Научный журнал
Современные наукоемкие технологии
ISSN 1812-7320
"Перечень" ВАК
ИФ РИНЦ = 0,940

АВТОКОЛЕБАНИЯ И СНИЖЕНИЕ РЕЗОНАНСНЫХ НАГРУЗОК САМОУСТАНАВЛИВАЮЩИХСЯ РАБОЧИХ ОРГАНОВ КУЛЬТИВАТОРА

Анутов Р.М. 1 Котельников В.Я. 3 Козявин А.А. 2 Котельников А.В. 3 Тищенко Д.Е. 1 Серебровский В.В. 3
1 Грязинский культиваторный завод
2 КГСХА
3 Юго-Западный госуниверситет
Даны исследования технологических параметров кинематики автоколебаний и вибрационная защита шарнирных рабочих органов культиватора, механико-математическое моделирование вибрационных нагрузок и оценка виброзащиты рамных конструкций комбинированных машин.
культиваторы
резонансные нагрузки
виброзащита

Механико-математическое моделирование вибрационных нагрузок и оценка виброзащиты рамных конструкций комбинированных машин

Современные комбинированные машины выпускают в различных модификациях, включая прицепные, навесные и полунавесные. Они являются сложными агрегатами, выполняющими различные технологические процессы обработки почвы, посев, внесение химических реагентов и др. Они снабжены различными приводами, жестко соединенными с тракторами навесками, работающими на превышенных скоростях.

Особенность работы комбинированных машин состоит в том, что в процессе выполнения рабочего процесса они получают неравномерную нагрузку от рельефа, вращающихся массивных неуравновешенных роторов, тракторного двигателя и др. Вследствие этого в опорах и исполнительных рабочих органах возникают неравномерные знакопеременные нагрузки, вибрации, которые передаются несущим конструкциям, опорным узлам и на рабочее место тракториста.

У комбинированных агрегатов совместно с трактором динамическая неуравновешенность и вибрационные нагрузки влияют на состояние здоровья тракториста, нарушают технологический процесс, вызывают усталостные напряжения, разрушение и поломку деталей и узлов. Частота возбуждения колебаний от двигателя и неуравновешенных узлов исполнительных механизмов равна

Ω = nΘ,

где n – число оборотов двигателя, неуравновешенного ротора, внешней нагрузки, или частота колебаний рабочего органа; Q – порядок возбуждения.

Гармоники возбуждения от инерционных сил и движущихся частей имеют порядок, кратный числу оборотов двигателя или ротора. У гидравлических исполнительных механизмов они кратны половине числа оборотов, у роторов – передаточному отношению приводов от источника вибрации. Устранение опасных вибраций статической и динамической балансировкой вращающихся частей оказывается недостаточной и требует дополнительных мер, например, гашения их при помощи поглощающих энергию упругих элементов. Практика эксплуатации машин и теоретические исследования показывают, что давление на опоры снижаются при уменьшении частоты собственных колебаний по сравнению с частотой возбуждения. Расчет виброгашения содержит определение собственных частот с учетом принципа малых виртуальных перемещений. Положение центра тяжести агрегата в пространстве в любой момент времени определяется тремя перемещениями вдоль осей координат и тремя поворотами jx, jy, jz вокруг этих же осей. Исходя из условия динамического равновесия, уравнения движения центра масс агрегата имеют вид:

Eqn33.wmf

где Рx, Рy, Рz, Mx, My, Mz – наибольшие амплитудные значения упругих сил и их моментов; xx, xy, xz, jx, jy, jz – наибольшие амплитудные значения перемещений центра масс комбинированного агрегата в направлении осей координат и его угловых перемещений относительно осей координат; w – круговая частота; Eqn34.wmf – квадраты радиусов моментов инерции агрегата; m – масса агрегата.

В качестве виброгасителя рабочих органов комбинированного агрегата взяты резиновые втулки, надетые на жесткие пальцы, установленные по плоскости симметрии рабочих органов.

