Разработка привода ленточного конвейера: Методическое пособие по выполнению курсовой работы

Введение. Формулируем цели и задачи курсового проекта

Приводы ленточных конвейеров являются неотъемлемой частью технологических процессов в самых разных отраслях промышленности, от горнодобывающей до пищевой. Их надежность и эффективность напрямую влияют на производительность всего предприятия. Именно поэтому разработка и расчет такого привода — это классическая и крайне важная задача в рамках изучения дисциплины «Детали машин».

Генеральная задача данного курсового проекта — спроектировать надежный и эффективный привод для ленточного конвейера в строгом соответствии с выданными техническими условиями. Это означает, что на выходе мы должны получить не просто набор расчетов, а полностью проработанную конструкцию, готовую к воплощению в виде конструкторской документации.

Чтобы достичь этой цели, нам предстоит спроектировать следующие основные узлы:

• Электродвигатель, являющийся источником энергии для всей системы.
• Клиноременная передача, обеспечивающая гибкую связь и первую ступень понижения частоты вращения.
• Одноступенчатый цилиндрический редуктор — сердце привода, основной задачей которого является понижение угловой скорости и, соответственно, повышение крутящего момента.
• Соединительная муфта для передачи крутящего момента от редуктора на вал приводного барабана.

Структура этой работы выстроена как последовательность логически связанных этапов, отражающих реальный процесс инженерного проектирования. Мы начнем с анализа исходных данных, перейдем к комплексным расчетам, выбору стандартных изделий и проектированию оригинальных деталей, а закончим формированием итоговых технических характеристик. Такой подход превращает сложную задачу в понятный и управляемый процесс.

Этап 1. Анализ технического задания и определение общей компоновки привода

Любой инженерный проект начинается с внимательного изучения исходных данных. «Чтение» технического задания — это ключевой навык, позволяющий заложить прочный фундамент для всех последующих расчетов. В нашем случае исходные технические условия выглядят следующим образом:

• Сопротивление движения ленты (W): 5,2 кН. Это сила, которую наш привод должен преодолеть.
• Скорость ленты (V): 1,25 м/с. Требуемая рабочая скорость конвейера.
• Диаметр барабана (Dб): 0,265 м. Геометрический параметр, связывающий линейную скорость ленты с угловой скоростью вала.
• Угол наклона ременной передачи (β0): 30°.
• Ресурс работы привода (Lh): 2800 часов. Этот параметр критически важен для расчетов на выносливость и долговечность.
• Коэффициенты и продолжительность нагрузки: α_0=1,3; α_1=1,0; α_2=0,8; α_3=0,4; γ_1=0,3; γ_2=0,2; γ_3=0,5. Эти данные описывают переменный характер нагрузки на привод.
• Условия работы: температура от -15°С до +20°С, влажность до 80%. Данный температурный диапазон является умеренным и не требует внедрения специальных систем подогрева или охлаждения масла в редукторе.

Анализ этих данных позволяет нам принять принципиальное решение о компоновке. Учитывая необходимость понизить частоту вращения вала стандартного электродвигателя до требуемой на приводном барабане, а также для обеспечения плавности работы, наиболее рациональной является следующая кинематическая схема привода:

Электродвигатель → Клиноременная передача → Одноступенчатый цилиндрический редуктор → Упругая муфта → Приводной барабан конвейера.

Эта схема является стандартной и хорошо зарекомендовавшей себя в машиностроении. Клиноременная передача обеспечивает первую ступень редуцирования и защищает двигатель от перегрузок, а цилиндрический редуктор эффективно передает высокий крутящий момент. Все проектирование будет вестись с опорой на релевантные стандарты, такие как РТМ 24.093.04-80.

Этап 2. Выполнение кинематического и силового расчета всего привода

Это фундаментальный этап, на котором мы определяем ключевые энергетические и скоростные параметры системы. Ошибка здесь приведет к неверному выбору всех последующих компонентов. Расчет выполняется в строгой последовательности.

