Книги, научные публикации
Pages: | 1 | 2 | МНСТЕРСТВО ОСВТИ НАУКИ УКРАпНИ Нацональний унверситет кораблебудування мен адмрала Макарова В. В. АЛЕКСкНКО ОСНОВИ ...
-- [ Страница 2 ] --Таблиця 3.2. Значення коефцнта Kd Даметр d, мм Напруження стану матерал 30 40 50 70 Згинання для вуглецевих сталей 0,88 0,85 0,81 0,76 0, Згинання для дуже легованих сталей кручення 0,77 0,73 0,70 0,67 0, для усх сталей Таблиця 3.3. Значення коефцнта KF тим, МПа Середн арифметичне вдхилення профлю Ra, мкм 500 700 900 0,4...0,1 1,0 1,0 1,0 1, 3,2...0,8 1,05 1,10 1,15 1, Таблиця 3.4. Значення коефцнтв концентрац напружень для валв тим, МПа Даметр Посадка вала d, мм 400 500 600 700 800 900 1000 K d 30...50 r6 2,25 2,50 2,75 3,00 3,25 3,50 3,75 4, k6 1,89 1,88 2,06 2,25 2,44 2,63 2,82 3, h6 1,46 1,63 1,79 1,95 2,11 2,28 2,44 2, s6 2,75 3,05 3,36 3,66 3,96 4,29 4,60 5, d 50...100 k6 2,06 2,28 2,52 2,75 2,97 3,20 3,45 3, h6 1,80 1,98 2,18 2,38 2,57 2,78 3,00 3, K d 30...50 r6 1,75 1,90 2,05 2,20 2,35 2,50 2,65 2, k6 1,41 1,53 1,64 1,75 1,86 1,98 2,09 2, h6 1,28 1,38 1,47 1,57 1,77 1,77 1,86 2, s6 2,05 2,23 2,52 2,60 2,78 3,07 3,26 3, d 50...100 k6 1,64 1,78 2,03 2,15 2,28 2,42 2,57 2, h6 1,48 1,60 1,71 1,83 1,95 2,07 2,20 2, 4. 4.1. Порядок конструювання Пдшипники кочення складовими елементами опор валв та нших обертових деталей. Надйна тривала робота пдшипникв залежить вд конструктивних особливостей опор. Пд час конс труювання пдшипникових вузлв беруть до уваги призначення механзму, умови його монтажу та експлуатац, величину на прям експлуатацйних навантажень пдшипникв, необхдний ре сурс, частоти обертання, температурн умови стан зовншнього середовища, а також загальне компонування механзму техно логчн можливост його виготовлення. Вс ц фактори визнача ють не тльки конструкцю опори, типи використаних пдшипни кв спряжених з ними деталей, але й системи ущльнень та зма щування, а також точнсть виготовлення окремих деталей.
Найбльш загальними вимогами до опор з пдшипниками ко чення забезпечення спввсност посадочних поверхонь пд пд шипниками, належна жорстксть деталей пдшипникового вузла та умови правильного монтажу демонтажу опор.
Пдшипников вузли проектують у такй послдовност: почи нають ескзне компонування вузла на основ розрахунково схе ми;
визначають потрбний тип клас точност пдшипника, врахо вуючи вказан вище фактори, розрахунковий ресурс вибраного пдшипника порвнюють його з теоретичним;
установлюють по садки пдшипника на вал в корпус редуктора, вибирають спосб крплення клець на посадочних поверхнях;
вибирають спосб зма щування конструкцю ущльнення;
оформлюють конструкцю вузла, щоб забезпечити мцнсть жорстксть деталей вузла, спв вснсть посадочних мсць, легксть ходу, надйнсть монтажу де монтажу, ефективнсть змащування, компенсацю теплового роз ширення.
4.2. Конструювання опорних вузлв редукторв У редукторах з цилндричними прямозубими колесами вдсут н регулярн осьов зусилля, але вони можуть виникати випадко во. Тому одну опору виконують плаваючою, а ншу фксованою.
На опор редукторв з косозубими колесами д постйне наван таження, яке зроста при збльшенн кута нахилу зубцв. Радаль н однорядн пдшипники застосовують в опорах, якщо нема ве ликих осьових навантажень (Fa / Fr < 0,35 ). Коли кут нахилу зуб цв < 9o, можна ставити радальн пдшипники, а при > 9o - ра дально-упорн кулько- або роликопдшипники.
Ведуч вали пдшипники кончних редукторв, звичайно мон тують у стаканах для зручного складання та регулювання вузла.
Зовншнй даметр шестерн повинен бути меншим, нж даметр отвору в стакан. Вдстань мж опорами L (2,0...2,5 )l, де l - вдстань вд середини правого пдшипника до середини шес терн (рис. 4.1).
У пдшипникових вузлах черв'якв при наявност великих осьо вих навантажень рекомендують вибирати радально-упорн куль ков або кончн роликопдшипники з кутами = 12...17.
c L l Рис. 4. 4.3. Послдовнсть розрахунку (пдбору) пдшипникв кочення на витривалсть Основними критерями працездатност пдшипникв кочення витривалсть статична навантаженсть по пластичних деформа цях.
Розрахунок на витривалсть виконують для пдшипникв, як мають кутову швидксть 0,1 рад/с. При проектуванн машин пдшипники кочення не конструюють, а пдбирають за таблицями каталогв у такй послдовност:
1. Знаходять радальн опорн реакц у вертикальнй Rв та го ризонтальнй Rг площинах, а дал сумарн реакц Fr для кожно опори:
Fr = Rв + Rг.
2 При визначенн опорних реакцй радально-упорних пдшип никв розраховують вдстань мж опорами з урахуванням кута контакту (див. рис. 4.1).
Тип пдшипника вибирають за умовами роботи, дючими наван таженнями певною конструкцю пдшипникового вузла.
2. За каталогом, орнтуючись на легку серю, за даметром цапфи пдбирають пдшипники виписують х характерн дан. Для кулькових радальних та радально-упорних з кутом контакту < 18 - це значення базових динамчно С та статично С0 наван таженостей;
для кулькових радально-упорних з 18 - значен ня С С0 [3, табл. 28] коефцнта осьового навантаження е [6];
для кончних роликових - С, е, Y.
3. Визначають для двох опор осьов складов S вд радальних сил Fr. Для кулькових радально-упорних пдшипникв S = eFr ;
для кончних роликових пдшипникв S = 0,83eFr. Дал визначають роз рахунков осьов сили Fa.
