Механизация уборки урожая зерновых культур в СПК «Истимисский» Ключевского района с модернизацией жатки ЖВН-6 (дипломный проект)

Дипломный проект

СОДЕРЖАНИЕ

Аннотация
Введение
1. Анализ хозяйственной деятельности СПК «Истимисский»
1.1. Краткая характеристика хозяйства
1.2. Анализ землепользования
1.3. Анализ поголовья скота
1.4. Анализ производства сельскохозяйственной продукции
1.5. Анализ себестоимости продукции
1.6. Анализ основных средств капиталовложений
1.7. Анализ основных средств производства послеуборочной обработки зерна
2 Проектная часть
2.1. Способы уборки зерновых культур
2.2. Агротехнические требования к комбайновой уборке
2.3. Основные типы валковых жаток
2.4. Описание предлагаемой технологии уборки зерновых культур
2.5. Расчет необходимого количества машин и составление технологической карты уборки зерновых
2.6. Расчет потерь зерна за молотилкой в зависимости от подачи хлебной массы в комбайн
2.7. Обоснование рациональной структуры уборочно-транспортного комплекса
3. Конструктивная часть
3.1. Обоснование необходимости конструктивной разработки
3.2. Схема приспособления и описание его работы
3.3. Кинематический расчет
3.4. Энергетический расчет
3.5. Расчет цепной передачи
3.6. Расчет оси колеса
3.7. Выбор подшипника
3.8. Расчет пружины
4. Охрана труда
4.1. Организация работ по охране труда в хозяйстве
4.2. Пожарная охрана
4.3. Полевой стан бригады
4.4. Расчет жилой площади
4.5. Расчет площадки для хранения техники и склада ГСМ
4.6. Расчет средств пожаротушения
4.7. Расчет молниезащиты
5. Технико-экономическое обоснование проекта
5.1. Расчет дополнительных капитальных вложений
5.2. Расчет прямых эксплуатационных затрат
5.2.1. Расчет заработной платы рабочим
5.2.2. Расчет отчислений на амортизацию и ремонт оборудования
5.2.3. Расчет затрат на горючее
5.3. Расчет удельных эксплуатационных затрат
5.4. Расчет высвобождения рабочей силы
5.5. Расчет себестоимости производства зерновых
5.6. Расчет годовой экономии прямых эксплуатационных затрат
5.7. Расчет срока окупаемости дополнительных капитальных вложений
Заключение
Литература
Приложения





3. КОНСТРУКТИВНАЯ ЧАСТЬ

3.1. Обоснование необходимости конструктивной разработки

В процессе скашивания зерновых культур валковой жаткой происходит образование кучек хлебной массы – это происходит, потому что во время остановки комбайна транспортер жатки продолжает вращаться, так как привод всех движущихся узлов жатки осуществляется от двигателя комбайна и вся масса, которая находится на транспортере, перемещается в выгрузное окно жатки и образует кучку.
Во время движения комбайна по валку в процессе обмолота, у каждой такой кучки приходится делать остановку, чтобы обмолотить ее. Если же не сделать остановку, то может произойти забивание барабана вследствие неравномерного попадания большого количества хлебной массы.
Еще одной немаловажной деталью является то, что в месте неравномерно сброшенной массы хлебная масса в валке значительно дольше просыхает по сравнению с равномерно распределенным валком, следовательно, зерно будет плохо вымолачиваться, что снижает производительность комбайна.
Поэтому возникает необходимость в конструировании приспособления для равномерной укладки валка.

3.2. Схема приспособления и описание его работы

Предлагаемая конструкция устанавливается на жатку ЖВН-6А следующим образом.


Между верхним и нижним брусом жатки необходимо приварить металлическую пластину для увеличения прочности крепления приспособления.

Рисунок 3.1 – Предлагаемая конструкция привода транспортера жатки:
1 – боковина рамки; 2 – стойка; 3 – звездочка; 4 – колесо; 5 – проушина;
6 – брус жатки.

