Thuyết minh đồ án hệ thống kho hàng tự động

Thuyết minh đồ án hệ thống kho hàng tự động Thuyết minh đồ án hệ thống kho hàng tự động Thuyết minh đồ án hệ thống kho hàng tự động Thuyết minh đồ án hệ thống kho hàng tự động Thuyết minh đồ án hệ thống kho hàng tự động Thuyết minh đồ án hệ thống kho hàng tự động Thuyết minh đồ án hệ thống kho hàng tự động Thuyết minh đồ án hệ thống kho hàng tự động Thuyết minh đồ án hệ thống kho hàng tự động

PHÂN TÍCH NGUYÊN LÝ VÀ THÔNG SỐ L Ỹ THU ẬT

T ổ ng quan h ệ th ống

Hệ gồm có 3 thành phần chuyển động độc lập chính bao gồm cơ cấu nâng (1), chuyển động tịnh tiến của xe (2) và các con lăn chuyển hàng (3)

Quá trình hoạt động của hệ thống bắt đầu khi xe lấy hàng, sau đó được nâng hoặc hạ đến tầng yêu cầu thông qua bộ phận nâng.

Xe di chuyển vào kho thông qua bánh xe, và khi đến nơi, hàng hóa trên xe được xếp vào kho chứa nhờ các con lăn gắn trên xe.

Các thông số quan trọng của hệ thống:

2 Đặc tính tải trọng: va đập vừa

3 Đường kính lăn bánh răng d 3 = 190 (mm)

4 Chiều cao xe nâng: h = 312,5 (mm)

5 Chiều dài xe nâng: L = 1250 (mm)

7 Trọng lượng tối đa của xe nâng G n = 300 (kg)

8 Trọng lượng tối đa của hàng và xe G d = 160 (kg)

9 Đường kính bánh xe d s = 150 (mm)

10 Vận tốc xe di chuyển hàng V x = 10 (m/ph)

11 Chiều dài xe di chuyển L 1 = 700 (mm)

12 Chiều dài phần đặt hàng trên xe L 2 = 600 (mm)

Xác đị nh các thành ph ầ n c ủ a h ệ th ố ng d ẫn động

Hệ có 2 thành phần độc lập, tách biệt nhau, bao gồm hệ thống nâng hạ sử dụng bàn nâng và xe chở hàng

Hệ thống con lăn và cơ cấu giữ xe nâng

- 2 thanh răng được gắn với 2 cột dẫn hướng cố định

- 2 bánh răng nằm trên trục ra của hộp số và liên kết với thanh răng

- 6 bánh xe có nhiệm vụ tỳ và dẫn hướng cho cơ cấu

- khung xe và các khớp nối

 Hệ thống có nhiệm vụ nâng và hạ xe tới ray dẫn đểđi vào kho.

Khi nhận tín hiệu điều khiển, động cơ được cấp điện sẽ quay, kéo theo giá nâng di chuyển dọc theo trục Z đến vị trí mong muốn Bộ truyền thanh răng – bánh răng chuyển đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến Chiều di chuyển của giá nâng phụ thuộc vào chiều điện áp cấp vào động cơ.

Việc dừng và khống chế hành trình của giá nâng phụ thuộc vào các cảm biến và công tắc hành trình đặt dọc theo các ray dẫn hướng

H ì nh 0.1 Chuy ển độ ng nâng

TÍNH TOÁN THIẾ T K Ế TRONG H Ệ TH ỐNG CƠ KHÍ

Tính toán động học

- Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc (kW)

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ n sb (vg/ph) hoặc tốc độ đồng hồ của động cơ ndb (vg/ph)

- Tỉ số momen mở máy: Tmm /T ( nếu cần)

- Chọn được động cơ điện phù hợp

- Tra các thông sốcơ bản của động cơ

Sơ đồđộng học của hệ thống xe

Hình 2.1 Sơ đồ hệ thống

Hình 2.2 Sơ đồ động học

Hình 2.3 Sơ đồ lực tác dụng lên bàn nâng

2.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ điện

Công suất yêu cầu trên trục động cơ điện: Pyc = 𝑃 𝑙𝑣 /𝜂 𝑐 (kW) (1.1) Trong đó: Pyc - là công suất yêu cầu trên trục động cơ điện

Plv - là công suất trên bộ phận máy công tác ( trục của bộ phận làm việc )

𝜂 𝑐 - là hiệu suất chung của toàn cụm

 Xác định công suất trên trục máy công tác:

Cụm nâng của kho hàng có hai quá trình cần quan tâm là quá trình nâng và quá trình hạ

- Trọng lực của các bộ phận trong cụm, gọi là lực cản chính ( vì thường là lớn hơn các lực cản khác, vd: lực cản do ma sát);

Lực ma sát giữa con lăn và ray thay đổi tùy thuộc vào hướng di chuyển của cơ cấu, có thể là đi lên hoặc đi xuống, với nguyên tắc là lực ma sát luôn ngược chiều với hướng di chuyển của cụm.