Осьов навантаження, як дють на радально-упорн кончн пдшипники, визначають вдповдно до схем дючих зовншнх зу силь у залежност вд взамного розташування пдшипникв (рис. 4.2). Для визначення результуючих осьових навантажень пд шипникв слд користуватись табл. 27 з [1].
4. Для кулькових радальних кулькових радально-упорних пдшипникв з кутом контакту < 18 визначають спввдношен ня Fa / C0 значення e за табл. 28 з [1].
Fr Fr II II I SII I SI SII SI Fa Fa FrII Fr Fr FrII FrI FrI Fa Fa Fa1 Fa Fa Fa а б Рис. 4. Треба порвнювати вдношення Fa /(VFr) з коефцнтом e за стосовувати так значення коефцнтв X та Y: якщо Fa / (VFr) е, то для будь-яких типв пдшипникв, крм дворядних, беруть X =1, Y = 0;
якщо Fa /(VFr) > e, то для кулькових радально-упорних пдшипникв значення коефцнтв X Y приймають за табл. 28 з [1], а для кончних роликових пдшипникв приймають X = 0,4 Y за табл. 28 з [1].
5. Розраховують екввалентну динамчну навантаженсть для однорядних кулькопдшипникв однорядних радально-упорних кулькопдшипникв:
Fe = FrVK б K t при Fa / ( r ) < e ;
VF Fe = (XVFr + YFA )K б K t при Fa / (VFr ) e, де V - коефцнт обертання (при обертанн внутршнього кльця пдшипника V = 1,0;
при обертанн зовншнього кльця - V = 1,2);
Kб - коефцнт безпеки [1, табл. 29];
FA - результуюче осьове на вантаження [1, табл. 27];
Kt - температурний коефцнт. Його ви бирають у залежност вд робочо температури пдшипника:
125 150 175 t, С - Kt 1,05 1, - 1,10 1, 6. Визначають розрахункову динамчну навантаженсть пд шипника за формулою 573Lh C рз = Fe р, де р - показник степеня (для кулькових пдшипникв р = 3, для роликових - р = 3,33);
Lh - необхдний термн служби.
Якщо розрахункове значення C рз бльше значення базово ди намчно навантаженост [C] для прийнятого пдшипника, то пере ходять до бльш важко сер або приймають нший тип пдшипни ка розрахунок повторюють. Якщо базова навантаженсть бль ша або дорвню розрахунковй, то вибраний пдшипник пдходить для заданого режиму роботи. Приклади вибору пдшипникв ко чення наведен у [6, 10].
4.4. Особливост конструкц опор валв зубчастих та черв'ячних передач Вали зубчастих передач переважно розташовують в опорах з пдшипниками кочення. Залежно вд спввдношення радальних осьових зусиль, що дють на вали, використовують як радальн, так радально-упорн пдшипники.
У прямозубих або косозубих передачах з малим кутом нахи лу зубцв вдносно малою вдстанню мж опорами використову ють радальн кульков пдшипники. Для того, щоб уникнути за щемлення тл кочення вд температурних деформацй, передбача ться зазор а = 0,2...0,4 мм. Цей зазор регулюють за допомогою мрних прокладок мж корпусом накладними кришками пдшип никв. Така конструкця досить проста, оскльки отвори у корпус можна виконати без буртикв наскрзною розточкою за одну уста новку, що забезпечу високу точнсть посадочних гнзд пд пдшип ники. Крм того, в опорах зменшуться кльксть деталей зручно виконувати монтаж регулювання осьового зазору.
У зубчастих передачах з шевронними або здвоними косозу бими колесами, що утворюють шеврон, осьов зусилля на опори вдсутн. Однак через неточност виготовлення складання може вдбуватись нервномрне навантаження пвшевронв за умови жорстко осьово фксац двох валв. Щоб уникнути такого яви ща, один з валв (переважно швидкохдний) встановлюють пла ваючим в осьовому напрям. Цього досягають використанням в опорах вала радальних пдшипникв з короткими цилндричними роликами без буртикв на зовншньому кльц. У випадку недо статньо жорстких валв доцльно використовувати радальн сфе ричн кульков пдшипники.
У косозубих, кончних або черв'ячних зубчастих передачах на вали можуть дяти значн осьов навантаження. У таких випадках в опорах валв використовують радально-упорн кульков або роликов пдшипники за умови, що вдношення вдстан мж опо рами до даметра вала не перевищу 8 [8]. Конструкц опор валв досить прост, але потребують ретельного регулювання осьових зазорв у пдшипниках у необхдних межах як пд час складання опор, так пд час експлуатац. Температурн видовження вала н в якому раз не повинн повнстю вибирати осьов зазори. В опо рах валв осьов зазори регулюються комплектом металевих про кладок товщиною 0,05...0,20 мм, що встановлюються мж корпу сом кришками пдшипникв.
Для валв, як мають значну вдстань мж опорами наванта жен значними осьовими силами, часто використовують комбно ван опори. В однй опор (бльш навантаженй) розташовують два радально-упорн пдшипники для сприйняття радального дво стороннього осьового навантажень, а у другй - один радальний плаваючий пдшипник для сприйняття тльки радального наван таження. Для вльного осьового перемщення зовншнього кльця плаваючого пдшипника в корпус необхдно передбачати його вдповдну посадку з зазором. У такй конструктивнй схем опор валв можуть використовуватись радально-упорн пдшипники як кульков, так роликов кончн. В останньому варант слд звер нути увагу на закрплення внутршнх клець кончних роликових пдшипникв гайкою на валу. Тут потрбна додаткова втулка мж торцем внутршнього кльця пдшипника гайкою з стопорною шайбою для забезпечення зазору мж сепаратором пдшипника шайбою.
Регулювання осьових зазорв радально-упорних пдшипникв в опорах здйснються набором прокладок пд кришками. Тут же для встановлення зовншнх клець пдшипникв у корпус перед бачен додатков перехдн втулки (стакани). - втулки поставле н з метою спрощення технолог механчно обробки посадочних гнзд у корпус.
Конструктивн особливост опор вертикальних валв з вико ристанням радальних одинарних упорних пдшипникв так, що на вали д односторонньо направлена осьова сила Fa. У випадку можливо двосторонньо д осьово сили опора вала з здвоним упорним радальним пдшипниками може мати свою конструк цю.
' Приклад Фланцева муфта (див. рис. 1.16) переда крутний момент Т = = 1300 Нм. Число болтв, як з'днують сталев фланц, z = 6. Да метр кола, на якому розташован болти, D0 = 200 мм.
