Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật
Sự mở rộng nhanh chóng của thương mại điện tử và hành vi mua sắm trực tuyến đặt ra yêu cầu cấp thiết về việc tối ưu hóa quản trị kho bãi trong chuỗi cung ứng hiện đại. Các mô hình kho bãi truyền thống vận hành thủ công bộc lộ nhiều hạn chế về thời gian xử lý đơn hàng, chi phí nhân công, sai lệch tồn kho và khả năng tận dụng không gian lưu trữ. Để giải quyết các điểm nghẽn này, hệ thống kho hàng tự động (tiêu biểu như mô hình nhà kho thông minh của Amazon vận hành bằng các phương tiện tự hành) được ứng dụng nhằm thực hiện các thao tác bốc dỡ, lưu trữ và xuất hàng hóa một cách tự động, chính xác, nâng cao năng suất và giải phóng sức lao động con người.
Đề tài "Thiết kế hệ dẫn động cho kho hàng tự động" được thực hiện trong khuôn khổ Đồ án môn học Thiết kế hệ thống cơ khí (Mã học phần: ME4506) tại Viện Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội. Tác giả đã xác định 4 nhiệm vụ kỹ thuật trọng tâm theo đề cương giao việc:
- Phân tích nguyên lý và thông số kỹ thuật: Khảo sát tổng quan về hệ thống kho hàng tự động, làm rõ nguyên lý hoạt động và xác định các thành phần cơ bản cùng yêu cầu kỹ thuật của hệ thống.
- Tính toán và thiết kế động lực học: Tính toán động học toàn hệ thống, xác định công suất cản, lựa chọn động cơ điện và tính toán thiết kế các bộ truyền cơ khí (bộ truyền xích, bộ truyền bánh răng trụ).
- Thiết kế chi tiết và xây dựng bản vẽ kỹ thuật: Tính toán thiết kế kết cấu trục, then, ổ lăn, vỏ hộp giảm tốc; xây dựng bản vẽ lắp 2D và mô hình 3D cho hệ dẫn động cụm xe nâng và cụm xe di chuyển; lập bản vẽ chế tạo chi tiết.
- Mô phỏng nguyên lý hoạt động: Mô phỏng động học hệ thống phục vụ đánh giá tính khả thi trong chuyển động.
Đối tượng và phạm vi thiết kế của đồ án tập trung vào hệ dẫn động cơ khí cho cụm xe nâng và cụm xe di chuyển của kho hàng tự động với các thông số kỹ thuật đầu vào được chuẩn hóa theo phương án đề tài (Mã đề VCK04):
| Thông số kỹ thuật | Ký hiệu | Giá trị thiết kế | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Thời hạn phục vụ danh định | $l_h$ | 18.000 | giờ |
| Đặc tính tải trọng làm việc | - | Tải trọng êm | - |
| Trọng lượng tối đa cụm xe nâng | $G_n$ | 150 | kg |
| Chiều cao nâng của xe | $h$ | 2,0 ($2000$) | m (mm) |
| Chiều dài khung xe nâng | $L$ | 1.000 | mm |
| Vận tốc nâng hạ | $v_n$ | 2,0 | m/ph |
| Đường kính vòng lăn bánh răng nâng | $d_3$ | 70 | mm |
| Trọng lượng tối đa hàng và xe di chuyển | $G_d$ | 200 | kg |
| Đường kính bánh xe di chuyển | $d_8$ | 130 | mm |
| Vận tốc di chuyển ngang của xe | $v_x$ | 5,0 | m/ph |
| Chiều dài xe di chuyển ngang | $L_1$ | 700 | mm |
| Chiều dài phần đặt hàng trên xe | $L_2$ | 325 | mm |
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Hệ thống tính toán trong đồ án được xây dựng dựa trên lý thuyết thiết kế chi tiết máy, cơ học máy và sức bền vật liệu, bám sát các phương pháp và tiêu chuẩn tra cứu kỹ thuật cơ khí hiện hành:
- Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng: Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng theo tiêu chuẩn cơ học máy; lý thuyết tính toán mòn và va đập của bộ truyền xích ống con lăn; phương pháp tính toán trục theo độ bền tĩnh và độ bền mỏi; tiêu chuẩn SEV 229-75 về khoảng cách trục tiêu chuẩn; tiêu chuẩn vật liệu thép chế tạo máy (Thép 45 tôi cải thiện và thường hóa) và gang xám đúc vỏ hộp (GX15-32).
