21. ISSN 2227-9407 (Print) Bulletin NGIEI. 2024. № 10 (161). P. 7-21. ISSN 2227-9407 (Print)
VWWWW^V ТРУНП ППГИИ MA ШИНЫ И ПКПРУПППй f/urVWWWWW
VWWVWVW ППЯ ЛГРППРПМЫШПРННПГП КПМППРКГА
14. Марченко О. С., Марченко Н. М., Педай Н. П. и др. Комбинированный агрегат МПТД-12 для полосного подсева семян трав и травосмесей на лугах и пастбищах // Сельскохозяйственные машины и технологии. 2010. № 5. С. 15-17. EDN MWLXCT.
15. Ревенко В. Ю., Белоусов М. М. Результаты испытаний машины для полосного подсева трав в дернину // Международная агроинженерия. 2014. № 4 (12). С. 53-61. EDN PWWOVA.
16. Chertkiattipol S., Niyamapa T. Variations of torque and specific tilling energy for different rotary blades // International Agricultural Engineering Journal. 2010. Vol. 19 (3). Р. 1-14.
17. Анохин А. В., Купряшкин В. Ф., Чаткин М. Н., Наумкин Н. И. и др. Динамический анализ загруженности двигателя фрезерного мотокультиватора «Нева» МК-200 // Вестник Мордовского университета. 2015. Т. 25. № 4. С. 51-62. DOI: 10.15507/0236-2910.025.201504.051
18. Сысуев В. А., Андреев В. Л., Демшин С. Л., Воронов А. Н. Совершенствование сеялок для полосного посева семян трав в дернину // Доклады Российской академии сельскохозяйственных наук. 2010. № 3. С. 57-60. EDN MICMWN.
19. Журавлев И. Н., Пономарев С. В. Моделирование рабочего процесса лесной фрезерной почвообрабатывающей машины с двухпоточным предохранительным устройством // Вестник КрасГАУ. 2009. № 1. С. 142-146. EDN JTTWMH.
20. Косолапов В. В., Косолапова Е. В. Виртуальные исследования стрельчатой лапы посевного агрегата // Карельский научный журнал. 2015. № 2 (11). С. 126-130. EDN TZWOGD.
21. Кошурников А. Ф., Кошурников Д. А., Кыров А. А. Анализ технологических процессов, выполняемых сельскохозяйственными машинами, с помощью ЭВМ. Ч. 1. Пермь : ПГСХА. 1995. 272 с. EDN RPHKQJ.
22. Матяшин Ю. И., Матяшин Н. Ю. Кинематика ротационных почвообрабатывающих машин // Механизация и электрификация сельского хозяйства. 2008. № 6. С. 4-7. EDN JULTLT.
23. Белов М. И., Зволинский В. Н., Славкин В. И., Мельников О. М. Энергоёмкость почвенной фрезы // Вестник ФГОУ ВПО «МГАУ имени В. П. Горячкина». 2019. № 3 (91). С. 12-17. DOI 10.34677/1728-7936-20193-12-17.
Дата поступления статьи в редакцию 30.07.2024; одобрена после рецензирования 28.08.2024;
принята к публикации 29.08.2024.
Информация об авторах:
С. Л. Дёмшин - д.т.н., доцент, заведующий лабораторией механизации полеводства, Spin-код: 5963-4560; М. В. Симонов - д.т.н., доцент, профессор кафедры технологии машиностроения, Spin-код: 1216-7568; А. Ю. Исупов - к.т.н., доцент кафедры промышленной безопасности и инженерных систем, Spin-код: 5349-5383;
К. С. Дёмшин - аспирант.
Заявленный вклад авторов: Дёмшин С. Л. - общее руководство проектом, анализ и дополнение текста статьи. Симонов М. В. - подготовка теоретической основы проекта и дополнение текста статьи. Исупов А. Ю. - подготовка теоретической основы проекта и дополнение текста статьи. Дёмшин К. С. - сбор и обработка материала, подготовка первоначального варианта статьи.
Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.
