Kristian Kruuse

LINTSAERAAMI PROJEKTEERIMINE

LÕPUTÖÖ

Mehaanikateaduskond Masinaehituse eriala

Tallinn 2014

Käesolevaga tõendan, et antud lõputöö on minu, Kristian Kruuse poolt kirjutatud.

Töö koostamisel kasutatud teiste autorite, sh juhendaja loome- ja teadustööde seisukohad on

viidatud.

Lõputöö koostamine, kaitsmine ja selles sisalduv informatsioon on prima facie

õppeotstarbeline ja töö on kaitstud autoriõiguse seadusega, mille kohaselt on autoril töö suhtes

mittevaralised õigused.

Juhul kui selle lõputöö kasutamine leiab aset muudel põhjustel kui reprodutseerimine õppe- ja

teaduslikel eesmärkidel, mis ei ole ajendatud ärilistest huvidest, siis laienevad lõputöö autorile

lisaks mittevaralistele õigustele ka varalised õigused.

Diplomand: Kristian Kruuse ............................................. (allkiri ja kuupäev) Üliõpilase kood: 7D5379 Õpperühm: KMI 91/101 Lõputöö vastab ülesandele ja kehtivatele nõuetele. Juhendajad: Mart Tiidemann ......................................... (allkiri ja kuupäev) Oleg Stalnov ......................................... (allkiri ja kuupäev) Kaitsmisele lubatud “......”.............. 20....a

Mehaanikateaduskonna dekaan

V. Vainola ...................................

(allkiri)

2

SISUKORD

SISSEJUHATUS..................................................................................................................................3

1. TEHNILINE OSA........................................................................................................................6

1.1. Lintsaeraami parameetrite valik ...........................................................................................6

1.2. Võimsuse ja lõikejõu arvutamine.........................................................................................7

1.3 Elektrimootori valik ja ajami kinemaatiline arvutus ............................................................9

1.4. Kiilrihmülekande projekteerimine .....................................................................................14

1.5. Võllide koormused. Võllide arvutus ..................................................................................19

1.6. Laagrite kontrollarvutus .....................................................................................................25

1.7. Tugevusarvutused...............................................................................................................27

1.8. Tõmbevedru valik ..............................................................................................................34

1.9. Hüdrauliline pingutusmehhanism ......................................................................................36

1.10. Saepea tõstemehhanism..................................................................................................39

1.11. Ettenihkemehhanism ......................................................................................................51

2. MAJANDUSLIK OSA ..............................................................................................................55

2.1 Materjalide maksumus .......................................................................................................55

2.2. Tööjõukulud .......................................................................................................................60

2.3. Toote omahind....................................................................................................................62

KOKKUVÕTE...................................................................................................................................64

SUMMARY .......................................................................................................................................65

VIIDATUD ALLIKAD......................................................................................................................66

Lisad ...................................................................................................................................................68

Lisa 1. Lintsaeraam KK.1984.00.00 ..................................................................................................69

Lisa 2. Lintsaeraam aks. KK.1984.00.00 ..........................................................................................70

Lisa 3. Alusraam KK.1984.01.00.......................................................................................................71

Lisa 4. Vanker KK.1984.02.00 ..........................................................................................................72

Lisa 5. Saepea KK.1984.03.00...........................................................................................................73

Lisa 6. Keevitusjoonis KK.1984.02.01.00 .........................................................................................74

Lisa 7. Seadmete ja tarvikute tabel.....................................................................................................75

3

SISSEJUHATUS

Projektülesandeks on horisontaalse lintsaeraami projekteerimine. Lintsaeraam on ettenähtud toorest

või kuivast metsamaterjalist saematerjali (lauad, prussid) tootmiseks. Eesmärk on projekteerida

prototüüp suurimale saetava palgi läbimõõdule 760 mm hinnaklassis ja peamootori võimsuste

juures, mis võimaldaks rohkem ära kasutada metsamajandamisel saadavat jämeda palgi sortimente.

Tihti jäetakse suure läbimõõduga (üle 70 cm) palgid raielangile või töödeldakse küttepuiduks, kuna

suur osa saekaatrid ei töötle väga jämedaid palke. Suure jämedusega palki võtavad vastu üksikud

saekaatrid Eestis kui üldse ning regiooniti kallinem transport, kuna palk tuleb transportida olenevalt

metsakinnistu asukohast üle 100 km, mis teeb metsamajandamisest saadava tulu praeguses

turusitatsioonis vähem kasumlikuks. Langetatud metsamaterjali efektiivne ärakasutamine tõstab

metsamajandamise ökonoomsust ja vähendab inimese poolt looduskeskkonnale põhjustatud

jalajälge. Peale selle võimaldab saeraam töödelda tormimurdude poolt ümber lükatud üksikuid

väärispuid, nagu tammed, jalakad jne. Seetõttu on saeraami konstrueerimisel eesmärgiks seatud

seadme sobivus ka erametsaomanikele ja talumajapidamistele, kellel oleks valik ehitusliku saepalgi

kõrval töödelda ära ka lähedal asuvaid ümber kukkunuid sajandite vanuseid puid.

Lõputöö arenduse baasettevõtteks on As Module Tech, mis tegeleb moodul puitmajade tootmisega.

Koostöö seisneb tootmisruumide kasutamises saeraami valmistamiseks ja toote projekteerimises

võttes arvesse valmistamistehnoloogia lihtsamaid võimalusi.

Lõputöö põhilised ülesanded on:

• Alusraami, vankri ja saepea konstrueerimine koos vajalike abivahenditega

• Masinaelementide projekteerimine

• Tõste – ja ettenihkemehhanismi projekteerimine

4

• Hüdraulilise pingutusmehhanismi valik

• Majandusliku tasuvuse välja selgitamine

• Tootmistehnoloogia üldülevaade

• Tehniliste jooniste vormistamine (tehniline dokumentatsioon, mis sisaldab saeraami osade

jooniseid ja skeeme)

Konstruktsiooniliseks eripäraks võib pidada saepea tõstemehhanismi kahel jõukruvil, mis fikseerib

kindlalt saepea lõikepositsiooni. Püütud on saavutada kallimate mudelite töökindlus vähemate

kuludega

Väiketööstuslike lintsaagide levik pole seni Eestis suur olnud. Lintsae eelised ketassaagide ees

tulevad esile jämedate diameetriga 30 cm ja üle palkide lõikamisel. Lõikuse laius ja lõigete

paralleelsus on suureks eeliseks. Kitsa saetee tõttu on saepuru jäätmeid vähem ning voolutarve

madalam. Saadav saematerjal on tavaliselt teiste tüüpidega võrreldes siledam. Saab lõigata nii

lühemaid kui pikemaid palke, mil alusraami pikkust on võimalik moodulite lisamisega suurendada.

Kõrgem liitumisampri, elektri, puidu- ja transpordi hinna tõus mõjutab lintsaagide populaarsuse

kasvu, mistõttu võib eeldada et energiahindade kasvu tõttu soovivad puidutöötlus sektoris

väikeettevõtted või alustavad ettevõtted võtta tarvidusele rohkem energiat ja metsaressurssi säästva

tehnoloogiaga lahendused. Kuna paljud puidu töötlejad, ehitajad või talupidajad on huvitatud

saematerjali tootmisest kohapeal suhteliselt madala alginvesteeringu korral, siis teema on aktuaalne.

Õhukese saelindi tehnoloogia hakkas levima 1980-ndatel, mil alustati laiemalt ka mobiilsete

lintsaeraamide valmistamist. Saelindid arenesid välja esialgselt metallilõikepinkidel kasutatavatest

lintidest, millel muudeti hamba geomeetriat ja materjali omadusi puidu lõikamisele sobivaks.

Väiketööstusliku lintsae kasutamisel jagunevad saadused palgi mahust aastase keskmisena:

saematerjal 60%, saepuru 8%, pinnud 20%, ülemõõdu kadu 12% [15]. Töös on varuks hulk saelinte,

kuna iga kahe tunni tagant peavad lindid puhkama (teras väsib). Linti jahutatakse pidevalt sellele

vett tilgutades või külmal ajal külmumisvastase aine segu tilkõlituse korras. Vedeliku lisa

ülesandeks on puhastada linti kogunevast vaigust ja muust kleepuvast mustusest. Tootmist saab

korraldada väga paindlikult, kuna operaator saab peale igat lõiget otsustada millist mõõtu

järgmiseks valida. Kuna tegu on iga palki individuaalselt käsitleda võimaldava tootmisega

määravad palju ka operaatori oskused [15].

5

Palk paigutatakse lõikamiseks alusraamile. Palgi pikitelje seadistamiseks tõstetakse ladvaotsa õigele

kõrgusele. Kui palk on kinnitatud, lõigatakse lindimehhanismi tugiraami siinisid mööda ühest otsast

teise käitades. Peale iga lõiget tuleb lõikeseade algasendisse tagasi tuua ja lint järgmise laua jagu

alla poole lasta. Lintsaeraamidele on võimalik paigaldada erinevat automaatikat ja abistavaid

agregaate. Põhilised neist oleks motoriseeritud ettenihe, palgi raamile tõstja, palgi telje seadistaja,

saelaua eemaldaja kuni viimistlus töötlusteni välja, kus samale raamile ja vankrile paigaldatakse

palgifrees palkmajade freespalkide tootmiseks või höövel laudade hilisemaks ülehööveldamiseks.

Raamidele on võimalik paigaldada ka mitu saepead-lõikeorganit tootlikuse tõstmiseks. Töös

projekteeritavale saeraamile on kaasatud elektriline tõste- ja ettenihkemehhanism.

Prototüübi valmistamiseks metallprofiilide lõikamine toimub ketasjärkamissaega (vt Lisa 7). Peale

lõiget on vaja eemaldada kraadid ja lihvida. Keevituseelsed faasimised teostatakse nurklihvija või

käia abil. Metallkonstruktsioonid koostatakse nii keevitamise kui poltühendustega. Asendite täpsus

tagatakse enamasti lihtsate rakiste, universaalsete kinnitusklambrite ja mõõtevahendite abil. Enne

keevitust pinnad puhastatakse mehhaaniliselt (viili ja harjaga, oksiidid) ja ainetaga (alkohol,

atsetoon) eemaldamaks rasvad ja õlijäägid. Keevitatakse koheselt peale puhastamist, mil

koostamised teostatakse etapiti kinnipunktimis keevitusviisiga ja detailid fikseeritakse. Seejärel

keevitatakse täisõmblused ettenähtud ulatuses. See tagab koostu suurema täpsuse- täisnurksuse,

kuna keevituskuumusest tulenevalt ei paindu profiilid siis kõrvale. Keevisliidetena on kasutatud

vastak- ja kolmnurkõmblusi vastavalt kogu külje pikkuses või ribadena. Peale koostamist ja

keevitamist on vajalik kontrollida konstruktsiooni tasapinnalisust ja sirgust.

6

1. TEHNILINE OSA

1.1. Lintsaeraami parameetrite valik

Lindiratasteks on valitud kataloogist standardsed suurima läbimõõduga ühesoonelised

kiilrihmarattad. Aeg mil lindi hambavahesse tekivad praod on otseses seoses kui mitu korda lint

painutatakse üle lindirataste. Rataste suurus määrab painutuste arvu. Mida suuremad rattad, seda

pikem lindi eluiga. Rataste läbimõõdu suurenemisega kasvavad aga kulutused, kuna suuremad

standardmõõdud on saadaval kahesooneliste rihmarataste seast. Optimaalseks valikuks

väiketootmisel on lindiratas välisdiameetriga 19“ = 476,25mm. Valitud standardmõõt B184SK.

Puksitüüp QD SK X35MM. Tera väsimuspurunemist mõjutab lindirataste ja pukside

valmistamistäpsus ning tasakaalustamine. Rattad on malmist ja üldjuhul staatiliselt balanseeritud

astmeni G6.3 ISO1940. Sobivad lineaarkiiruseks kuni 35m/sec [19]. Tootja SKF võimaldab eraldi

tellimusel dünaamilist balansseerimist, mille lisakulu on põhjendatud.

Suurtel kiirustel tekitavad massidejaotuse hälbed (materjali ebaühtlus, väiksed töötlemisvead)

küllaltki suuri pöörlevaid dünaamilisi lisareaktsioone, mis põhjustavad vibreerimist, materjalide

väsimust ja teisi ebasoovitavaid nähteid. Staatiline eksperimentaalne järeltasakaalustamine täidab

ainult esimest tasakaalustamise tingimust. Dünaamiline balansseerimine toimub spetsiaalsetel

masinatel, kus tasakaalustamist vajavad nn. häirivad massid avastatakse nende poolt tekitatud

vibratsiooni kaudu, mida mõõdavad vastavad elektroonikaseadmed [4].

Lindirataste ümber asetatakse tihkelt kiilrihm SKF PHG B56, mille peal omakorda jookseb saelint.

Rihm võimaldab rataste perimeetril kergelt kumera profiili, mis lihtsustab saelindi püsimist ratastel.

Ühtlasi summutab pöörlemisest tulenevaid võnkeid.

Saelint on ettenähtud teratootjate poolt optimaalselt lõikama kiirusega 1525 m/min.

Leiame lindiratta (veetava võlli) vajaliku pöörete arvu n [p/min] [3]:

7

Dvn

∗∗

=π

1000 , (1)

kus v - saelindi joonkiirus, 1525 m/min;

D - lindiratta läbimõõt, 476,25 m/min;

102025,47614,3

152510001000=

∗∗

=∗∗

=D

vnπ

1.2. Võimsuse ja lõikejõu arvutamine

Jõud sõltub saetavast puuliigist ja niiskusesisaldusest (toores või kuivanud palk). Jõu leiame vaja

mineva mootori võimsuse kaudu, mis omakorda on seotud ettenihkekiirusest, saetera paksusest

(saeteest) ning palgi jämedusest [21].