1. Расчет требуемой мощности на валу приводного барабана (Pб): Это мощность, необходимая для преодоления сопротивления движения ленты с заданной скоростью. Она рассчитывается по простой формуле: Pб = (W * V) / 1000.
2. Определение общего КПД привода (ηобщ): Суммарные потери мощности в приводе значительны. Общий КПД определяется как произведение КПД всех его звеньев: ηобщ = ηкрп * ηзп * ηп_откр^2 * ηп_закр * ηм, где ηкрп — КПД клиноременной передачи, ηзп — КПД зубчатого зацепления, ηп_откр и ηп_закр — КПД пар подшипников на открытой передаче и в редукторе, а ηм — КПД муфты. Для расчетов принимаются стандартные значения (например, для клиноременной передачи ~0.96, для косозубой передачи в закрытом корпусе ~0.97-0.98, для пары подшипников качения ~0.99).
3. Расчет требуемой мощности электродвигателя (Pэд): Это мощность на барабане, увеличенная на величину всех потерь: Pэд = Pб / ηобщ. Именно по этому значению мы будем подбирать двигатель.
4. Расчет частоты вращения вала приводного барабана (nб): Определяется из линейной скорости ленты и диаметра барабана: nб = (60 * V) / (π * Dб).
5. Определение общего передаточного числа (uобщ): Это отношение синхронной частоты вращения вала выбранного двигателя (предварительно принимается, например, 1500 об/мин) к частоте вращения вала барабана: uобщ = nсинхр / nб. Далее это число необходимо рационально распределить между ступенями: uобщ = uкрп * uред, где uкрп — передаточное число клиноременной передачи (обычно в диапазоне 2-4), а uред — передаточное число редуктора.
6. Расчет силовых и кинематических параметров по валам: На этом шаге определяются расчетные частоты вращения (n) и крутящие моменты (M) для каждого вала: вала электродвигателя, быстроходного вала редуктора (входного) и тихоходного вала редуктора (выходного).

Результаты этих расчетов удобно свести в единую таблицу, которая станет главным справочным документом для всех последующих этапов проектирования.

Таблица 1. Основные кинематические и силовые параметры привода

Параметр	Вал электродвигателя	Быстроходный вал редуктора	Тихоходный вал редуктора
Частота вращения, об/мин	n_эд	n_б	n_т
Крутящий момент, Н*м	М_эд	М_б	М_т

Этап 3. Обоснованный выбор электродвигателя по каталогу

Выбор двигателя — ответственный шаг, определяющий энергетическую основу привода. Процедура выбора строго регламентирована и выполняется на основе данных, полученных в предыдущем разделе.

Основываясь на требуемой мощности (Pэд) и необходимой синхронной частоте вращения (nсинхр), мы обращаемся к каталогам стандартных электродвигателей. Для приводов общего назначения, к которым относится и наш конвейер, чаще всего выбирают асинхронные трехфазные двигатели, например, широко распространенной серии АИР. Их популярность обусловлена простотой конструкции, надежностью и невысокой стоимостью.

Процесс выбора выглядит так:

1. В каталоге находим двигатель, у которого номинальная мощность больше или равна нашей расчетной (Pном ≥ Pэд), а синхронная частота вращения максимально близка к требуемой (обычно 3000, 1500, 1000 или 750 об/мин).
2. После выбора конкретной модели (например, АИР132М4), необходимо выписать все его паспортные данные: номинальную мощность, номинальную (асинхронную) частоту вращения, КПД, коэффициент мощности (cos φ), кратность пускового момента (Мп/Мн), кратность максимального момента (Мmax/Мн), диаметр вала и массу.

Ключевым моментом является проверка двигателя по пусковому моменту. Необходимо убедиться, что пусковой момент двигателя достаточен для преодоления пускового момента сопротивления на валу. Пусковой момент конвейера может быть значительно выше номинального. Если условие Мп_дв > Мп_сопр выполняется, значит, двигатель сможет запустить конвейер под нагрузкой, и выбор считается корректным. Если нет — необходимо выбрать двигатель большей мощности или с большей кратностью пускового момента.

Этап 4. Проектирование и расчет клиноременной передачи

Клиноременная передача в нашей схеме выполняет две важные функции: передает вращение от двигателя к редуктору и обеспечивает заданное передаточное число (uкрп). Ее преимущества — плавность хода, способность гасить вибрации и относительная простота конструкции. Расчет ведется в соответствии с ГОСТ 1284-68.

