Методическое руководство по курсовому проекту: Расчет и проектирование механического привода к скребковому конвейеру

Добро пожаловать в мир инженерного проектирования, где абстрактные формулы обретают форму в металле, а теоретические знания превращаются в надежные и функциональные механизмы. Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» – это не просто набор расчетов, это ваш первый шаг в роли инженера-конструктора, задача которого – превратить набор исходных данных в полноценное, работоспособное техническое решение. Перед вами стоит амбициозная, но крайне увлекательная задача: деконструировать структуру и разработать детализированный методологический план для проектирования механического привода к скребковому конвейеру. Этот привод – сердце конвейерной системы, обеспечивающее ее движение, и от его надежности зависит бесперебойная работа всего производственного цикла. (Помните, что именно от качества вашего проекта зависит бесперебойность производственных процессов и безопасность эксплуатации).

Представленный проект соответствует классической инженерной логике и структурируется в соответствии с этапами жизненного цикла изделия: от формирования идеи до ее детализированного воплощения. Мы пройдем путь от Технического предложения, где определяются основные энергетические и кинематические параметры, к Эскизному проекту, на котором производится предварительный расчет ключевых элементов – передач, валов и подшипников. Завершим работу на стадии Технического проекта, детализируя конструктивные решения, выбирая материалы, обосновывая технологичность и разрабатывая систему смазки и уплотнений. Такой подход не только обеспечивает системность и полноту изложения, но и прививает мышление, характерное для профессионального инженера, способного видеть проект целиком, от концепции до мельчайших деталей. Каждый этап будет подкреплен не только формулами, но и глубоким аналитическим обоснованием, ссылками на действующие стандарты и практическими рекомендациями, чтобы вы не просто выполняли расчеты, а понимали их суть и инженерную логику. (Как показывает практика, именно системное мышление и глубокое понимание сути процессов отличают сильного инженера от простого исполнителя).

Этап I. Энергетический и Кинематический расчет привода

Любое проектирование механической системы начинается с анализа требований к движению и передаче энергии. Именно здесь, на этапе энергетического и кинематического расчета, закладываются фундаментальные параметры будущего привода, определяющие его работоспособность, эффективность и, как следствие, габариты и стоимость. Наша задача – «заглянуть» внутрь механизма, чтобы понять, сколько энергии требуется для выполнения заданной работы и как эта энергия будет распределяться по элементам привода.

Определение мощности и выбор электродвигателя

Выбор «сердца» привода – электродвигателя – является одним из самых ответственных шагов. От его правильного подбора зависят не только энергоэффективность системы, но и ее надежность в целом. Для привода скребкового конвейера, работающего в условиях нагрузок, которые можно считать близкими к постоянным, оптимальным выбором являются асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором. Эти машины зарекомендовали себя как высоконадежные, обладающие значительной перегрузочной способностью и способные эффективно работать при частых пусках и остановах, что нередко встречается в конвейерных системах. Их КПД, достигающий 90–95%, также является весомым аргументом в пользу такого выбора. (Помните, грамотный выбор двигателя на этом этапе напрямую влияет на эксплуатационные расходы и долговечность всего конвейера).

Процесс выбора электродвигателя начинается с определения требуемой мощности на рабочем валу ($N_2$), которая напрямую зависит от выполняемой конвейером работы. В контексте скребкового конвейера это означает преодоление сопротивления перемещению груза и самого рабочего органа. Если нам известна сила ($F$) на рабочем органе (например, тяговое усилие цепи конвейера) и скорость ($v$) его движения, то требуемая мощность на рабочем валу ($N_2$) вычисляется по следующей формуле:

$N_2 = (F \cdot v) / 1000$

Где:

• $N_2$ – требуемая мощность на рабочем валу, кВт;
• $F$ – заданная сила на рабочем органе конвейера, Н;
• $v$ – скорость движения рабочего органа конвейера, м/с.
• Коэффициент $1000$ используется для перевода мощности из Ватт в Киловатты.

Далее, для выбора электродвигателя, нам необходима расчетная мощность электродвигателя ($N_{\text{эл.р.}}$), которая должна компенсировать все потери энергии, возникающие в каждом элементе привода – от муфты до редуктора и открытой передачи. Эти потери суммируются в виде общего коэффициента полезного действия (КПД) привода ($\eta_{\text{привода}}$). Формула для определения расчетной мощности электродвигателя выглядит так:

$N_{\text{эл.р.}} = N_2 / \eta_{\text{привода}}$

Где:

• $N_{\text{эл.р.}}$ – расчетная мощность электродвигателя, кВт;
• $N_2$ – требуемая мощность на рабочем валу, кВт;
• $\eta_{\text{привода}}$ – общий КПД привода.

Общий КПД привода ($\eta_{\text{привода}}$) является произведением КПД всех последовательно расположенных элементов, участвующих в передаче мощности:

$\eta_{\text{привода}} = \eta_{\text{муфты}} \cdot \eta_{\text{закрытой передачи}} \cdot \eta_{\text{открытой передачи}} \cdot \eta_{\text{подшипников}} \cdot \eta_{\text{рабочего механизма}}$

Для стандартного двухступенчатого цилиндрического редуктора (например, типа 1Ц2У), который повсеместно применяется в машиностроении, общий КПД редуктора обычно составляет не менее 0.97 (или 97%), что соответствует требованиям ГОСТ Р 50891 «Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия». Этот стандарт устанавливает минимальные требования к КПД для обеспечения энергоэффективности оборудования. При проектировании привода для скребкового конвейера рекомендуется принимать следующие ориентировочные значения КПД для отдельных элементов:

• КПД зубчатой передачи (для каждой ступени): $\eta_{\text{з.п.}} \approx 0.96 — 0.98$
• КПД цепной передачи: $\eta_{\text{ц.п.}} \approx 0.94 — 0.96$
• КПД муфты (например, МУВП): $\eta_{\text{муфты}} \approx 0.98 — 0.99$
• КПД подшипников (на одну пару): $\eta_{\text{подш.}} \approx 0.99 — 0.995$

Итак, если наш привод состоит из муфты, двухступенчатого редуктора и цепной передачи, то общий КПД будет выглядеть так:

$\eta_{\text{привода}} = \eta_{\text{муфты}} \cdot \eta_{\text{зубчатой пер. 1}} \cdot \eta_{\text{зубчатой пер. 2}} \cdot \eta_{\text{подш. редуктора}} \cdot \eta_{\text{цепной пер.}} \cdot \eta_{\text{подш. конвейера}}$

Например, для двухступенчатого редуктора (4 пары подшипников) и цепной передачи (2 пары подшипников), с муфтой, общий КПД может быть оценен как: $\eta_{\text{привода}} = 0.98 \cdot (0.97 \cdot 0.97) \cdot (0.995^4) \cdot 0.95 \cdot (0.995^2) \approx 0.98 \cdot 0.9409 \cdot 0.98 \cdot 0.95 \cdot 0.99 \approx 0.85$.
Такой детализированный расчет позволяет более точно подобрать двигатель и избежать излишнего запаса мощности, который приводит к перерасходу энергии и увеличению габаритов. (Это напрямую сокращает ваши эксплуатационные расходы и оптимизирует конструкцию).

После определения $N_{\text{эл.р.}}$, производится выбор стандартного электродвигателя по каталогу, исходя из двух ключевых параметров: номинальной мощности ($N$) и синхронной частоты вращения вала ($n$). Выбирается двигатель с номинальной мощностью, ближайшей и большей, чем $N_{\text{эл.р.}}$. При этом важно учитывать, что асинхронные двигатели имеют скольжение, и фактическая частота вращения ротора будет несколько ниже синхронной.

Распределение передаточного числа и определение крутящих моментов

После выбора электродвигателя мы знаем его частоту вращения ($n_{\text{дв}}$). Также нам известна требуемая частота вращения рабочего вала конвейера ($n_{\text{раб}}$), которую можно определить исходя из скорости рабочего органа ($v$) и диаметра ведущего колеса ($D_{\text{раб}}$) конвейера: $n_{\text{раб}} = (v \cdot 60) / (\pi \cdot D_{\text{раб}})$.

Теперь мы можем определить общее передаточное число привода ($u_{\text{пр}}$) как отношение частоты вращения вала двигателя к частоте вращения рабочего вала:

$u_{\text{пр}} = n_{\text{дв}} / n_{\text{раб}}$

Это общее передаточное число необходимо распределить между всеми последовательными передачами привода. В нашем случае, это, как правило, двухступенчатый редуктор (две зубчатые передачи) и одна открытая цепная передача. Распределение передаточного числа – это своего рода искусство, требующее компромисса между габаритами, уровнем шума, КПД и стоимостью. Для двухступенчатых редукторов часто принимают следующее соотношение передаточных чисел: $u_1 \approx u_2$, где $u_1$ – передаточное число быстроходной ступени, а $u_2$ – тихоходной. Для цепной передачи ($u_{\text{ц.п.}}$) обычно принимают $u_{\text{ц.п.}} = 2 — 4$.

Общее передаточное число привода будет произведением передаточных чисел всех передач:

$u_{\text{пр}} = u_1 \cdot u_2 \cdot u_{\text{ц.п.}}$

После распределения передаточных чисел, зная мощность на каждом валу (которая уменьшается с каждой передачей из-за потерь на КПД) и частоту вращения, можно определить крутящие моменты на всех валах привода. Крутящий момент ($T$) на валу рассчитывается по формуле:

$T = (9550 \cdot N) / n$

Где:

• $T$ – крутящий момент, Н·м;
• $N$ – мощность на данном валу, кВт;
• $n$ – частота вращения данного вала, об/мин;
• Коэффициент $9550$ – это округленное значение $60 / (2 \cdot \pi)$ для перевода единиц.

Расчет крутящих моментов на всех валах (двигателя, быстроходного, тихоходного, рабочего) крайне важен, поскольку именно эти значения будут использоваться в дальнейшем для проектировочных и проверочных расчетов зубчатых колес, валов, подшипников и муфт. Определение моментов позволяет оценить нагрузки, которые должны выдерживать элементы привода, и подобрать соответствующие размеры и материалы. (Точный расчет моментов критичен для предотвращения преждевременного выхода из строя дорогостоящих компонентов).

В качестве примера, представим, что мы имеем двигатель мощностью $N_{\text{дв}} = 7.5 \text{ кВт}$ и частотой вращения $n_{\text{дв}} = 1450 \text{ об/мин}$.

Крутящий момент на валу двигателя:

$T_{\text{дв}} = (9550 \cdot 7.5) / 1450 \approx 49.3 \text{ Н·м}$

Если КПД быстроходной ступени редуктора $\eta_1 = 0.97$ и передаточное число $u_1 = 4$, то частота вращения быстроходного вала $n_1 = 1450 / 4 = 362.5 \text{ об/мин}$.

Мощность на быстроходном валу $N_1 = N_{\text{дв}} \cdot \eta_1 = 7.5 \cdot 0.97 = 7.275 \text{ кВт}$.

Крутящий момент на быстроходном валу:

$T_1 = (9550 \cdot 7.275) / 362.5 \approx 191.7 \text{ Н·м}$

Этот последовательный подход, от энергетического баланса до распределения кинематических параметров и определения силовых нагрузок, является краеугольным камнем успешного проектирования любого механического привода.

Этап II. Проектировочный и Проверочный расчет передач

После того как определены основные энергетические и кинематические параметры, наступает очередь детализации самих передач – ключевых элементов, которые преобразуют вращение двигателя в требуемое движение рабочего органа. Этот этап является одним из самых трудоемких, поскольку требует глубокого понимания механики материалов, стандартов и инженерных компромиссов.

Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Цилиндрические зубчатые передачи – это основа большинства редукторов. Их надежность и долговечность зависят от тщательности расчета на выносливость. Основными критериями являются выносливость рабочих поверхностей зубьев (по контактным напряжениям $\sigma_{\text{Н}}$) и выносливость зубьев на изгиб (по напряжениям изгиба $\sigma_{\text{F}}$). В первом случае мы стремимся предотвратить питтинг (выкрашивание) рабочих поверхностей, во втором – избежать поломки зубьев. (Качественный расчет на этом этапе гарантирует долгий срок службы редуктора без дорогостоящих ремонтов).