Khi thực hiện quá trình nâng, cụm cơ cấu nâng bao gồm hàng hóa và các bộ phận liên quan như giá xe đỡ và xe mang hàng sẽ di chuyển lên trên Thông thường, lực phát động trong quá trình nâng sẽ hướng lên, do đó lực này thường ngược chiều với lực cản do ma sát và trọng lực.

Khi hạ, cụm cơ cấu nâng, bao gồm hàng hóa và các thành phần liên quan như giá xe đỡ và xe mang hàng, sẽ di chuyển xuống Lực phát động trong quá trình hạ thường hướng xuống, do đó lực này thường ngược chiều với lực cản do ma sát nhưng lại cùng chiều với trọng lực.

Trọng lượng của hàng hóa và xe di chuyển được ký hiệu là Gd, trong khi trọng lượng của xe nâng được ký hiệu là Gn Lực ma sát khi nâng hàng là Fms,n, và lực ma sát khi hạ hàng là Fms,h.

- Quá trình nâng: Fc,n = Fms,n + Gn + Gd (1.2a)

- Quá trình hạ: Fc,h = - Fms,h + Gn + Gd (1.2b)

Khi nâng, lực cản sẽ lớn hơn so với khi hạ, vì vậy chỉ cần chọn động cơ có khả năng làm việc trong quá trình nâng cũng sẽ đủ để đáp ứng yêu cầu khi hạ.

Với: f1 – là hệ số ma sát giữa con lăn và dẫn hướng

N – là áp lực giữa con lăn và dẫn hướng

Suy ra: Fms = f1 [Gn L/2 + Gd L] / h với hệ số ma sát f 1 = 0,05 (thép – thép)

Công suất có ích trên trục bộ phận công tác: Plv,n = 𝐹𝑐,𝑛 𝑉𝑛 60.1000 (kW) (1.3a)

Cuối cùng ta có công suất trên trục bộ phận công tác:

60.1000.(𝜂 𝑡𝑟 𝜂 𝑜𝑡𝑟 ) (kW) (1.3b) Trong đó: 𝜂 𝑡𝑟 – là hiệu suất thanh răng – bánh răng

𝜂 𝑜𝑡𝑟 – là hiệu suất ổ trục con lăn xe nâng

Vn – là vận tốc nâng ( đầu bài cho hoặc xác định từ yêu cầu thiết kế)

 Xác định hiệu suất chung của cụm truyền động:

Trong đó: 𝜂 𝑖 – là hiệu suất của chi tiết hoặc bộ truyền thứ i

K - là số chi tiết hay bộ truyền thứ i đó

Với sơ đồ bố trí hệ dẫn động như đề bài, ta có:

Bảng 2.1 Hiệu suất các bộ phận , bộ truyền trong cụm truyền động

Tên gọi Kí hiệu Sốlượng Giá trị chọn Ghi chú

Hiệu suất 1 cặp bánh răng 𝜂 𝑏𝑟 2 0,97

 Tính công suất yêu cầu trên trục động cơ:

60.1000.0,99.0,93 = 3,2 (kW) , với chọn 𝜂 𝑡𝑟 = 0,93 , 𝜂 𝑜𝑡𝑟 = 0,99 , gia tốc trọng trường g(m/𝑠 2 ) ( theo 1.3b)

2.1.2 Xác định tốc độquay sơ bộ của động cơ hoặc tốc độđồng bộ của động cơ cần

Tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần đạt được theo công thức nđc,sb = nlv usb, trong đó nđc,sb là số vòng quay sơ bộ cần thiết, nlv là tốc độ quay của trục máy công tác, và usb là tỷ số truyền sơ bộ của cụm.

 Xác định tốc độ quay trên trục bộ phận công tác:

𝜋 𝑑 3 (1.6a) Trong đó: 𝑣 𝑛 – là vận tốc nâng (m/ph)

Với vận tốc nâng 𝑣 𝑛 (m/ph); đường kính lăn 𝑑 3 (mm) nlv = 1000 𝑣 𝑛

 Xác định tỷ số truyền chung của cụm

Trong đó : 𝑢 𝑖,𝑠𝑏 – là tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền thứ i;

Với sơ đồ cụm đã cho, ta có:

Trong cụm truyền động, tỉ số truyền sơ bộ của bánh răng cấp nhanh (cấp 1) được ký hiệu là 𝑢 𝑏𝑟1,𝑠𝑏, trong khi tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm (cấp 2) là 𝑢 𝑏𝑟2,𝑠𝑏 Ngoài ra, tỉ số truyền từ của khớp nối từ trục động cơ sang trục vào của hệ thống truyền động (HGT) được biểu thị bằng 𝑢 𝑘1, và tỉ số truyền từ trục ra của HGT sang trục bộ phận công tác là 𝑢 𝑘2.