На расстоянии 176 мм от верхнего бруса приваривается 1 проушина, на расстоянии 360 мм от нижнего бруса привариваются 2 проушины для крепления боковин рамки, колесо с пневматической шиной диаметром 510 мм устанавливается в рамку, на нижний брус устанавливается редуктор. Копирование почвы происходит под действием пружины, которая работает на сжатие. На ось колеса устанавливается ведущая звездочка, которая закрепляется на оси призматической шпонкой.


Для присоединения рамки к ней приваривается кронштейн, в котором кре-пится нижняя часть стойки, верхняя же часть стойки перемещается в упорной шайбе, которая вращается в проушинах.
Работа конструкции заключается в следующем.
Во время движения жатки, колесо приспособления устанавливается на пра-вую сторону, и колесо служит еще и опорой жатки, так как правая сторона тяжелее из-за того, что на ней установлен весь привод жатки.
В виду того, что на колесо действует сила сжатой пружины, оно взаимодействует с почвой и вращается, так как ось вращается вместе с колесом, то через звездочку, которая закреплена на оси шпонкой, вращение через цепную передачу поступает на звездочку редуктора, с выходной звездочки редуктора через цепную передачу вращение передается на вал транспортера, на котором посажена звездочка, вал транспортера приводит в движение транспортер, скорость движения транспортера 2,5 м/с, что вполне достаточно для сброса хлебной массы.

3.3. Кинематический расчет

Срезанные стебли, поступающие на транспортер жатки, не могут мгновенно приобрести его скорость из-за проскальзывания. Они приводятся в движение силой трения F, возникающей между полотном транспортера и стеблями, и наибольшее ускорение, которое полотно может им сообщить равно:
, (3.1)
. (3.2)
Определим массу стеблей, поступающих на транспортер.
Примем урожайность равной 24 ц/га, тогда по номограмме [10] определим массу m1, поступающую на 1м2 полотна исходя из урожайности.
Видно, что m1 = 3,6 кг, при длине полотна L = 5 м получим
кг. (3.3)
Загрузка транспортера зависит от ширины захвата жатки, скорости движе-ния машины и урожайности хлебной массы.


Масса растений, поступающих на транспортер в единицу времени, определяется по формуле [10]:
, (3.4)
где B – ширина захвата жатки, B = 5,8 м;
v – скорость движения агрегата, v = 2 м/с;
Q – урожайность, Q = 24 ц/га.
Тогда,
кг/с.
Толщину слоя стеблей на стадии проектирования рассчитывают при условии, что масса располагается на транспортере так, как показано на рисунке 3.2.

Рисунок 3.2 – К определению толщины слоя растительной массы на транс-портере валковой жатки: а) при сбросе в окно; б) при сбросе на поле.

Видно, что толщина слоя стеблей по ходу движения рабочей ветви транспортера возрастает, достигая максимума у выбросного окна.
Определим количество массы стеблей, сбрасываемых в единицу времени в выбросное окно [14]:
, (3.5)
где – плотность слоя стеблей, = 3,5 кг/м3;
lC – длина стеблей, lC = 1,3 м;
h – толщина слоя стеблей, h = 300 мм.
Тогда,
кг/с.


Условием непрерывности и равномерности сбрасывания стеблей считается равенство:
. (3.6)
Исходя из этого, находим толщину слоя стеблей перед сходом их с транспортера:
м, (3.7)
где vM – скорость движения агрегата, м/с;
v – скорость движения транспортера, м/с.
Рассмотрим процесс схода стеблей с транспортера (рисунок 3.3) в точке А0, на стебли действуют сила тяжести G и центробежная сила FЦ.












Рисунок 3.3 – Схема схода стеблей с транспортера.