Проектировочный расчет направлен на определение основных геометрических параметров передачи, прежде всего межосевого расстояния ($a_w$) и модуля зацепления ($m$). Модуль $m$ – это фундаментальный параметр, определяющий размеры зуба и, по сути, прочность передачи. Чем больше модуль, тем крупнее зубья и, как правило, тем выше несущая способность, но и больше габариты и масса.

Расчет межосевого расстояния обычно начинается с определения допускаемых контактных напряжений $[\sigma_{\text{Н}}]$, которые зависят от материала зубчатых колес, их твердости и режима работы. Затем, используя эмпирические формулы, включающие передаваемый крутящий момент, передаточное число, коэффициенты нагрузки и другие параметры, вычисляется требуемое межосевое расстояние.

После определения межосевого расстояния, модуль зацепления $m$ может быть рассчитан. Важнейшим шагом является его округление до ближайшего большего стандартного значения по ГОСТ 9563. Этот стандарт является обязательным для проектирования зубчатых передач в России и странах СНГ. При этом, согласно стандарту, необходимо отдавать предпочтение значениям из Первого (предпочтительного) ряда модулей. К таким значениям относятся, например, 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм. Переход ко второму ряду допускается только при острой технической необходимости, например, при жестких ограничениях по габаритам, которые не удается соблюсти с модулями из первого ряда. Это требование обусловлено унификацией и экономией в производстве зубчатых колес.

Пример формулы для определения модуля зацепления $m$ (или межосевого расстояния $a_w$) на основе контактных напряжений для прямозубой цилиндрической передачи выглядит так:

$a_w \ge K_{aw} \cdot \sqrt[3]{\frac{T_1 \cdot K_H}{[\sigma_H]^2 \cdot \frac{u \pm 1}{u}}}$

Где:

• $a_w$ – межосевое расстояние, мм;
• $K_{aw}$ – коэффициент, зависящий от ряда параметров (обычно табличное значение);
• $T_1$ – крутящий момент на ведущем валу, Н·мм;
• $K_H$ – коэффициент нагрузки, учитывающий динамику зацепления, распределение нагрузки по длине зуба и т.д.;
• $[\sigma_H]$ – допускаемое контактное напряжение, МПа;
• $u$ – передаточное число.

После выбора модуля $m$ и определения межосевого расстояния, необходимо выполнить проверочный расчет на контактную выносливость. Здесь используется формула для расчетного контактного напряжения $\sigma_{\text{Н}}$:

$\sigma_H = Z_H Z_E \sqrt{\frac{K_H \cdot F_t}{b \cdot d_w} \cdot \frac{u+1}{u}}$

Где:

• $\sigma_H$ – расчетное контактное напряжение, МПа;
• $Z_H$ – зональный коэффициент, учитывающий форму контактирующих поверхностей;
• $Z_E$ – коэффициент упругости материалов;
• $K_H$ – общий коэффициент нагрузки по контактным напряжениям (включает $K_{H\alpha}, K_{H\beta}, K_{Hv}$);
• $F_t$ – окружная сила в зацеплении, Н;
• $b$ – ширина зубчатого венца, мм;
• $d_w$ – делительный диаметр ведущего колеса, мм;
• $u$ – передаточное число.

Полученное $\sigma_H$ должно быть меньше или равно допускаемому контактному напряжению $[\sigma_H]$. Допускаемое напряжение $[\sigma_H]$ определяется с учетом предела контактной выносливости материала $\sigma_{H\text{lim}}$, коэффициента долговечности $K_{HL}$ и коэффициента запаса прочности $S_H$:

$[\sigma_H] = \frac{\sigma_{H\text{lim}} \cdot K_{HL}}{S_H}$

Для сталей с однородной структурой (после улучшения, нормализации) коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям $S_H$ обычно принимается в диапазоне 1.1 — 1.2. Это значение обусловлено высокой надежностью, которая требуется для зубчатых передач, работающих в редукторах. (Выбор этого диапазона обеспечивает достаточный запас прочности, предотвращая преждевременный износ и поломки, что важно для непрерывности производства).

Далее следует проверочный расчет зубчатых передач по напряжениям изгиба ($\sigma_F$). Этот расчет не менее важен, поскольку определяет прочность зуба на излом. Здесь учитывается коэффициент формы зуба $Y_{FS}$ (зависит от числа зубьев и коэффициента смещения) и коэффициент нагрузки $K_F$ (включает $K_{F\alpha}, K_{F\beta}, K_{Fv}$):

$\sigma_F = \frac{K_F \cdot F_t}{b \cdot m} \cdot Y_{FS}$

Полученное $\sigma_F$ также сравнивается с допускаемым напряжением изгиба $[\sigma_F]$, которое определяется аналогично контактному напряжению, но с другими пределами выносливости и коэффициентами запаса прочности.

Все эти расчеты проводятся для каждой ступени редуктора, с учетом конкретных материалов, термообработки и условий эксплуатации.

Расчет открытой цепной передачи

Цепные передачи, в отличие от зубчатых, чаще всего рассчитываются по критерию износостойкости шарниров, поскольку их прочность на разрыв обычно значительно выше требуемой. Долговечность приводных роликовых цепей, как правило, составляет 8–10 тысяч часов работы, и она ограничивается максимально допустимым относительным удлинением цепи из-за износа шарниров. Это удлинение обычно не должно превышать 3% от шага цепи. Превышение этого значения приводит к неточному зацеплению цепи со звездочками, увеличению шума, вибрации и быстрому выходу из строя всей передачи. (Контроль этого параметра позволяет избежать дорогостоящей замены цепи и сопряженных элементов, обеспечивая стабильную работу).

Проектирование цепной передачи начинается с выбора типа цепи (например, однорядная, двухрядная) и ее шага ($P$) по каталогу, исходя из передаваемой мощности, частоты вращения ведущей звездочки и передаточного числа. Затем определяются числа зубьев ведущей и ведомой звездочек, межосевое расстояние и другие геометрические параметры.