Полный цикл проектирования включает следующие шаги:

• Выбор сечения клинового ремня: По специальным номограммам, на основе передаваемой мощности и частоты вращения меньшего шкива (шкива двигателя), выбирается тип сечения ремня (например, профили А, Б, В и т.д.).
• Определение геометрии передачи:
  1. Рассчитывается диаметр меньшего шкива.
  2. Задается предварительное межосевое расстояние (a).
  3. Рассчитывается расчетная длина ремня (L). Полученное значение округляется до ближайшего стандартного по ГОСТ.
  4. Уточняется межосевое расстояние с учетом выбранной стандартной длины ремня.
  5. Определяется угол обхвата (α) на меньшем шкиве. Он должен быть не менее 120°, чтобы обеспечить надежное сцепление.
• Расчет необходимого количества ремней (z): Мощность, которую может передать один ремень, ограничена. Поэтому количество ремней определяется по формуле, учитывающей передаваемую мощность, скорость ремня, угол обхвата и режим работы. Полученное значение всегда округляется до ближайшего большего целого числа.
• Определение размеров шкивов: На основе выбранного сечения ремня и диаметров по ГОСТу определяются все конструктивные размеры шкивов (ширина, глубина канавок и т.д.).
• Силовой расчет: В завершение рассчитывается сила предварительного натяжения каждого ремня и суммарная сила, действующая на валы. Эта сила необходима для последующего расчета валов и подшипников на прочность.

В результате мы получаем полностью рассчитанную передачу: известны тип и количество ремней, их длина, а также все геометрические параметры шкивов.

Этап 5. Проектный расчет зубчатой передачи редуктора

Это, без сомнения, самый сложный и ответственный раздел курсового проекта. Мы проектируем ядро нашего привода — косозубую цилиндрическую передачу, которая должна надежно работать в течение всего заданного ресурса (Lh = 2800 часов).

Расчет начинается с выбора материалов и определения допускаемых напряжений. Для шестерни (меньшее зубчатое колесо) обычно выбирают более прочную сталь или назначают лучшую термообработку, чем для колеса, так как ее зубья нагружаются чаще. На основе выбранных материалов, вида термообработки и требуемого ресурса определяются допускаемые контактные напряжения [σ]H и напряжения на изгиб [σ]F.

Далее следует строгая последовательность расчетов:

1. Проектный расчет на контактную прочность: Это основной расчет, из которого определяется ключевой геометрический параметр передачи — межосевое расстояние (aw). Расчет ведется по формуле, учитывающей крутящий момент на тихоходном валу, передаточное число редуктора и допускаемые контактные напряжения.
2. Определение модуля зацепления (m): На основе полученного межосевого расстояния и заданных коэффициентов рассчитывается модуль — основная характеристика размеров зубьев. Его значение округляется до стандартного.
3. Расчет основных геометрических параметров: После того как модуль определен, рассчитываются все остальные параметры: числа зубьев шестерни и колеса, угол наклона зубьев, делительные и начальные диаметры, ширина зубчатого венца и т.д. Геометрия передачи полностью определена.
4. Проверочный расчет на контактную прочность: Ранее мы определили межосевое расстояние. Теперь, зная точную геометрию, мы проводим обратный расчет — находим фактические контактные напряжения и сравниваем их с допускаемыми. Условие прочности: σH ≤ [σ]H.
5. Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость: Зубья во время работы испытывают циклические нагрузки на изгиб. Этот расчет проверяет, не произойдет ли усталостное разрушение у основания зуба. Расчетные напряжения изгиба для шестерни и колеса сравниваются с допускаемыми: σF ≤ [σ]F.
6. Определение сил в зацеплении: В завершение рассчитываются силы, действующие на зубья: окружная (Ft), радиальная (Fr) и осевая (Fa). Эти силы будут исходными данными для расчета валов и подшипников.

Успешное завершение этого этапа означает, что мы спроектировали зубчатую передачу, которая выдержит заданные нагрузки в течение требуемого срока службы.

Этап 6. Предварительный расчет и эскизная компоновка валов редуктора

Зубчатые колеса установлены на валах, которые передают крутящий момент и воспринимают нагрузки от зацепления. Наша задача на этом этапе — определить их предварительные размеры и разработать конструктивный эскиз.

Вначале выполняется предварительный (проектный) расчет валов. Он ведется только на кручение, так как на этом этапе изгибающие моменты еще неизвестны. По упрощенной формуле, исходя из передаваемого крутящего момента и допускаемого напряжения на кручение, определяются минимально допустимые диаметры быстроходного и тихоходного валов редуктора.