Saetera paksuse võtame levinud saelinditootja andmete põhjal. Ettenihkekiiruse määramisel võtame

arvesse ka erametsaomanike ja talumajapidamiste võimalusi, kus elektriühenduse peakaitsmed ei

ole suured ning saagimise kiirus pole prioriteetne. Aeglasem ettenihe võimaldab kasutada

madalama võimsusega mootorit. Palgi jämeduseks on valitud Eesti raieküpsete parema boniteediga

metsade keskmised palgi läbimõõdud ja optimaalne mõõt, millest alates on efektiivsem suurema

tihumeetrite väljatuleku kogusega saematerjali saagida. Saelint on valitud hea hinna ja tootlikuse

suhtena. Lindid laiusega üle 32 mm on oluliselt kallimad. Kasutatav saetera: 32 x 0,90 mm või 32 x

1,07 mm hambavahega 19 või 25 mm. „Thin kerf“ õhuke lõikelindi tüüp.

Leiame vajaliku võimsuse P [p/min] [21]:

CkfdP = , (2)

kus C – lõike energia pehme puuliigile toores mänd: 35; kuiv kuusk: 45 hp-min/ 3ft

k – kerf; "08,003,29,032 ==⋅= mmk

f – ettenihke kiirus tööstuslikes saekaatrites; 60 m/min = 200 fpm

d – lõikesügavus keskmise läbimõõduga tüvepalgil; 360 mm = 14,17“

Valem on allikast pärit ANSI standardi mõõdustikus, mistõttu kasutame arvutamisel tollmõõtmeid

ning saadud tulemuse teisendame meetermõõdustikku:

8

kwhpftin

P 8,5285,70/144

17,1420008,04522 ==∗∗∗

=

Soovitav mootori võimsus 7,5 kW voolutarbega 15 A sobiks maapiirkondade majapidamiste

levinud peakaitsme suurusega. Tegureid mida saab muuta on ettenihke kiirus või piirata saeraami

kasutus peenemate palkide saagimiseks. Asendades võimsuse valemis (2) ettenihke väärtusi,

leidsime et ettenihke kiirust tuleb vähendada suurtööstuslike lintsaeraamide omast 7 korda,

saavutamaks eesmärgiks seatud mootori võimsust:

kWhpftin

P 52,709,10/144

17,145,2808,04522 ==∗∗∗

=

Saadud ettenihke kiirus on 28,5 fpm = 8,7 m/min, mil virnas või jalal kuivanud puu palk

jämedusega 36 cm ja pikkusega 9 m on optimaalne lõigata pooleks 1 minutiga. Selline kiirus on

rahuldav väiketootmise otstarbeks. Ettenihke kiirus on suurem peenemate ja toore palgi saagimisel.

Konkreetne kiirus selgub saagimisel saadud saelaudade kvaliteedikontrolli ja mõõdu kõikumise

määramise käigus.

Leiame lõikejõu tF [N] [21]

vPFt = ,

(3)

kus P - lõikevõimsus, 7,5 kW = 10,1 hp

v - lõikekiirus, 1525 m/min = 5000 fpm

NlbsvPFt 29666

5000330001,10

==∗

==

Lindi kõrvalekalle, mis otseselt mõjutab saejälje kvaliteeti on lõikejõu ning tera jäikuse suhe. Tera

jäikus sõltub: lindi paksusest (0,90 mm), lindi pingutusest (13,3 kN), juhtrullikute reguleeritavast

vahemaast, lindi laiusest (32 mm), hamba jäikusest, lindiratta pöörete arvust (1020 p/min),

pingutusmehhanismist, ettenihkest (8,7 m/min). Antud suuruste korral on lindi kõrvalekalle ja

mõõdu kõikumine alla 0,25 mm, mida võib pidada väheseks ja heaks. Võrdlusena tööstuslikel

suursaagidel on saematerjali mõõdu kõikumine vahemikus 0,65 – 1,1mm [21].

9

1.3 Elektrimootori valik ja ajami kinemaatiline arvutus

Lähteandmed:

Saelindi lõikejõud: F = 0,3 kN

Lindiratta kiirus: v = 1020 m/s

Lindiratta välisläbimõõt: D = 476,25 mm

Lindi kiiruse lubatud hälve: 3%

Ajami tööiga: aL = 10 aastat

Joonis 1. Kinemaatiline skeem

Leiame ajami tööea: Vähemuutuva saekoormuse juures ajami tööiga hL [h] [9]:

vvah LtLL 365= , (4)

kus aL – ajami tööiga võetud 10 aastaks vähese koormusega kasutuse juures

vT – vahetuse kestvuseks päevas läbi aasta keskmiselt 2 h

vL – vahetuste arv 1

10

15% kulub tundidest remondiks, hoolduseks, teravahetuseks.

hL

LL

hlõplik

tegelikh

h

10000

930885,0*10950109501*2*10*365

=

====

Hinnanguline ressurss: hL = 10000 h

Määrame järgnevad mootori parameetrid:

Töömasina nõutav võimsus tmP [kW] [9]:

FvPtm = , (5)

kus F - lõikejõud, 0,3 kN

v - lõikekiirus, 25,4 m/s

kWWPtm 62,710*62,710*4,25*3,0 33 ===

Mootori nõutav võimsus mP [kW] [9] :

ηtm

mP

P = , (6)

kus η - summaarne kasutegur

vllüηηη = , (7)

ülη - rihmülekande kasutegur, 0,95

vlη - lindiratta võlli veerelaagrite kasutegur, 0,99

94,099,0*95,0 ==η

kwP

P tmm 42,8

904,062,7

===η

Vähendame ettenihet sobivaks nominaalvõimsusele 7,5 kW. Prototüübi valmistamiseks kasutame

olemasolevat mootorit, mis sobib parameetrite poolest (Tabel 1) [11] .

11

Tabel 1

Mootori tähistus

Tüüp: 4AM132S4

Tähis Iseloomustus

4 Seeria järjekorranumber: üldtööstuslikuks kasutamiseks, suletud, ülepuhutavad

A Mootori liik – asünkroonne, lühistatud

A puudu Alusraam ja kilp malmist

M Moderniseeritud

132 Rootori pöörleva võlli kõrgus, mm

S Alusraami pikkuse paigaldusmõõt

4 Pooluste arv

JP44, 3f, 50Hz, Y, 380V, 15A, gost 183-74, 72kg, isol. klass B, s.nr 0489, Dvigatel 1972,

liistusoone sügavus: 4 mm, liistu mõõtmed: 8 x 10 x 56 mm.

Mootori alusplaat ja ülekande elementide paigutus konstrueeriti võttes arvesse mootori mõõtmeid

(vt. Joonis 2 ja Tabel 2):

Joonis 2. Mootori mõõtmed [11]

Tabel 2

Mõõtmed [11] (mm)

801 =l 8931 =l 381 =d 28030 =d 132=h

14010 =l 48030 =l 1210 =d 21610 =b 35031 =h

Tänane paremeetritelt lähedane mootor firmalt Hoyer Motors: Y2E2 132 M-4 [13].

12

Määrame ajami nominaalvõimsuse järgi ajami kõigi nelja mootori tüübi jaoks eraldi ajami

ülekandearvu u [9] :

tm

nom

nn

u = , (8)

kus nomn - mootori võlli pöörlemissagedus, p/min

tmn - töömasina võlli pöörlemissagedus, p/min

72,01020730

85,01020870

42,110201450

71,210202760

44

33

22

11

===

===

===

===

tm

nom

tm

nom

tm

nom

tm

nom

nn

u

nn

u

nn

u

nn

u

Soovitatav ülekanne rihmülekandele on vahemikust 2..3 [3]. Töösse kaasame aga olemasoleva

mootori nominaal pöörlemissagedusega 1450 p/min (Tabel 1) saades ülekandearvuks

42,12 =u . Tööea seisukohast on pöörlemissagedus optimaalne, kuna suuremate pööretega

2760 p/min mootorid on lühema tööeaga. 750 p/min mootorid aga mahukad ja rasked ning

mittesoovitatavad [3].

Määrame töömasina võlli tmn∆ [p/min] [9] pöörlemissageduse maksimaalse lubatud hälbe

100δtm

tmn

n =∆ , (9)

kus δ - töömasina ajamivõlli kiiruse lubatud hälve, 3%

30100

31020±=

∗=∆ tmn

Määrame töömasina võlli minimaalse ja maksimaalse pöörlemissageduse [ ]tmn [p/min]

[ ][ ] 990301020min

min

=−=

∆−=

tm

tmtmtm

nnnn

13

[ ][ ] 1050301020min

min

=+=

∆+=

tm

tmtmtm

nnnn

Leiame ajami minimaalse ja maksimaalse lubatud ülekandearvu u

[ ]

[ ] 46,1990

1450

38,110501450

minmax

maxmin

===

===

tm

nom

tm

nom

nn

u

nn

u

Aeglustava ajami tegeliku ülekandearvu valime vahemikust 1,38 – 1,46 45,1=tegu

Tabel 3 Ajami kinemaatiline- ja jõuarvutus

Märkus. m-mootori võll; tm-töömasina ajamivõll; lü – lahtine ülekanne

Ajami elementide ühendamise järjekord Parameeter Võll m-lü-tm m

5,7=mP Võimsus P, kW tm llstm PP ηη2= 05,799,0*95,0*5,7 ==tmP

m 1450=nomn 30

nomnom

nπω = 152

301450

==πωnom Pöörlemis-

sagedus n, p/min

Nurk-kiirus ω,

rad/s tm 45,1nom

tmn

n = 1000=tmn 105301000

30===

ππω tm

tmn

m nom

mm

PTω

310*= 3,49

15210*5,7 3

==mT Pöördemoment T,

Nm tm llslümtm uTT ηη= 23,6745,199,0*95,0*3,49 =∗=tmT

14

1.4. Kiilrihmülekande projekteerimine Rihmülekande tüüp kiilrihmülekanne. Ülekande gabariidi vähendamise huvides on asetatud mootor

lähedale veetavale rihmarattale, et saavutada vähim telgede vahe. Rihmade eelpingusega peale

panemiseks on pingutusmehhanismiks soontega alusplaadile paigutatud elektrimootor, mida saab

kruvide abil edasi nihutada. Masinaelementide valmistoodete ostutooted on valitud tootja

programmi SKF Power Transmission Calculation 3.0 abil (Tabel 4). Kalkulaator toob välja

vastavalt mootori võimsusele, ülekandele, pööretele ja telgede vahele rea rihmarataste

kombinatsioone, kusjuures ära on toodud ka eeldatav ülekande maksumus. Sai valitud optimaalse

kuluga ülekanne, mille rihma joonkiirus on üle 10 m/s ning väikese ratta läbimõõt astme võrra

suurem minimaalsest lubatud läbimõõdust vastavalt soovitusele [3]. SKF kalkulaator soovitab

uuemat tüüpi kiilrihmasid, mis kannavad üle suuremaid koormuseid ning vastavaid rihmarattaid.

SPZ kiilrihm on sobiv suurematele kiirustele ning rihmarattad on kaks korda kitsamad kui

klassikaline V rihmaratas, mistõttu need on ka odavamad. Sobiv puksitüüp: TB – ”taper lock” (vt.

Joonis 3). Puks võimaldab tugevamat rihmaratta kinnitust standard liistuga võllile. Kontrollarvutuse

ja võrdlusena (Tabel 5) on toodud arvutuskäik vanema allikmaterjali [3] põhjal ja leitud et

tulemused erinevad mõningal määral, kuna raamatus on kasutatud vanemaid rihmatüüpe.

15

Tabel 4

SKF Power Transmission Calculation [31]

Lähteandmed

Võimsus, kW 7,5

Pöördemoment, Nm 49,4

Režiimitegur 1,1

Vedav kiirus, p/min 1450

Veetav kiirus, p/min 1000

Ülekande gabariidid

Laius, mm 28

Pikkus, mm 749,82

Kõrgus, mm 204

Rihmarataste tsentrite kaugus, mm 575,82

Visangu pikkus, mm 575,04

Tegelik vedav kiirus, p/min 1017,59

Rihm

Tähis PHP SPZ1687TB

Rihmade arv 2

Võimsusparameeter,

kW

8,21

Rihma kaal, kg 0,13

Laius, mm 10

Vedav rihmaratas

Tähis PHP 2SPZ140TB

Jaotusläbimõõt, mm 140

Puks PHF

TB1610x38MM

Veetav rihmaratas

Tähis PHP 2SPZ200TB

Jaotusläbimõõt, mm 200

Puks PHF

TB2012x35MM

Eelpingutusjõud

Uuele rihmale, N 374,5

Sissetöötatud rihmale,

N

249,5

Rõhumisjõud võllile

Uuele rihmale, N 1498, 22

Sissetöötatud rihmale,

N

998

16

Joonis 3. Ülekande komponentide skeemid ja andmed [31]

17

Tabel 5. Rihmülekande arvutus [3]

Lähteandmed: P1= Pnom = 7,5 kw; n1= nnom= 1450 p/min

Nomogrammi piirkond normaalristlõikega kiilrihm B.

Vedava rihmaratta minimaalne lubatud läbimõõt D1min=125 mm

Mootori võlli pöördemoment Tm = 50 langeb vahemikku Nm = 50...150

Vedava rihmaratta lõplik läbimõõt D1min=140mm

Veetava rihmaratta läbimõõt D2= D1u(1-ε) = 140x1,45(1- 0,015)=199,955= 200mm

Tegelik ülekandearv 45,1)015,01(140

200)1(1

2 =−

=−

=εD

Duteg

Orienteeruv telgede vahe 5,1975,10)200140(55,0)(55,0 21 =++=++≥ hDDa

Rihma arvestuslik pikkus

mmx

xaDDDDal 90035,933

5,1974)140200()140200(

25,1972

4)()(

22

2212

12 ⇒=−

+++=−

+++=ππ

Projekteeritava masina telgede vahe min. 568,5 ja max. 618,1mm

mmx

xaDD

DDal 16003,16405754

)140200()140200(2

57524

)()(

22

2212

12 ⇒=−

+++=−

+++=ππ

Täpsustame telgede vahe väärtust rihma standardpikkusel

[ ]

[ ]mm

xx

DDDDlDDla

35,5328

)140200(8)140200(16002)140200(16002

8)(8)(2)(2

22

212

2

1212

=−−+−++−

=

=−−+−++−

=

ππ

ππ

Rihma haardenurk ümber vedava ratta

kraadia

DD57,173

35,53214020057180157180 12

1 =−

−=−

−= ooα See on üle 120 kraadi

Rihma kiirus smxxv /62,10

600005,334265

10601450140

3 ===π Mis on lubatud piires alla 25m/s.