Основной проверочный расчет цепной передачи – это проверка нагрузочной способности цепи по среднему давлению в шарнире ($p_{\text{ц}}$), которое не должно превышать допускаемое $[p]_{\text{ц}}$. Формула для определения среднего давления в шарнире выглядит следующим образом:

$p_{\text{ц}} = \frac{K_Э \cdot F_t}{A_{\text{ш}} \cdot K_m} \le [p]_{\text{ц}}$

Где:

• $p_{\text{ц}}$ – среднее давление в шарнире цепи, МПа;
• $K_Э$ – коэффициент эксплуатации, учитывающий условия работы (ударность, режим нагрузки);
• $F_t$ – окружная сила, передаваемая цепью, Н;
• $A_{\text{ш}}$ – площадь опорной поверхности шарнира, мм², которая равна произведению диаметра валика ($d_{\text{в}}$) на ширину внутренней пластины ($b$);
• $K_m$ – коэффициент, учитывающий число рядов цепи (для однорядной цепи $K_m = 1$).
• $[p]_{\text{ц}}$ – допускаемое давление в шарнире (табличное значение, зависящее от материала шарнира и режима работы).

Если расчетное давление $p_{\text{ц}}$ превышает допускаемое $[p]_{\text{ц}}$, необходимо выбрать цепь с большим шагом, с большим диаметром валика или многорядную цепь. Также важно учитывать динамические нагрузки, возникающие в цепной передаче, особенно при высоких скоростях или наличии ударных воздействий.

Таблица 1: Пример стандартных модулей по ГОСТ 9563-60 (фрагмент)

Первый ряд (предпочтительный), мм	Второй ряд (дополнительный), мм
1.0	1.12
1.25	1.375
1.5	1.75
2.0	2.25
2.5	2.75
3.0	3.25
4.0	4.5
5.0	5.5
6.0	7.0
8.0	9.0
10.0	11.0

Эти детализированные расчеты, подкрепленные знанием стандартов и инженерных ограничений, позволяют создать надежные и долговечные механические передачи, которые будут служить основой для всего привода.

Этап III. Расчет валов, подшипников и выбор муфты

Спроектировав передачи, мы переходим к элементам, которые соединяют их и передают крутящие моменты – валам, а также к опорам валов – подшипникам, и соединительным элементам – муфтам. Этот этап критически важен для обеспечения жесткости, устойчивости и общей долговечности привода.

Проектный (приближенный) расчет валов

Расчет валов – это сложная и многоэтапная задача. Он начинается с проектного, или приближенного, расчета, цель которого – определить начальные, черновые диаметры валов на различных участках. Этот расчет проводится, как правило, на чистое кручение, что является упрощением, поскольку валы в редукторах и приводах всегда испытывают комбинированное нагружение – кручение и изгиб.

Для круглого вала диаметр $d$ при расчете на чистое кручение определяется по формуле:

$d \ge \sqrt[3]{\frac{16 \cdot T}{\pi \cdot [\tau]}}$

Где:

• $d$ – диаметр вала, мм;
• $T$ – крутящий момент на валу, Н·мм;
• $[\tau]$ – допускаемое напряжение на кручение, МПа.

Почему же мы используем упрощенный подход и только кручение? Ответ кроется в выборе допускаемого напряжения $[\tau]$. На этом этапе допускаемые напряжения $[\tau]$ принимаются значительно заниженными. Например, для валов из конструкционных сталей, таких как Сталь 45 или Сталь 40Х, после улучшения (термообработки, повышающей прочность и пластичность), допускаемое напряжение $[\tau]$ обычно принимается в диапазоне 20 МПа (в некоторых методиках до 30-40 МПа). Это существенно ниже фактического предела текучести или даже предела выносливости материала при чистом кручении.

Такое заниженное значение $[\tau]$ служит своего рода «буфером» и компенсирует неучтенные на данном этапе факторы:

1. Изгибные напряжения: Валы всегда испытывают изгиб от радиальных сил в зацеплениях зубчатых колес и от веса самих деталей, что значительно увеличивает суммарные напряжения.
2. Концентрация напряжений: В местах изменения диаметра вала, шпоночных пазов, галтелей и других конструктивных элементов возникают концентраторы напряжений, которые резко снижают усталостную прочность материала.
3. Динамические нагрузки: Возможные ударные и вибрационные нагрузки, которые трудно учесть на этом этапе.
4. Жесткость вала: Заниженное допускаемое напряжение приводит к увеличению диаметра вала, что повышает его жесткость и снижает деформации, благоприятно влияя на работу зубчатых зацеплений и подшипников.

Иными словами, приближенный расчет с заниженным $[\tau]$ – это инженерный прием, позволяющий получить достаточно надежные начальные размеры вала, которые затем будут уточнены на следующем, более детальном этапе проверочного расчета на выносливость. (Применение этого приема позволяет существенно ускорить начальный этап проектирования, при этом сохраняя необходимый запас прочности).

Выбор и проверочный расчет подшипников

Подшипники качения – это ключевые элементы, обеспечивающие вращение валов с минимальным трением и высокой точностью. Их правильный выбор и расчет напрямую влияют на долговечность всего привода. Предварительный выбор подшипников производится на этапе компоновки редуктора, исходя из предполагаемых диаметров валов и радиальных/осевых нагрузок. Затем следует детальный проверочный расчет на долговечность, или ресурс.

Основной критерий для подшипников качения – это их динамическая грузоподъемность ($C_r$) и долговечность ($L_{10h}$), выраженная в часах работы. $L_{10h}$ – это ресурс, при котором 90% однотипных подшипников, работающих в одинаковых условиях, не выйдут из строя. (Понимание этого критерия позволяет проектировать системы с предсказуемым сроком службы и избегать внезапных отказов).

Расчетная долговечность подшипника в часах определяется по формуле:

$L_{10h} = \frac{10^6}{60 \cdot n} \left( \frac{C_r}{P_E} \right)^p$

Где:

• $L_{10h}$ – расчетная долговечность подшипника, ч;
• $n$ – частота вращения вала подшипника, об/мин;
• $C_r$ – базовая динамическая грузоподъемность подшипника, Н (берется из каталога подшипников);
• $P_E$ – эквивалентная динамическая нагрузка, Н (вычисляется на основе радиальной и осевой сил, действующих на подшипник, с учетом коэффициентов $X, Y$);
• $p$ – показатель степени, который зависит от типа подшипника:
  • $p = 3$ для шариковых подшипников (точечный контакт);
  • $p = 10/3$ для роликовых подшипников (линейный контакт).