Этот расчет дает лишь отправную точку. Реальные диаметры валов будут больше за счет влияния изгибающих напряжений, концентраторов напряжений (шпоночных пазов, галтелей) и требований по жесткости.

На основе полученных диаметров, а также габаритов зубчатых колес, подшипников и уплотнений, выполняется эскизная компоновка валов. Это творческий процесс, в ходе которого конструктор:

• Прорисовывает контуры вала со всеми ступенями, фасками и галтелями.
• Определяет места установки зубчатых колес (обычно ближе к середине пролета для уменьшения изгиба).
• Назначает места для опор — подшипников.
• Определяет осевые и радиальные размеры всех участков вала.

Итогом этого этапа являются эскизы быстроходного и тихоходного валов и их расчетные схемы. На схемах указываются точки приложения сил (от зубчатого зацепления, от ременной передачи), а также места расположения опор. Теперь у нас есть все данные для финальной проверки.

Этап 7. Проверочный расчет валов на статическую прочность и выносливость

Это финальная проверка, доказывающая работоспособность спроектированных на предыдущем этапе валов. Расчет сложен и требует аккуратности. Он выполняется для каждого вала отдельно.

Процесс включает следующие шаги:

1. Определение опорных реакций: На основе расчетной схемы вала и приложенных сил (осевой, радиальной, окружной) определяются реакции в опорах (подшипниках). Расчет ведется отдельно для горизонтальной и вертикальной плоскостей.
2. Построение эпюр моментов: Для каждой плоскости строятся эпюры изгибающих моментов. Затем эти эпюры геометрически суммируются для получения результирующей эпюры изгибающих моментов. Параллельно строится эпюра крутящих моментов, которая для большинства участков вала постоянна.
3. Определение опасных сечений: Анализируя эпюры, мы находим сечения, где действуют максимальные изгибающие моменты или имеются значительные концентраторы напряжений (например, шпоночные пазы под зубчатым колесом). Именно в этих точках наиболее вероятно разрушение.
4. Расчет коэффициентов запаса прочности: Для каждого опасного сечения проводится два ключевых расчета:
   • Расчет на статическую прочность: Проверяется, не возникнут ли пластические деформации при кратковременных перегрузках.
   • Расчет на усталостную прочность (выносливость): Основной расчет, который определяет коэффициент запаса усталостной прочности. Он учитывает все факторы: амплитуду и среднее напряжение цикла, концентрацию напряжений, качество поверхности и масштабный фактор.

Финальный вывод делается на основе сравнения полученного коэффициента запаса с требуемым нормативным значением (обычно 1.5-2.5). Если S > [S], прочность вала считается обеспеченной.

Этап 8. Выбор и расчет подшипников качения

Валы вращаются в опорах — подшипниках. От их правильного выбора зависит долговечность всего редуктора. Подшипники подбираются по каталогам и проверяются расчетом на долговечность.

Алгоритм выбора и расчета следующий:

1. Выбор типа подшипника: На основе характера нагрузок (радиальных и осевых) и посадочных диаметров валов выбирается тип подшипника. Для косозубой передачи, создающей осевые силы, часто используют радиально-упорные конические подшипники, установленные по определенной схеме, либо комбинацию радиального и упорного подшипников.
2. Расчет эквивалентной динамической нагрузки (Pr): Это расчетная нагрузка, которая, будучи постоянной и чисто радиальной, оказала бы на подшипник такое же воздействие, как и реальное сочетание радиальной и осевой нагрузок. Рассчитывается по специальной формуле с использованием коэффициентов из каталога.
3. Определение требуемой динамической грузоподъемности (Cтр): Это ключевой параметр. Он рассчитывается исходя из эквивалентной нагрузки, частоты вращения вала и заданного ресурса привода в часах (Lh). Чем дольше должен работать подш��пник, тем выше его требуемая грузоподъемность.
4. Выбор стандартного подшипника: По каталогу, для нужного посадочного диаметра вала, подбирается подшипник, у которого паспортная динамическая грузоподъемность (C) больше или равна требуемой (C ≥ Cтр).
5. Проверка по статической грузоподъемности (C0): Дополнительно выполняется проверка, чтобы убедиться, что подшипник выдержит нагрузки в неподвижном состоянии без образования остаточных деформаций.

