Друкарський апарат ротаційної тамподрукарської машини

 

, МПа

 

5. Попереднє значення величини ККД:

 

;

 

.

 Приймаємо q=8, тоді:

 

;

 

;

 

;

 

.

 

Визначимо момент на колесі:

 

, Нм

 

Попередньо приймаємо міжосьову відстань рівною:

 

;

 

де:   z₂ – кількість зубів на черв’ячному колесі, (z₂=36);

        q – коефіцієнт діаметра, (q=8)

 

 

        M₂ – обертовий  момент другого валу, (M₂=169 Нм)

             K_Н – коефіцієнт нагрузки, (K_Н=1,2)

 

8) Модуль зачеплення:

 

 

Згідно табличного значення приймаємо  m=5.

 

9) Розрахуємо міжосьову відстань:

 

 

10) Діаметри кіл черв’яка:

 

     а) Діаметр дільного кола черв’яка:

 

 

      b) Діаметр дільного кола зубів:

 

 

     c) Діаметр дільного кола впади:

 

 

     d) Приймаємо довжину нарізаної частини рівною:

 

,мм

 

Приймаємо: 

 

 

     Діаметр дільного  кола черв’ячного колеса:

 

, мм

 

 

    Діаметр кола вершин  черв’яка:

 

, мм

 

   Діаметр кола западин  черв’яка:

 

, мм

  Ширина  зубчатого вінця черв’ячного   колеса:

 

;

 

    де:  а – міжосьова  відстань, (а=200 мм)

 

, мм

 

Приймаємо b₂=40

 

11) Швидкість ковзання:

 

 

12) Уточнюємо з таблицею:

 

     

 

    де: - коефіцієнт тертя;

         - кут тертя.

 

Уточнимо значення коефіцієнта  корисної дії:

 

Уточнений обертовий момент на другому  валу:

 

 

 

Розрахункове  напруження:

 

, Па

 

   де:   - уточнений обертовий момент на 2-му валу;

            К_Н – коефіцієнт нагрузки;

            d₁, d₂ – діаметри дільного кола черв’яка та черв’ячного колеса відповідно.

 

Згинальне напруження:

 

 

   де:   Y_F  -                                                                 ( Y_F=1,73)

F_t2 – зусилля зачеплення на черв’ячному колесі, (F_t2=0,58, кН)

K_FL – коефіцієнт довговічності, (K_FL=1,01)

K_H – коефіцієнт нагрузки, (K_H=1,2)

m – модуль зачеплення, (m=10)

          d₁ – діаметр дільного кола черв’яка, (d₁=80 мм)

 

,   МПа

 

Визначимо допустиме згинальне  напруження::

 

;

 

, МПа

 

 

Визначимо зусилля зачеплення:

 

 

, Н

 

, Н

 

   де:  М₁,М₂ – Обертові моменти на 1-му і 2-му валах відповідно;

          d₁, d₂ – діаметри дільного кола черв’яка та черв’ячного колеса відповідно.

Тепловий розрахунок

 

1)Кількість тепла, що виділяється  в редукторі за секунду:

 

, Дж/с

 

   де: P₂ – потужність на другому валу;

        - коефіцієнт корисної дії черв’ячного редуктора

 

2)Площа поверхні, що віддає тепло:

 

, м²

 

   де: b, h, l – умовні товщина, висота  та довжина корпусу черв’ячного

 

редуктора відповідно.

 

 

 

   де:  t_M – температура мастила;

          t_пов – температура поверхні корпуса;

         Р₁ – потужність, що підводиться до передачі;

        К_t –коефіцієнт теплопередачі;

        S_т.о- площа поверхні, що віддає тепло.

 

4.3. Розрахунок клино-пасової передачі.

       1. Вибираємо переріз пасу в залежності від потужності, яка передається пасом ( номінальна потужність двигуна Р_ном ), та його частоти обертання ( номінальна частота обертання вала двигуна Рном) та його частоти обертання вала двигуна n_ном)

Оскільки крутний момент на валу двигуна М_кр.дв.= 2.68 Н м ( 30 Н м), то вибираємо тип пасу 0.

       2. Визначаємо найменший допустимий діаметр ведучого шківа d_min мм, в залежності від крутного момента на валу двигуна Мкр.дв. та в залежності від обраного типу паса: d_min= 63 мм.

       3. Задаємося розрахунковим діаметром ведучого шківа d₁. З метою подовшення терміну служби пасу вибираємо цю величину більшою від d_min з стандартного ряду: d₁ ⁼ 71 мм.

      4. Визначаємо діаметр ведомого шківа d₂, мм:

, де

U - передатне число клино-пасової передачі (U = 3.39 );

- коефіцієнт ковзання (є = 0.01...0.02), - 0.015.