Bảng 2.2 Tỉ số truyền sơ bộ của các bộ phận, bộ truyền trong cụm truyền chuyển động

Tên gọi Kí hiệu Sốlượng Giá trị chọn Ghi chú

Tỉ số truyền khớp nối từ trục động cơ sang trục vào của HGT

Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền bánh răng cấp chậm( cấp 2)

Tỉ số truyền của khớp nối từ trục ra của HGT sang trục bộ phận công tác

 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ hoặc tốc độ đồng bộ của động cần nlv = 34 1000

Suy ra: n đc,sb V,99 14 = 797,86(vg/ph) (theo 1.5) Vậy, chọn => nsb = 1000(vg/ph)

2.1.3 Chọn động cơ điện Động cơ điện thỏa mãn: {

 Chọn được loại động cơ là:

Bảng 2.3 Bảng thông số của động cơ điện đã chọn

Phân ph ố i t ỉ s ố truy ền

 Tỉ số truyền chung của cụm:

Tốc độ quay của động cơ đã chọn được (nđc) được tính theo công thức 𝑢 𝑐 = 𝑛 đ𝑐 /𝑛 𝑙𝑣, với giá trị 𝑢 𝑐 = 17,11 Trong đó, nlv là tốc độ quay trên trục công tác đã được xác định trước đó.

 Phân phối tỉ số truyền chung cho các bộ truyền trong hộp:

Với ui là tỉ số truyền bộ thứ i trong cụm

Do uk1 = uk2=1 nên tiến hành phân uc cho 𝑢 𝑏𝑟1 , 𝑢 𝑏𝑟2 dựa vào tiêu chí: theo yêu cầu gọn nhẹ

- Lấy ubr1 = 1,25 ubr2 ubr2 = 1,25 𝑢 𝑏𝑟2 2 => ubr2 = √𝑢 𝑐 /1,25 = 3,70

- Suy ra ubr1 = uc/ubr2 = 1,25 ubr2 = 4,63

Tính các thông s ố trên các tr ục

Hộp giảm tốc 1 cấp nên quy ước gọi trục vào của HGT là trục I, trục trung gian là trục II, trục ra là trục III;

- Tỉ số truyền từ trục động cơ sang trục I( trục vào của hộp giảm tốc): u đc  I = uk = 1

- Tỉ số truyền từ trục I sang trục II của HGT: uI  II = ubr1 = 4,63

- Tỉ số truyền từ trục II sang trục III của HGT: uII  III = ubr2 = 3,70

- Tỉ số truyền từ trục III ( trục ra của hộp giảm tốc) sang trục bộ phận công tác ( trục của bộ phận làm việc): uIII  lv = uk = 1

2.3.2 Tính tốc độ quay trên các trục

Tốc độ quay của động cơ là yếu tố quan trọng để tính toán tốc độ quay cho các trục khác Quy trình này thực hiện theo thứ tự từ trục động cơ đến các trục phía sau, sử dụng công thức: ni = 𝑛 𝑖−1.

Cụ thể, với sơ đồ truyền động: Động cơ => trục I ( trục vào của HGT ) => trục II ( trục ra của HGT) => trục bộ phận công tác:

Trình tự: n đc => nII => nIII => nlv,t

- Tốc đôh quay trên trục động cơ: nđc = 975

- Tốc độ quay trên trục I ( trục vào của HGT): nI = 𝑛 đ𝑐

- Tốc độ quay trên trục II: nII = 𝑛 𝐼

- Tốc độ quay trên trục III: nIII = 𝑛 𝐼𝐼

- Tốc độ quay trên trục bộ phận công tác: nlv,t = 𝑛 𝐼𝐼𝐼

2.3.3 Tính công suất trên các trục

Xuất phát từ công suất trên trục bộ phận công tác, tiến hành tính công suất cho các trục phía trước nó theo công thức: ni-1 = 𝑃 𝑖

Cụ thể, với sơ đồ truyền động: Động cơ => trục I ( trục vào của HGT ) => trục II ( trục ra của HGT) => trục bộ phận công tác:

Trình tự : Plv => PIII => PII => PI => P đc,t

- Công suất trên trục bộ phận công tác: Plv = 3,2 (kW)

- Công suất trên trục III ( trục ra của HGT ):

- Công suất trên trục II ( trục ra của HGT ):

- Công suất trên trục I ( trục vào của HGT ):

- Công suất trên trục động cơ ( thực cần – khác với công suất danh nghĩa của động cơ): Pđc,t = 𝑃 𝐼

0,995.1 = 3,46(kW) Công suất trên trục một bên của trục III( trục ra của HGT ): P’III = 𝑃 𝐼𝐼𝐼

Công suất trên một trục công tác ( có 2 trục 2 bên ): P’lv = 𝑃 𝑙𝑣

2.3.4 Tính momen xoắn trên các trục

Sau khi đã có công suất và tốc độ quay, ta tính momen xoắn trên các trục theo công thức: Ti = 9,55 10 6 𝑃 𝑖

Bảng 2.4 Lập bảng thông số Động học

Trụđ/c Trục I Trục II Trục III Trục B phân công tác

Hộp giảm tốc được phân chia thành hai cấp truyền chính: cấp nhanh và cấp chậm, với khả năng có thêm một bước trung gian Cấp nhanh bắt đầu từ trục chủ động I đến trục bị động II, sau đó là trục III, đại diện cho cấp truyền chậm.