Коефцнт тертя на стику пвмуфт f = 0,2. Коефцнт запасу по зсуву пвмуфт K = 2, болти виготовлен з стал 10. Затяжка не контролються. Навантаження постйне. Визначити даметр бол тв, поставлених з зазором без зазору, за наступними початко вими даними: границя текучост т = 200 МПа;
товщини дискв пвмуфт 1 = 30 мм, 2 = 30 мм.
Розв'язання Розрахунок болтв, поставлених з зазором.
1. Визначамо допустим напруження розтягу.
Для болтв при неконтрольованй затяжц, постйному наван таженн та у припущенн, що зовншнй даметр рз буде в нтер вал 16...30 мм, напруження визначаться за формулою [ p ] = (0,25...0,4 ) т = (0,25...0,4 ) 200 = 50...80 МПа.
Приймамо [p] = 70 МПа.
2. З урахуванням скручування болта визначамо розрахун кове зусилля затяжки одного болта Fзат = KF1 / (if ), де F1 = 2T / D0 z - розрахункове зусилля на один болт;
= 1 - число стикв;
2 KT 2 2 1300 Fзат = = = 21667 Н.
200 0,2 1 D0 fiz 3. з умови мцност на розтягування визначамо розрахунко вий даметр рз болта:
[ р ], 1,3Fзат р = d12 / отже, 1,3 4 Fзат 1,3 4 d1 = = = 22,6 мм.
[ р ] 3,14 Вдповдно до ГОСТ 9150Ц84 приймамо рзь М302 з параме трами: d1 = 27,8 мм, d = 30 мм, d2 = 28,7 мм, p = 2 мм.
Розрахунок болтв, поставлених без зазору.
1. Визначамо допустиме напруження зрзу:
[ зр ] = 0,25 т ;
[ зр ] = 0,25 200 = 50 МПа.
2. Розраховумо поперечну (зсувну) силу, яка припада на один болт:
2 KT 2 2 1300 F1 = = = 4333 H.
200 D0 z 3. з умов мцност на зрз визначамо даметр ненарзано ча стини стержня болта:
4 F1 4 F зр = [ зр ], звдки d 0 = = = 10,5 мм.
d 0 / 4 [ зр ] 3,14 Приймамо d0 = 11 мм;
d = 10 мм;
d2 = 9,35 мм;
d1 = 8,918 мм;
р = 1,0 мм вдповдно до ГОСТ 9150Ц84.
4. Виконумо розрахунок болтв на зминання:
F [ зм ];
[ зм ] = зм = МПа;
1d = 13,2 МПа;
зм < [ зм ].
зм = 30 Приклад Для приводу стрчкового транспортера розрахувати спроек тувати цилндричну прямозубу передачу редуктора, призначено го для ндивдуального виготовлення тривало роботи. Наванта ження нереверсивне, наближене до постйного (див. рис. 2.18).
Початков дан: тягове зусилля стрчки F = 4 кН, швидксть стрчки V = 1,1 м/с, даметр ведучого барабана Dб = 310 мм, три валсть роботи конвера Lh = 6000 год.
Розв'язання 1. Визначимо ККД привода:
= 12 2 4 = 0,97 0,97 0,982 0,92 = 0,83, де 1 = 0,97 - ККД зубчасто прямозубо передач;
2 = 0,97 - ККД зубчасто косозубо передач,;
3 = 0,98 - ККД муфти,;
4 = 0,92 - ККД барабана.
2. Розрахумо потужнсть електродвигуна:
4000 1, FV рз PЕД = = = 5,3 кВт.
1000 1000 0, 3. Вибирамо електродвигун типу 4А132М8:
РЕД = 5,5 кВт, пЕД = 720 хвЦ1.
4. Визначимо частоту обертання барабана:
60 1, 60V nб = = = 69,9 хвЦ1.
Dб 3,14 0, 5. Розрахумо передаточне число привода:
nЕД u = u1u2 = = = 10,3.
nб 69, 6. Розб'мо передаточне число по ступенях:
u = u1u2 = 3,43 3 = 10,3, де и1 = 3,43 - передаточне число зубчасто косозубо передач;
и2 = 3 - передаточне число зубчасто прямозубо передач.
7. Визначимо потужнсть на тихохдному валу редуктора:
рз Pт.в = РЕД12 = 5,3 0,97 0,97 = 4,88 кВт.
8. Визначимо крутний момент на тихохдному валу редуктора:
Рт.в 4, T3 = 9550 = 9550 = 666,25 Нм.
nб 69, 9. Вибирамо матерал зубчастих колс тихохдно передач:
шестерня - сталь 45;
термообробка - полпшення;
НВ = = 269...302, т = 750 МПа;
колесо - сталь 45;
термообробка - полпшення;
НВ = 235...262, т = 640 МПа.
10. Визначимо допустим контактн напруження для зубцв колеса:
H [ H ] = K HL, SH де H 02 - границя контактно витривалост;
H 02 = 2 HBсер2 + 70 = 2 248,5 + 70 = 567 МПа;
НВсер2 = 0,5(235 + 269) = 248,5;
S H2 - коефцнт безпеки при термообробц (полпшення);
S H2 = 1, [1, табл. 10];
K HL2 - коефцнт довговчност;
N H02 16 K HL2 = 6 =6 = 0,6 ;
K HL2 1.
25,2 N H Приймамо K HL2 = 1,0;
N H02 = 16 106 [1, с. 29], де K HL2 - базо ве число циклв напруження;
N H2 - розрахункове число циклв на пруження;
N H2 = 60n3 cLh = 60 69,9 6000 = 2,52 107;
[ H ] = 567 1,0 = 515 МПа.
1, 11. Визначимо допустим напруження згину зубцв колеса [ F2 ]:
F [ F ] = K FL2 K FC2;
SF F02 = 1,8HBсер2 = 1,8 248,5 = 443,3 МПа, де S F2 = 1,55 - коефцнт безпеки при термообробц (полпшення) [1, табл. 10];
K FL2 = 1,0 - коефцнт довговчност [1, табл. 29];
K FC2 = 1,0 - коефцнт реверсивност навантаження на зубц;
[ F ] = 443,3 1,0 1,0 = 288,5 МПа.
1, Розрахунок цилндрично прямозубо зубчасто передач 1. Визначимо мжосьову вдстань зубчасто передач:
K HTт a2 = K a (u2 1)3.
ba u2 [ F2 ] Приймамо коефцнт ширини колеса вдносно ba = 0,4 [1, с. 57].