 мм.

 Приймаємо  найближче значення з стандартного  ряду d₂ = 240 мм.

       5. Визначаємо фактичне передатне число іі_ф та перевіряємо його відхилення від заданого U:

 

 

 

 

6. Визначаємо орієнтовну міжцентрову відстань а, мм:

 

де 

 

h - висота перерізу клинового пасу.

 

 мм.

 

7. Визначаємо розрахункову довжину  паса 1, мм:

 

мм

Заокруглюємо  до стандартної величини 1 = 900 мм.

 

8. Уточнюємо значення міжцентрової відстані по стандартній довжині пасу:

 

мм

 

9. Визначаємо кут охоплення пасом ведучого шківа , град:

 

 

 

 

 

 

10. Визначаємо швидкість пасу v, ^м/_с:

 

, де

 

 

 d₁ та n₁ - відповідно діаметр ведучого шківа,  мм і його частота обертання, ^об/_Хв;

[v] - допустима швидкість (25 ^м/_с).

 

^м/_с.

 

11. Визначаємо частоту проходів пасу U, с-1:

 

 де

 

[U] = 30 c^-1 - допустима частота проходів, яка забезпечує термін роботи 1000...5000 год.

 

год.

     12. Визначаємо допустиму потужність, яка може передаватися клиновим пасом [Р_п], кВт:

 

[Р_п] = [Р₀]*Ср*С_а*Сі*С₂, де

 

[Р₀] - допустима питома потужність, яка передається одним пасом, кВт ([Р₀] =0.37);

 

С_р  - коефіцієнт динамічності навантажень (0.9);

С_а - коефіцієнт кута охоплення на меншому шківі (0.86);

С_l  - коефіцієнт впливу відношення розрахункової довжини пасу 1_Р до базової l₀ (1.045)

C_z – коефіцієнт кількості пасів у комплекті клино-пасової передачі (1)

 

до базової 1₀ (1.045);

С₂ - коефіцієнт кількості пасів у комплекті клино-пасової передачі (1).

 

 

 

[Р_п1 = 0.37*0.9*0.86*1.045*1 - 0.3 кВт.

 

13. Визначаємо кількість пасів у комплекті клино-пасової передачі:

 

 

 

Приймаємо z = 1.

 

14. Визначаємо силу попереднього натягу F₀, Н:

 

           

15. Визначаємо силу по колу, яка передається пасом F_T, Н:

 

 

16. Визначаємо силу натягу ведучої F₁ та ведомої F₂ гілок, Н:

 

F₁=F₀+

17. Визначаємо силу тиску на вад Р_оп, Н:

 

 

 

ПЕРЕВІРКА:

 

18. Перевіряємо міцність одного клинового пасу за найбільшим напруженням у перерізі ведучої гілки G_max H/мм²:

 

, де

 

а) G₁ - напруження розтягу, Н/мм²;

 

 

 Н/ мм²

 

б) G₃ - напруження згину, Н/мм²;

 де

Е₃ = 80...100 Н/мм² - модуль подовжньої пружності при згині для гумованих пасів;

 

  Н/мм²

в) G_V - напруження відцентрових сил, Н/мм²;

 

  (p = 1300 кг/мм³)

 

 Н/мм²

 

 Н/мм²

 

 Н/мм²

 

4.4. Розрахунок відкритої прямозубої зубчастої передачі

     1. Визначаємо головний параметр – міжцентрову відстань аw, мм.:

, де

Ка - допоміжний коефіцієнт, для прямозубих передач Ка = 49,5;

Uзп - передатнє число зубчастої передачі (Uзп=6,3);

Т2- крутний момент на друкарському циліндрі (Т2= 57,24 Н·м);

Кнв- коефіцієнт нерівномірності навантажень  по довжині зуба (Кнв=1);

Ψа=b2/ аw - коефіцієнт ширини вінця (Ψа = 0,36)

GH- допустиме контактне напруження колеса з менш міцним зубом, Н/мм²

 

 

, мм

 

Приймаємо значення аw з стандартного ряду величин а_w = 112

 

       2. Визначаємо  модуль зачеплення m,мм.:

 

, де

 

 

К_m - допоміжний коефіцієнт для прямозубих передач К_m=6,8

d₂ = 2· а_w·U_зп/( U_зп+1) - подільний діаметр колеса, мм.;

b₂ = Ψа· а_w - ширина вінцю колеса,мм.;

 

 

G_F - граничне напруження згину матеріала колеса з менш міцним зубом, Н/мм²

 

, мм

 

Приймаємо з стандартного ряду значень  m = 1,5 мм.