H ì nh 0.4 Sơ đồ độ ng c ủ a h ộ p gi ả m t ố c xe nâng

Chọn bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng:

- Chọn vật liệu bánh răng nhỏ là thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB 0, giới hạn bền và giới hạn chảy lần lượt là  b 1  750,  ch 1  450 (Mpa)

- Vật liệu bánh răng lớn là thép 45 thường hóa với độ rắn HB0,

Xác định ứng suất cho phép:

- ứng suất tiếp xúc cho phép:

- ứng suất uốn cho phép:

Z R - hệ sốxét đến độ nhám mặt răng làm việc

Z V - hệ sốxét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH - hệ sốxét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Y R - hệ sốxét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y S - hệ sốxét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF - hệ sốxét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

K FC - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, lấy bằng 0,7 do đặt tải 2 chiều

(Trong quá trình tính toán sơ bộ, lấy các hệ số trên bằng 1)

K K - hệ số tuổi thọ, xét bởi thời hạn phục vụ và chếđộ tải trọng của bộ truyền

  - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ uốn cơ sở

 N với m H , m F là bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và uốn, do bánh răng có HB Tt = 1,5 T đc = 1,5 33890,26 = 50835,39 Nmm Đường kính trục động cơ : dt = d đc = 38 (m)

=> Chọn khớp nối có các thông số sau:

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được T max 250

Số chốt Z 6 Đường kính vòng tâm chốt D0 105

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28

Chiều dài đoạn côngxon của chốt l1 34 Đường kính của chốt đàn hồi dc 14

* Khớp nối trục làm việc: dsb ≥ 3 √ 0,2 [𝜏] 𝑇 3 ′ = √ 3 268966,73 0,2 20 = 40,67 mm lấy d3sb = 45 mm

=> Chọn khớp nối có các thông số sau:

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được T max 500

Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt D0 130

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28

Chiều dài đoạn côngxon của chốt l1 34 Đường kính của chốt đàn hồi dc 14

Vật liệu làm trục là thép C45 tôi thường hóa Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: [σ]d=4 (MPa) Ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u= 70(N/mm 2 )

3.1.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng

* Khớp nối trục động cơ:

* Khớp nối trục làm việc:

3.1.4 Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt

* Khớp nối trục động cơ:

* Khớp nối trục làm việc:

3.1.5 Lực tác dụng lên trục

 Fkn3 = 1200 N thông số thiết kế:

Momen xoắn trên các trục:

Xác định sơ bộđường kính trục : dk ≥√ 3 0,2 [𝜏] 𝑇 𝑘

Trong đó [ ]  là ứng suất xoắn cho phép, có giá trị 15 30 (MPa)

Lấy [ ]  = 20 (MPa) d1sb ≥ 3 √ 0,2 [𝜏] 𝑇 1 mà trục I nối với động cơ qua khớp nói nên d1sb = d đc (0,8 ÷ 1,2)

Nên lấy d1 = 35mm d2sb ≥ 3 √ 0,2 [𝜏] 𝑇 2 = 3 √ 147634,5 0,2 20 = 33,29 mm lấy d2sb = 40 mm d3sb ≥ 3 √ 0,2 [𝜏] 𝑇 3 ′ = 3 √ 268966,73 0,2 20 = 40,67 mm lấy d3sb = 45 mm

Chọn sơ bộ đường kính trục là:

- Chọn d1 = 35mm, theo bảng 10.2[1], ta được chiều rộng ổlăn b0 = 21mm

- Chọn d2 = 40mm, theo bảng 10.2[1], ta được chiều rộng ổlăn b0 = 23mm

- Chọn d3 = 45mm, theo bảng 10.2[1], ta được chiều rộng ổlăn b0 = 25mm.

Xác đị nh kho ả ng cách gi ữ a các g ối đỡ và điểm đặ t l ực

Chiều dài mayơ của nối trục vòng đàn hồi: lm12 = (1,4 … 2,5)d1 = (1,4…2,5).35 = (49…62,5) chọn lm12 = 55mm lm33 = (1,4…2,5)d3=(1,4…2,5).45=(63…112,5) (mm)

Chọn lm330 (mm) Chiều dài mayơ của các bánh răng trụ:

Các trị số ki chọn theo bảng 10.3[1]

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: Chọn k1 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: Chọn k2 mm -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: Chọn k3mm

-Chiều cao nắp ổvà đầu bulông: Chọn hnmm

Chiều dài các đoạn trục lki của các trục

 Theo bảng 10.4[1] ta có các thông số của trục II:

 Các thông số của trục I: l c 12 0,5(l m 12 b 0 ) k 3 h n

 Các thông số của trục III: l c 33  0,5( l m 33  b 0 )   k 3 h n

Hình 3.1 Sơ đồđặt lực chung

Xác đị nh các l ự c tác d ụ ng lên tr ụ c I

3.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Ta có: l13 = l23 = 119 mm lc12 = 67 mm l11 = l21 = 178 mm

Chọn hệ trục tọa độ như hình 10.3 để xác định lực từ bánh răng tác dụng lên trục Sử dụng công thức (10.1) và (10.5) cùng với các quy ước về chiều và dấu tương ứng của lực trong hình 10.3 Đối với trục I, ta có các kết quả cần thiết để phân tích lực tác dụng.

