Проект механизма подачи многопильного станка

α_w – поправочный множитель на влажность (α_w=1.0(Таблица А6 [10]));

α_t – поправочный множитель на высоту пропила (α_t=0.87 (Таблица А7 [10]));

α_ρ – поправочный множитель на затупление резца (α_ρ=1,4 (Таблица А10 [10]));

α_δ – поправочный множитель на угол резания (α_δ=1.22 (Таблица А8 [10]));

 

 

Рассчитываем  среднюю толщину срезаемого слоя, α_ср, мм, по формуле

 

                                            (2.21)

 

 

К_т=35 Дж/см³

 

 

 

Рассчитываем  окружную силу резания, среднюю за один цикл, F_xокр, Н, по формуле

 

                                                (2.22)

 

 

Рассчитываем  среднюю нормальную силу на одном  зубе, F_zокр, Н, по формуле

 

                                           (2.23)

 

где  m – переходный множитель от касательной к нормальной силе резания (m=-0,15 (Таблица А11 [10])

 

Рисунок 1 – Схема сил резания процесса пиления.

 

Рассчитываем  силу по подачи, F_п, Н, по формуле

 

                           (2.24)

 

 

Рассчитываем силу нормальную к подаче, F_н, Н, по формуле

 

                       (2.25)

 

2.5  Выбор двигателя

 

Определяем  мощность двигателя, Р_дв, Вт, по формуле

 

                                            (2.26)

 

где η –  коэффициент полезного действия.

КПД, η, определяем по формуле

 

,                                         (2.27)

 

где η_рем – КПД ременной передачи (η_рем=0,96 (Таблица 34 [1]);

       η_подш – КПД подшипников (η_подш=0,99 (Таблица 34 [1]).

 

 

 

Согласно  расчетам выбираем по ГОСТ Р 51689-2000 закрытый обдуваемый двигатель с синхронной частотой вращения n=3000 об/мин 5А160S2У3 с мощностью Р=15 кВт.

 

2.6 Расчет тяговых усилий и  сил сопротивления

 

2.6.1 Расчет тяговых усилий

 

Рисунок 2 – Принципиальная технологическая  схема

 

Тяговое усилие механизма подачи

 

                                                   

,                                        (2.33)

 

где Т1 – тяговое усилие первого подающего вальца, Н;

      Т2 – тяговое усилие второго подающего вальца, Н;

      Т3 – тяговое усилие третьего подающего вальца, Н.

 

                                                      

,                                           (2.34)

 

где  qв – усилие прижима верхнего вальца, Н;

       – коэффициент сцепления первого вальца.

 

                                               

                                   (2.35)

 

где – коэффициент сцепления второго вальца;

       – часть веса заготовки, действующая на нижний подающий валец.

Принимаем        при      d = 170 мм

                           при      d = 170 мм

                           при      d = 170 мм

 

                                                 

,                                   (2.36)

 

                                                     

,                                         (2.37)

где – коэффициент запаса;

      –  суммарная сила сопротивления подаче, Н.

Принимаем = 1,5  [1]. 

                                                   

,                                      (2.38) 

 

где  – суммарная сила трения, Н.

 

                                                                                           

,                                     (2.39)

 

где  f  – коэффициент трения скольжения заготовки о стол;

      – вес заготовки, Н.

Принимаем  f  = 0,6  в начале движения (наиболее тяжелые условия работы) [1]. 

Объем доски 

                                                      

,                                            (2.40)

                      

 м³

 

Масса доски 

                                                      

,                                              (2.41)

 

где  – плотность древесины, кг/см³   

Принимаем плотность березы = 700 кг/см³   

 

  кг

 

Вес доски

                                                    

,                                               (2.42)

 

где  – ускорение свободного падения, м/с².

 

 

                                                  

,                                            (2.43)

 

                   

                   

                  

 

Составляем  уравнение

                                           

,                                     (2.44)

,

,

                             ,

                                   ,                              (2.45)

 

                    318 .7Н

Находим тяговые усилия

 

                     Н

                     Н

                     Н

                         Н

 

2.7 Определение  мощности двигателя механизма  подачи

 

Мощность двигателя механизма  подачи

 

                                                         ,                                                (2.46)

 

Коэффициент полезного действия привода механизма  подачи

 

                                               

,                                             (2.47)

 

где  – КПД клиноременной передачи;

        – КПД 2-х пар подшипников качения.

Принимаем:       = 0,96 ,          = 0,99    [1]. 