- Phương pháp tính toán kỹ thuật:
- Phương pháp cân bằng tĩnh và động lực học: Thiết lập phương trình cân bằng mô-men và cân bằng lực tại các điểm tiếp xúc con lăn dẫn hướng nhằm xác định chính xác lực cản nâng và công suất làm việc trên trục công tác.
- Phương pháp tính toán truyền động xích: Xác định bước xích, số răng đĩa xích dựa trên điều kiện hạn chế mòn bản lề; kiểm nghiệm hệ số an toàn tĩnh, kiểm nghiệm tần số va đập của bản lề trong một đơn vị thời gian và ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích.
- Phương pháp tính toán truyền động bánh răng: Tính toán khoảng cách trục sơ bộ dựa trên chỉ tiêu ứng suất tiếp xúc cho phép, hiệu chỉnh mô-đun theo dãy tiêu chuẩn, tính toán dịch chỉnh góc ăn khớp, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn chân răng và khả năng chịu quá tải đột ngột.
- Phương pháp thiết kế trục và ổ đỡ: Tính sơ bộ đường kính trục theo ứng suất xoắn cho phép; giải tích biểu đồ mô-men uốn phẳng $M_x, M_y$ và mô-men xoắn $T$; tính toán đường kính các đoạn trục theo mô-men tương đương; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bậc trục.
- Phương pháp mô hình hóa hình học: Ứng dụng phần mềm SolidWorks để thiết kế mô hình không gian 3D của các cụm kết cấu cơ khí và xuất bản vẽ kỹ thuật 2D.
- Nguồn dữ liệu thực nghiệm và tra cứu: Dữ liệu đầu vào lấy từ bảng số liệu giao nhiệm vụ đồ án; các hệ số thực nghiệm (hệ số ma sát lăn thép - thép $f=0,3$, hệ số phân bố tải trọng, hệ số dạng răng, giới hạn bền mỏi của vật liệu) được trích xuất từ tài liệu tra cứu chuyên ngành thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Phân tích nguyên lý và thông số kỹ thuật
Nội dung chương 1 trình bày tổng quan cấu trúc nhà kho thông minh và phân tích nguyên lý làm việc của từng phân hệ cơ khí:
- Khảo sát các thành phần trong nhà kho hiện đại: Kho pallet tự động AS/RS (Unitload AS/RS) lưu trữ mật độ cao; xe tự hành vận chuyển hàng (AGV) không người lái phục vụ cấp phát linh kiện giữa các trạm; hệ thống phương tiện chuyển hàng theo đường ray phân loại tốc độ cao (STV); thiết bị phân loại thùng hàng nhánh nghiêng (Surfing Sorter); thiết bị phân loại hàng hóa nhỏ lẻ nhiều mã hàng (Surfing Sorter mini).
- Phân tích nguyên lý hoạt động của hệ thống dẫn động: Phân phối hàng hóa gồm hai quá trình lưu trữ và xuất kho, được phối hợp nhịp nhàng giữa hai cụm cơ cấu chính:
- Cụm xe di chuyển: Thực hiện việc di chuyển ngang đưa hàng hóa đến đúng tọa độ dãy kho, trên mặt xe bố trí hệ thống con lăn truyền động bằng xích để tự động nạp và dỡ hàng vào khung kệ.
- Cụm xe nâng: Đảm nhận nhiệm vụ nâng hạ toàn bộ cụm xe di chuyển cùng hàng hóa theo phương thẳng đứng đến các tầng kho, sử dụng cơ cấu truyền động bánh răng - thanh răng kết hợp cột dẫn hướng và con lăn tì định vị.
