4.3. Раскряжевочные однопильные установки с круглой пилой продольной подачей хлыстов (бревен) (темы 3, 4)

4.3.1. В качестве режущих инструментов в пильных механизмах: этих установок, как правило, используются круглые пилы (рис. 3,а). В характеристику режущего инструмента входят следующие параметры: диаметр, толщина, шаг зубьев, геометрия зубчатого венца, ширина пропила.

Диаметр пильного диска зависит в основном от диаметра распиливаемых хлыстов и определяется по формуле:

, (44)

где — диаметр шкива, м; — наибольший диаметр распиливаемого сырья, м; — запас на неровности и кривизну (0,01...0,02) м; — припуск на переточку пилы (0,05...0,06 м); — запас на размещение ограждения привода 0,02 м.

Диаметр приводного шкива принимается обычно равным диаметру зажимных шайб d₂:

Размеры круглых пил и их основные параметры реглментируются ГОСТ-980-80, пилы большого диаметра (до 2000 мм) —импортного производства [7, с. 38].

Шаг зубьев t и ширина пропила b находятся по формулам:

, (45)

, (46)

где z — число зубьев пилы; s — толщина пильного диска, мм; с — величина развода зубьев на сторону, мм.

4.3.2. Мощность, потребная на пиление, N_p (Вт), усилие резание Р_р (Н) и усилие отжима Р₀ (Н) определяются по формулам

, (47)

, (48)

, (49)

где — удельная работа резания, Дж/м³; — ширина пропила, м: — высота пропила, м; — скорость подачи, м/с; — КПД передач от двигателя к пиле; — скорость резания, м/с; — коэффициент соотношения усилий отжима и резания.

, (50)

, (51)

где d — диаметр пропила, м; — поправочный коэффициент на затупление зубьев пилы.

Скорость резания v и скорость подачи и:

, (52)

, (53)

где — производительность чистого пиления, м²/с; D — диаметр пильного диска, м; n — частота вращения пилы, об/мин. Скорость резания принимается в пределах 70... 80 м/с. Величина удельной работы резания:

, (54)

где — основное значение удельной работы, Дж/м³; — поправочный коэффициент на породу древесины; — поправочный коэффициент на влажность; —поправочный коэффициент, учитывающий затупление зубьев пилы (время между заточками). Дополнительные поправочные коэффициенты: — на температуру, — на сучковатость.

Основное значение удельной работы резания (Дж/м³) при поперечном пилении круглой пилой обычно определяется по графикам на рис.3,6; и на рис. 3,в.

, (55)

где t — шаг зубьев пилы, мм.

Поправочный коэффициент , учитывающий породу древесины, следует принимать: для осины 0,8...0,9; ели 0,9... 1,0; сосны 1,0; лиственницы 1,1; березы 1,2... 1,3; бука 1,3... 1,5; дуба 1,5... 1,6.

Поправочные коэффициенты, учитывающие влажность и затупление зубьев пилы определяются по графику на рис. 3,в, обычно ,

При необходимости значения , , могут быть определены по «следующим формулам:

, (56)

, (57)

, (58)

где w — абсолютная влажность древесины, %; Т₀ — среднее время работы пилы после заточки,

4.3.3. Учитывая приведенные выше зависимости, можно рассчитать необходимую мощность на пиление по развернутой формуле:

, (59)

где — в Вт; — в м; — в м/с

4.3.4. При заданной мощности двигателя допустимая скорость подачи может быть определена решением «обратной задачи» по формуле, действительной при мм и мм:

, (60)

где — в Вт; — в м; — в м/с.

Исходя из прочности зубцов пилы, должно быть соблюдено следующее соотношение:

, (61)

где — коэффициент прочности зуба (при распиловке твердой древесины = 0,2... 0,3, мягкой = 0,3 ... 0,4).

4.3.5. Расчет мощности и выбор двигателя должен производиться с учетом режима работы пильного механизма. При обычном режиме работы установочная мощность электродвигателя может выбираться по величине расчетной мощности, подсчитанной по средним значениям высоты пропила и скорости подачи. При определенных условиях пильный механизм может работать с повторно-кратковременной нагрузкой. В этом случае с учетом перегрузочной способности электродвигателя установочная мощность двигателя выбирается из соотношения:

, (62)

, (63)

, (64)

где — мощность с учетом перегрузочной способности двигателя; — коэффициент перегрузочной способности, — допустимая мощность двигателя по условию нагрева обмоток; — время на совершение пропилов, с; — время работы пилы вхолостую до следующего цикла, с.