Rihma läbijooksude sagedus

007,01600/62,10/

==≤=

UUlvU

Mis on väiksem 1/30-st ja rihm töötab 1000...5000h.

18

Ühe kiilrihmaga ülekantav lubatud võimsus

[ ] [ ][ ]

431,326,2/5,7__95,0

198,0

9,07,2

26,295,0198,09,07,2

0

0

⇒=====

===

===

zarveKiilrihmadCCC

mõõdukasCP

xxxxCCCCPP

z

l

a

r

zlar

Ühe kiilrihma eelpingutusjõud Nxxxx

CvCCP

Fr

lnom 3,67937,9

63659,098,062,10

15,78508500 ====

α

Ühe kiilrihmakomplekti poolt ülekantav ringjõud NxvxP

F nomt 2,706

62,10105,710 33

===

Jõud ühe rihma vedavas harus ja veetavas harus z

FFF t

2012 ±=

Nx

F 6,767422,706

3,6791 =+= ; Nx

F 591422,7063,6792 =−=

Kiilrihma rõhumisjõud võllile NxxzFFOP 6,54252

5,173sin43,67922

sin2 10 ===

α

Arvutame saelindi ülekande üle lindirataste Lindi arvestuslik pikkus l [mm] [3]

aDDDDal

4)()(

22

212

12−

+++=π , (10)

kus a - orienteeruv telgede vahe, 1110 - 1122 mm

2,37270)480480(2

111024

)()(2

22

1212 =+++=

−+++=

ππ xaDDDDal

4,37390)25,47625,476(2

112224

)()(

22

212

12 =+++=−

+++=ππ x

aDD

DDal

Lindi haardenurk ümber vedava ratta 1α [º] [3]

1800180157180 121 =−=

−−=

aDDooα (11)

Lindi kiirus v [m/s]

19

9,241060

100025,4763 ==

xxv π (12)

Lindi poolt ülekantav ringjõud tF [N] [3]

13,2839,241005,710 33

===x

vxP

F nomt (13)

Lindi eelpingutusjõud 0F [N]

AFF l ⋅⋅= int0 2 , (14)

kus intlF - lindi tootja poolt ettenähtud pingutusjõud lindile; 103,5 2/ mmN

A - lindi ristlõikepindala,

sBA ⋅= ,

kus B - lindi laius hambavahest lindi tagumise ääreni, 28 mm

s - lindi paksus, 1,1 mm

8,301,128 =⋅=A 2mm

=⋅⋅= 8,305,10320F 6375,6

Jõud lindi vedavas ja veetavas harus 12F [N] [3]

zF

FF t

2012 ±= , (15)

kus z - lindi arv, 1

2,65171213,2836,63751 =+=

xF

62341213,2836,63752 =−=

xF

Lindi rõhumisjõud võllile OPF [N] [3]

2,127512

180sin16,637522

sin2 10 === xxzFFOP

α (16)

1.5. Võllide koormused. Võllide arvutus Projekteeritavas ajamis (Joonis 1) konstrueeritakse lahtine rihmülekanne ning pingutatakse saelint,

mis avaldavad koos konsoolset koormust lindirataste võllide väljuvatele otsadele.

Väändedeformatsiooni võllis põhjustavad pöördemomendid, mida rakendavad mootor ja töömasin.

20

Võllide paindedeformatsiooni põhjustavad konsoolsed jõud lahtisest ülekandest. Võlli painet

põhjustav jõud võrdub uue rihma vedavas ja veetavas harus esinevate jõudude F1 ja F2

geomeetrilise summaga. Q. Arvutused teostame SPZ rihmaga ülekandele. Kui väiksemal

rihmarattal rihma haardenurk o150≥α , siis saame Q [N] leida valemiga [3] :

2sin2 0

αzSQ ≈ , (17)

kus 0S - uue rihma eelpingusest tekitatud jõud, 375 N

z - rihmade arv, 2

14982

57,173sin23752 =⋅⋅⋅≈Q

Jõud Q on suunatud mööda rihmarataste tsentreid ühendavat sirget. Saelindi poolt võlli painet

põhjustava jõu suurus FOP sai leitud valemiga 16. Pingutatud lindi poolt põhjustatav paindejõud on

rihmade poolt avaldatavast jõust 8,5 korda suurem. Võllid valmistatakse keskmise

süsinikusisaldusega süsinik või legeerterasest (45 või 40X) [3]. Paindele ja väändele töötamisel on

tähtis koht materjali pinnaomadustel, mistõttu tuleb võllid termokeemiliselt töödelda [5].

Võllide projektarvutusel väändepingete järgi kompenseeritakse arvutusmeetodi ligikaudsust, võttes

lubatud väändepingete vähendatud väärtuseks kiiretel võllidel [τ]v=10 MPa. Arvutuse eesmärk on

kindlaks määrata iga võlli astme geomeetrilised mõõtmed (Joonis 4 ja Tabel 6).

Joonis 4. Töömasina võlli tüüpkonstruktsioone

Võlli astmete läbimõõdud ja pikkused d, l ümardatakse lähimaks standardväärtuseks Iga järgneva

astme läbimõõdu määramine teostatakse eelneva astme läbimõõdu standardväärtuse järgi.

Standardsed laagrialuste tappide läbimõõdud ümardatakse 5-ga jagunevaks arvuks.

lk.1 l1

list

lkraellt.1

dist dlg.1 d1 dlg.1 dkrae

t

21

Tabel 6

Võlli astmete mõõtmete määramine

Märkused. 1. Astmetevaheline kõrgus t1 = 2,5

2. Rummu faasi orienteeruv suurus f = 1,2

3. Laagri koordineeriv faas r1 = 2,5 ja

4. Võlli otsa faas c1 = 1,6

35

120

10119

70

77129

42 48

1444

22 22

11332

42

32

Joonis 5. Töömasina võlli mõõtmed

Võlli aste Mõõtmete tähistus Vedav ja veetav võll d1, d2

[ ] 3227,3210*2,010*23,67

*2,010*

3

3

3

31

1 ≈===v

Tdτ

Ots (rihmaratta all)

l1, l2 422,4332*35,1*)5,1...2,1( 11 ≈=== dl dlg1, dlg2 35372*5,232211.lg ⇒=+=+= tdd

dlg.1 tuleb võrdseks võtta laagri sisevõru läbimõõduga

Kael (laagri ja

tihendi all) lk1, lk2 535,5235*5,15,1 1.lg1. ⇒=== dlk dlö, dist 42435,2*2,3352.31.lg ⇒=+=+= rddlö

Laagriõlgmik llõ, list

dkrae 488,466,1*3423 ⇒=+=+= fdd istkrae Krae lkrae

dlt1, dlt2 1.lg1. ddlt = =35 Lõpptapp (laagri all) llt.1, llt.2 456,446,14311. ⇒=+=+= cBllt

22

Valikuliselt võib võllid konstrueerida ka astmeteta kogu pikkuses ühes läbimõõdus. Laagrite

teljesuunaline fikseerimine tagatakse lõtkuga võllile paigaldatud vahepuksidega, mis lihtsustab

võllide valmistamist. Lisas toodud joonistel on kasutatud silevõllide lahendust.

Võllide ja pukside ühendusviisiks liistliide. Liistu ristlõige (bxh) valitud vastava võlli astme

läbimõõdust. Liistu pikkus 5-10 mm lühem istatava detaili rummu pikkusest standardreast.

Pöördemomendi ülekandmiseks liistliitega tagavad puksid pinguga istu. Prismaliistu laiuse

tolerantsiväli h9, liistusoone laiuse jaoks – P9, N9 ja ratta rummu laiuse jaoks – P9, JS9.

Astmetega võllide puhul vedavale võllile töödeldakse rihmaratta puksiga (ava Ø 42) ühendamiseks

prismaliistule DIN 6885 – A – 12 x 8 x 40 soon 5 x 42 mm ning samuti mõlemale võllile lindiratta

puksidega liistliite moodustamiseks sooned 5 x 40 mm prismaliistule DIN 6885 – A – 12 x 8 x 40.

Suure rihmaratta puksi ava Ø 32 mm ning rihmaratta QD pukside avade Ø 42mm liistusoone

laiusega 12.

Astmeteta võllide puhul töödeldakse rihmarattaga ühendamiseks liistule DIN 6885 – A – 10 x 8 x

32 soon 5 x 36 mm ning vedavale võllile lindiratta puksiga ühendamiseks soon 5 x 40 mm

prismaliistule DIN 6885 – A – 10 x 8 x 40. Radiaallaagrite ist võllil pinguga L0 / m6.

Distantspuksid on lõigatud Ruukki Combi200 ehitustorust välisläbimõõduga D = 42,4,

seinapaksusega T = 3,2 (kaal 3,1 kg/m) [17]. Distanspukside pikkused: 18,6 mm ja 14 mm.

Võlli otsa pikkus l vastavalt lahtise ülekande elementide mõõtmetest või rihmaratta istamiskohast.

Võlli kaela läbimõõt dlg võetakse võrdseks laagri võru siseläbimõõduga. Pikkus lk sõltub väljuva

otsa poolt võllile paigaldatud laagrisõlme komplekti kuuluvate detailide telgmõõtmetest.

Liistusooned võetakse ühel võllil ühesuguse laiusega b ja paigutatakse samale küljele. Võllide

konstruktiivsed mõõdud määratud graafiliselt võlli ja sellel paiknevate elementide

kokkupaigutamisel.

Ujuvas toes on laagri sisevõru mõlema otspinna kaudu võlli külge kinnitatud. Laagri välisvõru asub

laagripuki keres. Laagerdusskeemiks võlli telgfikseerimine kahes toes – surutsi. Üherealisi

radiaalkuullaagreid võib kasutada tugedes lühikeste (kuni 300mm) võllide puhul. Võimalus laagreid

reguleerida ja lihtne tugede konstruktsioon. Puuduseks kinnikiilumise oht ja rangemad istud.

Soovitatavad istud: ava tolerants kuullaagri paigalseisvav välisvõru jaoks H7, võlli tolerants

kuullaagri pöörleva sisevõru jaoks: j6, k6, h6 [7]. Reguleerida saab võllide paralleelsust küljelt

seatavate kruvidega, millega saab seada lindiratta kallet vertikaaltasandi suhtes (lindi joondamine).

23

Veerelaagrite esialgne valik

Alustuseks proovime radiaalikuullaagrite seeriat (Tabel 7), mille vähese tööea korral järgmine valik

oleks koonusrull-laager.

Tabel 7

Laagrite andmed

Võll Laagri tüüp Seeria Kontaktinurk PaigaldusskeemÜherealised

radiaalkuullaagrid_ Töömasina võll

207

Kerge

α=11…16º

Surutsi

Üherealised radiaalkuullaagrid

- Tühikäigu võll

207

Kerge

α=11…16º

Surutsi

Toereaktsioonide rakenduspunktide vahekaugused

Kontrollime esialgselt väljavalitud laagrite sobivust.

Töömasina võlli laagri toereaktsioonide vahekaugus Al [mm] (vt. Joonis 4 ja 5).

Bll istA += (18)

Töömasina võlli rihmaratta radiaaljõu ja lähima laagrireaktsiooni rakenduspunkti vahekaugus:

2/2/1 Blll klOP −+= (19)

mmlOP 5,1172/191132/28 =−+=

Joonestame koordinaatteljed jõudude vektorite suuna kindlaksmääramiseks töömasina võllil

(Joonis 6).

Tähistus Mõõtmed, mm Kandevõime, kN d D B r C0 C

Kerge seeria 207 35 72 20 2 13,7 25,5

12019101 =+=Al

24

Q FOPFDy FCy

lk/2 lk/2lOP

Joonis 6. Jõudude vektorite suunad töömasina võllil Lähteandmed:

rF - lindiratta lindi tõmmete summa, 12751 N

OPF - rihmaratta rihmaharude tõmmete summa, 1500 N

kl - laagrite telgjoonte vaheline kaugus

OPl - rihmaratta ja laagri telgjoonte vaheline kaugus, 117,5 mm

1D - rihmaratta Ø 200 mm

2D - lindirataste Ø 476,25 mm

Määrame radiaallaagrite toereaktsioonid vertikaaltasapinnas:

;0=∑ CyM

;0)(12/1 =+−⋅+⋅− OPkOPKDyKr llFFF

;0)5,117120(150012025,93442/12012751 =+−⋅+⋅−

25

Nl

llFDFlFF

K

OPKOPaKrDy 25,9344

120)5,117120(15002/12012751)(2/2/ 1 =

++∗=

++∗−∗=

;0=∑ DyM

;02/1 =⋅+⋅−⋅ OPOPkrKCy lFlFF

;05,11715002/1201275112075,4906 =⋅+⋅−⋅

Nl

lFDFlFF

K

OPOPaKrCy 75,4906

1205,11715002/12012751)2/2/ 1 =

∗+∗−=

∗+∗−∗−=

1.6. Laagrite kontrollarvutus Saelindi pingutamine avaldab laagritele tavalisest suuremat koormust. Laagri nõutav tööiga

võetakse soovitavalt hLh 10000≥ . Teostame arvutused leidmaks laagritüüpide eluead. Laagri

arvutuslik tööiga hL10 [h] [9] on leitav valemiga:

,)(60106

23110m

h FC

naaL = (20)

kus 1a - tõrgete tõenäosust arvestav tegur. Laagri tõrgeteta töötamisel 11 =a

23a - metalli kvaliteeti ja ekspluatatsioonitingimusi (määrimistingimusi) arvestav tegur.

