Расчёт основных параметров механизмов надвигания пильного аппарата

Цепные пильные аппараты, применяемые на лесозаготовительных машинах, оснащаются механизмами надвигания с объёмным гидроприводом различной конструкции. Наиболее распространены два основных типа. В первом типе конструкций механизма надвигания (рис. 3.6, а) поворот пильного аппарата осуществляется при помощи гидроцилиндра, шарнирно соединённого с кронштейном крепления пильной шины. Такой тип конструкций используется на большинстве харвестерных и процессорных головок, ЗСУ ВТМ и ВПМ и др. Во втором типе конструкций механизма надвигания (рис. 3.6, б) используется двухпоршневой гидроцилиндр, который при помощи зубчатой рейки и шестерни, расположенной соосно с ведущей звёздочкой, осуществляет поворот кронштейна крепления пильной шины. Конструктивно зубчатая рейка располагается между поршнями гидроцилиндра, а на шестерне при помощи болтов закрепляется кронштейн для пильной шины. Такая конструкция механизма надвигания используется на некоторых модификациях ЗСУ ВТМ и ВПМ.

Проектирование и расчёт механизма надвигания цепного пильного аппарата начинается с составления компоновочно-кинематической схемы механизма и определения его основных геометрических параметров. После этого, определяются кинематические параметры механизма надвигания и действующие на него силовые нагрузки.

При составлении кинематической схемы механизма надвигания пильного аппарата вначале определяется взаимное расположение центра поперечного сечения дерева в месте спиливания (т. О1) и центра поворота пильной шины (т. О2), соосно с которым расположена ведущая звёздочка пильного аппарата. Расстояние между центрами О1 и О2, как видно из рис. 3.6 а и б, определяется из выражения

(3.32)

где Δ_Z – зазор между кронштейном крепления пильной шины и поверхностью спиливаемого дерева, (Δ_Z = 20…30 мм). Параметры D_max, a, l, D₀ введены в п. 3.1 и сохраняют то же назначение.

а

б

Рис. 3.6. Компоновочно-кинематическая схемы механизма надвигания первого (а) и второго (б) типов: ЛП – линия подпила; НВ – направления валки

Определение расположения центра поворота пильной шины на окружности радиуса Rz выполняется из условия, что при начале валки дерева внутренняя сторона недопила (на рис. 3.6 а и б обозначено ЛН – линия недопила) должна быть расположена приблизительно перпендикулярно направлению валки. На основании этого линейное смещение точек О1 и О2 друг относительного друга по координатным осям определяется из выражений

(3.33)

Следующим этапом построения компоновочной схемы механизма надвигания является определение крайних положений пильной шины при спиливании дерева максимального диаметра. Первое крайнее положение пильной шины является начальным или исходным положением, при котором пильный аппарат находится в защитном кожухе захватно-срезающего устройства. При этом положении боковая поверхность шины с надетой на неё пильной цепью не должна касаться ствола дерева максимального диаметра.

Второе крайнее положение пильной шины определяется из того, что при окончании пиления шина должна выходить из пропила на некоторую величину (3…4 см), необходимую для надёжного завершения спиливания даже при неправильной форме ствола дерева (закомелистость, местные наплывы и др.).

При известных крайних положениях пильной шины непосредственно по компоновочно-кинематической схеме можно определить угол поворота шины α и угол начального её положения β.

Поворот пильной шины на угол α обеспечивается ходом штока гидроцилиндра Sг, величина которого определяется на основании разработанной схемы. По схеме на рис. 3.6, а для расчёта хода штока Sг предварительно необходимо задать расстояния от центра поворота пильной шины (т. О2) до точки подвески гидроцилиндра (т. Og) и до точки крепления проушины штока на поворотном кронштейне пильной шины (например, т. 2). На схеме расстояние О2 – Og обозначено Yg, а расстояние О2 – т. 2 обозначено Rg.

Ход штока гидроцилиндра Sг (рис. 3.6, а) определяется как разница между минимальным размером гидроцилиндра с втянутым штоком и максимальным его размером с выдвинутом штоком. Минимальный размер гидроцилиндра на схеме соответствует расстоянию Qg – т.1 при положении проушины штока в т. 1 (Qg1), а максимальный размер – расстоянию Qg – т.3 при положении проушины штока в т.3 (Qg3). Таким образом, ход штока находится из выражения

. (3.34)

Размеры Qg1 и Qg3 по схеме 3.6, а определяются по формулам:

(3.35)

. (3.36)

В формулах (3.34), (3.35), (3.36) используемые параметры должны иметь одинаковую размерность: в мм или м.

Для схемы на рис. 3.6, б поворот пильного аппарата осуществляется с помощью двухпоршневого гидроцилиндра и механической передачи зубчатая рейка–шестерня. В связи с этим, ход штоков гидроцилиндра и зубчатой рейки зависит только диаметра поворотной шестерни и определяется по формуле

, (3.37)

где R_Ш – радиус поворотной шестерни, мм.