Твердість:

шестерні - НВ1 = 450 НВ (47HRCэ);

колеса - НВ2 = 350 НВ (38HRCэ).

Матеріал - сталь 40Х:

GВ = 900 Н/мм²                 

GТ = 750 Н/мм²

G-1 = 410 Н/мм²

Твердість заготовки:

поверхні 45…50 HRCэ;

середини 269…302 НВ.

 

Термооброка - покращення + загартування струмом високої частоти.

 

       3.Кут нахилу  зубців β = 0 (передача прямозуба).

 

       4.Визначаємо сумарне число зубців шестерні та колеса:

Zε = Z₁+Z₂ = 2· а_w/ m;

Zε = 2·112/1,5=149,3~149

 

 

 

       5.Визначаємо число  зубців шестерні:

 

Z₁ = Zε/(1 + Uзп) = 149/7,3 = 20,4

 

Приймаємо Z₁ = 20.

 

       6. Число зубців  колеса:

 

Z₂ = Zε - Z₁ = 149 - 20 = 129.

 

7.Визначаємо фактичне передатнє  число U_ф та перевіряємо його відхилення ∆U від заданого Uзп:

 

 

 

; (∆U 4%)

 

 

8. Визначаємо фактичну міжцентрову  відстань:

 

а_w = (Z1 + Z2) · m/2 = (20 + 129) · 1,5/2 =112 мм.

 

9. Визначаємо основні геометричні параметри передачі, мм.:

 

Табл.4.2.1.Результати розрахунку зубчастої  передачі

Параметр	Шестерня	Колесо
Подільний діаметр	d1 = m·Z1 d1 = 30	d2 = m·Z2 d2 = 193.5
Діаметр вершин зубців	da1 = d1 + 2 · m da1 = 33	da2 = d1 + 2 · m da2 = 196.5
Діаметр поглиблень зубців	df1 = d1 - 2.4 · m df1 = 26.4	df2 = d2 - 2.4 · m df2 = 189.9
Ширина вінця	b1 = b2 +(2…4) b1 = 42	b2 = Ψа· аw b2 = 39.2

 

 

 

 

5. ВИЗНАЧЕННЯ ЕКОНОМІЧНОЇ ЕФЕКТУ ВЫД ВПРОВАДЖЕННЯ ДРУКАРСЬКОГО АПАРАТУ РОТАЦЫЙНОЪ ТАМПОДРУКАРСЬКОЪ МАШИНИ ДЛЯ ДРУКУ НА ПАЛЫТУРНИХ КРИШКАХ

 

5.1 Умови порівняння машин та показників економічної ефективності.

Економічна  ефективність застосування  нової машини визначається у порівнянні з базовою технікою, яка встановлена і працює на одному з поліграфічних підприємств.

Нову і базову техніку вибирає  студент і погоджує з керівником курсової роботи. При виборі техніки  рекомендується віддати перевагу машині, що є об'єктом курсового проектування з дисципліни поліграфічні машини. Вибираючи базову і нову техніку, необхідно врахувати можливість їх співставлення, включаючи обсяг випуску продукції їх характеристику, якість виробів.

Вихідні дані для розрахунків, що характеризують базове і проектне устаткування заносяться до таблиці 1.

 

Таблиця 1

Основні характеристики порівнюваних машин

 

№ п/п	Показники	Значення показників для варіантів
		базовий	проектний
1.       2. 3. 4. 5.   6.     7.   8.     9.   10.           11.     12. 13.	Назва машини       Марка Завод виготовлювач Рік випуску Максимальна швидкість, об/хв. Експлуатаційна швидкість, об/хв.   Кількість одиниць продукції за один цикл, шт. Час переналагодження на виготовлення іншої продукції, хв. Чисельність обслуговуючого персоналу, розряди, чол. Загальна встановлена потужність струмоприймачів, кВт. Ремонтоскладність, нормо-годин. Габарити, мм Ціна, тис. грн.	1-но фарбова ротаційна тамподрукарсьа  машина   РТДА   2000 30   25       1     20     1 чол.; 2 розряд   1,1   100 4337/3357/1870 200.000	Модифікавана 1-но фарбова ротаційна  тамподрукарсьа машина РТДА-М   2009 41,67   33       1     20     1 чол.; 2 розряд    1,1    100 4337/3357/1870  210.000

 

 

 5.2 Визначення річного обсягу випуску продукції

 

Річний обсяг випуску продукції  прирівнюється до виробничої потужності базової і нової машини:

N_р.б. = М_б  ;    N_р.н. = М_н  ;

де N_р.б. ; N_р.н. – річний випуск продукції з допомогою базової і нової машин, обл. одиниць;