- Vị trí đặt lực của bánh 1: âm do đó r13 = dw1/2 = -26,65 mm

- Trục 1 quay ngược chiều kim đồng hồ, do đó cq1 = 1

- Bánh răng 1 chủ động , do đó cb13 = 1

- Hướng răng trên bánh răng 1: do bánh răng trụ thẳng đứng nên hr13 = 0

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục ( xem h.10.5) hướng theo phương x và bằng:

𝛴Fx = - Fx13 + Flx11 + Flx10 – Fx12 = 0

Hình 3.2 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục I

Xác đị nh các l ự c tác d ụ ng lên tr ục II

Chọn hệ trục tọa độ theo hình 10.3 để xác định lực từ bánh răng tác dụng lên trục Sử dụng công thức (10.1) và (10.5) cùng với các quy ước về chiều và dấu lực tương ứng trong hình 10.3 Đối với trục II, ta áp dụng các công thức và quy ước này để tính toán lực tác động.

- Vị trí đặt lực của bánh 2, dương do đó r23 = dw2/2 = 123,36 mm

- Trục 2 quay thuận chiều kim đồng hồ, do đó cq2 = -1

- Bánh răng 2 bị động , do đó cb23 = -1

- Vị trí đặt lực của bánh 3, âm do đó r22 = -dw3/2 = -48,42 mm

- Trục 2 quay thuận chiều kim đồng hồ, do đó cq2 = -1

- Bánh răng 3 chủ động , do đó cb22 = 1

𝛴Fy = Fy22 - Fy23 + Fly21 + Fly20 = 0

𝛴Fx = Fx23 - Flx21 - Flx20 + Fx22 = 0

Hình 3.3 Sơ đồđặt lực và biều đồ momen trục II

Xác đị nh các l ự c tác d ụ ng lên tr ụ c III

Ta có: l34 = l22 = 56,5 mm lc33 = 82,5 mm l11 = l31 = 178 mm

Chọn hệ trục tọa độ như hình 10.3 để xác định lực từ bánh răng tác dụng lên trục Sử dụng công thức (10.1) và (10.5) cùng với các quy ước về chiều và dấu tương ứng của lực trong hình 10.3 Đối với trục III, các yếu tố này sẽ được áp dụng để tính toán chính xác.

- Vị trí đặt lực của bánh 4: dương do đó r34 = dw4/2 = 181,56 mm

- Trục 3 quay ngược chiều kim đồng hồ, do đó cq3 = 1

- Bánh răng 4 bị động , do đó cb34 = -1

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x và bằng:

𝛴M30y = Fx34 l34 - Flx31 l31 - Fx32 lc32 + Fx33(l31 + lc32)= 0

 Flx31 = ( Fx33(l31 + lc32) + Fx34 l34 - Fx32 lc32) / l31

𝛴Fx = - Fx32 + Flx31 + Flx30 - Fx33 – Fx34 = 0

 Flx30 = Fx32 + Fx33 + Fx34 – Flx31

Hình 3.4 Sơ đồđặt lực và biều đồ momen trục III

Xác định đườ ng kính và chi ều dài các đoạ n tr ụ c

Đường kính các đoạn trục được tính theo công thức:

  σ- Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Mj-Mômen uốn tổng Mj  M yj 2  M xj 2

Mtdj-Momen tương đương M tdj  M 2 j  0,75 T j 2

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 1-1 lắp khớp nối, tiết diện 1-2 ổ lăn 11, tiết diện 1-3 lắp bánh răng 1 là các tiết diện nguy hiểm

 Tại tiết diện 1-3 lắp bánh răng 1 :

M tđ13 = √𝑀 13 2 + 0,75 𝑇 13 2 = √53954,12 2 + 0,75 33694,36 2 = 61333,46 Nmm d13 = √ 3 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ13 = √ 3 61333,46 0,1 55 = 22,34 mm lấy theo giá trị tiêu chuẩn: d13 = 25

 Tại tiết diện 1-2 lắp trên ổ lăn 10

M tđ10 = √𝑀 10 2 + 0,75 𝑇 10 2 = √10720 2 + 0,75 33694,36 2 = 31086,99 Nmm d10 = √ 3 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ10 = √ 3 31086,99 0,1 55 = 17,82 mm lấy theo giá trị tiêu chuẩn d10 = 20 mm

Tại tiết diện 1-4 chỗ lắp ổlăn 11, chọn đồng bộđường kính trục với ổlăn 10, nên:

 Tại tiện diện 1-1 lắp khớp nối

M tđ12 = √𝑀 12 2 + 0,75 𝑇 12 2 = √0 2 + 0,75 33890,26 2 = 29349,83 Nmm d12 = √ 3 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ12 = √ 3 29349,83 0,1 55 = 17,47mm lấy theo giá trị tiêu chuẩn d12 = 20 mm

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 2-2 lắp bánh răng 3, tiết diện 2-3 lắp bánh răng 2 là các tiết diện nguy hiểm

 Tại tiết diện 2-2 lắp trên bánh răng 3

M tđ22 = √𝑀 22 2 + 0,75 𝑇 22 2 = √153428,72 2 + 0,75 147634,5 2 = 199717,36 Nmm d22 = √ 3 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ22 = √ 3 199717,36 0,1 55 = 33,11 mm lấy theo giá trị tiêu chuẩn d22 = 44 mm

 Tại tiết diện 2-3 lắp trên bánh răng 2

 Tại tiết diện chỗ lắp ổlăn 20 và ổ lăn 21 chọn đường kính trục: d20 = d21 = 40 (mm)

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 3-1 và 3-5 lắp khớp nối, tiết diện 3-2 và 3-4 lắp ổ lăn, tiết diện 3-3 lắp bánh răng 4 , là các tiết diện nguy hiểm

 Tại tiện diện 3-1 lắp khớp nối đồng bộ vs tiết diện 3-5

M tđ31 = √𝑀 31 2 + 0,75 𝑇 31 2 = √0 2 + 0,75 268966,73 2 = 232932,02 Nmm d31 = √ 3 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ31 = √ 3 232932,02 0,1 55 = 34,86 mm lấy theo giá trị tiêu chuẩn d31 = d35 = 40 mm

 Tại tiện diện 3-2 lắp ổlăn đồng bộ vs tiết diện 3-4

M tđ32 = √𝑀 32 2 + 0,75 𝑇 32 2 = √99000 2 + 0,75 268966,73 2 = 253097,46 Nmm d32 = √ 3 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ32 = √ 3 253097,46 0,1 55 = 35,84 mm lấy theo giá trị tiêu chuẩn d32 = d34 = 45 mm

 Tại tiện diện 3-3 lắp bánh răng 4

Tính chọn then

Kiểm tra độ bền của then theo công thức: d t 1 σ = 2T [ ] dl (h - t )   d c t

T- mômen xoắn trên trục d- đường kính trục lt, b, h, t- kích thước then

[d]- ứng suất dập cho phép

Theo bảng 9.5[1], với tải trọng va đập vừa ta có [d] = 50 MPa

[c]- ứng suất cắt cho phép

Xét tại vị trí lắp khớp nối

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d mm, ta có then: b = 5 mm t1 = 3 mm h = 5 mm t2 = 2,3 mm

Xét tại vị trí lắp bánh răng 1.

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d % mm, ta có then: b = 8 mm t1 = 4 mm h = 7 mm t2 = 2,8 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d @ mm, ta có then: b = 12 mm t1 = 5 mm h = 8 mm t2 = 3,3 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d D mm, ta có then: b = 12 mm t1 = 5 mm h = 8 mm t2 = 3,3 mm

Xét tại vị trí lắp khớp nối

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d @ mm, ta có then: b = 12 mm t1 = 5 mm h = 8 mm t2 = 3,3 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d P mm, ta có then: b = 14 mm t1 = 5,5 mm h = 9 mm t2 = 3,8 mm

Ki ể m nghi ệ m tr ụ c v ề độ b ề n m ỏ i

Kết cấu trục vừa thiết kếđảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

 Trong đó [s]: hệ sốan toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5 j : s  hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

  j : s  hệ số an toàn chỉxét riêng đến ứng suất tiếp

Với σ-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

  biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

  biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j

Momen cản uốn đối với trục có 1 rãnh then:

Momen cản xoắn đối với trục có 1 rãnh then:

  Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng, do đó:

Vì trục quay 1 chiều ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

  hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7[1], ta có:    0,05;   0.

TRỤC I: Mặt cắt 1-1 lắp khớp nối , mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn , mặt cắt 1-3 lắp bánh răng 1.

TRỤC II: Mặt cắt 2-2 lắp bánh răng 3, mặt cắt 2-3 lắp bánh răng 2

TRỤC III: Mặt cắt 3-1 lắp khớp nối,mặt cắt 3-2 lắp ổ lăn ,mặt cắt 3-3 lắp bánh răng 4.

Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đường kính trục b × h

 K odj , K rdj hệ số, xác định theo các công thức:

K x hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, tra bảng 10.8[1], ta có K x 1,06.

K y hệ sốtăng bền bề mặt trục, tra bảng 10.9[1] ta có K y  1.

  hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1]

K  K  khi dùng dao phay ngón, ứng với vật liệu có b`0(MPa) ,tra bảng 10.12[1] ta có K  1,76và K  1,54.

Bảng 3.1 Kết quả tính toán hệ sốan toàn đối với các tiết diện của 3 trục

Tiết diện d;mm Tỉ số𝐾 𝜎 /𝜀 𝜎 do

Vậy tiết diện trên các trục đều đảm bảo độ bền mỏi.