Двигатель выбирается по справочнику (каталогу) [7, с. 56 — 57].

По мощности выбранного двигателя с учетом его перегрузочной способности определяются наибольшие значения:

, (65)

4.3.6. Расчет крепления пильного диска на валу производится, исходя из значения . Пила удерживается от проворачивания за счет сил трения между пилой и зажимными шайбами при закручивании гайки с силой Т (рис. 3,а, 4,а). Направление резьбы должно быть, противоположным направлению вращения пилы для предотвращения возможности ослабления затяжки гайки.

Составив уравнение моментов относительно оси вращения пилы, получим:

, (66)

где — коэффициент трения между пилой и шайбами, = 0,15...0,18.

С учетом коэффициента надежности 1,5 получим усилие зажима гайки:

, (67)

По величине усилия зажима можно определить диаметр резьбы на конце пильного вала. Условие прочности для резьбовой часта вала при закручивании ганки будет следующим:

, (68)

где — минимальный диаметр резьбы на конце вала; допускаемое напряжение для стали 16 кН/см² или 1600 МПа.

Рис. 4. Расчетные схемы: а) крепления пильного диска на валу; б) ременной передачи; в) эпюры и для пильного вала

4.3.7. Привод пильгого вала осуществляется обычно через, клиноременную передачу. В зависимости от передаваемой мощности и скорости ремня следует выбирать параметры ременной передачи (тип и количество ремней), а также определять усилия, действующие на приводной; шкив пильного вала (рис. 4,6). Расчет клиноременной передачи производится согласно ГОСТ 1284—80 [7, с. 45—48].

В первую очередь определяется скорость ремня (м/с), затем по величине передаваемой мощности (номинальной электродвигателя) и скорости выбираются тип и сечение ремня. По сечению ремня и диаметру меньшего шкива по таблицам определяется мощность N\ (кВт), передаваемая одним ремнем, а также ближайшая стандартная длина выбранного ремня.

Необходимое число ремней z рассчитывается по формуле:

, (69)

где N — передаваемая мощность, кВт; — мощность, передаваемая одним ремнем, кВт; — поправочный коэффициент, равный 0,9...0,95.

Для определения усилий, действующих на пильный вал от приводных ремней, составим сумму моментов всех сил относительно оси вала (рис. 4,б):

, (71)

, (72)

, (73)

, (74)

Давление на пильный вал (Н) от натяжения ремней

, (75)

где , —усилия в набегающей и сбегающей ветви ремня, Н; — диаметр шкива, м; — наибольшее усилие резания, Н; D — диаметр пилы, м; е — основание натуральных логарифмов (2.72); — коэффициент трения ремня по шкиву (0,5...0,6); —угол обхвата шкива ремнем

4.3.8, Пильный вал подвергается совместному действию кручения и изгиба. Для расчета вала на прочность необходимо вычислить и построить эпюры крутящего и изгибающего моментов (рис. 4,в). Как видно из рисунка, опасное сечение вала будет в заднем от пилы подшипнике, у приводного шкива, там где наибольшее значение суммарного момента,

, (76)

, (77)

Эквивалентный (результирующий) момент (Н м)

, (78)

Условие прочности

, (79)

где — крутящий момент, Н м; — изгибающий момент, Н м; R — радиус пильного диска, м; — расстояние от середины шкива до подшипника, м; — диаметр шейки вала в опасном сечении, м; — допускаемое напряжение при симметричном цикле (предел выносливости) , 5.. .6 или 500... 600) МПа.

4.3.9. Приведенные выше расчеты пильного механизма — типовые и широко используются для практических, производственных расчетов. При необходимости для научных и исследовательских целей следует применять уточненную методику расчета с учетом использования кинетической энергии вращающихся масс: пильного диска, шайб, приводного шкива и др. [1; 13; 14].

Энергетическое состояние системы двигатель — пила в момент пиления характеризуется выражением:

, (80)

где — работа, затрачиваемая на пиление, Дж; — энергия, получаемая системой от двигателя, Дж; и — кинетическая энергия системы соответственно к началу и в момент окончания пиления, Дж. Кинетическая энергия системы двигатель — пила:

, (81)

где —моменты инерции вращающихся масс, приведенные к оси пильного вала, ; и — угловые скорости пильного вала соответственно в начале и в конце пиления, рад/с.

Снижение угловой скорости , тогда получим :

, (82)

где — масса пильного диска, кг; — диаметр пильного диска, м.