Коефцнт ширини колеса вдносно длильного даметрa bd = 0,5 ba (u2 1) = 0,5 0,4 (3 + 1) = 0,8.
Вибирамо коефцнт концентрац K H = 1,06 [1, табл. 11] та Ka = 4950 [1, с. 34].
Тод 1,06 666, a2 = 4950(3 1) 3 = 0,176 м.
0,4 32 (515 106 ) Приймамо a2 = 176 мм.
2. Визначимо модуль зачеплення m = (0,01...0,02 )a2 = (0,01...0,02 ) 176 = 1,76...3,52 мм.
Приймамо m = 2 мм.
3. Визначимо сумарне число зубцв z = 2 a2 / m = 2 176 / 2 = 176.
4. Визначимо число зубцв шестерн z1 = z / (u2 + 1) = 176 / (3 + 1) = 44.
5. Визначимо число зубцв колеса z2 = z1u2 = 44 3 = 132.
6. Визначимо даметри зубчастих колс редуктора:
длильн даметри d1 = mz1 = 2 44 = 88 мм;
d 2 = mz2 = 2 132 = = 264 мм;
даметри вершин зубцв d a1 = d1 + 2 m = 88 + 2 2 = 92 мм;
d a2 = = d 2 + 2 m = 264 + 2 2 = 268 мм;
даметри западин зубцв d f1 = d1 2,5 m = 88 2,5 2 = 83 мм;
d f2 = d 2 2,5 m = 264 2,5 2 = 259 мм;
ширина зубчастого колеса b2 = ba a2 = 0,4 176 = 70,4 мм;
прий мамо b2 = 71 мм;
ширина шестерн b1 = b2 + 5 = 71 + 5 = 76 мм.
7. Розрахумо сили, як виникають у зачепленн:
колова сила Ft = 2Tт / d 2 = 2 666,25 / 0,264 = 5040 H;
радальна сила Fr = Ft tg = 5040tg20 = 1835 Н;
= 20.
8. Визначимо розрахункове напруження на згин зубцв колеса F2 = YF2 K F Ft / (b2 m ), де YF2 = 3,62 - коефцнт форми зуба [1, табл. 14];
K F = 1,07 [1, табл. 13];
F2 = 3,62 1,07 5040 / (71 2 ) = 138 МПа.
9. Розрахумо колову швидксть колеса 3,14 264 67, d2 n Vr = = = 0,9 м/с.
60 1000 60 10. Визначимо розрахунков контактн напруження K H Ft (u2 + 1) 1,02 5040(3 + 1) H = 376 103 = 376 103 = 0,88 0,704 d1b2 u = 478106 Па = 478 МПа, де K H = 1,02 [1, табл. 14].
Приклад Для приводу вантажно судново лебдки розрахувати спроек тувати черв'ячну передачу редуктора, призначеного для ндив дуального виготовлення тривало роботи. Навантаження нере версивне, наближене до постйного (див. рис. 2.25).
Початков дан: тягове зусилля на барабан F = 3,3 кН, швид ксть вибирання каната V = 0,8 м/с, тривалсть роботи судново лебдки Lh = 8000 год.
Розв'язання 1. Розрахунок потужност вибр електродвигуна.
Потужнсть на вихдному валу FV 3300 0, Pвих = = = 2,64 кВт.
1000 Загальний ККД привода = з ч м б, k де з = 0,98 - ККД першого ступеня редуктора;
ч = 0,82 - ККД другого ступеня редуктора;
м = 0,99 - ККД муфти;
б = 0,95 - ККД барабана;
k = 2 - число муфт у привод;
= 0,98 0,82 0,992 0,95 = 0,75.
Розрахункова потужнсть електродвигуна рвих 2, рз PЕД = = 3,6 кВт.
0, з табл. 2.3 вибирамо електродвигун з потужнстю РЕД, най рз ближчою до PЕД. Це електродвигун 4А100S2, потужнсть РЕД = = 4 кВт, частота обертв вала пЕД = 2880 хвЦ1.
Визначимо розрахункове розривне зусилля у канат F рз = kF, де k - коефцнт запасу мцност каната [1, табл. 4], k = 5,5;
F рз = 3300 5,5 = 18150 Н.
Основою вибору каната вдповдного типорозмру ма бути значення F рз, яке порвнються з найближчими бльшими таблич ними значеннями розривного зусилля [F] вдповдно до значення тимчасового опору розриву.
Вибирамо канат ЛКЦО 619 (ГОСТ 3077Ц80): даметр кана та dк = 5,6 мм [1, табл. 4];
розривне зусилля [F рз] = 18300 Н [1, табл. 4].
Даметр барабана Dб d к (e 1) = 5,6(25 1) = 134,4 мм, де e - коефцнт, e = 25 [1, табл. 5].
При визначенн Dб необхдно враховувати, що сталевий ка нат ма одинарний згин, тому приймамо Dб = 150 мм.
Визначимо частоту обертання вантажного барабана:
60 0, 60V nб = = = 101,9 хвЦ1.
Dб 3,14 0, Визначимо передаточне число привода:
nЕД u= = = 28,26.
nб 101, Розбивамо передаточне число по ступенях. Приймамо пере даточне число зубчасто передач и1 = 2,0. Тод передаточне чис ло черв'ячно передач розраховумо за виразом u 28, u2 = = = 14,13.
u1 2, Визначимо частоту обертання кожного вала привода:
вал - п1 = пЕД = 2880 хвЦ1;
n1 вал - n2 = = = 1440 хвЦ1;
u1 2, n вал (вал барабана) - n3 = = nб = 101,9 хвЦ1.
u Визначимо потужнсть на кожному валу привода:
рз вал - Р1 = PЕД м = 3,60,99 = 3,56 кВт;
вал - Р2 = Р1з = 3,560,98 = 3,47 кВт;
вал - Р3 = Р1ч = 3,470,82 = 2,85 кВт;
вал барабана - Рб = Р3б = 2,850,990,95 = 2,68 кВт.
Визначимо крутний момент на кожному валу привода:
P1 3, вал - Т1 = 9550 = 9550 = 11,8 Нм;
n1 P2 3, вал - T2 = 9550 = 9550 = 234 Нм;
n2 P3 2, вал - T3 = 9550 = 9550 = 267,1 Нм;
n3 101, Рб 2, вал барабана - Tб = 9550 = 9550 = 251,16 Нм.
nб 101, 2. Розрахунок черв'ячно передач.
Отримано и2 = 14,13;
T3 = 267,1 Нм.
Для виготовлення черв'яка приймамо сталь 45 НВ = 269...302, т = 540 МПа. Термообробка - полпшення.