TÍNH TOÁN VÀ CHỌ N Ổ LĂN

Ch ọ n ổ lăn cho trụ c I

 Chọn loại ổlăn sơ bộ là ổbi đỡ một dãy cỡ trung , tra bảng P2.7 ta có:

Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm r,mm Đường kính bi,mm

4.1.2 Kiểm nghiệm khảnăng tải của ổ

- Vì trên đầu trục I có lắp khớp nối trục vòng đàn hồi nên cần đảo chiều ở khớp nối, khi đó phản lực tại các ổ lăn là

𝛴Fx = - Fx13 + Flx11 + Flx10 + Fx12 = 0

Như vậy phả lực tổng trên hai ổ là:

Trong khi đó phản lực tại hai gối đỡ khi tính trục là 𝐹 𝑟0 = 692,36 𝑁 ,

𝐹 𝑟1 = 910,87 𝑁 Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho chịu tải lớn hơn với

- Khảnăng tải trọng động của ổđược tính theo công thức:

Q là tải trọng quy ước, KN

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m là bậc của đường cong mỏi khi thử vềổlăn, ổ bi: m = 3

Gọi Lh là tuổi thọ của ơ tính bằng giờ, ta có:

Xác định tải trọng động quy ước Q theo công thức sau: r a t d

Tải trọng hướng tâm (F r) và tải trọng dọc trục (F a) được đo bằng kilonewton (kN) Hệ số V xác định vòng quay, trong đó vòng trong có V=1 Hệ số Kt phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, với Kt =1 khi nhiệt độ dưới 100 độ C Cuối cùng, Kd là hệ số phản ánh đặc tính tải trọng.

Tra bảng 11.3[1], đặc tính làm việc va đập vừa : Kd =1,5 -X là hệ số tải trọng hướng tâm: X = 1

-Y là hệ số tải trọng dọc trục

Suy ra : ổ cỡtrung không đủ bền , nên thay vào đó ta sẽ chọn ổ:

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Khảnăng chịu tải tĩnh của ổlăn được xác định theo CT: Qt≤ C0

Qt : tải trọng tĩnh quy ước, theo công thức : Qt = X0Fr + Y0Fa

X0, Y0 : là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, Tra bảng 11.6 ổbi đỡ : X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5 ta có : Fa = 0 suy ra Qt = X0.Fr = 0,6 1027,62 = 616,57 như vậy Qt≤ Fr và

Vậy Qt = 1,028 kN < C0 = 11,6 kN  Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Ch ọ n ổ lăn cho trụ c II

 Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ bi đỡ một dãy cỡ trung , tra bảng P2.7 ta có: Với d1 = d0 = 40 mm

Ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho chịu tải lớn hơn với 𝐹 𝑟0 '15,55 𝑁

- Khả năng tải trọng động của ổ được tính theo công thức:

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m là bậc của đường cong mỏi khi thử vềổlăn, ổ bi: m = 3 Tính L :

10 6 = 225,50 ( triệu vòng) Xác định tải trọng động quy ước Q theo công thức sau: r a t d

Tải trọng hướng tâm (F r) và tải trọng dọc trục (F a) được đo bằng kilonewton (kN) Hệ số V xác định vòng quay, trong đó vòng trong có V = 1 Hệ số Kt phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, với Kt = 1 khi nhiệt độ thấp hơn 100 độ C Cuối cùng, hệ số Kd đề cập đến đặc tính của tải trọng.

 Thỏa mãn khả năng tải động

X0, Y0 : là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, Tra bảng 11.6 ổ bi đỡ : X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5 ta có : Fa = 0 suy ra Qt = X0.Fr = 0,6 2751,55 = 1650,93 như vậy Qt≤ Fr và

 Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Chọn ổ lăn cho trục III

 Chọn loại ổlăn sơ bộ là ổbi đỡ một dãy cỡ trung , tra bảng P2.7 ta có:

- Vì trên đầu trục III có lắp khớp nối trục vòng đàn hồi nên cần đảo chiều ở khớp nối, khi đó phản lực tại các ổlăn là

𝛴M30y = Fx34 l34 - Flx31 l31 + Fx32 lc32 - Fx33(l31 + lc32)= 0

 Flx31 = (- Fx33(l31 + lc32) + Fx34 l34 + Fx32 lc32) / l31

𝛴Fx = Fx32 + Flx31 + Flx30 + Fx33 – Fx34 = 0

 Flx30 = - Fx32 - Fx33 + Fx34– Flx31

Như vậy phả lực tổng trên hai ổ là:

Trong khi đó phản lực tại hai gối đỡ khi tính trục là 𝐹 𝑟0 = 3380,40 𝑁 ,

𝐹 𝑟1 = 2200,51 𝑁 Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho chịu tải lớn hơn với

- Khảnăng tải trọng động của ổđược tính theo công thức:

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m là bậc của đường cong mỏi khi thử vềổlăn, ổ bi: m = 3 Tính L :

10 6 = 59,65 ( triệu vòng) Xác định tải trọng động quy ước Q theo công thức sau: r a t d

F_r và F_a đại diện cho tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, được đo bằng kilonewton (kN) Hệ số V phản ánh số vòng quay, với giá trị V=1 cho trường hợp vòng trong quay Hệ số Kt tính đến ảnh hưởng của nhiệt độ, trong đó Kt = 1 khi nhiệt độ nhỏ hơn 100 độ C Cuối cùng, Kd là hệ số thể hiện đặc tính của tải trọng.