Tavaliste töötingimuste korral võetakse 0,7..0,8 kuullaagritele ja 0,6...0,7 koonusrull-

laagritele.

n - vastava võlli laagri sisevõru pöörlemissagedus, 1000 p/min

C - laagri dünaamiline kandevõime, N

Laager 207 - C = 30000 N

26

Laager 307 - C = 22500 N

Laager 407 - C = 68000 N

m - astmenäitaja; kuullaagritel 3, rull-laagritel 3,33

F - ekvivalentkoormus, F = 9283 N

Leiame ekvivalentse dünaamilise koormuse F [N] [9] rohkem koormatud laagril.

F = (XVFr+YFa)KdKT, ( 21)

kus X - radiaal koormuse osatähtsus, 0,56

V - pöörlemistegur, 1

rF - lindi haarade tõmmete summa, 12751 N

dK - dünaamikategur, 1,3 (mitte alati täiskoormusega ühes vahetuses töötavad masinad,

statsionaarsed elektrimootorid, reduktorid)

TK - temperatuuritegur, 1

F = (XVFr+YFa)KdKT=(0,56x1x12751)x1,3x1=9282,78

Kerge seeria laager 207 (6007) tööiga:

92,421)8,9282

30000(100060

1075,01 36

10 =⋅

⋅⋅=hL <Lh

Keskmise seeria laager 307 (6207):

10648,9282

40000100060

108,01)(6010

363

6

23110 =⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛∗

== xFC

naaL h <Lh

Raske seeria laager 407 (6307):

52288,9282

68000100060

108,01)(6010

363

6

23110 =⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛∗

== xFC

naaL h <Lh

Koonusrull-laager keskmisest laiast seeriast 30207

hxFC

naaL h 6753

8,928274000

100060108,01)(

6010

363

6

23110 =⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛∗

==

Koonusrull-laager seeriast 30307

hxFC

naaL h 25953

8,9282116000

100060108,01)(

6010

363

6

23110 =⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛∗

==

Lähedane laager tootjalt SKF : 32307 J2/Q [30]. MitCalc programm [32] andis tööeaks 13500 h.

27

1.7. Tugevusarvutused

Alusraami risttalade arvutus Alusraam töös koosneb kahest raamisektsioonist, mis võimaldab paigaldada saagimisele 5 m

pikkuse palgi. Ühe raamisektsiooni kahele toele (Joonis 7) saame paigaldada palgi pikkusega

2541=l mm. Pikemad palgid ühel sektsioonil võivad raskusega alla vajuda. Sektsiooni

ohtlikumaks kohaks on jaotatud koormus BF .

l1333

l21104

l31104

l2541

FA FB

Joonis 7. Tugede skeem Raam on projekteeritud palgi maksimaal läbimõõdule 76 cm. Alusraamile asetatakse vastava

läbimõõduga Eestis leiduv tihedaim puuliik, milleks on Harilik tamm (Joonis 8). Tamme tihedus δ

programmi Solid Edge St4 andmeil 631 3/ mkg , mis on absoluutselt kuiv puit. Niiskusesisaldusest

tulenevaid erinevusi ei ole arvestatud, kuna raamiga saetakse valdavalt kergemaid okaspuuliike.

Silindriline tamm mõõduga 760 x 2541 mm mass m = 727 kg.

28

Leiame ühele pikkusühikule jaotunud koormuse q [N/mm] [10]

,lGq =

(22)

kus G - raskusjõud, N

727010727 =⋅=⋅= gmG

l - palgi pikkus, 2541 mm

mNmmNlGq /2860/86,2

25417270

====

Leiame tugedevahelised jõud 3,2,1F [N] (vt. Joonis 8)

,lqF ⋅= (23)

kus l - jõu õla pikkused, mm

95333386,211 =⋅=⋅= lqF

NlqF 3157110486,222 =⋅=⋅=

NlqF 3157110486,233 =⋅=⋅=

Lahendame momendivõrrandi tingimusel 0=∑ AM

0)( 22321 =⋅−+⋅+⋅+⋅− lFllFlFlF BBBA

Võrrandist saame tuletada toereaktsiooni komponentjõu 1BF ohustatumal toel B

2

23211

)(l

llFlFlFF BBA

B+⋅+⋅+⋅−

=

NFB 64581104

)5521104(315755231575,1669531 =

+⋅+⋅+⋅=

Risttala 50 x 50 x 5 x 865 mm mass 5,74 kg = 57,4 N

Toereaktsioon 4,65154,5764581 =+=+= BB FmF N

A B

F1 F2 F3

La Lb Lb

FB

Joonis 8. Jõudude vektorite suunad

29

Koostame jõudude epüüri (Joonis 9)

l

FBFB/2 FB/2

Joonis 9. Jõudude epüür

Suurima diameetriga palk toetub tala pikkusega l keskele, kuhu rakendub jõud BF Leiame paindemomendi M [Nmm],

mmNmNlFM B ⋅=⋅=⋅=⋅= 140900014092/865,02/6515)2/(2/ (24)

Risttala on konstrueeritud nelikant torust S355, mis on valitud suurima seinapaksusega antud

laiusega standardprofiilide valikust.

Leiame toru profiili (Joonis 10) vastupanumomendi W [ 3mm ] [10]

7,101666

406

5066

3331

3

=−=−=aaW 3mm (25)

a1

a

Joonis 10. Toru ristlõige

30

Leiame risttalas esineva maksimaalse paindepinge σ [ 2/ mmN ] [10]

6,1387,10166

1409000===

WMσ 2/ mmN (26)

Leiame varu S

,δσ

=S (27)

kus σ - voolavuspiir nelikant torudel, 355

56,26,138

355==S

Järeldus:

Ühele raamielemendile võime asetada kuni 2,56 korda raskema palgi kaaluga 1,9 tonni. Seda

ületades materjal plastselt deformeerub ja terastala jäädavalt kõverdub. Piisavalt suur varutegur

tagab tala jäikuse. Talal ei ole lubatud esineda painet, kuna see mõjutaks seadistatud lõikepaksuse

täpsust, mistõttu on tegelik lubatud kaal mõnevõrra väiksem. Varu ei ole piisav suurte palkide

kukutamiseks tõstukihaaratsitelt. Palk tuleb veeretada või tõsta peale ilma löögijõuta.

Alustalade kinnituspoltide arvutus lõikele Alumise risttala otsadesse on keevitatud otsaplaadid, läbi millede ühendatakse tala kummastki

otsast kahe paralleelse M10 poldiga nurkrauast siinide külge (Joonis 11).

FCFC/2 FC/2

Joonis 11. Poltidele mõjuvad jõud

31

Leiame alustoel B polte koormava jõu CF [N]

,1mFF BC +=

kus BF - ülemise tala toereaktsioon, 6515 N

1m - alumise tala koostu massiga 7,4 kg raskusjõud, 74 N

6589746515 =+=CF Leiame kahele paralleelsele poldile jaotunud koormuse lτ [ 2/ mmN ] [10]

[ ],2)2/(4

20

lB

l dF

τπ

τ ≤⋅⋅

⋅= (28)

kus 0d - poldi M10 keerme siseläbimõõt, mm

pdd ⋅−= 94,00 , (29)

kus d - poldi M10 välisläbimõõt, 10 mm

p - keerme samm, 1,5

59,85,194,01094,00 =⋅−=⋅−= pdd

[ ]lτ - poldi lubatud voolavuspiir, MPa

[ ] ( ) ,3,0...2,0 Tl στ ⋅= (30)

kus σ - poldi M10 tugevusklassiga 8,8 voolavuspiir, 2/640640 mmNMPaT ==σ

[ ] ( ) MPaTl 16064025,03,0...2,0 =⋅=⋅= στ

[ ]ll τπ

τ ≤==⋅⋅

⋅= 4,28

4,46313178

259,8)2/6589(4

2

Leiame varu

[ ]6,5

4,28160

===l

lSττ

Järeldus:

Poldid M10x1,5 tugevusklassiga 8,8 on hea tugevusvaruga ning ületavad risttala koormustaluvust.

32

Palgi külgtoe arvutus paindele Teeme kindlaks kas palgi fikseerimisel vastu külgtuge, peab külgtugi painutavale jõule vastu, mis

on avaldatud kinnitusvedru mõjul (Joonis 12).

lFTõmme

M

Joonis 12. Vedru tõmbejõud avaldatud külgtoele

Leiame paindemomendi M [ mN ⋅ ][10]

,lFM ⋅= (31) kus TõmmeF - vedru tõmbejõud, 50kg = 500 N l - külgtoe pikkus pesa äärest, mm255

mNmmNlFM ⋅=⋅=⋅=⋅= 5,127127500255500 Külgtugi on konstrueeritud nelikant torust S355, mis on valitud suurima seinapaksusega antud

laiusega standardprofiilide valikust.

Leiame toru profiili (vt. Joonis) sektsiooni mooduli W [ 2mm ] [10]

3,52056

326

4066

3331

3

=−=−=aaW 3mm

Leiame risttalas esineva pinge σ [ 2/ mmN ] [10]

5,243,5205

127500===

WMσ 2/ mmN

Leiame varu S

,δσ

=S

kus σ - voolavuspiir nelikant torudel, 355

33

155,24

355≈=S

Järeldus:

Võime suruda vastu külgtuge kuni 15 korda suurema jõuga, mida ületades materjal plastselt

deformeerub ja tugi paindub. Suur varutegur võimaldab raamile teostada hilisemaid

modifikatsioone ja paigaldada hüdraulilise kinnitussüsteemi, milles võidakse kasutada suuremaid

surumisjõude. Varu piisav palgi peale veeretamisel esineva löökoormuse vastu. Seetõttu jätame toru

seinapaksuse samaks ja ei vali õhemat vähema metallisisaldusega toru.

Operaatori istme arvutus Operaatori kaasaliikumine ettenihkel on vajalik lõikeprotsessi jälgimiseks. Kui saagida pikki kuni 5

m palke, ei saa operaator statsionaarse juhtpuldi korral näha palgis asuvaid suuri oksi, mis võivad

mõjutada õhukese lindi sirget lõiget. Vahetult saab operaator reguleerida ettenihkekiirust tagades

sellega parema ja tasase lõiketulemuse. Kontrollime kas konstrueeritud iste ja sellele avaldatav

lisaraskus operaatori kaaluga avaldab kallutavat mõju saeraami vankrile (Joonis 13). Lühendamaks

arvutuskäiku, saame öelda ligilähedaselt, et vankri raamistik komponentidega (ilma mootori ja

inimeseta) langeb võrdselt kahele püsttalale/rööpale. Leiame kallutava jõu suuruse Fe [10] .

,11

ee d

dFF = (32)

kus F1 - mootori raskuse poolt avaldatud jõud 72 x 9,8 = 705,6N

De, D1 - kaugused jõu rakenduspunktist tugipunktini: De = 197 mm ja D1 = 688 mm

NddFFe

e 2464197,0

688,06,70511 =⋅

==

Inimese poolt avaldatav jõud 100 x 9,8 = 980 N

N2464980 <

Lisaks tuleb ületada pool vankri raskusest ilma mootorita 275 / 2 = 137,5 x 9,8 = 1347,5N.

8,39803811

≈=S

Järeldus: on tarvis 3,8 x suuremat kaalu kui operaatori kaal et põhjustada vankri küljele kaldumist.

34

De D1

F1Fe

Joonis 13. Vankrile mõjuvad jõud.

1.8. Tõmbevedru valik Palgi või plangu fikseerimine toimub teravikuga läbi vedru tõmbejõu, mis hoiab ära palgi

nihkumise saagimisel, mil õhukene saelint võib saetees kinni kiiluda ja murduda. Operaatorile on

jõukohane rakendada jõudu vedru tõmbamiseks 50 kg = 500 N, mis on võetud arvutuse aluseks.

Vedru jõud suureneb, mida pikemaks seda tõmmatakse elastsuspiiri ulatuses. Vedru pikema eluea

huvides on soovitav mitte venitada vedru üle 80% maksimaalsest lubatust pikkusest. Mida lühem

on vedru venitus seda pikem eluiga. Palgi fikseerimiseks ei ole vaja suurt jõudu. Palki hoiab paigal

palgi või plangu enda kaal ning küljelt surutakse vastu külgtuge vedru tõmbejõu abil. Vedru eluiga

mõjutab tugevasti korrosioon mida esineb saeraami kasutamisel välistingimustes. Valime vedru

materjaliks roostevabast terase standardiga EN 10270-3-1.4310, SS1774-04. Vedru otsadeks täis

silmus. Ohutustegur mitte operaatorit ohustavas olukorras 1,3. Vedru arvutus tehti programmis

35

MitCalc 1,5 [32], mille erinevate kombinatsioonide tulemustele valiti omakorda lähedane vedru

kataloogist ”Lesjöfors Extension Springs SF-DR, SF-DFR” [12].

Tõmbevedru markeering: DIN EN 10270-3 – 5 x 36 x 172 [1],

kus EN 10270-3 - roostevaba teras

d - vedru traadi diam, 5 mm

D - välis diameeter, 36 mm

L0 - algpikkus, 172 mm

L8 - max. pikkus, 252 mm

F0 - algjõud, 100 N

F1 - max. jõud, 751 N

C - määraja, 7,95

n - keerdude arv, 25

Leiame vedru tõmbejõu vedru käigu lõppasendis F [N] [12]:

F = L x c + F0 = (252 – 172) x7,95 + 100 = 736 N (33)

Vedru kinnituskonksuga korral (Joonis 14) tuleb maha arvestada 10-15% tugevusvaru, kuna konksu

osa on nõrgem kui vedru spiraali osa [12]. Saame vedru maksimaalse jõu 675 N.