Вибр матералу черв'ячного колеса пов'язаний з швидкстю ковзання 4 1440 4 n2 Vs = T3 103 = 267,1 103 = 3,7 м/с.
Для внця черв'ячного колеса вибирамо бронзу БрАЖ9Ц4 (Vs < 5 м/с), тим = 400 МПа;
т = 200 МПа.
Вибр допустимих контактних напружень [1, с.43].
[ Н ] = (250...300 ) 25Vs = (250...300 ) 25 3,7 = 157,5...207,5 МПа;
приймамо [H] = 200 МПа.
Допустим напруження згину [ F ] = (0,08 тим 0,25 т ) = 0,08 400 + 0,25 200 = 82 МПа.
Мжосьова вдстань передач T3 267, a = 61003 = 6100 3 = 0,113 м.
(200 106 ) [ H ] Приймамо = 113 мм.
Вибр параметрв передач:
число виткв черв'яка z1 = 2 [1, с. 44];
число зубцв колеса z2 = z1и2 = 214,13 = 28,26, приймамо z2 = = 28;
m = (1,5...1,7 )a / z2 = (1,5...1,7 ) 113 / 28 = модуль передач = 6,05...6,86 мм;
приймамо т = 6,3 мм, q min = 0,212z2 = 0,212 28 = 5,94;
2 2 a дйсне q = z2 = 28 = 7,87.
m 6, Приймамо q = 8.
Визначамо основн геометричн розмри черв'яка та внця колеса:
длильний даметр черв'яка d1 = mq = 6,3 8 = 50,4 мм;
зовншнй даметр черв'яка d a1 = d1 + 2 m = 50,4 + 2 6,3 = 63 мм;
даметр западин черв'яка d f1 = d1 2,4 m = 50,4 2,4 6,3 = 35,28 мм.
довжина нарзано частини черв'яка при числ виткв z1 = b1 = (11 + 0,06z2 )m = (11 + 0,06 28 ) 6,3 80 мм.
За технологчними причинами для шлфованого черв'яка одер жану довжину завищумо на 3т (три модул):
b1 = b1 + 3m = 80 + 3 6,3 = 98,9 мм.
Приймамо b1 = 100 мм.
Кут пдйому витка черв'яка по длильному цилндру tg = z1 / q = 2 / 8 = 0,25 ;
= 14 o2.
Длильний даметр черв'ячного колеса d 2 = mz2 = 6,3 28 = 176,4 мм.
Зовншнй даметр черв'ячного колеса d a2 = d 2 + 2 m = 176,4 + 2 6,3 = 189 мм.
Даметр западин черв'ячного колеса d f 2 = d 2 2,4 m = 176,4 2,4 6,3 = 161,3 мм.
Найбльший даметр черв'ячного колеса його ширина вдпо вдно до умовного кута охоплювання черв'яка зубом черв'ячного колеса 2 100 o визначаються так:
d aM2 = d a2 + 1,5 m = 189 + 1,5 6,3 = 198,45 мм;
b2 = 0,67d a1 = 0,67 63 = 42,21 мм.
Приймамо b2 = 42 мм.
Фактична швидксть ковзання Vr 3, Vs = = = 3,91 м/с.
cos cos14 o Колова швидксть черв'яка 3,14 50,4 d1n Vr = = = 3,8 м/с.
60 1000 60 Коефцнт корисно д tg14 tg 0, = = = = 0,87, tg( + ) tg(142 + 2) 0, де - кут тертя [1, с. 78];
= 2.
Визначамо сили в зон зачеплення черв'ячно передач [1, с. 45, рис. 7]:
колова сила колеса або осьова сила черв'яка Ftк = Faч = 2Т 3 / d 2 = 2 267,1 103 /176,4 = 3028,3 H;
радальна сила черв'яка колеса Frч = Frк = Ftк tg = 3028,3tg20 = 1102 H;
= 20;
колова сила черв'яка або осьова сила колеса Ftк z1 3028,3 Ftч = Faк = = = 870 Н.
q 8 0, Визначамо колову швидксть колеса:
3,14 176,4 101, d 2 n V2 = = = 0,9 м/с.
60 1000 60 Виконумо переврку зубцв колеса за контактними напружен нями.
Розрахункове напруження 4,8 105 K HT [ H ], H = d2 d де KH - коефцнт навантаження;
приймамо KH = 1,1 [1, с. 46];
4,8 105 1,1 267, H = = 156 < 200 МПа.
176,4 50, Переврка зубцв колеса за напруженнями згину.
Екввалентне число зубцв колеса zV2 = z2 / cos2 = 28/cos2142 = 29.
0,7YF K F [ F ], Напруження згину F2 = b2 m де YF = 1,481 - коефцнт форми зуба [1, табл. 16];
KF = 1,1 - коеф цнт навантаження, який приймамо [1, с. 46];
0,7 1,481 1,1 3028, F = = 15,86 82 МПа.
42 6, Приклад Для приводу стрчкового транспортера розрахувати спроек тувати кончну зубчасту передачу редуктора, призначеного для ндивдуального виготовлення тривало роботи. Навантаження нереверсивне, наближене до постйного (див. рис. 2.26).
Початков дан: тягове зусилля стрчки F = 7 кН, швидксть стрчки V = 0,8 м/с, даметр ведучого барабана Dб = 340 мм, три валсть роботи конвера Lh = 8000 год.
Розв'язання Кнематичний розрахунок 1. Визначимо ККД привода:
= 12 2 4 = 0,96 0,96 0,982 0,92 = 0,82, де 1 = 0,96 - ККД зубчасто цилндрично передач;
2 = 0,96 - ККД зубчасто кончно передач;
3 = 0,98 - ККД муфти;
4 = = 0,92 - ККД барабана.
2. Визначимо потужнсть електродвигуна:
7000 0, FV рз PЕД = = = 6,83 кВт.
1000 1000 0, 3. Вибирамо електродвигун типу 4А132S РЕД = 7,5 кВт, пЕД = 720 хвЦ1.
4. Визначимо частоту обертання барабана:
60 0, 60V nб = = = 45 хвЦ1.
Dб 3,14 0, 5. Визначимо передаточне число привода:
nЕД u = u1u2 = = = 16.
nб 6. Розб'мо передаточне число по ступенях:
u = u1u2 = 4 4 = 16, де и1 = 4 - передаточне число зубчасто цилндрично передач;
и2 = 4 - передаточне число кончно передач.