REFERENCES
1. Gureyev I. I. Sovershenstvovaniye rabochikh organov dlya polosovoy obrabotki pochvy po tekhnologii striptill [Improvement of working bodies for strip tillage using strip-till technology], Vestnik Kazanskogo gosudarstven-nogo agrarnogo universiteta [Bulletin of Kazan State Agrarian University], 2020, Vol. 15, No. 3 (59). pp. 77-83, DOI 10.12737/2073-0462-2020-77-83.
2. Yang Y., Tong J., Huang Y., Li J., Jiang X. Biomimetic Rotary Tillage Blade Design for Reduced Torque and Energy Requirement, Applied Bionics and Biomechanics, Vol. 2021, 16 p. https://doi.org/10.1155/2021/8573897.
Вестник НГИЭИ. 2024. № 10 (161). C. 7-21. ISSN 2227-9407 (Print) Bulletin NGIEI. 2024. № 10 (161). P. 7-21. ISSN 2227-9407 (Print)
TFYHfl ППГИИ MA ШИНЫ И ПКПРУППЛй
V^VWVWVW ППЯ Л ГРППРПМК1П1 /ТРИИПГП КПМППРКГА V¥WW¥¥¥¥¥
siyskoy akademii sel'skokhozyaystvennykh nauk [Reports of the Russian Academy of Agricultural Sciences], 2010, No. 3, pp. 57-60, EDN MICMWN.
19. Zhuravlev I. N., Ponomarev S. V. Modelirovaniye rabochego protsessa lesnoy frezernoy pochvo-obrabatyvayushchey mashiny s dvukhpotochnym predokhranitel'nym ustroystvom [Modeling the working process of a forestry rotary tillage machine with a two-flow safety device], Vestnik KrasSAU [Bulletin KrasGAU], 2009, No. 1, pp. 142-146, EDN JTTWMH.
20. Kosolapov V. V., Kosolapova Ye. V. Virtual'nyye issledovaniya strel'chatoy lapy posevnogo agregata [Virtual studies of the arrow-shaped paw of the sowing unit], Karel'skiy nauchnyy zhurnal [Karelian Scientific Journal], 2015, No. 2 (11), pp. 126-130, EDN TZWOGD.
21. Koshurnikov A. F., Koshurnikov D. A., Kyrov A. A. Analiz tekhnologicheskikh protsessov, vypolnyaye-mykh sel'skokhozyaystvennymi mashinami, s pomoshch'yu EVM [Analysis of technological processes performed by agricultural machines using a computer], Part 1, Perm: PGSKhA, 1995, 272 p. EDN RPHKQJ.
22. Matyashin Y. I., Matyashin N. Y. Kinematika rotatsionnykh pochvoobrabatyvayushchikh mashin [Kinematics of rotary tillage machines], Mekhanizatsiya i elektrifikatsiya sel'skogo khozyaystva [Mechanization and electrification of agriculture], 2008, No. 6, pp. 4-7, EDN JULTLT.
23. Belov M. I., Zvolinskiy V. N., Slavkin V. I., Mel'nikov O. M. Energoyomkost' pochvennoy frezy [Energy intensity of a soil tiller], Vestnik FGOU VPO «MGAU imeni V. P. Goryachkina» [Bulletin of the Federal State Educational Institution of Higher Professional Education «V. P. Goryachkin Moscow State Agrarian University»], 2019, No. 3 (91). pp. 12-17. DOI 10.34677/1728-7936-2019-3-12-17.
The article was submitted 30.07.2024; approved after reviewing 28.08.2024; accepted for publication 29.08.2024.
Information about the authors: S. L. Demshin - Dr. Sci. (Engineering), associate professor, head of laboratory of field crop mechanization, Spin-code: 5963-4560;
M. V. Simonov - Dr. Sci. (Engineering), associate professor, professor of the department of mechanical engineering technology, Spin-code: 1216-7568;
A. J. Isupov - Ph. D. (Engineering), associate professor of the department of industrial safety and engineering systems, Spin-code: 5349-5383; K. S. Demshin - graduate student.
Contribution of the authors: Demshin S. L. - managed the research project, analysis and addition of the text of the article. Simonov M. V. - preparation of the theoretical basis of the project and the addition of the text of the article. Isupov A. J. - preparation of the theoretical basis of the project and the addition of the text of the article. Demshin K. S. - collection and processing of material, preparation of the initial version of the article.
The authors declare no conflict of interest.