Подставляя в уравнение (80) значение расчетной мощности на пиление и величину расхода кинетической энергии из уравнения (82) после некоторых преобразований получим:

, (83)

где все обозначения такие же, как ив предыдущих формулах, — в Вт; — в м; — в кг; —в рад/с; и — в м/с. По этой же формуле могут быть решены как прямая, так и обратная задачи.

Расчеты, выполненные по предлагаемой методике, показывают, что за счет использования кинетической энергии вращающихся масс потребная мощность может быть снижена на 15 — 20% или при постоянной мощности двигателя может быть соответственно повышена скорость подачи, а значит и производительность пиления.

После окончания пропила пильный диск должен восстановить нормальную угловую скорость . Время на разгон пильного диска

, (84)

где все обозначения те же, что и в предыдущих формулах.

Для того, чтобы пильный диск успел набрать первоначальные обороты до начала следующего пропила, необходимо соблюдение условия:

, (85)

где — время холостого хода пилы (разрыв между пропилами), с.

4.3.10. Усилие подачи Р_И зависит от сопротивления резанию Р_Рг силы отжима Р₀, кинематического угла встречи в (угла между векторами скорости резания и подачи) и внешних сил 2G, (масс) подвижных частей пильного механизма:

, (86)

Знаки при втором и третьем слагаемых зависят от взаимного расположения пилы и хлыста (бревна), а также от направления скорости резания и скорости подачи.

Для определения усилия на штоке гидроцилиндра необходимо составить сумму моментов приложения основных сил относительно оси качания пилы: , см. п. 3.2.7, формула (43).

4.3.11. Для продольного перемещения хлыстов или бревен к пиль- ному механизму в однопильных раскряжевочных установках применяются подающие транспортеры различных конструкций, а также и гусеничные механизмы (рис. 5) .

Подающие транспортеры могут быть двухцепными, одноцепными, роликовыми. Цепные транспортеры имеют приводную станцию 1 с ведущими звездочками 5, натяжную станцию 2 с холостыми звездочками 6, раму (эстакаду) с направляющими 3, тяговые цепи с траверсами 4, привод от электродвигателя 7 через редуктор и цепную передачу 8. У приводной станции установлены прижимной ролик 9 с гидроприводом 10 и поддерживающий, передающий, ролик.

Роликовые транспортеры (рис. 5, в) могут иметь цилиндрические или конические рифленые ролики 2, установленные в подшипниках на раме 1. Привод роликов от двигателя 3 через редуктор и цепные передачи 4,5 на звездочки роликов 6. Привод роликов может также осуществляться через приводной, составной вал и конические шестерни.Гусеничные механизмы (рис. 5, д) обычно делаются с седловидными траками. Нижние 1 и верхние 2 гусеницы открываются и закрываются, зажимая хлыст или бревно с помощью гидропривода.

Рис. 5. Схемы подающих механизмов: а), б) цепного транспортера; в), г) роликового транспортера; д) гусеничного

Длина подающего транспортера L (рис. 5,6) зависит в основном от максимальной длины хлыста , и припуск на размещение натяжной и приводной станции (м):

, (87)

Расчет основных параметров подающего цепного транспортера сводится к определению суммы сопротивлений перемещению тягового органа с грузом (рис. 5,6).

Мощность двигателя цепного транспортера:

, (88)

где — тяговое усилие цепи, Н; — скорость цепи, м/с; — КПД передач приводной станции,

С учетом сопротивления от жесткости цепи при огибании звездочек и потерь на трение в подшипниках,

, (89)

где — натяжение цепи в точке III; — натяжение цепи в точке О; — определяется монтажным натяжением и для коротких транспортеров может приниматься 20 Н на каждый метр длины транспортера.

Определение натяжения (усилий) цепи в характерных точках транспортера:

, (90)

где —вес 1 м цепи, Н; — вес одной траверсы, Н; — расстояние между траверсами, м; — коэффициент трения траверс по направляющим 0,2; — коэффициент трения хлыста по лотку транспортера (0,2... 0,3); — вес хлыста (бревна), Н.

При пуске и работе транспортера возникают дополнительные инерционные (при пуске) и динамические (при движении) усилия:

_{, (91)}

, (92)

где — масса цепи и груза, кг; — ускорение, м/с²; — время разгона транспортера, с; — шаг ведущей звездочки, м; n — частота вращения ведущей звездочки, об/мин; — угловая скорость звездочки. По наибольшему значению проверяют тяговую цепь на прочность.