Вычисление эквивалентной динамической нагрузки $P_E$ требует предварительного определения опорных реакций на валу, для чего вал рассматривается как балка на двух опорах (шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной), а силы от зубчатых зацеплений и веса деталей прикладываются к соответствующим точкам.

Если рассчитанная долговечность $L_{10h}$ оказалась меньше требуемого ресурса (обычно задаваемого в техническом задании, например, 10 000 – 20 000 часов для промышленных приводов), необходимо выбрать подшипник с большей динамической грузоподъемностью $C_r$ (т.е. более крупный или более прочный подшипник).

Выбор соединительной муфты

Соединительная муфта – это элемент, который связывает вал двигателя с валом редуктора (или вал редуктора с валом рабочего механизма). Ее функция – передача крутящего момента, а также компенсация небольших несоосностей валов и смягчение динамических нагрузок.

Выбор стандартной муфты производится по допускаемому вращающему моменту $[T]$, который должен быть больше расчетного момента $T_{\text{расч}}$ на соединяемых валах. Расчетный момент $T_{\text{расч}}$ определяется как произведение номинального момента ($T_{\text{номин}}$, который мы рассчитали ранее) на коэффициент динамичности нагрузки $K$:

$T_{\text{расч}} = T_{\text{номин}} \cdot K$

Коэффициент динамичности нагрузки $K$ учитывает характер работы привода. Для скребковых конвейеров, которые могут испытывать умеренные ударные нагрузки при запуске или неравномерном распределении груза, $K$ обычно принимается в диапазоне 1.5 — 2.0. Более точное значение выбирается исходя из характеристик конкретного конвейера и требований к надежности. (Правильный выбор $K$ защищает двигатель и редуктор от преждевременного износа, значительно продлевая их ресурс).

Для соединения сравнительно тихоходных валов редуктора и конвейера, а также для вала двигателя с редуктором, часто используют Упругую Втулочно-Пальцевую Муфту (МУВП). Это популярный и экономичный тип муфт, стандартизированный, например, по ГОСТ 21424-93 «Муфты упругие втулочно-пальцевые. Технические условия». МУВП обладает рядом преимуществ:

• Компенсация смещений: Она способна компенсировать радиальное смещение валов до 0.5 мм и угловое смещение до 1° (при незначительном осевом смещении). Это критически важно, так как добиться идеальной соосности валов в реальных условиях практически невозможно.
• Амортизация ударных нагрузок: Упругие втулки (чаще всего из резины) на пальцах муфты эффективно демпфируют ударные нагрузки и сглаживают толчки, защищая двигатель и редуктор от преждевременного износа.
• Простота конструкции и обслуживания: МУВП относительно проста в изготовлении и замене упругих элементов.

При выборе МУВП по каталогу необходимо убедиться, что ее номинальный крутящий момент, указанный в ГОСТе, превышает $T_{\text{расч}}$, а диаметры отверстий в полумуфтах соответствуют диаметрам валов.

Таблица 2: Сравнение показателей степени $p$ для расчета долговечности подшипников

Тип подшипника	Характер контакта	Показатель степени $p$
Шариковые	Точечный	3
Роликовые	Линейный	10/3

Тщательный расчет и выбор этих элементов – валов, подшипников и муфт – обеспечивает прочность, надежность и плавность работы всего механического привода.

Этап IV. Конструктивные решения, материалы и технологичность

Инженерное проектирование – это не только расчеты, но и выбор конкретных конструктивных решений, материалов и технологий изготовления. На этом этапе мы переходим от чисел к форме, определяя, как будут выглядеть детали привода и из чего они будут сделаны, чтобы обеспечить требуемую прочность, долговечность и технологичность.

Выбор материалов и термообработка деталей

Выбор материала для каждой детали привода – это компромисс между прочностью, износостойкостью, технологичностью, доступностью и стоимостью. Для валов редукторов, которые испытывают как крутящие, так и изгибные нагрузки, наиболее часто применяются конструкционные углеродистые и слаболегированные стали.

Для валов:
Рекомендуется использовать:

• Сталь 40, Сталь 45: Среднеуглеродистые стали, хорошо подходящие для валов. Они обладают хорошей прочностью и обрабатываемостью.
• Сталь 40Х: Легированная сталь, которая обеспечивает более высокие механические свойства, особенно при термообработке.

Для повышения механических свойств, таких как предел прочности, предел текучести и ударная вязкость, валы обычно подвергают общей термообработке – улучшению. Улучшение включает закалку с последующим высоким отпуском, что позволяет достичь твердости в диапазоне HB 230-260. Такая твердость обеспечивает достаточную прочность и в то же время сохраняет приемлемую пластичность, что важно для сопротивления ударным нагрузкам. (Это обеспечивает баланс между прочностью и устойчивостью к динамическим нагрузкам, продлевая срок службы вала).

Для зубчатых колес:
Выбор материала для зубчатых колес зависит от требуемой твердости рабочих поверхностей и, соответственно, от технологии изготовления.

• Углеродистые стали (Сталь 20, Сталь 45):
  • Сталь 20: Используется для колес, требующих цементации (насыщения поверхности углеродом) с последующей закалкой. Это позволяет получить твердую износостойкую поверхность (до 60 HRC) при сохранении вязкой сердцевины.
  • Сталь 45: Часто применяется для колес с термообработкой – улучшением или нормализацией. Твердость поверхности при этом не превышает H ≤ 350 HB. Для таких колес возможно чистовое нарезание зубьев (например, фрезерование) после термообработки, что является более экономичным и технологичным процессом.
• Легированные стали (Сталь 40Х, Сталь 18ХГТ):
  • Сталь 40Х: Может использоваться для зубчатых колес с улучшением (твердость до 320 HB) или для поверхностной закалки ТВЧ (твердость до 50 HRC).
  • Сталь 18ХГТ, 20ХН3А: Высокопрочные легированные стали, предназначенные для цементации, нитроцементации или азотирования. После такой термообработки твердость рабочих поверхностей зубьев достигает 56-63 HRC.

