6.5. Визначення зусиль в ланках механізмів культиваторів

Причіпні культиватори і плоскорізи. Максимальні зусилля в ланках механізмів виникають під час виглиблення робочих органів. При цьому на знаряддя діють сила тяжіння машини G, вага ґрунту Q , яка знаходиться на робочих органах, зусилля Q , необхідне на відривання шару ґрунту. В зв’язку з цим рівнодійна (рис. 11) вертикальних сил, що діють на культиватор (кН)

F=G + Q + Q . (21)

Сила тяжіння машини (кН)

G=10 m q, (22)

де m – маса машини, кг;

q – прискорення вільного падіння, м/с².

Масу машини визначають, виходячи із питомої металоємкості q і ширини захвату В

m =q B. (23)

Питому металоємкість q можна прийняти:

• для причіпних культиваторів суцільного обробітку ґрунту з шарнірним кріпленням робочих органів – 180 – 220 кг/м; з жорстким кріпленням робочих органів – 90 - 120 кг/м;

• для культиваторів – плоскорізів – 180 – 230 кг/м.

Вага ґрунту, що знаходиться на робочих органах,

Q =0,5ab²ctgγq ng10 , (24)

де а – глибина обробітку, м;

b – ширина захвату робочого органа, м;

γ – половина кута розхилу, град.;

q – об’ємна маса ґрунту, кг/м³;

n – число робочих органів;

g – прискорення вільного падіння, g=9,81 м/с².

Рис. 11. Схема для визначення реакцій на колесах та серзі причепа

Зусилля на відривання шару ґрунту можна прийняти

Q = Q . (25)

Реакції на колесах причепа дорівнюють

Р =F(l + l )/l . (26)

На одне колесо діє реакція ґрунту

P =P /2=F(l + l )/2l . (27)

Реакція на серзі причепа

Р =Fl /l . (28)

Зусилля в ланках механізмів можна визначити графічним способом: побудовою плану швидкостей або багатокутника сил.

На рис. 12 зображена схема механізму підйому робочих органів причіпного культиватора (плоскоріза) з жорстким кріпленням лап. Для визначення зусилля, що діє уздовж штока при переведенні культиватора із робочого положення в транспортне, будують план швидкостей з полюсом в точці О.

Із плану швидкостей і рівняння моментів знаходять зусилля, яке діє уздовж штока,

F =[(P -G )n –P fn ]/n , (30)

де G – вага двох опорних коліс, Н (кН);

n , n , n – плечі відповідних сил на плані швидкостей, м;

f – коефіцієнт опору пересуванню коліс, =0,10 – 0,20.

За визначеним значенням F одержують параметри гідроциліндра. В табл. 15 наведена технічна характеристика силових гідроциліндрів.

Рис. 12. Схема механізму підйому робочих органів причіпного культиватора з жорстким кріпленням лап

Діаметр циліндра визначається за формулою (м)

d = , (31)

де S – максимальне зусилля на штокові гідроциліндра, кН;

P – номінальний тиск, що рекомендується у гідросистемі, МПа.

13. Технічні характеристики силових гідроциліндрів

Показники	Гідроциліндри
	Ц – 55	Ц – 75	Ц – 90	Ц – 100	Ц – 110	Ц – 125	Ц – 140
Номінальний тиск Р , МПа Діаметр поршня Д , мм Хід поршня S, мм Зусилля на штокові при номінальному тискові, кН Діаметр штока, мм	10 55 200 20 30	10 75 200 40 30	10 90 200 60 30	10 100 200 75 40	10 110 250 90 40	10 125 250 122 50	10 140 250 155 70

За отриманим значенням діаметра d вибирають стандартний силовий циліндр найближчого більшого діаметра Д

Д ≥d . (32)

Продуктивність насоса гідросистеми (м³/с) визначаємо за формулою

q=V/τ, (33)

де τ – час підйому машини, τ=2,5 с;

V – об’єм масла, що подається у гідроциліндр за час підйому машини, м³.

Об’єм (м³)

V=πД² S/4, (34)

де S – хід поршня гідроциліндра, м; береться з табл. 13.

14. Параметри гідросистеми

Параметр	Величина
Розрахований діаметр гідроциліндра d , м Вибраний діаметр гідроциліндра Д , м Хід поршня S, м Об’єм масла, потрібний на підйом машини V, м³ Час підйому машини τ, с Продуктивність насоса q, м³/с Робочий тиск в системі Р , МПа Потужність, необхідна на роботу гідронасоса N, кВт

Робочий тиск в гідросистемі (МПа) визначаємо за формулою

Р =4S /10³πД² . (35)

Необхідна потужність на роботу насоса дорівнює (кВт)

N=P q/1,02η10³, (36)

де η – повний к.к.д.

η=η η η , (37)

де η – механічний к.к.д., η =0,93;

η – гідравлічний к.к.д.,η =0,95;

η – об’ємний к.к.д., η =0,94.

Результати розрахунків параметрів гідросистеми звести в табл. 16.