- Xác định cấu tạo cụm xe nâng gồm: Hệ thống nâng, con lăn giữ xe, động cơ điện, hộp giảm tốc, bộ truyền bánh răng - thanh răng, cột dẫn hướng. Cụm xe di chuyển gồm: Khung xe, bánh xe, động cơ, hộp số, bộ truyền xích dẫn động bánh xe và bộ truyền xích dẫn động hệ con lăn tải hàng.
Chương 2: Tính toán thiết kế hệ thống cơ khí
Chương 2 tập trung giải quyết toàn bộ bài toán động học và động lực học của hệ dẫn động xe nâng:
- Xác định công suất động cơ: Phân tích sơ đồ lực tại con lăn dẫn hướng (hệ số ma sát lăn thép - thép $f=0,3$), thiết lập cân bằng mô-men tại điểm tựa con lăn dưới và cân bằng lực đứng xác định được lực cản nâng tổng cộng $F_{cn} = 4645,2\text{ N}$. Công suất danh nghĩa trên trục công tác đạt $P_{lv} = P_n = 0,15\text{ kW}$.
- Tính toán hiệu suất và chọn động cơ: Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động được xác định qua chuỗi truyền động gồm 4 khớp nối trục ($\eta_k=1$), 3 cặp ổ lăn ($\eta_{ol}=0,992$), 2 cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc ($\eta_{br}=0,97$) và 1 bộ truyền xích hở ($\eta_x=0,93$), cho tổng hiệu suất $\eta = 0,85$. Công suất yêu cầu trên trục động cơ là $P_{yc} = 0,18\text{ kW}$. Số vòng quay trên trục công tác $n_{lv} = 3,18\text{ vg/ph}$, số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} = 636\text{ vg/ph}$. Lựa chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha rotor ngắn mạch kiểu 4A80A8Y3 (số đôi cực $2p=8$, số vòng quay đồng bộ $n_{db} = 750\text{ vg/ph}$, tốc độ quay danh định $n_{đc} = 675\text{ vg/ph}$).
- Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền thực tế toàn hệ thống $u_t = 212,26$. Phân phối cho hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi có $u_h = 40$ (với tỷ số truyền cấp nhanh sơ bộ $u_1 = 8$, cấp chậm sơ bộ $u_2 = 5$) và tỷ số truyền của bộ truyền xích ngoài là $u_x = 5,3065$.
| Thông số trên các trục | Trục động cơ | Trục I (Vào HGT) | Trục II (Trung gian) | Trục III (Ra HGT) | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Tốc độ quay $n$ (vòng/phút) | $675,00$ | $127,20$ | $15,90$ | $3,18$ | $3,18$ |
| Công suất truyền $P$ (kW) | $0,18$ | $0,17$ | $0,16$ | $0,15$ | $0,075$ |
| Mô-men xoắn $T$ (N.mm) | $2.546,67$ | $15.981,36$ | $96.100,70$ | $450.471,70$ | $225.235,85$ |
- Tính toán thiết kế bộ truyền xích ống con lăn: Sử dụng xích 1 dãy có bước xích $p = 12,7\text{ mm}$, số răng đĩa xích nhỏ $z_1 = 21$, số răng đĩa xích lớn $z_2 = 112$ (đáp ứng điều kiện $z_2 \le z_{max} = 112$). Số mắt xích tính toán $x_c = 151$ mắt, khoảng cách trục thực tế sau khi giảm độ võng là $a = 501,5\text{ mm}$. Hệ số an toàn về độ bền tĩnh $s = 15,26 > [s] = 9,3$. Số lần va đập bản lề $i = 1,17\text{ lần/s} < [i] = 60\text{ lần/s}$. Đường kính vòng chia đĩa xích $d_1 = 85,21\text{ mm}$, $d_2 = 452,82\text{ mm}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 12,25\text{ N}$.
- Tính toán bộ truyền bánh răng cấp nhanh: Bánh răng trụ răng thẳng, vật liệu bánh nhỏ là Thép 45 tôi cải thiện ($HB_1 = 200$, $\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$), bánh lớn là Thép 45 thường hóa ($HB_2 = 190$, $\sigma_{b2} = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$). Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 160\text{ mm}$, mô-đun $m = 2\text{ mm}$, số răng $z_1 = 20$, $z_2 = 129$ (tỷ số truyền thực $u_t = 6,45$), góc ăn khớp dịch chỉnh $\alpha_{tw} = 28^\circ 56'35''$, chiều rộng vành răng $b_w = 45\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm đạt chuẩn ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 315,20\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 409,10\text{ MPa}$ và độ bền uốn chân răng.
- Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm: Bánh răng trụ răng thẳng, khoảng cách trục $a_w = 200\text{ mm}$, mô-đun $m = 3\text{ mm}$, số răng $z_1 = 28$, $z_2 = 105$ (tỷ số truyền thực $u_t = 3,75$), góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 19^\circ 57'00''$, chiều rộng vành răng $b_w = 60\text{ mm}$. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn đều nằm trong giới hạn cho phép.
Chương 3: Tính toán trục
Chương 3 thực hiện tính toán thiết kế kết cấu của ba trục truyền động trong hộp giảm tốc:
- Xác định lực tác dụng lên trục: Tính toán các lực vòng $F_t$ và lực hướng tâm $F_r$ sinh ra từ sự ăn khớp của các cặp bánh răng và lực căng của bộ truyền xích. Lực khớp nối tác dụng lên trục I là $F_{x12} = 200\text{ N}$, lực khớp nối trên trục III là $F_{x33} = 450\text{ N}$.
- Tính sơ bộ đường kính trục: Dựa trên ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20\text{ MPa}$, xác định sơ bộ đường kính trục: Trục I chọn $d_{sb1} = 25\text{ mm}$ (chiều rộng ổ lăn $b_0 = 17\text{ mm}$); Trục II chọn $d_{sb2} = 35\text{ mm}$ ($b_0 = 21\text{ mm}$); Trục III chọn $d_{sb3} = 45\text{ mm}$ ($b_0 = 25\text{ mm}$).
- Xác định khoảng cách gối đỡ và phản lực liên kết: Tính toán các khoảng cách định vị $l_{11} = 166\text{ mm}$, $l_{c12} = 56\text{ mm}$, $l_{21} = 166\text{ mm}$, $l_{31} = 166\text{ mm}$. Thiết lập phương trình cân bằng tĩnh giải phản lực tại các ổ đỡ và dựng biểu đồ mô-men uốn trên hai mặt phẳng vuông góc ($M_x, M_y$) cùng biểu đồ mô-men xoắn ($T$).
- Xác định đường kính các đoạn trục theo mô-men tương đương:
- Trục I: Tiết diện lắp đĩa xích (1-2) lấy $d_{12} = 15\text{ mm}$; tiết diện lắp ổ lăn (1-0, 1-1) lấy $d_{10} = d_{11} = 15\text{ mm}$; tiết diện lắp bánh răng (1-3) lấy $d_{13} = 20\text{ mm}$.
- Trục II: Tiết diện lắp bánh răng (2-2, 2-3) lấy $d_{22} = d_{23} = 30\text{ mm}$; ngõng trục lắp ổ lăn (2-0, 2-1) chọn $d = 30\text{ mm}$.
- Trục III: Tiết diện lắp khớp nối (3-1, 3-5) lấy $d = 30\text{ mm}$; tiết diện lắp ổ lăn (3-2, 3-4) lấy $d = 30\text{ mm}$; tiết diện lắp bánh răng (3-3) lấy $d_{33} = 35\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Đánh giá hệ số an toàn mỏi $s_j = (s_{\sigma j} \cdot s_{\tau j}) / \sqrt{s_{\sigma j}^2 + s_{\tau j}^2}$ tại các tiết diện nguy hiểm 1-3, 2-2, 2-3, 3-3 (với giới hạn mỏi vật liệu $\sigma_{-1} = 261,6\text{ MPa}$, $\tau_{-1} = 157,7\text{ MPa}$). Hệ số an toàn tính toán tại các tiết diện đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi $s \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.