X0, Y0 : là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, Tra bảng 11.6 ổbi đỡ : X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5 ta có : Fa = 0 suy ra Qt = X0.Fr = 0,6 3380,40 = 2028,24 như vậy Qt≤ Fr và

 Khả năng tải tĩnh của ổđược đảm bảo

LỰ A CH Ọ N K Ế T C ẤU

Tính, l ự a ch ọ n k ế t c ấ u cho các b ộ ph ậ n, các chi ti ết

Vỏ hộp giảm tốc có vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt, chứa dầu bôi trơn, và bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bẩn.

Hộp giảm tốc cần đạt tiêu chí độ cứng cao và khối lượng nhỏ Vật liệu được lựa chọn để đúc hộp giảm tốc là gang xám, ký hiệu GX15-32.

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32

Bảng 5.1 Kết cầu vỏ hộp

Tên gọi Biểu thức tính toán KQ

Chiều cao gân, h h ≤ 58 chọn h= 50(mm) 50 Độ dốc Khoảng 2 0 Đườn g kính

Chọn d 2 (mm) và chọn bulông M14

Bulông ghép bích nắp và thân, d3

Ch ọ n d 3 = 12(mm) và ch ọ n bulông M12

Chọn d 4 = 8(mm) và chọn vít M8

Vít ghép nắp cửa thăm, d5

Chọn d 5 = 8(mm) và chọn vít M8 M8

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp hộp và thân, K3

Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2

-Chiều dày khi không có phần lồi S1

-Bề rộng mặt đế hộp,

-Giữa bánh răng và thành trong hộp

-Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

-Giữa mặt bên các bánh răng với nhau 2   , lấy 2 (mm) 10

Sơ bộ chọn L`0, B20(L,B:chiều dài và rộng của hộp)

M ộ t s ố chi ti ế t khác

5.2.1 Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm Dựa vào bảng 18.5[2] ta chọn kích thước của cửa thăm như sau:

Khi nhiệt độ trong hộp tăng cao, việc sử dụng nút thông hơi là cần thiết để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài Nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm, giúp duy trì sự ổn định nhiệt độ Theo bảng 18.6, chúng ta có thể chọn kích thước phù hợp cho nút thông hơi.

Hình 5.1 Kích thước của nút thông hơi

Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ởđáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu Dựa vào bảng 18.7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như sau: d b m f L c q D S D0

5.2.4 Kiểm tra mức dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu như hình vẽ

Hình 5.2 Que thăm dầu dùng trong hộp giảm tốc

Chốt định vị giúp ngăn chặn sự biến dạng của vòng ngoài ổ khi xiết bu lông, nhờ đó đảm bảo vị trí tương đối chính xác giữa nắp và thân Điều này loại trừ các nguyên nhân gây hỏng hóc cho ổ, góp phần nâng cao độ bền và hiệu suất hoạt động.

 Chọn loại chốt định vị là chốt côn

 Thông số kích thước: B18.4aTr90[2] ta được: d=6 mm, c=0,6 mm, L ÷160mm

Hình 5.3: Kích thước chốt định vị

5.2.6 Bulông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng Kích thước bulông vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp tra bảng 18.3b[2] ta có Q = 300(kG), do đó theo bảng 18.3a[2] ta dùng bulông vòng M10

Hình 5.4 Cấu tạo bulông vòng của hộp giảm tốc

Vòng phớt có chức năng bảo vệ ổ lăn khỏi bụi bẩn, chất lỏng, hạt cứng và các tạp chất, giúp ngăn ngừa mài mòn và han gỉ Việc lựa chọn vòng phớt phù hợp cho trục vào và trục ra là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất và độ bền của ổ lăn.

- Thông số kích thước: tra b ả ng 15.17tr50[2] ta được d d 1 d 2 D a b S 0

Bôi trơn cho hộ p gi ả m t ốc

5.3.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc

- Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v < 12m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu Vật liệu bánh răng là thép C45 𝜎 𝑏 ≈ 470 ÷ 1000

Tra bảng 18.11[2] ta được độ nhớt 80

Tra bảng 18.13[2] ta chọn được loại dầu bôi trơn là AK-15 có độ nhớt là 20

- Bôi trơn ổlăn: do v

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Thống Kho Hàng Tự Động
Tác giả	Nguyễn Xuân Tùng
Người hướng dẫn	ThS. Hoàng Văn Bạo
Trường học	Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội
Chuyên ngành	Cơ Điện Tử
Thể loại	Đồ Án Môn Học
Năm xuất bản	2021
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	84
Dung lượng	1,6 MB