Соотношения между координатами центра тяжести и перемещениями точки крепления виброгасителей определяются уравнениями по трем осям координат:

Eqn35.wmf

где Six, Siy, Siz – компоненты полных перемещений; xi, yi, zi – координаты 1-го виброгасителя.

Уравнение потенциальной энергии системы с n виброгасителями комбинированного агрегата имеет вид

Eqn36.wmf

где kix, kiy, kiz – упругие жесткости 1-го элемента в направлении осей Ох, Оу, Oz.

Значения упругих сил Рx, Рy, Рz и моментов сил Mx, My, Mz относительно пространственных осей координат можно представить в виде функции перемещений, определяемой из уравнений частной производной от потенциальной энергии системы по обобщенной координате:

Eqn37.wmf

Eqn38.wmf

и уравнений перемещений

Eqn39.wmf

Компоненты последней формулы имеют значения:

Eqn40.wmf Eqn41.wmf

Eqn42.wmf Eqn43.wmf

Eqn44.wmf Eqn45.wmf

Eqn46.wmf Eqn47.wmf

Eqn48.wmf Eqn49.wmf

Eqn50.wmf

Eqn51.wmf

Eqn52.wmf

Eqn53.wmf

Eqn54.wmf (1)

Решая определитель при xx, xy, xz, jx, jy, jz не равном нулю

Eqn55.wmf

Получим уравнение шестого порядка относительно d в виде

Eqn56.wmf

Шесть корней алгебраического этого уравнения определяют частоту собственных колебаний агрегата в виде

Eqn57.wmf

где i = 1, 2, ..., 6.

При наличии симметрии установки на раме агрегата виброгасителей определение коэффициентов Di и частот wi собственных колебаний не представляет затруднений.

Резиновые элементы в виде объемных втулок с ограничителями обладают ценным качеством в отношении амортизации, гашения вибрации рабочих органов и виброзащиты подвижных узлов машины ввиду низкого модуля упругости и высокого гистерезиса резины.

Одним из основных факторов, обусловливающих эксплуатационную надежность рамкомбинированного агрегата, является достаточная прочность ее узлов и деталей. Однако при излишнем запасе прочности имеет место большой расход материалов, применяемых для изготовления агрегатов, а также увеличивается вес машины, что сопряжено с повышением усилия на ее перекатывание.

Размеры сечений деталей агрегата должны быть такими, чтобы обеспечивалась необходимая их прочность и долговечность, а иногда и жесткость. При этом затрата материала должна быть минимальной. Такие размеры сечений деталей называются оптимальными. Они могут быть получены путем эмпирического подбора или предварительного расчета с последующей проверкой в эксплуатационных условиях. Второй путь является более эффективным: он требует меньшей затраты времени и материальных средств.

Для того чтобы получить требуемые размеры расчетных сечений машиностроительньных конструкций, необходимо знать величину и характеристику внешних сил, действующих на данную деталь, и подставив их в расчетные уравнения, определить искомые неизвестные параметры культиватора.


Библиографическая ссылка

Анутов Р.М., Котельников В.Я., Козявин А.А., Котельников А.В., Тищенко Д.Е., Серебровский В.В. АВТОКОЛЕБАНИЯ И СНИЖЕНИЕ РЕЗОНАНСНЫХ НАГРУЗОК САМОУСТАНАВЛИВАЮЩИХСЯ РАБОЧИХ ОРГАНОВ КУЛЬТИВАТОРА // Современные наукоемкие технологии. – 2013. – № 1. – С. 10-12;
URL: https://top-technologies.ru/ru/article/view?id=31230 (дата обращения: 18.06.2024).

Предлагаем вашему вниманию журналы, издающиеся в издательстве «Академия Естествознания»
(Высокий импакт-фактор РИНЦ, тематика журналов охватывает все научные направления)

«Фундаментальные исследования» список ВАК ИФ РИНЦ = 1,674