Chương 4: Lựa chọn kết cấu
Chương 4 hoàn thiện thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết định vị, phụ tùng kèm theo:
- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc: Chọn phương pháp đúc bằng gang xám GX15-32 nhằm đảm bảo độ cứng vững cao và giảm chấn tốt. Chiều dày thân hộp $\delta = 8\text{ mm}$, gân tăng cứng có chiều dày $e = 8\text{ mm}$, chiều cao $h = 50\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$. Hệ thống bulông liên kết gồm: 4 bulông nền M12, bulông ghép nắp và thân M8, mặt bích thân và nắp có chiều dày $20\text{ mm}$, bề rộng mặt đế hộp $K_1 = 60\text{ mm}$. Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp $\Delta = 10\text{ mm}$, khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp $\Delta_1 = 40\text{ mm}$.
- Lựa chọn các chi tiết phụ:
- Cửa thăm: Kích thước $100 \times 75\text{ mm}$, bắt bằng 4 vít M8x22 dùng để kiểm tra chi tiết máy và tra dầu bôi trơn.
- Nút thông hơi: Kích thước ren M27x2 lắp trên nắp cửa thăm giúp cân bằng áp suất không khí bên trong và ngoài vỏ hộp khi dầu nóng lên.
- Nút tháo dầu: Kích thước ren M16x1,5 bố trí tại đáy hộp phục vụ thay dầu định kỳ.
- Que thăm dầu: Bố trí để kiểm soát trực quan mức dầu bôi trơn trong quá trình làm việc.
Chương 5: Xây dựng bản vẽ
Chương 5 trình bày kết quả đồ họa kỹ thuật:
- Mô hình hóa không gian 3D chi tiết và cụm lắp ráp trên phần mềm SolidWorks cho cụm xe nâng và cụm xe di chuyển hàng.
- Lập hệ thống bản vẽ lắp 2D thể hiện kết cấu truyền động, các mặt cắt hộp giảm tốc và bản vẽ chế tạo chi tiết hoàn chỉnh.
Thiết kế và triển khai hệ thống
Cấu trúc hệ dẫn động cơ khí được thiết kế bao gồm chuỗi liên kết động học từ nguồn động lực đến cơ cấu chấp hành nâng hạ:
[Động cơ điện 4A80A8Y3] ---> [Bộ truyền xích con lăn u=5,31] ---> [Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp u=40] ---> [Khớp nối] ---> [Cơ cấu Bánh răng - Thanh răng]
Toàn bộ thông số kết cấu và hình học của hệ thống sau khi tính toán và kiểm nghiệm được tổng hợp trong bảng thông số kỹ thuật:
| Bộ phận kết cấu | Thông số đặc trưng | Giá trị kỹ thuật | Ghi chú thiết kế |
|---|---|---|---|
| Động cơ điện | Kiểu động cơ | 4A80A8Y3 | Không đồng bộ 3 pha rotor ngắn mạch |
| Công suất danh nghĩa / Tốc độ | $0,18\text{ kW}$ / $675\text{ vg/ph}$ | Tần số lưới điện 50 Hz | |
| Bộ truyền xích | Loại xích / Bước xích | Xích con lăn 1 dãy / $p = 12,7\text{ mm}$ | Thỏa mãn bền mòn và tải trọng phá hỏng $Q=9000\text{ N}$ |
| Số răng $z_1 / z_2$ | $21 / 112$ | Tỷ số truyền $u_x = 5,3065$ | |
| Khoảng cách trục / Số mắt xích | $a = 501,5\text{ mm}$ / $x_c = 151$ | Đã trừ độ võng $\Delta a = 1,5\text{ mm}$ | |
| Bánh răng cấp nhanh | Mô-đun / Khoảng cách trục | $m = 2\text{ mm}$ / $a_w = 160\text{ mm}$ | Bánh răng trụ răng thẳng, ăn khớp ngoài |
| Số răng $z_1 / z_2$ | $20 / 129$ | Tỷ số truyền thực tế $u_1 = 6,45$ | |
| Bề rộng vành răng / Vật liệu | $b_w = 45\text{ mm}$ / Thép 45 | Bánh nhỏ tôi cải thiện, bánh lớn thường hóa | |
| Bánh răng cấp chậm | Mô-đun / Khoảng cách trục | $m = 3\text{ mm}$ / $a_w = 200\text{ mm}$ | Bánh răng trụ răng thẳng, ăn khớp ngoài |