7. Визначимо потужнсть на тихохдному валу редуктора:
рз Pт.в = РЕД = 12 3 = 6,83 0,96 0,96 0,98 = 6,17 кВт.
8. Визначимо крутний момент на тихохдному валу кончно передач:
Рт.в 6, Т 3 = 9550 = 9550 = 1298 Нм.
nб 9. Вибирамо матерал зубчастих колс редуктора:
шестерня - сталь 45;
НВ = 269...302;
термообробка - полп шення;
т = 750 МПа;
колесо - сталь 45;
НВ = 235...262, термообробка - полпшен ня;
т = 640 МПа.
10. Визначимо допустим контактн напруження для зубцв ко леса H [ H ] = K HL, S H де H 02 - границя контактно витривалост;
H 02 = 2 HBсер2 + 70 = 2 248,5 + 70 = 567 МПа;
HBсер2 = 0,5(235 + 269) = 248,5;
S H 2 = 1,1 - коефцнт безпеки при термообробц (полпшення) [1, табл. 10];
K HL2 - коефцнт довговчност, N H02 20 K HL2 = 6 =6 = 0,71;
K HL2 1;
21,6 N H N H02 - базове число циклв напруження;
N H2 - розрахункове чис ло циклв напруження;
N H2 = 60nт cLh = 60 45 1 8000 = 2,16 107.
Приймамо K HL2 = 1,0;
N H02 = 20 106 [1, с. 29].
[ H ] = 567 1,0 = 515 МПа.
Тод 1, 11. Визначимо допустим напруження згину зубцв колеса [ F2 ] F [ F ] = K FL2 K FC2;
SF F02 = 1,8HBсер2 = 1,8 248,5 = 443,3 МПа;
де S F2 = 1,55 - коефцнт безпеки при термообробц (полпшення) [1, табл. 10];
K FL2 = 1,0 - коефцнт довговчност [1, с. 29];
K FC2 = = 1,0 - коефцнт реверсивност навантаження на зубц [1, с. 29];
[ F ] = 443,3 1,0 1,0 = 288,5 МПа.
1, Розрахунок кончно зубчасто передач Визначамо даметр зовншнього длильного кола колеса K H u2T d e2 = 1,65 10 4 3, [ H ] де - коефцнт виду кончних колс;
для прямозубих колс = = 0,85 [1, с. 38];
K H = 1,45 - коефцнт концентрац навантажен ня.
1,45 4 Отже, d e = 1,65 104 3 = 0,528 м [1, табл. 11];
0,85(515 106 ) d e2 = 528 мм.
Визначамо ширину зубчастого внця шестерн колеса.
Коефцнт довжини зуба d = 0,166 u2 + 1 = 0,166 4 2 + 1 = 0,684 ;
b = 0,875 d d e2 / u2 = 0,875 0,684 528 / 4 = 79 мм.
Зовншнй торцевий модуль передач mte = d e2 / z2 = 528 / 72 = 7,3 мм.
Число зубцв колеса z2 = K 5 u2 6 d e2 = 18 5 4 2 6 528 = 72.
Число зубцв шестерн z1 = z2 / u2 = 72 / 4 = 18.
Приймамо z1 = 18;
z2 = 72.
Розраховумо остаточн значення розмрв колс:
значення кута длильного колеса шестерн 2 = arctg u2 = arctg 4 = 7558;
1 = 90 2 = 90 7558 = 142 ;
длильн даметри колс d e1 = mte z1 = 7,3 18 = 131,4 мм;
d e2 = mte z2 = 7,3 72 = 525,6 мм;
зовншн даметри колс d ae1 = d e1 + 2 mte cos 1 = 131,4 + 2 7,3 cos142 = 145 мм;
d ae2 = d e2 + 2 mte cos 2 = 525,6 + 2 7,3 cos 7558 = 530 мм;
середн даметри колс d m2 = 0,857d e2 = 0,875 525,6 = 450 мм;
d m1 = 0,857d e1 = 0,875 131,4 = 112,6 мм;
зовншня конусна вдстань 1 Re = 0,5 d e2 1 + = 0,5 525,6 1 + 2 = 270 мм;
u2 середня колова швидксть V2 = 2 d 2 / 2 = 4,71 0,526 / 2 = 1,24 м/с;
n2 3,14 = 4,71 c 1.
2 = = 30 Визначамо сили, як виникають в зачепленн колеса:
колова сила на колес шестерн Ft = 2T3 / d 2 = 2 1298 103 / 525,6 = 4939 Н;
радальна сила на шестерн та осьова на колес Fr1 = Fa2 = Ft tg cos1 = 4939tg20 cos142 = 1798 Н;
осьова сила на шестерн радальна на колес Fr2 = Fat = Ft tg sin1 = 4939tg26 sin142 = 1200 Н.
Виконумо переврку зубцв на контактну мцнсть:
K H T3 u 1,45 1298 103 H = 2,12 106 = 2,12 106 = 120 МПа.
525,62 0, d e Виконумо переврку зубцв на згин:
для колеса F2 = K F K FVYF2 / (bmte ) [0];
F2 = 1,05 1 3,61 4939 / (79 7,3 0,85 ) = 38 МПа;
для шестерн F1 = F2YF1 /YF2 = 38 3,7 / 3,61 = 40 МПа;
zV1 = z1 / cos 1 = 18 / cos142 = 19;
zV2 = z2 / cos 2 = 72 / cos 7558 = 288.
Профль основн розмри упорних рзей (ГОСТ 10177Ц82).
Гайка Н h 30 3 d2 (D2) Болт р d d D Н = 1,5878р h = 0,8677р d=D d 2 = D2 d1 D1 d=D d 2 = D2 d1 D мм мм p=2 p= 10 8,5 6,528 7 20 18,5 16,528 12 10,5 8,528 9 22 20,5 18,528 14 12,5 10,528 11 24 22,5 20,528 16 14,5 12,528 13 26 24,5 22,528 18 16,5 14,528 Продовж. дод. d=D d 2 = D2 d1 D1 d=D d2 = D 2 d1 D мм мм p=3 p= 30 27,75 24,794 25,5 28 22,0 14,116 32 29,75 26,794 27,5 44 38,0 30,116 34 31,75 28,794 29,5 46 40,0 32,116 36 33,75 30,794 31,5 50 44,0 36,116 38 35,75 32,794 33,5 52 46,0 38,116 40 37,75 34,794 35,5 55 49,0 41,116 42 39,75 36,794 37,5 60 54,0 46,116 46 43,75 40,794 41,5 p = 50 47,75 44,794 45,5 36 28,5 18,644 55 52,75 49,794 50,5 38 30,5 20,644 60 57,75 54,794 55,5 42 34,5 24,644 p=4 65 57,5 47,644 65 62,0 58,058 59 70 62,5 52,644 70 67,0 63,058 64 75 67,5 57,644 75 72,0 68,058 69 80 72,5 62,544 80 77,0 73,058 74 p = p=5 50 41,0 29,174 85 81,25 76,322 77,5 55 46,0 34,174 90 86,25 81,322 82,5 60 51,0 39,174 p=6 85 76,0 64,174 30 25,5 19,586 21 90 81,0 69,174 32 27,5 21,586 23 p = 34 29,5 23,586 25 75 63,00 47,232 36 31,5 25,586 27 80 68,00 52,232 40 35,5 29,586 31 95 91,25 86,322 42 37,5 31,586 33 100 96,25 91,322 Примтка. В умовне позначення упорно рз повинн входити тера S, но мнальний даметр крок, наприклад: S80х10. Для во рз псля умовного позна чення розмру вказують тери LH, наприклад: S80x10LH.