Этот процесс повторяется для всех опор быстроходного и тихоходного валов.

Этап 9. Расчет шпоночных соединений

Для передачи крутящего момента от вала к ступице зубчатого колеса (или шкива) и наоборот используются шпоночные соединения. Это простое, но ответственное соединение, которое должно быть рассчитано на прочность.

Процесс подбора и расчета шпонок предельно стандартизирован:

1. Выбор стандартной призматической шпонки: Для каждого соединения (например, «тихоходный вал — зубчатое колесо») по ГОСТу, на основе диаметра вала, выбирается стандартное сечение шпонки (ширина и высота). Длина шпонки выбирается конструктивно, исходя из ширины ступицы детали.
2. Проверочный расчет шпонки на смятие: Это основной и, как правило, единственный расчет для стандартных шпонок. Проверяется, что напряжения на боковых гранях шпонки и паза не превышают допускаемых напряжений на смятие [σ]см. Формула для расчета проста и связывает передаваемый крутящий момент, диаметр вала, рабочую высоту и длину шпонки.

Если условие σсм ≤ [σ]см выполняется, то прочность соединения считается обеспеченной. Как правило, при правильном выборе стандартной шпонки по диаметру вала это условие выполняется с большим запасом.

Этап 10. Выбор соединительной муфты

Последним силовым элементом в нашей кинематической цепи является муфта, соединяющая тихоходный вал редуктора с валом приводного барабана конвейера. Основная задача муфты — передача крутящего момента, но не менее важны и ее дополнительные функции.

Для данной установки целесообразно выбрать упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). Такой выбор обоснован несколькими причинами:

• Она способна компенсировать небольшие радиальные, осевые и угловые смещения валов, которые неизбежны при монтаже.
• Наличие упругих элементов (резиновых втулок) позволяет ей смягчать удары и вибрации, что благоприятно сказывается на долговечности как редуктора, так и подшипников барабана.
• Муфта имеет простую конструкцию и стандартизирована, что облегчает ее подбор.

Выбор муфты производится по каталогу. Исходными данными служат расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора и диаметр его выходного конца. По этим параметрам подбирается типоразмер муфты, после чего из каталога выписываются все ее габаритные и присоединительные размеры. Дополнительно может быть выполнен проверочный расчет резиновых втулок на смятие и пальцев на изгиб, чтобы убедиться в их прочности.

Заключение. Формирование итоговых технических характеристик привода

В ходе выполнения курсового проекта была проделана комплексная инженерная работа: спроектирован привод ленточного конвейера, полностью отвечающий заданным техническим условиям. Была разработана кинематическая схема, включающая асинхронный электродвигатель, клиноременную передачу, одноступенчатый косозубый цилиндрический редуктор и упругую соединительную муфту.

Все элементы привода были рассчитаны на прочность и долговечность. Проверочные расчеты зубчатой передачи, валов, подшипников и шпоночных соединений подтвердили их работоспособность в заданных условиях эксплуатации и с учетом требуемого ресурса. Проектные решения задокументированы в пояснительной записке, которая обычно составляет 35-40 листов, и представлены в графической части, включающей сборочные чертежи и рабочие чертежи основных деталей.

Итогом работы является создание привода со следующими ключевыми параметрами, которые сводятся в финальную таблицу.

Итоговые технические характеристики привода ленточного конвейера

Параметр	Значение
Тип и мощность электродвигателя, кВт	*Заполняется по результатам выбора*
Общее передаточное число привода	*Заполняется по результатам расчета*
в т.ч. передаточное число клиноременной передачи	*Заполняется по результатам расчета*
в т.ч. передаточное число редуктора	*Заполняется по результатам расчета*
Частота вращения тихоходного вала, об/мин	*Заполняется по результатам расчета*
Крутящий момент на тихоходном валу, Н*м	*Заполняется по результатам расчета*
Общий КПД привода	*Заполняется по результатам расчета*

Список использованной литературы

1. Ерохин М.Н., Карп А.В. и др. Детали машин и основы конструирования. М.: 2004.
2. Иванов М.Н. Детали машин. М.: 2003.
3. Чернавский С.А., Боков К.Н. , Чернин И.М., и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: 2013.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование детали машин: — М.: Высшая школа, 1999.