| Số răng $z_1 / z_2$ | $28 / 105$ | Tỷ số truyền thực tế $u_2 = 3,75$ | |
| Bề rộng vành răng / Vật liệu | $b_w = 60\text{ mm}$ / Thép 45 | Thỏa mãn ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc | |
| Hệ trục truyền động | Trục I (Vào) | $d_{12}=15\text{ mm}$, $d_{13}=20\text{ mm}$ | Thép 45, kiểm nghiệm đạt độ bền mỏi |
| Trục II (Trung gian) | $d_{22}=d_{23}=30\text{ mm}$ | Thép 45, kiểm nghiệm đạt độ bền mỏi | |
| Trục III (Ra) | $d_{31}=30\text{ mm}$, $d_{33}=35\text{ mm}$ | Thép 45, kiểm nghiệm đạt độ bền mỏi | |
| Vỏ hộp giảm tốc | Vật liệu chế tạo | Gang xám GX15-32 | Chế tạo bằng phương pháp đúc |
| Chiều dày thân / Chiều dày gân | $\delta = 8\text{ mm}$ / $e = 8\text{ mm}$ | Độ dốc gân $2^\circ$, chiều cao gân $50\text{ mm}$ | |
| Bulông nền / Số lượng | M12 / 4 bulông | Kích thước sơ bộ đáy hộp $600 \times 300\text{ mm}$ |
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thành toàn diện các nhiệm vụ thiết kế đặt ra với các kết quả cụ thể:
- Xác định đầy đủ các thông số động lực học của hệ dẫn động cơ khí nâng kho hàng tự động từ lực cản tĩnh $F_{cn} = 4645,2\text{ N}$, công suất cản $0,15\text{ kW}$ đến công suất động cơ $0,18\text{ kW}$, khắc phục triệt để tổn hao qua 4 khớp nối, 3 cặp ổ lăn, 2 cặp bánh răng và bộ truyền xích.
- Hoàn thiện chuỗi tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền cho 1 bộ truyền xích con lăn ($p=12,7\text{ mm}$, $s=15,26$), 2 cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh ($a_w=160\text{ mm}$) và cấp chậm ($a_w=200\text{ mm}$) bằng Thép 45 đạt chuẩn độ bền tiếp xúc và uốn chân răng.
- Xác lập kết cấu hình học của 3 trục truyền động trong hộp giảm tốc hai cấp, xác minh độ an toàn mỏi tại mọi tiết diện lắp ghép có then và ổ lăn; thiết kế hoàn chỉnh kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 cùng các chi tiết phụ trợ chuẩn hóa.
- Xây dựng mô hình hình học 3D hoàn chỉnh trên SolidWorks cho cụm xe nâng và cụm xe di chuyển, cung cấp hồ sơ bản vẽ kỹ thuật phục vụ quá trình gia công và chế tạo thử nghiệm.
- Đóng góp mang tính phương pháp: Hệ thống hóa quy trình tính toán thiết kế cơ khí cho hệ dẫn động kho thông minh, kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết giải tích chi tiết máy truyền thống với công cụ mô hình hóa 3D hiện đại.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Theo tự nhận định của tác giả, do là đồ án môn học đầu tay và thiếu kinh nghiệm chế tạo thực tế nên các phương án kết cấu chủ yếu dựa trên tra cứu lý thuyết và tiêu chuẩn lý thuyết; đồ án mới chỉ tập trung vào phần tính toán cơ khí của cụm xe nâng mà chưa đi sâu vào thiết kế chi tiết hệ thống truyền động điện - điều khiển tự động (PLC, cảm biến vị trí) hay cơ cấu nạp/dỡ con lăn trên cụm xe di chuyển ngang.
- Hướng nghiên cứu tiếp:
- Thực hiện mô phỏng động lực học chuyển động thời gian thực (Dynamic Simulation) dưới tác động của tải trọng va đập động khi bốc xếp hàng hóa.
- Nghiên cứu tích hợp hệ thống điều khiển tự động, cảm biến dẫn đường và định vị ô hàng thông minh cho xe tự hành AGV và cụm xe nâng.