На следующем этапе проектирования цепного пильного аппарата лесозаготовительной машины выполняется расчёт усилий на гидроцилиндре поворота пильного аппарата. Усилие на гидроцилиндре достигает максимального значения при прохождении пильного аппарата центра сечения спиливаемого дерева, когда высота пропила равна диаметру сечения (максимальное значение). Необходимые для расчёта схемы действия сил на пильные аппараты первого и второго типов и гидроцилиндры привода представлены на рис. 3.7 а и б.

По проводимым исследованиям распределение усилий (эпюра поперечных сил) при надвигании пильного аппарата по длине пильной шины имеют форму трапеции, как представлено на рис. 3.7 а и б. Данная особенность объясняется тем, что при повороте пильного аппарата режущие зубья, находящиеся на периферии имеют большую скорость надвигания, чем зубья, находящиеся ближе к оси вращения. В связи с этим, значение величины подачи на зуб и усилие надвигания также не постоянны, уменьшаясь от периферии к центру.

Для определения максимального усилия на гидроцилиндре поворота пильного аппарата составляется уравнение моментов действующих сил. Исходя из представленных схем на рис. 3.7 для обоих типов механизмов надвигания уравнение моментов имеет вид

, (3.38)

где Р_Г – усилие на гидроцилиндре, Н; R_g – плечо действия гидроцилиндра в момент пиления с максимальной высотой пропила, м; А_Т – половина ширины пильной шины в месте приложения вектора Р_О, м; А_О – плечо действия силы надвигания Р_Н, Н. Остальные обозначения указаны ранее.

б

а

Рис. 3.7. Схемы действующих нагрузок на механизмы надвигания первого (а) и второго (б) типов

Плечо R_g для первой (а) и второй (б) схем на рис. 3.7 задаётся на основании компактности и конструктивных особенностей механизма надвигания.

Для первого типа механизма надвигания (рис. 3.7, а) величина Rg представляет собой расстояние между осью вращения пильного аппарата и местом крепления опоры проушины штока гидроцилиндра на поворотном кронштейне пильной шины. Исходя из того, что опора проушины штока устанавливается ближе к внешнему краю поворотного кронштейна, то плечо R_g определяется из приблизительного соотношения

(3.39)

Используемые обозначения переменных в формуле 3.39 определены в п. 3.1.

Плечо R_g для второго типа механизма надвигания, как видно из рис. 3.7, б, равняется радиусу начальной окружности шестерни поворота пильного аппарата. Конструкция механизма надвигания данного типа предусматривает, что в центре поворотной шестерни расположены втулка передачи крутящего момента от гидромотора к ведущей звёздочке пильного аппарата и подшипник, отделяющий втулку от поворотной шестерни. Размеры втулки и подшипника определяются на основании передаваемых нагрузок, возникающих при пилении. На основании существующих конструкций механизма надвигания данного типа для условий курсового проектирования ориентировочно можно принять значение R_g на основании соотношения

. (3.40)

Плечо А_Т сил трения цепи о шину Р_Т и сопротивления вращению звёздочки Р_ЗВ, по схемам на рис. 3.7, равняется половине ширины шины в месте приложения суммарного усилия сил отжима Р_О. Ширина пильной шины в этой точке определяется на основании выбранного типа шины, основные из которых представлены на рис. 3.1. Для шин типа в и г (рис. 3.1) плечо А_Т составляет примерно 1,1…1,2 (D_O/2). Для шины типа д, которая часто используется на ВПМ ЛП-19А, плечо А_Т может быть принято равным D_O/2. Для шины типа е плечо А_Т необходимо определять с учётом криволинейного профиля пильной шины.

Плечо А_О силы отжима Р_О представляет собой, как видно из схем рис. 3.7, сумму двух величин: общей длины нерабочего участка пильного аппарата Е и расстояния до центра тяжести эпюры распределения сил отжима до начала рабочего участка пильной шины Y_g. Таким образом, А_О определяется по формуле

. (3.41)

Длина нерабочего участка пильного аппарата Е находится из выражения

, (3.42)

в котором используемые обозначения были объявлены в п. 3.1.

Значение Y_g определяется на основании известной формулы для расчёта расстояния центра тяжести трапеции от её большего основания. С учётом обозначений на схемах рис. 3.7 и после некоторых преобразований Y_g определяется по формуле

. (3.43)

После подстановки формулы (3.43) в формулу (3.41) выражение для определения плеча А_О имеет вид

. (3.44)

Усилие на штоке гидроцилиндра для обеих схем рис. 3.7 после преобразования формулы (3.38) находится из выражения

. (3.45)