 

 

 

 Вт

 

Согласно  кинематической схеме выбираем двигатель  механизма подачи 5А100L4У3,   Р = 0,37 кВт,   n = 1500     ГОСТ Р 51689-2000   [2]. 

 

3. Конструкторские решения

 

3.1 Расчет вала

 

 

Определяем  силы, действующие на вал.

 

a = 0,4 м

b = 0,3 м

с = 0,05 м

L = 0,7 м

Рисунок 3 –  Схема сил, действующих на вал

Рисунок 4 – Силы, действующие на вал.

Крутящий  момент на валу М_кр, Нм, определяем по формуле

 

 

 

где dв – диаметр вальца, dв=0,170 м

 

 

 

Касательную силу на зубчатом колесе Ft, Н, определяем по формуле

 

 

 

где dк – делительный диаметр колеса

 

 

 

где m – модуль, m=2,5

z – количество зубьев, z=40 шт.

 

 

 

 

 

Радиальную  силу на колесе Fr, Н, определяем по формуле

 

 

 

 

 

Определяем  реакции в горизонтальной плоскости

 

Рисунок 4 –  Схема сил в горизонтальной плоскости

 

Н

 Н

 

 

Определяем  реакции в вертикальной плоскости

 

Рисунок 5 –  Схема сил в вертикальной плоскости

 

 

Н

Н

 

 

Определяем изгибающие моменты, М, Н·мм, в точках опор вала.

 

Сечение 1-1

                                           (11.13)

Сечение 2-2

Н м

  Н м                          (11.14)

Сечение 3-3

 

 

Рисунок 6 –  Эпюры крутящего и изгибающих моментов.

 

Рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении, М_изг, Н·мм, по формуле

 

                                          (11.18)

 

 

Рассчитываем  приведенный момент, М_пр, Н·мм, по формуле

 

                                (11.19)

 

 

Рассчитываем  минимальный диаметр вала, d, мм, по формуле

 

                                         (11.20)

 

где [σ] = 80МПа

 

 

Конструктивно принимаем d = 20 мм.

 

4.  Выбор подшипников

 

Предварительно  выбираем подшипник 204 ГОСТ 8338-75

d = 20мм

D = 47мм

B = 14 мм

C = 12700Н

 

Проверяем подшипник по условию долговечности

 

 

Для этого  определяем эквивалентную нагрузку, Р, Н, по формуле

 

                                 (12.1)

 

где F_r – радиальная сила, Н;

x=1;

V=1;

K_σ=1;

K_T=1.

Определяем  радиальную силу, F_r, Н, по формуле

 

                                         (12.2)

 

 

 

Определяем  номинальную долговечность, L, млн. об., по формуле

 

,                                          (12.3)

 

где С=32000Н

 

 

Или

 

                                              (12.4)

 

 

Условие долговечности  сохраняется, следовательно, принимаем  подшипник 204 ГОСТ 8338-75.

 

5.  Выбор шпонок

 

Шпоночные соединения находятся на участках вала, диаметром  20мм. Исходя из этого, выбираем шпонку с параметрами:

Ширина, b = 4мм;

Высота, h = 6мм;

Глубина паза вала, t = 3мм;

Высота выступа  шпонки над валом, k = 3мм.

Рассчитываем  длину шпонки, l, мм, по формуле

 

                                     (13.1)

 

где [σ]_см = 80МПа

 

 

Исходя из длины участков вала, на которых  находятся шпоночные соединения, выбираем призматические шпонки:

 ГОСТ 23360 – 78

 

4 Охрана труда и техника безопасности

 

Безопасность  работы на деревообрабатывающих станках, оборудовании, автоматических линиях регламентируют стандарты, которые  определяют направление безопасности: климатические условия, общие требования безопасности, электробезопасность, эргономику, электростатическую безопасность, гидро- и пневмобезопасность, техническую эстетику и т. д.

Общие требования безопасности к конструкциям станков  и оборудования определяют семь основных положений:

• невозможность травмирования при эксплуатации;
• наименьшее наличие опасных и вредных производственных факторов при работе;
• полное соответствие нормам технической эстетики и эргономики;
• минимальные затраты энергии при обслуживании, не превышающие установленных норм при обязательной надежности органов управления;
• обеспеченность дублирующими органами управления для экстренных остановок, которые должны быть установлены в легкодоступных местах;
• дооступность обзора за технологическими операциями. Конструкция станков не должна снижать производительность труда, мешать уборке и удалению отходов;
• отсутствие острых углов, граней, кромок.
• кроме этих требований, предназначенных для всего оборудования, общих стандартов существуют и специальные стандарты.