Joonis 14. Tõmbevedru [12]

36

1.9. Hüdrauliline pingutusmehhanism Süsteem koosneb käsipumbast (Joonis 16), millega tekitatakse vajalik rõhk läbi vooliku

hüdrosilindris (Joonis 15), mille kolb omakorda surub saeraami kelku millele on kinnitatud üks

lindiratas. Kolvi liikumise eesmärk on pingutada saelinti. Saelinditera pingutus on ettenähtud

suurusjärgus 1035 bar = 103,5 2/ mmN [14]. Rõhumõõdik näitab õli poolt tekitatud survet

hüdrosilindri kolvile. Süsteem on võimalik projekteerida ja valmistada allhanke korras või

komplekteerida tulemustele lähedases standard hüdro elementidest. Need lahendused ei ole aga

soodsad. Käesolevas töös on leitud et soodsaim moodus oleks kasutada tööriista komplekti, mida

kasutatakse auto kerede sirgestamiseks. Komplektid on saadaval alates 2T. Eestis al. 4T.

Leiame lindirattale avaldatud jõu F [N]. Lint tõmbab ratast alt ja ülevalt mistõttu on arvesse võetud

kaks lindi ristlõiget.

,ApF ⋅= (34)

kus p - lindi pingutus, 103, 5 2/ mmN

A - saelindi ristlõike pindala, 2mm

,baA ⋅=

kus a - saelindi (32 x 1,1) laius hambavahest tagumise ääreni, 28 mm

b - lindi paksus, 1,1 mm 28.301,128 mmbaA =⋅=⋅=

NAPF 6,637528,305,103 =⋅⋅=⋅=

Leiame hüdrosilindri kolvile avaldatava vajaliku rõhu 2p [ 2/ mmN ]:

,2 AFp = (35)

kus A - 4T komplekti hüdrosilindri kolvi pindala, A = 638,71 2mm

2rA π= (36)

kus r - kolvi raadius; 14,25 mm 2/ mmN [16] 222 71,63825,1414,3 mmrA =∗== π

98,971,6386,6375

2 ===AFp 2/ mmN = 99,8 bar

37

Seade on sobilik, kuna maksimum töörõhk komplekti süsteemis on 613 bar [16]. Pumbates õli

silindrisse rõhu alla 100 bar, tagame sellega et lint on pingutatud ettenähtud 1035 bar ulatuses.

Näitu jälgitakse töö käigus skaalalt. Kui skaalal rõhk väheneb, siis lint on kuumenenult veninud

ning tuleks korrigeerida näitu ettenähtud tasemele.

Joonis 15. Hüdrosilindri elemendid [16].

38

Joonis 16. Hüdraulilise käsipumba elemendid [16].

39

1.10. Saepea tõstemehhanism Koosneb kruvimehhanismist: trapetskeermega käigukruvid koos mutriplokkidega kinnitatult

raamile, mis kannavad jõu pöörleva liikumise vändast paigaldatud otse võllile või

reduktormootorist läbi kettülekande keermelattidele saepea vertikaalseks üles alla tõstmiseks.

Kruvipaar on sünkroonseks liikumiseks seotud omavahel kettülekandega (vt. Joonis 1). Kaks

paralleelset kruvi võimaldavad suuremat stabiilsust. Valitud käigukruvid on keermenurgaga o30=α ja odavam lahendus kui pall või ruutkeermed ning suurema kandevõimega. Suurema

hõõrdejõu tõttu on väiksema kasuteguriga, kuid sobivad hästi raskuste üles alla liigutamiseks.

Valitud pronksist trapets mutriplokid on suurima kandevõimega, kuid see-eest vajavad määrimist.

Kuna tegu on tolmuse keskkonnaga, kus tekib palju saepuru, kasutame lattidel määrde asemel õli.

Töös on projekteeritud tõstemehhanismi ajamiks optimaalse hinnaga kompaktne

tigureduktormootor, kuid kiiremaks tööks võib samade näitajate põhjal paigaldada kallima

valikulahendusena samm-mootori digitaalse mõõdunäidikuga võimaldades kiirendada lõikepaksuse

seadmist. Keermevardaid on valida erineva sammu ja keermekäiguga. Valikul on arvestatud

väntamisel vajatavat pööretearvu vastava lineaarliikumise nihke suuruse tekitamiseks. Samuti mida

väiksem samm või keermekäikude arv, seda vähem jõudu on vaja tarvitada, kuid rohkem pöördeid.

Ühekäigulise normaalsammuga Tr24x5 kruvi sissepööramisel ühele täispöördele vastav nihe on

võrdne keerme sammuga: 5== PPh mm. Leiame et on optimaalne sooritada vändaga 5 pööret

lõikekõrguse seadmiseks tollise laua paksusele. Tõstemehhanismi on ettenähtud käitada

käsivändaga vajadusel täpsemaks mõõdu sättimiseks ning reduktormootoriga, mil on vajadus

kiiremale käigule. Mootorajamiga tõstemehhanismi optimaalne liikumiskiirus oleks suurusjärgus 3

s / 25 mm⇒ 1 min / 500 mm. Selle ajaga jõuab jälgida näitu mõõduskaalalt ja piisava täpsusega

seada erinevaid saematerjali paksuseid. Tuletame nihke suuruse hP [ ]mm ühes sekundis:

mmmmPh 33,8sec3

25==

40

Leiame pöörete arvu mootorn sekundis:

min/100sec/67,15/33,8/ ppPPn hmootor ====

Leiame saepea tõstmiseks trapetskeermalatile standardiga DIN103 rakendatava vajaliku

väändemomendi RT [ mN ⋅ ] [33].

,2 ⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

+∗=

fldfdldm

Tm

mmR π

π (37)

kus m - saepea mass, 230kg = 2256,3N

md - trapetskeerme keskjoone diameeter, 21,5mm

l - keerme tõus, 5

f - hõõrdetegur, 0,1

)(356,4)(435651,05,2114,35,211,014,35

25,213,2256

2NmmmN

fldfdldF

Tm

mmR =⋅=⎟

⎠

⎞⎜⎝

⎛∗−∗

∗∗+∗=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

+∗=

ππ

Vajalik väändemoment saepea langetamiseks:

NmmmNfldlfddF

Tm

mmR 624,0)(624

51,05,2114,355,211,014,3

25,213,2256

2=⋅=⎟

⎠

⎞⎜⎝

⎛∗+∗−∗∗∗

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+−∗

=ππ

(38)

Saepea massiga 230 kg üles liigutamiseks on vaja rakendada trapetskeermelattidele u. 6 x suuremat

jõumomenti kui alla langetamiseks. Langetamiseks vajalik jõumoment on positiivse väärtusega,

mistõttu juhtkruvi on iselukustuv ja ei ole vajalik paigaldada pidurimehhanismi. Andmeid kinnitab

vastav kalkulaator (Tabel 8).

41

Tabel 8 Exceli kalkulaatori tulemus [33]

Leiame jõukruvide toestamiseks nõutud kandepinna erfA [ 2mm ] [22]:

,zul

axerf P

FA = (39)

kus axF - summaarne telgjõud (N) = 230kg = 2256N zulP - maksimaalne lubatud pindsurve. Liikuv ülekannetel 5 2/ mmN

22,4515

2256 mmPF

Azul

axerf ===

Valime pronksmutri, mis sobib aeglasele kuni mõõduka kiirusega ülekandele käitamistsüklitega alla

20% masina tööajast. Vastavale laagri kandepinnale algab keerme valik mõõduga Tr16x4. Valime

jämedama Tr 24x5, millele vastab mutter välismõõtmetega 48 x 50 mm ja kandepinnaga 1130 2mm . Saavutame piisava varuteguri jõukruvi läbipaindele ning saame sobiva keermesammu.

42

Järgnevalt teostame kontrollarvutused kus leiame:

Maksimaalne lineaarne käigukiirus GzulV (m/min) [22]

,zul

Gzul PtegurpvV −

= (40)

kus pvtegur - pronksmutter, 300 min// 2 mmmN ⋅

zulP - maksimaalne lubatud pindsurve, 5 2/ mmN

min/605

300 mP

tegurpvVzul

Gzul ==−

=

Lubatud maksimaalne pöörlemiskiirus zuln [p/min] [22]

,1000π⋅⋅

=D

Vn Gzul

zul (41)

kus P - keerme samm, 5

D - külgprofiil keermel

5,212524

2=−=−=

PdD (42)

kus d - keermevarda välisdiameeter

75,88814,35,21

1000601000=

⋅⋅

=⋅⋅

=πD

Vn Gzul

zul

Lubatud ettenihke kiirus zuls [m/min][22]

444,41000

58,8881000

=⋅

=⋅

=Pn

s zulzul (43)

43

Lubatud maksimaalse telgjõu zulF [kN] lateraalse läbipainde vältimiseks [22]:

,8,0 kkzul fFF ∗∗= (44)

kus kF - teoreetiline kriitiline painutusjõud, 15 (kN)

L - suurim mittetoestatud pikkus ülemise laagri keskteljest mutri keskteljeni saepea

alumises lõikeasendis, 840 mm

kf - korrigeeriv tegur, mis võtab arvesse laagrite toe asendit kruvile, 1

kNfFF kkzul 121158,08,0 =∗∗=∗∗=

Jõud ei tohiks ületada 80% maksimaalsest lubatud telgjõust:

12 x 0,8 = 9,6 kN

Korrektselt paigaldatud käigukruvi korral peaks resulteerivad radiaaljõud tasakaalustuma välistes

juhikutes: mutriplokk ja pukklaagrid.

Järeldus: valitud jõukruvi DIN103 Tr24x5 on sobiv saeraamil rakendatavale pöörlemissagedusele,

telgjõule ning paindejõule. Paremkäeline keere materjaliga keevitatav teras C15.

Trapetsmutter: punapronks G-CuSn 7Zn Pb [22].

Leiame nõutud ajami pöördemomendi aM [Nm] tegurite: telgjõu, kruvijoone- ja kruviajami ning

laagrite kasuteguri põhjal [22]

,2000 rot

A

axa M

PFM +

⋅⋅⋅

=ηπ

(45)

kus axF - summaarne telgjõud, 2256 N

P - keerme samm, 5 mm

Aη - ajami üldkasutegur

44

,laagerTGTA ηηη ⋅=

kus TGTη - teoreetiline kasutegur pöörleva liikumise muutmiseks lineaarliikumiseks,

hõõrdeteguri 1,0=µ korral 41,0=TGTη

3895,095,041,0 =⋅=⋅= laagerTGTA ηηη

rotM - radiaalkiirenduse moment

,107,7 134 −⋅⋅⋅= LdM rot (46)

kus d - nominaalne keerme läbimõõt, 24 mm

L - kruvi pikkus, 1230 mm

00031,0101230247,7107,7 134134 =⋅⋅⋅=⋅⋅⋅= −−LdM rot

mNMPF

M rotA

axa ⋅=+

⋅⋅⋅

=+⋅⋅

⋅= 61,400031,0

3895,0200052256

2000 πηπ

Antud tulemus on lähedane kalkulaatoris (vt. Tabel) leitud väärtustele.

Leiame nõutud ajami võimsuse aP [kW] [22] vastavalt pööretearvu valikule:

,9550

nMP a

a⋅

= (47)

kus aM - pöördemoment

n - kruviajami pööretearvu vahemik 75 - 300 p / min

kWnM

P aa 035,0

95507561,4

9550=

⋅=

⋅=

kWnM

P aa 048,0

955010061,4

9550=

⋅=

⋅=

45

kWnM

P aa 072,0

955015061,4

9550=

⋅=

⋅=

kWnM

P aa 1448,0

955030061,4

9550=

⋅=

⋅=

Jõukruvide konstruktsioonis otsade töötlus tehakse sobivalt vastavale laagrile. Jõukruvi alumine ots

töödeldakse ainult laagrile, ülemine ots laagrile ja kettülekande hammasrattale sobivaks liistliitega.

Vänt kinnitatakse ühele jõukruvile lõhistihvtiga, kus 14 mm diameetriga võllile ja hammasrattale

teeme ava täpsusega H12 vedrutihvti ISO 8753 – 5 x 40 - St paigaldamiseks.

Tr24 jõukruvi mõõdule soovitab tootja juhend 15 mm sisediameetriga laagrit [22]. Kui kasutada 20

mm avaga laagrit, siis ei saaks jõukruvi otsa istusid treida ühtlaseks keermesügavuse tõttu.

Ketiratast ISO 08B1-24 pakub Sati kataloog 14 mm avaga, millest näeme et saame paigaldada

soovitatud laagri [18]. Puuduvad suured kiirused ning jõukruvi asub vertikaalselt, mistõttu valime

lihtsama radiaallaagritüübi 6002RS.

Jõukruvi võllile läbimõõdu vahemikust 12 – 17 mm valitakse prismaliist DIN 6885 – B – 5 x 5 x 15

[1]. Pikkuse valisime standardreast ja juhendi soovitusele [22]. Reduktori võlli liistühendus

hammasrattaga prismaliist DIN 6885 – A – 5 x 5 x 20.

