Друкарський апарат ротаційної тамподрукарської машини

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 11 Февраля 2013 в 16:47, дипломная работа

Описание

До сучасної поліграфії висуваються вимоги щодо можливості задруковування поверхонь складних конфігурацій з різноманітних матеріалів. Друкарський виріб повинен мати відповідне оформлення. Одним з шляхів вирішення проблеми задруковування обємних предметів з геометрично складною поверхнею є застосування тампонного друку.
На відміну від інших непрямих методів друку, у тампонному друці використовується проміжна пружна ланка з високим значенням відносних деформацій.

Работа состоит из  1 файл

Друкарський апарат ротаційної тамподрукарської машини (edit).doc

— 1.83 Мб (Скачать документ)

 

, МПа

 

  1. 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)

             KН – коефіцієнт нагрузки, (KН=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;

            КН – коефіцієнт нагрузки;

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


 

Згинальне напруження:

 

 

   де:   Y -                                                                 ( YF=1,73)

Ft2 – зусилля зачеплення на черв’ячному колесі, (Ft2=0,58, кН)

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

KH – коефіцієнт нагрузки, (KH=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:  М12 – 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:  tM – температура мастила;

          tпов – температура поверхні корпуса;

         Р1 – потужність, що підводиться до передачі;

        Кt –коефіцієнт теплопередачі;

        Sт.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 Рном ), та його частоти обертання ( номінальна частота обертання вала двигуна Рном) та його частоти обертання вала двигуна nном)

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

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

       3. Задаємося розрахунковим діаметром ведучого шківа d1. З метою подовшення терміну служби пасу вибираємо цю величину більшою від dmin 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 ііф 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 [Рп], кВт:

 

п] = [Р0]*Ср*Са*Сі*С2, де

 

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

 

Ср  - коефіцієнт динамічності навантажень (0.9);

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

Сl  - коефіцієнт впливу відношення розрахункової довжини пасу 1Р до базової l0 (1.045)

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

 

до базової 10 (1.045);

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

 

 

 

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 FT, Н:

 

 

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

 

F1=F0+


17. Визначаємо силу тиску на вад Роп, Н:

 

 

 

ПЕРЕВІРКА:

 

18. Перевіряємо міцність одного клинового пасу за найбільшим напруженням у перерізі ведучої гілки Gmax 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) GV - 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 аw = 112

 

       2. Визначаємо  модуль зачеплення m,мм.:

 

, де

 

 

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

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

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

 

 

GF - 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· аw/ 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 Uф та перевіряємо його відхилення ∆U від заданого Uзп:

 

 

 

; (∆U 4%)

 

 

8. Визначаємо фактичну міжцентрову  відстань:

 

аw = (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:

Nр.б. = Мб  ;    Nр.н. = Мн  ;

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

Информация о работе Друкарський апарат ротаційної тамподрукарської машини