Важно отметить, что зубчатые колеса с высокой твердостью (H > 350 HB), полученной цементацией, нитроцементацией или закалкой, имеют значительные внутренние напряжения и деформации после термообработки. Для обеспечения высокой кинематической точности, плавности зацепления и снижения шума такие колеса требуют последующей дорогостоящей финишной обработки, такой как шлифование, хонингование или шевингование. Это существенно усложняет и удорожает производство, но обеспечивает максимально возможные эксплуатационные характеристики. Для приводов общего назначения, где требования к точности не экстремальны, часто предпочитают колеса с твердостью до 350 HB, что позволяет обойтись без дорогостоящей финишной обработки. (Выбор оптимальной термообработки и финишной обработки позволяет найти баланс между производительностью, точностью и себестоимостью, что критически важно в реальном производстве).

Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора – это его «скелет», который обеспечивает взаимное расположение валов, подшипников и зубчатых колес, защищает их от внешних воздействий и удерживает смазку. Для редукторов общего назначения, как правило, применяются разъемные корпуса, состоящие из основания и крышки. Такая конструкция обеспечивает удобство сборки, монтажа и обслуживания.

Материал корпуса:
Основным материалом для литых корпусов редукторов является серый чугун марок СЧ12, СЧ15 или СЧ18 согласно ГОСТ 1412-85 «Чугун серый. Марки». Серый чугун обладает рядом преимуществ:

• Высокие литейные свойства: Позволяет получать сложные формы корпусов с минимальными дефектами.
• Хорошие демпфирующие свойства: Чугун эффективно поглощает вибрации, что способствует снижению шума при работе редуктора.
• Достаточная прочность и жесткость: Обеспечивает точное взаимное расположение осей валов под нагрузкой.
• Относительная дешевизна: По сравнению со стальными корпусами.

Толщина стенок корпуса:
Минимальная технологическая толщина стенки для отливок из чугуна составляет $S_{\text{min}} \approx 6 \text{ мм}$. Это обусловлено особенностями процесса литья (заполнение формы, скорость охлаждения). Однако, для обеспечения достаточной жесткости и прочности, а также для предотвращения деформаций под нагрузкой, типичная толщина стенок редукторов среднего размера находится в диапазоне 8-12 мм. Эта толщина определяется расчетом на прочность и жесткость, а также исходя из конструктивных соображений (например, возможность размещения крепежных элементов, технологических отверстий).

Посадочные места под подшипники:
Особое внимание уделяется посадочным местам под подшипники на валу и в корпусе. На валу внутреннее кольцо подшипника обычно устанавливается с гарантированным натягом. Это предотвращает проскальзывание внутреннего кольца относительно вала, что могло бы привести к износу посадочной поверхности, перегреву и выходу подшипника из строя. В корпусе наружное кольцо подшипника может устанавливаться с небольшим натягом или по переходной посадке, чтобы обеспечить возможность осевого перемещения при температурных деформациях или монтаже. Допуски и посадки выбираются в соответствии с ГОСТ 25346 (Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок).

Таблица 3: Рекомендации по материалам и термообработке для основных деталей привода

Деталь	Материал (пример)	Термообработка	Твердость	Особенности
Вал	Сталь 45, Сталь 40Х	Улучшение	HB 230-260	Достаточная прочность и пластичность
Зубчатое колесо	Сталь 45	Улучшение/Нормализация	H ≤ 350 HB	Чистовая обработка после термообработки
Зубчатое колесо	Сталь 18ХГТ, 20ХН3А	Цементация + закалка	HRC 56-63	Высокая износостойкость, требует финишной обработки
Корпус редуктора	Серый чугун СЧ12-СЧ18	Отливка	—	Хорошие литейные и демпфирующие свойства, ГОСТ 1412-85

В целом, выбор конструктивных решений и материалов должен основываться на комплексном анализе требований к прочности, долговечности, стоимости и технологичности, с обязательным учетом действующих стандартов.

Этап V. Система смазки и уплотнений

Надежная работа механического привода немыслима без эффективной системы смазки и герметичных уплотнений. Смазка снижает трение и износ, отводит тепло и защищает от коррозии, тогда как уплотнения предотвращают утечку смазки и попадание внешних загрязнений.

Выбор и обоснование системы смазки

Для зубчатых зацеплений в редукторах общего назначения наиболее распространенной и экономичной является картерная непроточная система смазки (смазывание погружением) жидким маслом. Принцип прост: нижние зубчатые колеса погружаются в масляную ванну, расположенную в нижней части корпуса редуктора. При вращении зубья захватывают масло и разносят его по всей внутренней полости редуктора, смазывая верхние зубчатые колеса, подшипники и другие элементы. (Это простое и эффективное решение, минимизирующее затраты на обслуживание привода).

Эффективность смазывания погружением напрямую зависит от окружной скорости зубчатых колес ($\nu$). Эта система оптимально работает при окружной скорости $\nu$ от $0.3 \text{ м/с}$ до 12.5 м/с.

При низких скоростях (до 0.3 м/с) масло может недостаточно эффективно разбрызгиваться. При высоких скоростях ($\nu > 12.5 — 15 \text{ м/с}$) возникают следующие проблемы:

1. Потери мощности: Значительно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла (гидравлические потери), что снижает общий КПД редуктора.
2. Нагрев масла: Интенсивное перемешивание приводит к сильному нагреву масла, что может вызвать его деградацию и снижение смазывающих свойств.
3. Вспенивание: Масло может сильно вспениваться, ухудшая качество смазки.

В таких случаях (для высокоскоростных передач) требуется переход на более сложные и дорогостоящие системы смазки, такие как струйная или циркуляционная смазка с охлаждением.

Глубина погружения колеса в масло также имеет значение: колесо должно погружаться не более чем на высоту зуба. Избыточное погружение приводит к увеличению потерь на перемешивание без существенного улучшения смазки.

Выбор смазочного масла:
Для тяжелонагруженных промышленных редукторов общего назначения рекомендуется использовать современные редукторные масла класса CLP по стандарту ISO 12925-1. Эти масла содержат специальные противозадирные (ЕР — Extreme Pressure) присадки, которые образуют защитную пленку на поверхности зубьев при высоких давлениях, предотвращая схватывание и износ. (Применение масел с ЕР-присадками значительно увеличивает ресурс зубчатых передач и снижает вероятность аварийных остановок).