Järgnevalt valime ajamile sobiva reduktormootori

Leiame ajami nõutava võimsuse vP [ 2mm ] [3]

,ωTPv = (48)

kus T - pöördemoment väljundvõllil, 4,356 mN ⋅

ω - nurkkiirus, srad /57,19

,60/2 nπω = (49)

kus n - jõukruvi väljundvõlli pöörlemissagedus, 187 p/min

46

sradn /57,1960/18714,3260/2 =∗∗== πω

WTPv 32,8557,1936,4 =∗== ω

Leiame reduktori mootori vajaliku võimsuse emP [ kW ][3]

,/ üldvem PP η= (50)

kus üldη - summaarne kasutegur, 0,855

..,21ηηη =üld

kus 1η - reduktori õlivannis hammasülekande kasutegur, 0,96

2η - lahtise kettülekande kasutegur, 0,90

3η - laagrite paari kasutegur (trapetskruvide toestamisel): 0,99

855,099,090,096,0..21 =∗∗== ηηηüld

kWWPP üldvem 1,075,98864,032,85/ ≈=== η

Leiame mootori pöörlemissageduse emη [ min/p ]:

,1invem =η (51)

kus 1i - ülekandesuhe reduktorilt kruvile (kettülekande puhul soovit. 1,5...4). Valime 1,5

vn - reduktori väljundvõlli pöörlemissagedus

1505,11001 =⋅== invemη

Ühetaolisel koormusel 3,0≤af , 8 h päevas, tsükliga 24 käivitust tunnis saame režiimiteguri 1,5

[20].

47

Valime kataloogist tigureduktormootori mille võimsus ja režiimitegur on võrdne või suurem ning

pöörlemiskiirus ligilähedane (Tabel 9).

Tabel 9

Transtecno reduktormootor [20]

Tüüp: CM

Tähis Iseloomustus

063/040 Suurus

i Ülekande arv: 7,5

Võll Ø14mmH8

Nurk 90 kraadi

Pinge 380V

n1 Mootori kiirus: 1400 p/min

n2 Väljuva võlli kiirus: 187 p/min

P1 Sisendvõimsus: 180W

M2 Väljuva võlli moment: 8 Nm

Sf Talitustegur: 2,6

R2 Väljundvõlli lubatud radiaalkoormus: 674 N

Ülekande ajamiketiks sai arvutatud üherealine rullpukskett standardiga ISO 08 B1 – 12,7 x 8,51.

Aeglustava kettülekande puhul töömasina (jõukruvi) võllil läbi madalavõimsusega reduktormootori

suureneb pöördemoment jõukruvidel. Hammasrattaid valmistatakse tootja poolt koos vajaliku

liistusoonega ka paljudes erinevates mõõtudes, mis ei ole standardsed. Ülekande hammasrataste ist

võllidele on valitud lõtkuga, mis sobib aeglasele kiirusele ja madalale koormusele. Hammasrataste

tüüp rummuga ühelt poolt, mis võimaldab suuremat kontaktpinda võlliga kui plaatratas.

Kinnitusviisiks liistühendus. Hambad on karastatud astmeni HRC 45, mis võimaldab kuni kolm

korda pikemat tööiga. Keti pingutamiseks, kulumisest tuleneva lõtku kompenseerimiseks ja

suunamiseks kasutame vabajooksu ketiratast laagriga, kuna ülekande keti pikkus on suur ning kett

on vaja suunata mootori vedavale rattale. Vabajooksu ketirattale on keti pingutamiseks ettenähtud

küljelt suunamiskruvi. Vabajooksu ratas tuleks paigutada väljapoole ülekannet. Vedavaid võlle saab

omakorda liigutada nende fikseerimisel laagritega külgplaatide külge ja seibidega. Kasutusel on nii

käsivänt kui ka elekriline ajam.

48

Leiame ülekandearvu reduktorilt jõukruvile:

87,1100187

2

1 ===nni

Valime väiksema ketiratta (reduktori) hammastearvu 1z , pidades silmas soovitust valida

paarituarvuline väärtus, kuna paarisarvulise korral suureneb keti vibratsioonioht. Kuna soovime

paigaldada reduktormootorit konstruktsiooniliselt lähedale kruvi veetavale hammasrattale, siis

ülekande gabariidi huvides valime lubatud väiksema väärtuse 1z = 13. Et vältida teravaid lööke keti

pealejooksul ketirattale, tuleb keti samm t valida võimalikult väike.

Leiame keti sammu t [3]:

[ ] ,6003

11 mpnzkN

t e⋅= (52)

kus N - ülekantav võimsus, 0,18 kW

[ ]p - lubatav erisurve keti šarniirides, 30 ( min/2001 pn ≤ )

m - keti ridade arv, 1

k - ekspluatatsioonitegur

,654321 kkkkkkke =

kus 1k - rahulik koormuse iseloom, 1

2k - telgede vahe korral A = (30...50)t korral, 0,1

3k - ülekande asetus, kalle kuni o60 korral, 1

4k - keti pinguse reguleerimise viis: pingutusrull; 1,1

5k - määrimise viis: perioodilisel määrimisel; 5,1

6k - ülekande töö: üks vahetus; 1

49

65,115,11,1111654321 =⋅⋅⋅⋅⋅== kkkkkkke

[ ] 58,913018713

65,118,0600600 33

11

=⋅⋅⋅

⋅=

⋅=

mpnzkN

t e

Sammu t lähim standardväärtus tabeli [3] andmetel on 12,7.

Määrame veetava ketiratta hammaste arvu:

2431,241387,112 ≈=⋅=⋅= ziz

Jõukruvide hammasrataste omavaheline asenditolerants telgjoonte distantsi 1036 mm korral +- 1

mm. Tabelis 10 on toodud keti arvutuse andmed.

Tabel 10

Rullpukskett ISO 08 B1 arvutused: Arvutatav suurus Arvutustule-mused

t = 12,7mm Märkused

Q kgf (purustav jõud) 1800

q kg/m (mass 1m) 0,69 d mm (võlliku Ø) 4,45 B mm (keti laius) 8,9

F = Bd mm2 40 Opt. telgede vahe A = (30..50)t mm 381..635

Konstruktsioonis telgede vahe ≈ 200 Reduktorilt - jõukruvile

Sammudes tAAt = 30..50

15,75

Peaderingjoon mm

( ) )13/180sin(7,12

/180sin 11 oo

==z

pDe

53,1

( ) )24/180sin(7,12

/180sin 11 oo

==z

pDe 97,7

Min. telgede vahe mm

=++

=++

=

)50...30(2

7,971,53

)50...30(2

21min

ee DDa

105..125

Max. telgede vahe mm 7,128080max ⋅== ta

1016

50

Keti lülide arv tL

≈⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

++

+⋅

=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

++

+=

75,152

1324

2241375,152

22

2

2

212

21

π

π

ttt A

zzzz

AL

50

Ümardatud lähima täisarvuni

Reduktori pöörlemissagedus 1n p/min 187 Kruvi pöörlemissagedus 2n p/min 101

[ ]max1n tabelist p/min 2300 Tingimus [ ]max11 nn ≤ täidet. Keti löökide arv sekundis

=⋅⋅

==5015

1871315

11

tLnzU

3,24

60≤U

Keti kiirus m/s

600001877,1213

6000011 ⋅⋅==

tnzv

0,515

Ringjõud N

515,01018,010 33 ⋅

==v

pF

350

Keskm. erisurve liigendites 2/ mmN

4065,1350 ⋅

==F

Pkp e

14,44

Lubatav erisurve [ ]p 2/ mmN 30,9 [ ]pp ≤ Tsentrifugaaljõudude koormus N

22 515,069,0 ⋅== qvFts

0,183

Keti läbirippest tingitud koormus N 2,081,969,06 ⋅⋅⋅== qgAkF ff

8,12

Horisontaalülekandel 6=fk

Keti varutegur

12,8183,035081,91800++

⋅=

++=

fts PPPQgS

49,28

Tingimus täidetud

[ ]sS ≥ ; [ ] 8,7=s

Võllile mõjuv jõud N 12,823502 ⋅+=+= fR PPF

366,24

Täpsustame jõukruvide pöörlemissagedust.

min/3,1017,1224

60000515,060000

22 p

tzvn =

⋅⋅

=⋅

⋅=

51

Järeldus: tõstemehhanismi ülekande kett ISO 08B1-12,7 x 8,51 sammuga t = 12,7 mm on arvutuse

alusel osutunud sobivaks. Keti pingutusulatus: paine peaks olema 4% keti ühe haru pikkusest.

Käsivänt õlapikkusega 160 mm on valitud operatiivlementide kataloogist standardiga DIN 469-160-

B14 [28]. Vändal on pöörlev käepide.

Leiame operaatori poolt käsivändale rakendatava vajaliku jõu F [N] saepea tõstmiseks

,aTF = (53)

kus T - vajalik väändemoment saepea tõstmiseks, 4356 mmN ⋅

a - vända e. jõu õla pikkus, 160 mm

225,271604356

===aTF

Järeldus: antud pikkusega vända korral on saepea tõstmiseks kulutatav jõud jõukohane operaatorile

pikema-ajaliseks tööks.

1.11. Ettenihkemehhanism Koosneb ketist piki alusraami, mida mööda elektrilise mootorreduktori külge ühendatud

hammasratas veab läbi kahe pingutusrullratta vankrit. Pingutusketirataste hammaste arv ei mõjuta

ülekannet, küll aga suurema ratta tööiga on pikem, kuna laager pöörleb vähem. Mootor on

reverseeritav ja reguleeritava kiirusega sagedusmuunduri abil, mis võimaldab reguleerida

lõiketingimustele kohast vankri liikumiskiirust. Sagedusmuundur valiti Schneider Electric Altivar

28 madalale mootori võimsusele 180W [29]. Mootor mille sagedust saab muundada peab olema

kolmefaasiline. Lõikejõud jaguneb [14]:

• lõikejõuks, mis on vajalik puidu kiudude lahti rebimiseks

• ettenihke jõuks, tera lükkamiseks puitu

• survejõuks, mis ületab tera hamba kumerust ja puidu elastsust. Hamba nürinedes, kasvab

survejõud.

Ettenihke ja survejõud on väikesed võrreldes lõikejõuga. Ettenihke jõud sõltub lindi hamba

lõikenurgast. Suurema lõikenurga korral asub lint ennast ise puitu sisse tõmbama vähendades nõnda

52

vajaduse avaldada survet terale. Lindi lõikenurga valik võimaldab tasakaalustada lükkamiseks vaja

minevat jõudu. Seetõttu võtame ettenihke jõu nulliks ja leiame vankri liigutamiseks rakendatava jõu

suuruse. Vähendamaks lükatavat jõudu on vankrirattad jäigast materjalist – terasest või malmist,

mis on madalaima hõõrdeteguriga. Mida suurem on ratta läbimõõt, seda väiksem takistus.

Konstruktsiooniliselt suurim sobiv vankriratta läbimõõt 60 mm. Rattad jooksevad laagritel, mis on

paigaldatud pingistuga. Laagri hõõrdetegur on marginaalne. Veeremisel on kontaktpind

vankrirattaga väga väike, kuna nurkrauast rööpa serv on kumer. Rattad on kahepoolse äärikuga

suunamaks vankrit piki rööpaid. Vältimaks vankri mahajooksu rööbastelt rataste ette juhtuva

suurema takistuse (saagimisjäätmed, oksad jt) tõttu, on ohutuse seisukohalt talale paigaldatud

külgplaadid.

Leiame veeremise hõõrdejõu ületamiseks tarviliku jõu F [N] ühele rattale:

,r

FfF ⋅= (54)

kus f - terasratta hõõrdetegur terasest rööpal, mmf 5.0=

r - vankriratta raadius, mmr 35=

F - Ühele rattale mõjuv raskusjõud

gmF ∗= 4/

m - saeraami vankri kaal koos saepea ja operaatoriga (100 kg), m = 500 kg

g - raskuskiirendus, g = 9,8

NgmF 12258,94/5004/ =⋅=∗=

Nr

FfF 5,173512255,0

=⋅

=⋅

=

Jõud nelja rattaga vankri liigutamiseks:

NFrattad 705,174 =⋅= Vankri liikuma alustamiseks vajalik jõud on 2,5 korda suurem püsijõust:

NFvan 175705,2ker =⋅= Kuna tera nürinedes ei haaku saelint enam kergelt materjaliga, tuleb ületada kasvav survejõud.

Saagimisjäätmete (saepuru, pinnud) kuhjumine rööbastele suurendab takistust. Erinevate tegurite

tõttu võib minna tarvis suuremat jõudu, mistõttu võtame kolmekordse varu .

NFsum 5253175 =⋅=

53

Leiame reduktormootori nõutava võimsuse tmP [kW]

FvPtm = , (55)

kus F - vankri lükkamiseks vajalik jõud, kNF 53,0=

v - ettenihke kiirus, smmv /167,0min/10 == (reg. kiirusevahemik 1 – 10 m/min )

WPtm 8910*167,0*53,0 3 ==

Elektrimootori vajalik võimsus emP [kW]

,/ üldtmem PP η=

kus üldη - summaarne kasutegur

..,21ηηη =üld

kus 1η - reduktori õlivannis hammasülekanne, 0,96

2η - lahtine kettülekanne, 0,90

3η - laagrite paari kasutegur (vabajooksu ketirattad), 0,99

855,099,090,096,0321 =∗∗== ηηηηüld

kWWPP üldvem 1,0104855,089/ ≈=== η

Reduktori võllile võtame minimaalse lubatud hammaste arvuga hammasratta 131 =z

Leiame vajaliku mootori pöörlemissageduse v [p/min], teades keti (vankri ettenihe) liikumiskiirust:

,100060100060 1

111

tzvn

tnzv ⋅⋅

=⇒⋅

= (56)

kus 1z - reduktori hammasratta hammaste arv, 13

t - keti samm, 12,7

v - vankri ettenihke kiirus, 0,167 m/s

min/7,607,1213100060167,0100060

11 p

tzvn =

⋅⋅⋅

=⋅⋅

=

Leiame ketirattal mõjuva ringjõu F [N]:

,103

vPF = (57)

kus P - ülekantav võimsus, 0,1 kW

54

Nv

PF 617167,0101,010 33

=⋅

==

Leiame pöördemomendi T [Nm]

,8,9738,973 n

NTnT

N vv ⋅

=⇒= (58)

kus n - pöörlemissagedus, 60,7 p/min

mNmkgfn

NTv ⋅=⋅=⋅

=⋅

= 18,1665,17,60

8,9731,08,973

Määrame soovitatava ülekandesuhte reduktori hammasrattalt rullhammasrattale 5,11 =i

Rullhammasrataste hammaste arv

20135,1, 132 =⋅=⋅= zizz Väikeste gabariitide huvides valime tigureduktormootori kataloogist mille võimsus on suurem kui

0,1kW, pöörlemiskiirus lähedane 61 p/ min ja väändemoment üle 16,2 Nm. Vajalikule

väändemomendile mis vastaks ligilähedasele pööretearvule saime 3-faasilise reduktormootori

võimsusega 0,18 kW: TS56 CM030 U20 [20]. Pöörete rgeuleerimiseks muundab mootori sagedust

sagedusmuundur Schneider Electric Altivar 28. Valitud rullpukskett ISO 08 B1 – 12,7 x 8,51.