Профль основн розмри трапецподбних однозахдних рзей (ГОСТ 9484Ц81, ГОСТ 24738Ц81) Гайка 15 aс Н h aс d2 (D2) D Гвинт 30 d D p Н = 1,5878p h = 0,8677p D d=D d1 d2 = D 2 D4 D1 d=D d1 d 2 = D2 D4 D мм мм p = 1,5 p= 8 6,2 7,25 8,3 6,5 22 19,5 21 22,5 p=2 24 21,5 23 24,5 8 5,5 7 8,5 6 26 23,5 25 26,5 10 7,5 9 10,5 8 28 25,5 27 28,5 12 9,5 11 12,5 10 p= 14 11,5 13 14,5 12 30 26,5 28,5 30,5 16 13,5 15 16,5 14 34 30,5 32,5 34,5 18 15,5 17 18,5 16 36 32,5 34,5 36,5 Продовж. дод. d=D d1 d 2 = D2 D4 D1 d=D d1 d 2 = D2 D4 D мм мм p=3 p= 38 34,5 36,5 38,5 35 28 19,0 24 29 42 38,5 40,5 42,5 39 44 35,0 40 45 44 40,5 42,5 44,5 41 46 37,0 42 47 46 42,5 44,5 46,5 43 48 39,0 44 49 50 46,5 48,5 50,5 47 52 41,0 46 51 55 51,5 53,5 55,5 59 55 46,0 51 56 60 56,5 58,5 60,5 57 60 51,0 56 61 p=4 p = 65 48,0 39,0 44,0 49 36 25,0 31 37 70 65,5 68,0 70,5 66 38 27,0 33 39 75 70,5 73,0 75,5 71 42 31,0 37 43 80 75,5 78,0 80,5 76 65 54,0 60 66 p=6 70 59,0 65 71 30 23,0 27,0 31,0 24 75 64,0 70 76 32 25,0 29,0 33,0 26 80 69,0 75 84 34 27,0 31,0 35,0 28 p = 36 29,0 33,0 37,0 30 50 37,0 44 51 38 31,0 35,0 39,0 32 55 42,0 49 56 40 33,0 37,0 41,0 34 60 47,0 54 61 42 35,0 39,0 43,0 36 85 72,0 79 86 85 79,5 82,5 85,5 80 90 77,0 84 91 90 84,5 87,5 90,5 85 p = 95 89,5 92,5 95,5 90 70 52,0 62 72 100 94,5 97,5 100,5 95 75 57,0 67 77 80 62,0 72 82 Примтка. В умовне позначення трапецподбно однозахдно рз повинн входити тери Тr, номнальний даметр крок, наприклад: Тr40х6. Для во рз псля умовного позначення розмру вказують тери LH, наприклад: 40х6LH.
Профль основн розмри метричних рзей (ГОСТ 9150Ц81).
Внутршня рзь h H d2 (D2) d (D) Зовншня р рзь H = 0,86603р d1 (D1) H1 = 0,54125р Крок Даметр рз Висота Крок Даметр рз Висота рз d1 = D1 проф- рз проф d 2 = D2 d 2 = D2 d 1 = D h h p лю h p лю h мм мм 8 7,350 6,918 48 47,350 46, 10 9,350 8,918 56 55,350 54, 1,0 0, 12 11,350 10,918 64 63,350 62, 16 15,350 14,918 72 71,350 70, 1,0 0, 20 19,350 18,918 80 79,350 78, 24 23,350 22,918 10 9,188 8, 1,25 0, 30 29,350 28,918 12 11,188 10, 36 35,350 34,918 12 11,026 10, 1,5 0, 42 41,350 40,918 16 15,026 14, Продовж. дод. Крок Даметр рз Висота Крок Даметр рз Висота рз проф- рз проф d 2 = D2 d 1 = D1 d 2 = D2 d 1 = D h h p лю h p лю h мм мм 20 19,026 18,376 72 70,701 69, 24 23,026 22,376 80 78,701 77, 2,0 1, 27 26,026 25,376 90 88,701 87, 30 29,026 28,376 100 98,701 97, 36 35,026 34,376 30 28,051 26, 42 41,026 40,376 36 34,051 32, 1,5 0, 48 47,026 46,376 42 40,051 38, 56 55,026 54,376 48 46,051 44, 3,0 1, 64 63,026 62,376 56 54,051 52, 72 71,026 70,376 72 70,051 68, 80 79,026 78,376 80 78,051 74, 20 18,701 17,835 90 88,051 84, 24 22,701 21,835 64 61,402 59, 30 28,701 27,835 72 69,402 68, 36 34,701 33,835 80 77,402 75, 2,0 1, 4,0 2, 42 40,701 39,835 90 87,402 85, 48 46,701 45,835 100 97,402 95, 56 54,701 53, 110 107,402 105, 64 62,701 61, Примтка. Рз з великими кроками позначають терою М величиною да метра, наприклад: М24, М64;
з дрбними кроками - терою М, величиною даме тра кроку через знак множення, наприклад: М242, М642.
Приклад оформлення робочого креслення колс 3, 3, 300,048 для 1, 0, 3, 3, зубцв 3, 2,545 4фаски НУК 1. Алексеенко В.В., Медведовский А.М., Нерубенко Г.П. Основы проек тирования судовых механизмов: Учеб. пособие. - Николаев: НКИ, 1990. - 84 с.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. - М.:
Машиностроение, 1980. - Т. . - 574 с.
3. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перель Л.Я. Подшипники качения. - М.: Машиностроение, 1975. - 574 с.
4. Дьяченко С.К., Столбовой С.З. Расчет и проектирование деталей ма шин. - К.: Техника, 1968. - 378 с.
5. Иванов М.Н. Детали машин: Учебн. для машиностр. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с.
6. Ломаковский Ю.П., Розмарица А.Д., Трунин С.Ф. Выбор подшипни ков качения по динамической грузоподъемности: Методические указания к курсовому проекту. - Николаев: НКИ, 1984. - 33 с.
7. Орлов П.И. Основы конструирования: Справ.-метод. пособие: В 3 кн.
- М.: Машиностроение, 1988. - 623 с.
8. Павлище В.Т. Пдшипники кочення: Основн параметри, конструкц опор, змащування, ущльнення та розрахунки ресурсу. - Л.: НУ "Льввська полтехнка", 2001. - 136 с.
9. Самохвалов Я.А. Справочник техника-конструктора. - К.: Техника, 1985. - 568 с.
10. Трунин С.Ф., Трунин К.С. Вибр пдшипникв кочення: Навч. посб ник. - Миколав: МК, 1994. - 50 с.
ВСТУП........................................................................................ 1. Рознмн з'днання. Нарзн з'днання................................... 1.1. Загальн вдомост про нарзн з'днання..................... 1.2. Силов спввдношення та умови самогальмування у гвинтовй пар............................................................... 1.3. Розрахунок на мцнсть стержня гвинта (болта) при рзних випадках навантаження................................... 1.4. Розрахунок клемових з'днань..................................... 1.5. Розрахунок на мцнсть................................................ 1.6. Передача гвинт - гайка................................................ 1.7. Розрахунок передач гвинт - гайка............................. 1.8. Матерали нарзних деталей........................................ 1.9. Вимоги до виконання контрольних робт................... 1.10. Контрольна робота 1................................................... 1.11. Контрольна робота 2................................................... 2. Конструювання, проектування розрахунок механчних передач суднових механзмв................................................... 2.1. Зубчаст передач. Загальн вдомост........................ 2.2. Основн параметри зубчастих передач...................... 2.3. Передаточне число коефцнт корисно д зубча сто передач.................................................................. 2.4. Розрахунок прямозубих цилндричних передач на мцнсть.......................................................................... 2.5. Розрахунок на мцнсть зубцв за контактними на пруженнями................................................................... 2.6. Розрахунок зубцв на згин........................................... 2.7. Особливост розрахункв косозубих шевронних ци ндричних передач...................................................... 2.8. Розрахунок мцност зубцв за контактними напру женнями......................................................................... 2.9. Розрахунок мцност зубцв за напруженнями згину 2.10. Кончн зубчаст передач........................................... 2.11. Геометричн параметри кончних зубчастих пере дач................................................................................. 2.12. Основн розмри кончних зубчастих передач з пря мими зубцями мжосьовим кутом = 90....................... 2.13. Сили, як дють у зачепленн кончних зубчастих ко с................................................................................... 2.14. Приведення прямозубого кончного колеса до екв валентного прямозубого цилндричного..................... 2.15. Розрахунок зубцв прямозубо кончно передач за напруженнями згину...................................................... 2.16. Розрахунок зубцв прямозубо кончно передач за контактними напруженнями......................................... 2.17. Черв'ячн передач........................................................ 2.18. Кнематика коефцнт корисно д черв'ячно пе редач.............................................................................. 2.19. Сили в зачепленн черв'ячно передач....................... 2.20. Розрахунок черв'ячно передач на контактну ви тривалсть..................................................................... 2.21. Розрахунок зубцв на згин.......................................... 2.22. Розрахунок навантаження черв'ячних передач......... 2.23. Тепловий розрахунок черв'ячних передач................. 2.24. Контрольна робота 3................................................... 3. Розрахунок конструювання валв...................................... 3.1. Матерал валв............................................................... 3.2. Проектний розрахунок валв........................................ 3.3. Навантаження, як дють на вали................................. 3.4. Переврочний розрахунок валв................................... 3.5. Розрахунок валв за границею витривалост............. 4. Конструювання опор валв з пдшипниками кочення......... 4.1. Порядок конструювання............................................... 4.2. Конструювання опорних вузлв редукторв............... 4.3. Послдовнсть розрахунку (пдбору) пдшипникв ко чення на витривалсть................................................... 4.4. Особливост конструкц опор валв зубчастих та черв'ячних передач........................................................ Приклади розв'язання контрольних задач................................ Додатки....................................................................................... Список використано тератури.............................................. Навчальний посбник Видавництво НУК, 54002, м. Миколав, вул. Скороходова, Свдоцтво про внесення суб'кта видавничо справи до Державного рестру видавцв, виготвникв розповсюджувачв видавничо продукц ДК № 1150 вд 12.12.2002 р.
Редактор .Ю. Цицюра КомпТютерна правка та верстка А.Й. Трщ Коректор Н.О. Шайкна Пдписано до друку 28.01.04. Формат 6084/16. Папр офсетний.
Ум. друк. арк. 8,0. Обл.-вид. арк. 8,6. Тираж 500 прим.
Вид. № 13. Зам. № 386. Цна договрна.
Шановн панове!
Запрошумо Вас ознайомитись з можливостями книжкового видавництва, висококвалфкован спецалсти якого забезпечать оперативне та яксне виконання замовлення будь-якого рвня склад ност.
Наш головний принцип - задовольнити потреби замовника в повному комплекс полграфчних послуг, починаючи з розробки та пдготовки оригналу-макета, що виконуться на баз IBM PС, закнчуючи друком на офсетних машинах.
Крм цього, ми мамо повний комплекс пслядрукарського об ладнання, що да можливсть виконувати:
! аркушепдбр;
! брошурування на скобу, клей;
! порзку на гльйотинах;
! ламнування.
Видавництво також оснащено сучасним цифровим дублка тором фрми "Duplo" формату А3, що да можливсть тиражува ти з швидкстю до 130 копй за хвилину.
Для постйних клнтв - гнучка система знижок.
Отже, якщо вам потрбно надрукувати пдручники, книги, бро шури, журнали, каталоги, рекламн листвки, прайс-листи, блан ки, взитн картки, - ми до Ваших послуг.
й #, 54002,.,., 5, $ 8(0512) 47-83-86;
39-81-42, 39-73-39, fax 8(0512) 42-46-52;
-mail: publishing@usmtu.edu.ua
Pages: | 1 | 2 |
Книги, научные публикации