Отрыв стеблей от полотна будет происходить при условии:
(3.8)


В начальный момент свободного движения стебли в точках А0 и С0 имеют скорости соответственно:
      (3.9)
      (3.10)
Запишем уравнение перемещения стеблей для плоскости XOY:
      (3.11)
      (3.12)
Учитывая, что получим:
      (3.13)
     (3.14)
где q – масса растений, поступающих на транспортер, кг/с;
vА ,vC – скорость свободного движения стеблей в точке А и С, м/с.
Определим угловую скорость вращения вала транспортера:
рад/с.     (3.15)
Определим скорость свободного движения стеблей:
м/с.     (3.16)
Определим перемещение стеблей в плоскости по формуле:
м;
м.
Определим длину валка:
м.     (3.17)





3.4. Энергетический расчет

Исходные данные для расчета:
а) тип транспортера – передвижной;
б) расчетная схема трассы транспортера (рисунок 3.4);
в) параметры транспортера (длина горизонтальной проекции h);
г) масса стеблей на транспортере.





Рисунок 3.4 – Расчетная схема транспортера:
SНБ, SСБ – натяжение ленты в точках набегания и натяжения на транспортерный приводной вал; , – углы обхвата, град.

Определяем мощность, передаваемую транспортером:
,      (3.18)
где P – сила сопротивления транспортера, Н;
v – скорость транспортера, м/с.
,     (3.19)
где GP – вес ремней, GP = 5*50 Н=250 Н;
GM – вес стеблей (из предыдущего расчета), GM = 180 Н;
– коэффициент трения, = 0,09.
Тогда,
Н.
Определяем крутящий момент на валу транспортера:
Нм,     (3.20)
где D – диаметр вала транспортера, D = 0,7 м.


Определяем необходимую мощность, передаваемую колесом приспособле-ния, для привода транспортера:
,     (3.21)
где К – коэффициент неучтенных потерь, К = 1,15 – 1,20, принимаем 1,2;
– общий КПД привода транспортера, в который входит редуктор,
= 0,80 – 0,92, принимаем 0,80.
Тогда,
кВт.
Определим частоту вращения приводного вала без учета толщины ленты:
об/мин.     (3.22)
Определяем передаточное число редуктора:
,     (3.23)
где n – синхронная частота вращения, n = 120 об/мин.

3.5. Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета:
а) мощность, передаваемая ведущей звездочкой Р = 10 кВт;
б) частота вращения ведущей звездочки n1 = 730 об/мин;
в) частота вращения ведомой звездочки n2 = 250 об/мин;
г) передача расположена горизонтально.

Для данной передачи принимаем нормальную цепь ПР ГОСТ 13568-75.
Определяем передаточное отношение:
.     (3.24)
Принимаем число зубьев меньшей звездочки z1 = 25.


Определим число зубьев большей звездочки по формуле:
.     (3.25)

Принимаем шаг цепи р = 19,05 мм.
Определим скорость цепи по формуле:
м/с.     (3.26)
Определяем окружную силу передачи по формуле:
Н.     (3.27)
Определяем межосевое расстояние по формуле:
мм.     (3.28)
Согласно условиям эксплуатации принимаем [7]:
k1 = 1; k2 = 1; k3 = 1; k4 = 1; k5 = 1; k6 = 1,5;
Тогда, коэффициент эксплуатации передачи:
k = k1•k2•k3•k4•k5•k6 = 1,5;     (3.29)
Допускаемая окружная сила:
Н.     (3.30)
Проверяем цепь на износостойкость шарниров по формуле:
Н,      (3.31)
.     (3.32)
Следовательно, цепь достаточно износостойкая.
Определяем число звеньев цепи по формуле:
.    (3.33)
Определяем длину цепи по формуле:
мм.     (3.34)




3.6. Расчет оси колеса

Для предварительного определения оси колеса строим схему сил, действующих на ось и эпюру изгибающих моментов.











Рисунок 3.5 – Схема сил, действующих на ось.

Определяем величину нагрузки, действующей на колесо, она складывается из усилия пружины и сопротивления почвы:
Н,      (3.35)
где FПР – усилие пружины, FПР = 460 Н;
g1 – сопротивление почвы, g1 = 0,3.
Для построения эпюры изгибающих моментов необходимо знать опорные реакции RA и RB:
     (3.36)
Зная опорные реакции, строим эпюру изгибающих моментов:
    (3.37)


Определяем диаметр вала в точке А [5]:
,     (3.38)
где []ИЗГ – допустимое напряжение,
[]ИЗГ = 85 МПа (для стали 45).
Тогда,
мм.
Принимаем диаметр вала в сечениях А и В равным 40 мм.