В зависимости от нагрузок, температурного режима и окружных скоростей, чаще всего применяют масла классов ISO VG 150-320.

Например, индустриальное масло И-Г-А-45 (ГОСТ 20799-85) по кинематической вязкости соответствует классу ISO VG 46, но оно, как правило, не обладает необходимыми ЕР-свойствами для тяжелонагруженных редукторов. Поэтому предпочтение следует отдавать специализированным редукторным маслам.

Объем масла в картере должен обеспечивать необходимое погружение колес и достаточный запас для теплоотвода. Уровень масла контролируется через маслоуказатель или щуп.

Смазка подшипников и уплотнения

Подшипники качения могут смазываться как жидким маслом (из общей системы смазки редуктора), так и пластичными смазочными материалами. Выбор зависит от условий эксплуатации, прежде всего от окружных скоростей и температур.

Смазка подшипников:

• Жидкое масло: Если подшипник расположен в зоне разбрызгивания масла из зубчатого зацепления, или при высоких окружных скоростях (когда требуется интенсивный теплоотвод), применяется жидкая смазка из общей системы редуктора.
• Пластичная смазка: При низких окружных скоростях ($\nu < 2 \text{ м/с}$) или в герметичных узлах, где нет контакта с жидким маслом редуктора, могут применяться пластичные смазочные материалы (например, солидол жировой по ГОСТ 1033-79, литиевые смазки).
  • Критерием для использования пластичной смазки в подшипниках является скоростной фактор $D \cdot n$, где $D$ – средний диаметр подшипника в мм, $n$ – частота вращения в об/мин. Пластичная смазка обычно рекомендуется при $D \cdot n < 200,000 \text{ мм} \cdot \text{об/мин}$. При превышении $800,000 \text{ мм} \cdot \text{об/мин}$ предпочтительно масляное смазывание с циркуляцией для эффективного теплоотвода. Это связано с тем, что пластичные смазки обладают меньшей способностью к отводу тепла по сравнению с жидкими маслами.

Уплотнения:
Для предотвращения вытекания смазки из редуктора и защиты внутренних полостей от попадания пыли, влаги и других загрязнений, в подшипниковых узлах валов применяются манжетные уплотнения (сальники). Манжеты изготавливаются из эластичных материалов (резины, полиуретана) и имеют рабочую кромку, которая прижимается к вращающемуся валу, обеспечивая герметичность. (Правильный подбор уплотнений – это ключ к поддержанию чистоты смазки и предотвращению износа подшипников).

Важно правильно выбрать тип и размер манжеты, а также обеспечить качество поверхности вала в месте контакта с уплотнением (требуется чистота обработки поверхности и отсутствие биений). Для тяжелых условий или при наличии абразивных частиц могут применяться двойные манжеты или комбинированные уплотнения (лабиринтные + манжетные).

Таблица 4: Критерии выбора типа смазки для зубчатых зацеплений и подшипников

Элемент	Критерий	Рекомендуемый тип смазки / Класс масла
Зубчатое зацепление	Окружная скорость $\nu \le 12.5 \text{ м/с}$	Картерная (погружение) жидким маслом, ISO VG 150-320 CLP (с ЕР-присадками)
Подшипники качения	Скоростной фактор $D \cdot n < 200,000$ мм·об/мин	Пластичная смазка (литиевые, солидол)
Подшипники качения	Скоростной фактор $D \cdot n > 200,000$ мм·об/мин	Жидкое масло (из общей системы редуктора)
Подшипники качения	Скоростной фактор $D \cdot n > 800,000$ мм·об/мин	Жидкое масло с циркуляцией и охлаждением

Тщательная проработка системы смазки и уплотнений значительно продлевает срок службы привода, снижает эксплуатационные затраты и повышает его общую надежность.

Заключение и оформление проектной документации (ЕСКД)

Наше путешествие по миру проектирования механического привода к скребковому конвейеру завершается. Мы прошли путь от абстрактных требований к конкретным инженерным решениям, детально рассмотрев каждый этап: от энергетического и кинематического расчета, выбора электродвигателя и распределения передаточных чисел, до проектирования и проверочных расчетов зубчатых и цепных передач, валов и подшипников. Мы осознанно подошли к выбору материалов и термообработки, обосновали конструктивные решения для корпуса редуктора и разработали систему смазки и уплотнений, опираясь на действующие стандарты и лучшие инженерные практики.

Ключевые проектные решения, принятые в ходе выполнения этого руководства, основываются на принципах надежности, эффективности и технологичности. Мы стремились не просто выполнить расчеты, но и объяснить почему каждое решение было принято именно так, будь то выбор модуля зацепления из предпочтительного ряда ГОСТ 9563, обоснование заниженного допускаемого напряжения при приближенном расчете валов, или учет предельного относительного удлинения цепи. Особое внимание было уделено «слепым зонам» – деталям, которые часто упускаются в стандартных методичках, но имеют критическое значение для практической реализации проекта. (Именно такой подход, основанный на глубоком понимании «почему», а не только «как», отличает настоящего инженера-профессионала).

Теперь, когда вся методология расчетов и конструктивных обоснований освоена, настало время оформить результаты вашей работы в соответствии с строгими требованиями Единой системы конструкторской документации (ЕСКД) и Государственных стандартов (ГОСТ). Это не просто формальность, а часть инженерной культуры, обеспечивающая однозначность трактовки проектных решений и возможность их воспроизведения.

Пояснительная записка должна быть структурирована логично и последовательно, отражая все этапы проектирования:

1. Титульный лист: Согласно требованиям кафедры.
2. Задание: Копия исходного задания на курсовой проект.
3. Аннотация: Краткое содержание проекта.
4. Содержание: С указанием страниц.
5. Введение: Постановка задачи, актуальность, краткое описание конструкции.
6. Расчетная часть:
   • Энергетический и кинематический расчет (выбор двигателя, распределение передаточных чисел, моменты).
   • Расчет зубчатой передачи (проектировочный, проверочный).
   • Расчет цепной передачи.
   • Расчет валов (приближенный, проверочный).
   • Расчет подшипников.
   • Выбор муфты.
7. Конструктивная часть: Описание выбранных материалов, термообработки, конструкции корпуса, системы смазки и уплотнений с обоснованием.
8. Заключение: Краткие выводы по проекту, основные характеристики привода.
9. Список использованных источников: Обязательно со ссылками на авторитетные учебники, справочники, ГОСТы.
10. Приложения: Если есть.