Расчет основных параметров роликового транспортера (рис.5,в,г). Мощность электродвигателя

, (93)

, (94)

, (95)

Для реверсивных роликовых транспортеров необходимо учитывать силы инерции с ограничением по сцеплению поверхности хлыста с роликами:

, (96)

где — окружное усилие на подающих роликах, Н; — силы инерции, Н; — скорость вращения роликов, м/с; — КПД передач от двигателя к роликам; — коэффициент трения в подшипниках; — коэффициент сцепления хлыста с поверхностью ролика: 0,4...0,5 летом 0,3...0,4 зимой; — коэффициент трения качения хлыста по роликам (0,001 м); — диаметр подшипника ролика: — наружный диаметр ролика, м; — вес наибольшего хлыста, Н; — вес одного ролика, Н; — количество роликов.

Тяговое усилие гусеничного подающего механизма может быть* подсчитано по формуле (7) п. 4.1.3:

, (97)

4.3.12. Приемные транспортеры (столы) располагаются за пильным механизмом и на них монтируется система отмера длин отпиливаемых отрезков с датчиками исполнения заказа и устройства для удаления сортиментов (сбрасывателями) (рис. 6). Наиболее широко распространены столы с приводными роликами или гладкие лотки. Сброс отпиленных сортиментов может производиться на одну или две стороны. Число сбрасывающих рычагов и их размещение по длине стола должно обеспечить сброску сортиментов всех длин, выпиливаемых на данной раскряжевочной установке. Применение двухсторонних сбрасывателей дает возможность одновременно с раскряжевкой рассортировывать отпиленные отрезки на две группы.

Рис. 6. Схемы приемных столов со сбрасывателями: а) роликового, б) гладкого; в) расчетная схема сбрасывателя

Схема работы рычажных сбрасывателей приведена на рис. Расчет для случая скольжения отрезка по коническим роликам при. :

, (97)

где — вес наибольшего отрезка, Н; — угол наклона поверхности ролика; — угол наклона сбрасывающего рычага; — коэффициент трения отрезка по металлу, = 0,2.

Для случая перед ставится знак минус и к знаменателю добавляется слагаемое при принимается .

4.3.13. Фиксация длины отпиливаемого отрезка обычно производится с помощью упоров, расположенных на определенном расстоянии от плоскости пилы. Упоры могут иметь различную конструкцию с учетом прочностных факторов, и, в основном, исходя из условия поглощения инерционных сил от удара торца хлыста об упор.

Сила удара хлыста по упору P_Y (Н) может быть определена по формуле:

, (98)

где — вес наибольшего хлыста, Н; — коэффициент сцепления хлыста с подающим устройством; — скорость хлыста в момент встречи с упором, м/с; — податливость упора и торца хлыста, м/Н. Подставив средние значения известных величин, например, = 0,2 и = 10 м/с², получим

, (99)

По величине этого усилия и выбираем демпферное устройство упоров отмера длин.

4.3.14. Во время поперечной распиловки равнодействующая сил срезания и отжима стремится вытолкнуть или выкатить в сторону распиливаемый хлыст или бревно. Возможно также вращение хлыста вокруг его продольной оси. Для удержания хлыста во время пиления служит прижимной механизм (рис. 7).

Для механизмов с одним рычагом, прижимающим хлыст или бревно сверху, условием неподвижности до начала пиления (рис. 7, а, г)

, (100)

Сила прижима, обеспечивающая неподвижность хлыста или бревна во время пиления (из условия недопустимости его выкатывания по роликам, что является наиболее вероятным), рис. 7,д, определяется по формуле:

, (101)

где Т — усилие прижима, Н; —усилие резания, Н; — угол наклона прижимного рычага, — угол наклона конусной поверхности поддерживающего ролика; — коэффициент трения хлыста по металлу; — соотношение между силами резания и отжима.

Необходимое усилие на верхнем прижимном ролике (рис. 7, в) определяется по этой же формуле, при = 0.

Для прижимных механизмов с парными рычагами, зажимающими хлыст с боков, неподвижность хлыста до начала пиления обеспечивайся при условии (рис. 7,бе)

, (102)

Рис. 7. Прижимные механизмы: а) сверху рычагом; б) с боков; в) сверху роликом; г), д) расчетные схемы зажима сверху; е), ж) расчетные схемы зажима с боков

Величина усилия на прижимах, гарантирующая неподвижность хлыста во время пиления, (рис. 7, ж)

, (103)

где обозначения те же, что и в предыдущих формулах.

Установки, предназначенные для разделки долготья, снабжены обычно двумя прижимами, расположенными перед пилой и за ней.