3.7. Выбор подшипника

Выбор типоразмера подшипника, имеющего при данной нагрузке и условиях работы желаемую долговечность, производится по коэффициенту работоспособности С, характеризующему грузоподъемность и долговечность данного подшипника [7]:
,     (3.39)
где C – коэффициент работоспособности подшипника;
n – число оборотов вращающегося кольца;
h – желаемая долговечность подшипника, примем h =5000 час.
Для шариковых радиальных двухрядных подшипников условная нагрузка определяется по формуле:
,    (3.40)
где R – максимальная нагрузка, R = 138 Н;
A – осевая нагрузка, A = 60 Н;
m – коэффициент приведения осевой нагрузки к радиальной, учитывающий их неодинаковое влияние на долговечность, m =1,5;
KД – диаметральный коэффициент, учитывающий влияние диаметраль-ной нагрузки на долговечность, KД =1,0;
КТ – температурный коэффициент, КТ 1,0;


КК – коэффициент, учитывающий вращение наружного или внутреннего кольца, КК 1,0.
Тогда,
Н.
Определим теперь коэффициент работоспособности:
.
По диаметру вала D = 40 мм и коэффициенту работоспособности С = 19800 подбираем [2] ближайший подшипник шариковый радиальный легкой серии No11208, который имеет С = 22000, что выше расчетного.

3.8. Расчет пружины

Изготовление пружины предусматривается из проволоки Б-2-5 ГОСТ 9389-75 [7].
Предполагая, что диаметр проволоки составит 4–6 мм, примем допускаемое напряжение для проволоки [] = 500 МПа [5].

Рисунок 3.6 – К расчету цилиндрической пружины сжатия.

Исходные данные для расчета:
а) сила пружины при предварительной деформации F1 = 80Н;
б) сила пружины при рабочей деформации F2 = 460 Н;
в) рабочий ход пружины Н = 50 мм;

Предполагаем, что сила пружины при максимальной деформации составит:
Н.     (3.41)
Примем индекс пружины по графику [2] С = 7.
Примем коэффициент влияния кривизны витков k = 1,24.
Определим диаметр проволоки:
мм.    (3.42)
В соответствии с ГОСТ 9389-75 окончательно примем d= 5 мм.
Определим средний диаметр пружины:
мм.     (3.43)
Определим наружный диаметр пружины:
мм.     (3.44)
Подберем пружину при помощи расчета в прикладной программе «Компас-Spring». Результаты расчета приведены в таблице 3.1.

По результатам расчета пересчитаем параметры пружины.
Определим значение коэффициента С:
.    (3.45)
Определим максимальную деформацию пружины:
мм.     (3.46)
Определим деформацию одного витка пружины:
мм.      (3.47)
Определим шаг пружины:
мм.     (3.48)





Таблица 3.1 – Результаты расчета цилиндрической пружины сжатия
Показатель Обозначение Значение
Материал Проволока Б-2-5  
Класс – 2
Разряд – 2
Относительный инерционный зазор – 0,10
Наружный диаметр пружины, мм DH 40,00
Диаметр проволоки, мм d 5,00
Число рабочих витков n 19,00
Полное число витков n1 20,50
Сила пружины при предварительной деформации, Н F1 80,00
Сила пружины при рабочей деформации, Н F2 460,00
Сила пружины при максимальной деформации, Н F3 511,10
Рабочий ход пружины, мм H 50,47
Длина пружины, мм L0 167,89
Длина пружины при предварительной деформации, мм L1 157,26
Длина пружины при рабочей деформации, мм L2 106,79
Длина пружины при максимальной деформации, мм L3 100,00
Максимальное касательное напряжение, МПа max 442,00
Допускаемое касательное напряжение, МПа [] 685,00
Модуль сдвига материала, МПа G 78500
Плотность материала, кг/м3  8000
Масса пружины, кг – 0,354
Длина развернутой пружины, мм – 2256,00
Жесткость пружины, Н/мм – 7,528