Графическая часть включает:

• Общий вид привода: Сборочный чертеж всего привода (двигатель, редуктор, муфта, конвейер) в масштабе.
• Сборочный чертеж редуктора: Детализированный чертеж редуктора с указанием позиций всех деталей, размеров, допусков, посадок, смазки.
• Деталировка: Рабочие чертежи 1-2 деталей редуктора (например, вал, зубчатое колесо) с указанием всех размеров, допусков формы и расположения поверхностей, шероховатости, материалов, термообработки.
• Спецификации: К сборочным чертежам.

Все чертежи должны быть выполнены в соответствии с требованиями ЕСКД по форматам, масштабам, шрифтам, типам линий, нанесению размеров и обозначений.

Этот курсовой проект – это не только проверка ваших знаний, но и уникальная возможность применить их на практике, почувствовать себя настоящим инженером. Удачи в вашем проекте!

Список использованной литературы

1. Энергетический и кинематический расчеты приводов: Метод. указания по дисциплине “ Детали машин “ для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов.- Н.Новгород , 2000. – 27 c.
2. Зубчатые и червячные передачи. Ч.I: Проектировочный расчет: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Ю.П.Кисляков, Л.Т.Крюков.- Н.Новгород, 2000.- 31c.
3. Зубчатые и червячные передачи. Ч.II: Проверочный расчет. Силы в зацеплениях: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Ю.П.Кисляков, Л.Т.Крюков.- Н.Новгород, 2001.- 24 с.
4. Ременные передачи. Ч.I: Методика расчета: Метод. указания по дисципли-не “Детали машин” для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Н.В.Дворянинов, Ю.П.Кисляков. Н.Новгород, 1999.- 31 с.
5. Ременные передачи. Ч.II: Примеры расчета: Метод. указания по дисцип-лине “Детали машин” для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Н.В.Дворянинов, Ю.П.Кисляков.- Н.Новгород, 1999.-16 с.
6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- М.: Высш. шк., 2001.- 447 с.
7. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.- М.: Машиностроение, 2002.- 536 с.
8. Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для машиностроительных специальностей вузов/М.Н.Иванов, В.А. Финогенов — 9-е изд.,испр.-М.:Высш.шк.,2005.-408 с.:ил.
9. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/С.А.Чернавский,Г.А.Снесарев и др.-5-е изд.,перераб. и доп.- М.:Машиностроение,1984.-560 с.,ил.
10. Николаев Г.А. Сварные конструкции. Изд. 3-е, перераб.-М.,Машгиз,1962,552 с.
11. Детали машин: Атлас конструкций: В 2 ч., 5-е изд. / Под ред. Д.Н. Решетова.- М.: Машиностроение, 1992.
12. Анфимов М.И.Редукторы. Конструкции и расчет:Альбом.-4-е изд., перераб. и доп.-М.:Машиностроение,1993.-464 с.:ил.
13. Ульянов А.А. Детали машин:учеб.пособие для студентов машиностроительных и механических специальностей всех форм обучения/А.А.Ульянов;НГТУ.-Н.Новгород,2006.199 с.
14. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин — М: Машиностроение, 1988 — 416 с.: ил.454 с.
15. П.Г. Гузенков «Детали машин» 1969г.
16. studfile.net (Сибирский государственный технологический университет, 2015)
17. detalmach.ru (Проектный расчет валов и опорных конструкций)
18. reductory.ru (Смазывание зубчатых или червячных передач редукторов)
19. geyz.ru (Смазка зубчатых и червячных передач)
20. gidromash.com.ua (Материалы и упрочнение зубьев зубчатых колес)
21. tosko.ru (Редукторные масла)
22. ifmo.ru (Детали машин. Расчет механических передач: Пособие. СПб.: СПбГУНиПТ, 2003)
23. electricalschool.info (Выбор электропривода конвейеров)
24. studfile.net (Выбор муфты для соединения концов валов редуктора)
25. cyberleninka.ru (Выбор асинхронного электродвигателя для привода ленточного конвейера)
26. pairgears.com (Методы смазки зубчатых передач)
27. omgtu.ru (Добровольский В. П. Приводы конвейеров. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2009)
28. tpu.ru (Редуктор цилиндрический зубчатый)
29. evroreduktor.ru (Описание зубчатых пар)
30. studizba.com (Иванов М.Н., Решетов Д.Н. — Детали машин. МГТУ им. Н.Э.Баумана)
31. nati.org.ua (Расчеты деталей машин)
32. studfile.net (Расчет вала на долговременную прочность)
33. narod.ru (Проверочный расчет зубчатых передач)
34. inner.su (Расчет вала на прочность и жесткость)
35. core.ac.uk (Конструирование и расчет валов. Подбор подшипников качения)
36. pstu.ru (Расчет и конструирование вала: метод.)
37. studbooks.net (Разработка привода ленточного конвейера)
38. bmstu.ru (Детали машин: учебник для вузов / Ред. Ряховский О. А. — М. : Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2014)
39. bsatu.by (Детали машин. Соосные зубчатые передачи : учебно-методическое пособие / Н. Н. Романюк [и др.]. – Минск : БГАТУ, 2024)
40. Решетов Д.Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 1989.- 496 с.
41. studfile.net (Конструирование зубчатых колес и корпусных деталей.)
42. nngasu.ru (Проектирование зубчатого редуктора. Методические указания. – Нижний Новгород; издание ННГАСУ, 2010)
43. obuchalka.org (Детали машин, Решетов Д.Н., 1989)
44. studizba.com (Книга О.А. Ряховский — Детали машин. МГТУ им. Н.Э.Баумана)
45. spbti.ru (Матюшин Е. Г., Луцко А. Н., Телепнев М. Д. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. СПб. : СПбГТИ(ТУ), 2017)