55

2. MAJANDUSLIK OSA

Konstruktsiooni valmistamine standardsetest metall profiilidest toimub tootmishoones, kus on

olemas tasased platvormid kasutades lihtsamaid seadmeid (vt. Lisa 7). Metallkonstruktsioonid

keevitatakse kokku ning soetatud masina elementide sõlmed koostatakse. Tootekulud arvestame

kilogrammi põhiselt. Ettevõtte üldkuludele võtame 10% toote omahinnast, mille sees on tehase

valgustus, küte, jt. Tehtavad tööd tellitakse metallitöötlemisteenust pakkuvatelt firmadelt või FIE-lt,

kuna ettevõttes on peamiselt puidutöötlemise spetsialistid.

2.1 Materjalide maksumus

Töös on kasutatud terasprofiile materjaliga S235: EN 10204-2.2 [17]. Levinud ehitus-

konstruktsiooni või nn. laevaehitus teras. Valik Vene terase kasuks tuleneb 10- 20% soodsamast

hinnast Ruukki või Onnineni sortimendiga võrreldes. Edasimüüja Enirmo Met Oü võimaldab

profiile osta täismõõtudest (6 või 12 m) lühemana pikkusesse lõigatuna 15% juurdehindlusega.

Profiilmaterjali tavahind on hetkel koos käibemaksuga keskeltläbi 1 eur / kg. Materjalide

jagunemine kolmeks koostuks ja maksumus on toodud tabelis 11. Profiilmaterjali põhjal tabelis 12.

Ostutooted tabelis 13, kuhu on sisse arvestatud allhanke kulud, mis omakorda on eraldi väljatoodud

tabelis 14. Hinnad on saadud päringute teel edasimüüjatelt või hinnalehtede ülevaadetest [25; 27;

28].

56

Tabel 11 Materjali kulu koondspetsifikatsioon koostuti

Koost Mass, kg Profiil L (m) Kogus (kg)/hind (€) Materjal

Nurk 75x75x8 12 106,4 S235JRNurk 50x50x6 3,09 13,8 S235JRNurk 40x40x5 0,16 0,5 S235JRToru 60x60x4 0,4 2,6 S355J2Toru 50x50x5 7,58 50,4 S355J2Toru 50x50x4 0,8 4,2 S355J2

Alusraam 193,5 Toru 40x40x4 2,02 8,3 S355J2Latt 50x6 2,13 4,8 235JRLatt 40x6 0,51 0,9 235JR

Latt 30x12 0,32 0,9 235JRLatt 20x6 0,2 0,2 235JRLatt 16x6 0,2 0,1 235JRÜmar 10 0,6 0,4 235JR

Toru 60x60x4 1,88 11,9 S355J2HToru 50x50x5 6,63 44,0 S355J2HToru 40x40x4 1,19 4,9 235JRNurk 50x50x6 0,92 4,1 235JRNurk 40x40x5 0,3 0,9 235JRNurk 25x25x3 1,165 1,3 235JR

Latt 120x6 0,339 1,3 235JRLatt 80x6 0,31 1,1 235JRLatt 60x6 0,214 0,6 235JR

Vanker 84,7 Latt 50x6 0,98 7,2 235JRLatt 50x5 0,13 0,2 235JRLatt 50x3 0,208 0,2 235JRLatt 40x6 0,58 1,1 235JR

Latt 30x12 0,04 0,1 235JRLatt 30x3 0,75 0,3 235JR

Latt 15x11 0,015 0,0 235JRU tala 80x50x3 1,128 4,0 235JR

Leht 3 0,03 m2 0,1 235JRLeht 2 0,1 m2 1,4 235JR

Toru 60x60x4 1,46 9,6 S355J2HToru 50x50x5 5,246 34,5 S355J2HToru 50x50x4 0,15 0,8 S355J2HToru 40x40x4 1,035 4,3 S355J2HNurk 50x50x6 1,598 6,9 235JR

Latt 50x12 0,43 2,0 235JRSaepea 105,1 Latt 50x6 1,682 3,8 235JR

Latt 30x12 0,47 1,3 235JRLatt 25x6 0,13 1,5 235JRLatt 25x3 0,065 0,0 235JRÜmar 10 0,09 0,1 235JR

U tala 200x80x6 0,725 16,0 235JRLeht 2 1,08 m2 24,3 S235J2C

Kokku 383

57

Tabel 12

Kogused ja maksumus profiilide kaupa.

Profiil Jm Kogus (kg)/hind (€) Materjal Nurk 75x75x8 12 106,4 S235JRNurk 50x50x6 5,608 24,8 S235JRNurk 40x40x5 0,46 1,4 S235JRNurk 25x25x3 1,165 1,3 235JRToru 60x60x4 3,74 24,2 S355J2Toru 50x50x5 19,456 128,9 S355J2Toru 50x50x4 0,95 5,0 S355J2Toru 40x40x4 4,245 17,5 S355J2

Latt 120x6 0,339 1,3 235JRLatt 80x6 0,31 1,1 235JRLatt 60x6 0,214 0,6 235JR

Latt 50x12 0,43 2,0 235JRLatt 50x6 4,792 15,8 235JRLatt 50x5 0,13 0,2 235JRLatt 50x3 0,208 0,2 235JRLatt 40x6 1,09 2,0 235JR

Latt 30x12 0,83 2,3 235JRLatt 30x3 0,75 0,3 235JRLatt 25x6 0,13 1,5 235JRLatt 25x3 0,065 0,0 235JRLatt 20x6 0,2 0,2 235JRLatt 16x6 0,2 0,1 235JR

Latt 15x11 0,015 0,0 235JRÜmar 10 0,69 0,4 235JRLeht 3 0,03 m2 0,1 235JRLeht 2 1,18 25,7 235JR

U tala 200x80x6 0,725 16,0 235JRU tala 80x50x3 1,128 4,0 235JR

Kokku 383

58

Tabel 13

Ostutooted

Detail Tüüp, mm Hulk,

tk Kokku, kg Tk/m eur

Kokku eur

Kinnitustarvikud Polt M16x100 DIN 933 2 0,2 1,5 3,00 Polt M12x65 Keere 30 mm 3 0,22 0,49 1,47 Polt M12x55 4 0,26 0,32 1,28 Polt M12x35 8 0,38 0,19 1,52 Polt M10x80 8 0,48 0,46 3,68 Polt M10x75 4 0,22 0,3 1,20 Polt M10x50 3 0,12 0,22 0,66 Polt M10x30 64 1,86 0,16 10,24 Polt M10x20 16 0,36 0,19 3,04 Polt M10x16 4 0,08 0,12 0,48 Polt M10x12 5 0,09 0,2 1,00 Polt M8x60 Kumerpeaga 4 0,08 0,15 0,60 Polt M8x30 4 0,07 0,1 0,40 Polt M8x20 8 0,12 0,07 0,56 Polt M6x20 2 0,03 0,15 0,30 Polt M6x10 1 0,01 0,1 0,10 Polt M5x10 2 0,02 0,04 0,08 Mutter M16 2 0,07 0,1 0,20 Mutter M12 DIN 934-8 2 0,03 0,07 0,14 Mutter M10 43 0,47 0,05 2,15 Mutter M8 2 0,02 0,05 0,10 Seib M12x4 SFS 3738 4 0,04 0,09 0,36 Seib M12x2,5 10 0,06 0,054 0,54 Seib M10x5 Ekstsentiline 2 0,03 0,05 0,10 Seib M10x4 DIN 7349 16 0,21 0,2 3,20 Seib M10x2,5 Ø 30 mm 6 0,07 0,06 0,36 Seib M10x2,5 SFS 3738 4 0,02 0,05 0,20 Seib M10x2 117 0,47 0,034 3,98 Seib M8x2,5 2 0,01 0,025 0,05 Seib M8x1,6 5 0,02 0,025 0,13 Seib M5x1 6 0,01 0,02 0,12 Kiilankur 10x92 16 0,96 0,3 4,80 Kokku 379 7,1 46 Lõikemehhanism Mootor 4AM132S4 1 72 500 500 Rihmaratas PHP 2SPZ200TB 1 3,4 41 41 Rihmaratas PHP 2SPZ140TB 1 2,4 30 30 Lindiratas PHP 1B184SK 2 22,4 46 92 Puks PHF TB1610x38MM 1 0,22 12 12 Puks PHF TB2012x35MM 1 0,56 12 12 Puks PHF SK35MM 2 2,8 13,5 27 Kitsas kiilrihm DIN 7753 -SPZ1687 2 0,6 8 16 Tavakiilrihm ISO 4183 - B56 2 0,4 8 16 Veetav lindiratta võll Ø 35 mm 1 1,26 50 50 Vedav lindiratta võll Ø 35 mm 1 2,1 50 50 Prismaliist DIN 6885 - A - 10x8x32 1 0,02 5 5

59

Prismaliist DIN 6885 - A - 10x8x40 2 0,05 5 10 Koonusrulllaager-pukk SYNT 35 E22207 E 4 8 50 200 Lint WM 3727x 0,9 x 32mm 1 1 25 25 Juhtrullik Ø50 2 0,82 35 70 Hüdr. Ping. Mehh.kmpl Torin T70401 1 10 110 110 Mõõdik 200 bar 1 0,1 13 13 T fiting 1 0,1 5 5 Kontramutter 1 1/2" - 16 UN 2 0,08 1 2 Veepaak/surveanum 20l 1 20 5 5 Vooliku adapter 1/4" 1 0,05 4 4 Voolik 1/4" 1 0,05 3 3 Kuulkraan mini 1/4" 1 0,05 3 3 Lüliti Turvalüliti 1 0,4 20 20 Juhe 3 faas 20A 15 2 40 40 Kokku 50 150,9 1361 Tõstemehhanism Mootor TS63 1 Reduktor CM_030_U7,5_63 1

1,2 210 210

Sagedusmuundur ATV312H018M3 1 1,3 120 120 Jõukruvi trapetskeere DIN 103-1 Tr24x5x1500 2 8,52 50 100 Trapetsmutter DIN 103-1 Tr24x5 pronks 2 1,26 36 72 Laagripukk radiaallaager SY15 TF 2 1,02 20 40 Laagripukk radiaallaager UCFB202 2 1,36 15 30 Käsivänt DIN 469-160-B14 1 0,78 20 20 Ketiratas vedav ISO 08B1, z = 13 1 0,12 5 5 Ketiratas veetav IS0 08B1, z = 24 2 0,46 10 20 Ketiratas vaba laagriga IS0 08B1, z = 16 1 0,14 12 12 Rullpuks kett ISO 08B1-12,7x8,51 2,5 2 8 20 Prismaliist DIN 6885 - A - 5x5x15 2 0,03 4 8 Vedrutihvt ISO 8753 - 5 x 40 - St 1 0,01 4 4 Mõõteskaala 760 mm 1 0,05 5 5 Kokku 19 18,3 666 Ettevedu Mootor TS 56 180W 400V 1 0 210 210 Reduktor CM030 U20 56 1 1,2 0 Ketiratas vedav ISO 08B1, z = 14 1 0,12 5 5 Ketiratas veetav laagriga ISO 08B1, z = 18 2 0,44 13 26 Rullpukskett ISO 08B1-12,7x8,51 7 4,5 8 56 Operaatori iste 350 x 430 1 1 10 10 Lüliti reverseeritav 1,5kw 380V 2 0,8 30 60 Vankriratas Ø 60 4 1,6 25 100 Radiaalkuullaager DIN 625-1 6201 8 0,4 4 32 Survevedru 1 0,00 10 10,00 Ketipolt M8x70 2 0,06 1,5 3,00 Kokku 25 10,1 512 Fikseerimine Lülikett 4x820 DIN 763 4 0,92 1,19 4,76 Tõmbevedru 4x25x140 4 0,3 10 40,00 Rõngaspolt M10x50 BN 1006 4 0,30 2 8,00 Kokku 9 1,5 53

KOKKU 482 187,8 2638

60

Tabel 14 Allhanke kulud

Nimetus Tegevus Hulk, tk Kaal, kg Tk, eur Kokku, eurJõukruvid Otsade treim., liistusoonte freesim. 2 8,5 35 70

Lindirataste võllid Treimine, liistusoonte freesimine 2 1,3 50 100Vankrirattad Treimine 4 1,6 25 100

Kokku 8 11,4 270 Leiame toote valmistamiseks kuluvate abimaterjalide (keevituselektroodid, keermestusõlid,

keermeliimid, jt) maksumuse, mis metalliettevõtetes võetakse üldjuhul 0,35 €/kg toote

valmistamisele kulunud materjali pealt.

13435,0383 =⋅ €

2.2. Tööjõukulud

Leiame keevitusoskusega koostelukksepa tööjõukulud vastavalt toote massile ja tüübile, tuginedes

metalliettevõtete kogemusele. Konstruktsiooni mass koos ostutoodetega on 570 kg. Keskmise

mõõduga süsinikterasest metallkonstruktsioon, mis vajab vähe eraldi masintöötlemisega detaile.