- Tối ưu hóa kích thước và khối lượng vỏ hộp giảm tốc thông qua các công cụ mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA).
Giá trị tham khảo
Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo hữu ích cho sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Công nghiệp và các chuyên ngành liên quan khi thực hiện đồ án môn học Thiết kế hệ thống cơ khí (ME4506), Đồ án Chi tiết máy hoặc Đồ án tốt nghiệp:
- Cung cấp trình tự mẫu về phân tích động lực học hệ nâng hạ kho tự động và phương pháp xác định lực cản lăn con lăn trên thanh dẫn hướng.
- Trình bày chi tiết từng bước tính toán bộ truyền bánh răng phân đôi có dịch chỉnh góc ăn khớp, tính xích hở và các bước lập biểu đồ nội lực, tính trục theo độ bền mỏi.
- Cung cấp bảng thông số kích thước thực tế để tra cứu và thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc GX15-32 cùng các chi tiết phụ tùng cơ khí tiêu chuẩn.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ dẫn động cụm xe nâng là loại nào và có thông số kỹ thuật ra sao?
Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ 3 pha rotor ngắn mạch kiểu 4A80A8Y3, có số đôi cực $2p = 8$, số vòng quay đồng bộ $n_{db} = 750\text{ vg/ph}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 675\text{ vg/ph}$ và công suất danh nghĩa đáp ứng yêu cầu công suất tính toán $P_{yc} = 0,18\text{ kW}$.
2. Tỷ số truyền của toàn bộ hệ dẫn động được phân phối cho các bộ truyền như thế nào?
Tổng tỷ số truyền thực tế $u_t = 212,26$ được phân phối thành hai phần: Bộ truyền xích ngoài có tỷ số truyền $u_x = 5,3065$ và hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có tỷ số truyền $u_h = 40$ (với cấp nhanh thực tế $u_1 = 6,45$ và cấp chậm thực tế $u_2 = 3,75$).
3. Vật liệu và thông số mô-đun của các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc được xác định như thế nào?
Bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đều chế tạo từ Thép 45 (bánh chủ động tôi cải thiện đạt độ rắn $HB_1 = 200$, bánh bị động thường hóa đạt độ rắn $HB_2 = 190$). Cặp bánh răng cấp nhanh có mô-đun $m = 2\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$; cặp bánh răng cấp chậm có mô-đun $m = 3\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 200\text{ mm}$.
4. Kết cấu vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng vật liệu gì và có kích thước cơ bản ra sao?
Vỏ hộp được đúc bằng gang xám GX15-32 với chiều dày thân hộp $\delta = 8\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $e = 8\text{ mm}$, chiều cao gân $50\text{ mm}$, mặt bích ghép nắp và thân dày $20\text{ mm}$, liên kết bằng 4 bulông nền M12 trên bề rộng mặt đế hộp $K_1 = 60\text{ mm}$.
5. Lực cản nâng của cụm xe nâng được tính toán dựa trên cơ sở nào và đạt giá trị bao nhiêu?
Lực cản nâng được tính toán từ phương trình cân bằng mô-men và lực đứng của cụm xe nâng tựa trên cột dẫn hướng với hệ số ma sát lăn thép - thép $f = 0,3$, tải trọng xe nâng $G_n = 150\text{ kg}$, cho ra lực cản nâng phát động cần thiết là $F_{cn} = 4645,2\text{ N}$.
Kết luận
Đồ án môn học "Thiết kế hệ dẫn động cho kho hàng tự động" của tác giả Lê Anh Vương đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán, thiết kế và mô hình hóa hệ thống cơ khí dẫn động cho cụm xe nâng và xe di chuyển hàng hóa theo đúng các yêu cầu kỹ thuật đề ra. Toàn bộ thông số động lực học, bộ truyền xích, hộp giảm tốc bánh răng hai cấp và hệ trục, then, ổ, vỏ hộp đều được kiểm nghiệm đạt độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi theo tiêu chuẩn cơ học máy. Công trình là tài liệu tham khảo có giá trị chuyên môn cao cho sinh viên và kỹ sư cơ khí trong việc thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí tự động hóa kho bãi.