Tootmise hinnaks kujuneb ligikaudu 0,975 eur / kg. Saeraami valmistamise tööjõu kulu

(palgafond):

555975,0570 =⋅ €

Lisaks keevituskonstruktsioonide valmistamisele on vaja teostada saeraami lõppkoostamine.

Arvestades tööde mahtu ja massi, võtame kilogrammi kohta 0,39eur / kg.

22239,0570 =⋅ €

Kulutused värvimisele Konstruktsioon tuleb kaitsta ilmastikukoormuse eest. Korrosioonikindluse tagamiseks teostatakse

kruntimine ja värvimine. Kasutatavad kinnitusvahendid on tsingitud.

Katmisele mineva pindala arvestame lühidalt keskmise mahuga detaili kilogrammi põhjal, milleks

on toru 50x50x5 massiga 1 m = 6,6 kg ning nurkraud 75x75x8 massiga 1 m = 9 kg (vt. Tabel 12).

61

Leiame profiilide välispindala S [ 2m ]

2,005,01444 lg =⋅⋅=⋅⋅=⋅= baSS küToru (59)

3,0008,02067,02075,02222 =⋅+⋅+⋅=⋅++= scaS Nurk

Leiame pindala massi suhte k [ kgm /2 ]

03,06,62,0==Toruk

033,093,0==Nurkk

Keskmine massi suhe 0315,0=k

Kogu konstruktsiooni pindala

2123830315,0)( mmkS konstrpmkogu =⋅== (60)

Pinna ettevalmistamisel rooste eemaldamine, värvimine kahes kihis töö hind, krundi ja värvi kulud

on toodud tabelis 15. Ühe etapi töötlemise töö hinnaks võtame värvijale: 5 eur / m2.

Tabel 15 Värvimise maksumus

Nimetus Kulu, l/m2 Maksumus, €/l Hind, €/m2 Kokku, €

Krunt Universal Korrostop 0,1 8,73 0,875 10,5Värv Universal Classic 0,1 7,87 0,79 9,5

Töö - - 3 x 5 180Kokku 4,22 200

Võttes saeraami valmistava keevitusoskusega lukksepa palgafondiks 20 eur / h, leiame toote

valmistamiseks kuluva eeldatava aja

62

päevah 64920

200222555≈≈

++

2.3. Toote omahind

Toote omahinda on arvestatud saeraami loomiseks vajalik. Lisame otsekuludele (vt. Tabel 16)

ettevõtte kaudsed kulud 10% ning saame realiseerimishinnaks 5000 €. Projekteerimise kulusid ei

ole arvestatud, kuna insenerlikud arvutused ja kavandamine sai koostatud diplomitöö raames. Saag

ehitatakse ettevõttele, kuid seeriaviisilisel tootmisel müügiks korral lisandub käibemaks 20%.

Tabel 16 Otsekulud ja hind

Nimetus Hind, € Materjalid 383 Abimaterjalid 134 Ostutooted 2368 Valmistamine 555 Koostamine 222 Värvimine 200 Allhanked 270 Kokku 4132 Üldkulud 10% 413 Kasum 10% 455 Realiseerimishind 5000 Käibemaks 20% 1000 Kokku 6000

Järgnevalt toome prototüübi hinnavõrdluse tuntud Saksa-Poola ning vähemtuntud Läti tootja

parameetritelt lähedaste mudelitega (Tabel 17). Võrdlusmudelitele on hinna sisse arvestatud

transport Eestisse 400 eur, kuna antud raame vahendavad edasimüüjad välisriikidest. Samuti on

juurde arvestatud käibemaks 20%, mida tuleb tasuda tellimisel. Valikust on välja jäänud kohapeal

edasimüüjate poolt pakutav Rootsi tootjate Logosol ja Lennartsforsi mudelid, kuna tagasihoidlike

parameetrite kohta on need kõrge hinnaga.

63

Tabel 17 Lintsaeraamide võrdlus [23, 24]

Tootja Prototüüp Wood Mizer Tehnika AuceMudel KK-19-EE-84 LT15 ZBL-50HVõimsus 7,5 kW 380V 7,5 kW 380V 11 kW 380VLindi mõõt, mm 32 x 3727 32 35 x 4250Lõikepikkus, m 5 5,4 6,5Lindiratta Ø, mm 480 480 530Võlli laagrid Koonusrull 32307 Radiaal 6207,6305 Radiaal 6308Ettevedu Elektriline Elektriline Elektriline Saepea tõstmine Elektriline/ja vänt Manuaalne vänt Elektriline Lindi pingutus Hüdrauliline Hüdrauliline HüdraulilineKaal, kg 570 500 800Max. palgi Ø, mm 760 710 630Tootlikus, m3 / h ~1 ~1 ~1Sae täpsus, mm 0,25 - -Operaatori posits. Iste Kaasa kõndimine Kaasa kõndimineHind, eur (km-ga) 6000 8500 7200

Prototüübi omahinnaks saame 4132 eur, mis arvestades detailide ja koostude ning ostutoodete

arvukust on hea tulemus. Kui lisame kaudsed kulud 10%, saame teada hinna kui palju ettevõttel on

vaja kulutada seadme kasutusele võtmiseks, milleks on 4545 eur. Seade läbib ettevõttes

testimisperioodi kus seda rakendatakse vajatava saematerjali saagimiseks. Ekspluatatsiooni käigus

selgub kas projekteeritud seade on töökindel ja kohad mis vajavad parendamist. Õnnestunud

seadme korral on otstarbekas toota seadet müügiks, kuna müügihind koos käibemaksuga 6000 eur

on lähedaste parameetritega seadmetest 20% - 40% soodsam. Nõudluse olemasolul tasub kaaluda

väikeseeria tootmist ja efektiivse tootmistehnoloogia väljatöötamist, mis võimaldab ettevõttel

tootmiskulusid vähendada ning kasumi osa suurendada.

64

KOKKUVÕTE Lõputöö eesmärk projekteerida lintsaeraami prototüüp metsamaterjalist saematerjali tootmiseks

suurimale saetava palgi läbimõõdule 760 mm hinnaklassis ja peamootori võimsuste juures, mis

võimaldaks ära kasutada metsamajandamisel saadavat jämeda palgi sortimente.

Lõputöö käigus projekteeriti raamide konstruktsioonid võttes aluseks soovitava töödeldava palgi

suurima läbimõõdu. Piiritleti ülesanne optimaalsete saeraami parameetrite- ja tootlikusega, mis

määras lindi ja lindirataste tüübi ning arvutuste teel valiti sobivad masinaelemendid ja leiti nende

mõõtmed. Valiti välja hüdroajam lindi pingutamiseks pidades ouliseks valikul ka hüdrosüsteemi

maksumust. Toodi välja saepea tõstemehhanismi lahendus sünkroonselt kahel jõukruvil ja vankri

vedamine läbi palgi. Enim tähelepanu töös vajas lõikemehhanismi konstrueerimine, kus tuli tagada

saelindi kiire liikumine lõikega paralleelselt. Modelleeriti inseneritarkvaras prototüübi mudel, mille

põhjal koostati tehniline dokumentatsioon suurematest alakoostudest.

Teostati majanduslik kalkulatsioon leidmaks prototüübi maksumuse. Töös on komponentideks

kasutatud palju standard– ja tuntumate tootjate ostutooteid võimaldades koostada optimaalse hinna /

kvaliteedi suhtega tehnilised lahendused, kus investeeringute kogumaksumus oleks

konkurentsivõimeline. Selgus et saeraami tasub toota, kui see osutub edasises ekspluatatsioonis

töökindlaks. Lõpphinnangu andmisel võrdluses turul pakutavate sarnaste mudelitega tuleb

lintsaeraami katsetada pikemajaajaliselt kus selgub valitud laagerdusskeemide ja sõlmede

vastupidavus või ilmnevad raskesti aimatavad vead mis vajavad veel parandamist.

Edaspidiseks arendussuunaks võib esimeses järjekorras pidada saeraami täiustamist tehniliste

lahendustega. Hüdraulilise palgi kinnitusmehhanismi, saepea tõstmise poolautomatiseerimine

samm-mootori abil, saeraami asetamine mobiilsele järelhaagise platvormile või lisada

olemasolevale raamidele erinevaid puidutöötlus agregaate, nagu höövel või palgifrees, võimaldades

seadme muuta universaalseks puidutöötluspingiks. Tootmistehnoloogia arendamise põhjalikus

sõltub eeskätt kui suur on reaalne nõudlus või ostuvõime antud seadmele.

65

SUMMARY

The main goal in this diploma thesis is to design a bandsawmill capable of sawing logs up to 760

mm in diameter in a given price range and engine power. Larger sawing capacity ables to utilize

large size logs otherwise left to forest felling area because there are few lumber mills in Estonia

taking in extra large diameter logs. Designed machine helps to make logging and wood processing

industry more environmental friendly, therefore diploma thesis topic is relevant. It is more suitable

for secondary manufacturing for many private forest owners interested in sawing their own lumber.

Main aspects of designing the bandsawmill are:

• determine optimal characteristics and sawing productivity

• constructing sub, carriage and cutter head frames

• calculate correct mechanical parts and sizes

• making strength analysis

• choose suitable and cost-effective hydraulic system

• create a cutter head lifting and carriage feed mechanism

• more attention in engineering the cutter head operation

• finding the cost of prototype and drawing a parallers with similar models

• creating a technical documentation of main assemblies

In conclusion goals that were established in this diploma thesis were achieved and all engineering

problems were resolved. Cost of investments came to be economical and project is aheading for its

next stage of drafting the detail drawings in parallel building the sawframe.

66

VIIDATUD ALLIKAD

1. P. Kulu, E. Hendre, Toim., Mehaanikainseneri käsiraamat, Tallinn: TTÜ kirjastus, 2012,

492lk.

2. P. Kulu, E. Hendre, Toim., Mehhanotehnika ja metallide käsiraamat, Tallinn: TTÜ

kirjastus, 2012, 454lk.

3. H. Lauri, K. Eilsen, Toim., Masina elementide projekteerimine, Tallinn: Valgus, 1976.

4. H. Lepikson, Masinaehitaja käsiraamat I, Tallinn: Valgus, 1968, 688lk.

5. H. Lepikson, Masinaehitaja käsiraamat II, Tallinn: Valgus, 1971, 868lk.

6. R. Mesila, Metoodilised materjalid detaili tehnoloogilise protsessi ja omahinna

arvutamiseks, Tallinn TTÜ, 2008, 39lk.

7. M. Purde, Tolereerimine, Tallinn: Tallinna Tehnikakõrgkool, 2002.

8. J. Särak, Insenerigraafika, Tallinn: Tallinna Tehnikakõrgkool, 2006.

9. M. Tiidemann, Masinaelementide projekteerimise alused, Tallinn: TTK, 117lk.

10. М.И.Фролов, Tехническая Механика Детали Maшин, 1980, 352lk.

11. И.П. Копылов, Б.К. Клоков, Справочник по электрическим машинам, 1988.

12. “Extension springs SF-DR, SF-DFR,” 2003. [Võrgumaterjal]. [13.02.2014].

13. “Hoyer Motors,” 2008. [Võrgumaterjal]. [08.02.2014].

14. ”Narrow Bandsaw Technology for Secondary Manufacturing,” 2005. [Võrgumaterjal].

[09.02.2014].

67

15. ”Puidutöötlemise tehnoloogia,” T. Eller, 2011. [Võrgumaterjal]. [02.01.2014].

16. ”Pittsburgh Hydraulic Equipment Kit,” 2013. [Võrgumaterjal]. [07.02.2014].

17. “Ruukki terastoodete laoprogramm,” 2012. [Võrgumaterjal]. [05.02.2014].

18. ”Sati Special Standard,” 2013. [Võrgumaterjal]. [06.02.2014].

19. “SKF Power Transmission products,” 2012. [Võrgumaterjal]. [02.02.2014].

20. ”Transtecno AC modular gearmotor,” 2012. [Võrgumaterjal]. [11.02.2014].

21. “Tools for Designing Bandsaws: Load index and Fatique index,” Bruce F. Lehmann,

2002. [Võrgumaterjal]. [15.02.2014].

22. ”Trapezoidal screw drives. Sizing and Selection,” 2005. [Võrgumaterjal]. [12.02.2014]

23. “Ленточнопильные станки,“ Tehnika Auce, 2012. [Võrgumaterjal]. [10.02.2014].

24. „WoodMizer European Pricelist CEU & WEU“, 2013. [Võrgumaterjal]. [13.02.2014].

25. Alas-Kuul As intenetipood.[Võrgumaterjal]. [11.02.2014].

26. Almvel Engineering Oü tarnitavad tooted. [Võrgumaterjal]. [12.03.2014].

27. Baltic Bolt Oü tootekataloog. [Võrgumaterjal]. [13.03.2014].

28. Elesa komponendid. [Võrgumaterjal]. [14.03.2014].

29. Schneider Electric sagedusmuundurid. [Võrgumaterjal]. [14.03.2014].

30. SKF Bearing Units. [Võrgumaterjal]. [15.03.2014].

31. SKF Power Transmission Calculations 3.0. [Võrgumaterjal]. [16.03.2014].

32. MitCalc 1,5. Mechanical, Industrial and Technical Calculations. [Võrgumaterjal].

[17.03.2014].

33. Trapezoidal Lead Screw Calculator - Metric – DIN103 [Võrgumaterjal]. [17.03.2014]

68

Lisad Lisa 1. Lintsaeraam KK.1984.00.00 Lisa 2. Lintsaeraam aks. KK.1984.00.00 Lisa 3. Alusraam KK.1984.01.00 Lisa 4. Vanker KK.1984.02.00 Lisa 5. Saepea KK.1984.03.00 Lisa 6. Keevitusjoonis KK.1984.02.01.00 Lisa 7. Seadmete ja tarvikute tabel