Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong xu hướng tự động hóa sản xuất và công nghiệp hiện đại, việc chuyển đổi từ phương thức lưu trữ hàng hóa thủ công sang hệ thống kho hàng tự động giúp tiết kiệm diện tích nhà xưởng, giảm thiểu nhân công lao động, tối ưu hóa công tác quản lý và nâng cao hiệu quả vận hành. Tại Việt Nam, việc nghiên cứu, thiết kế và chế tạo các thiết bị tự hành, hệ thống dẫn động và nâng chuyển phục vụ kho bãi tự động là một định hướng công nghệ cần thiết đối với kỹ sư cơ điện tử.

Đồ án môn học "Thiết kế hệ thống cơ khí" (Mã học phần: ME4506) do sinh viên Nguyễn Xuân Tùng thực hiện dưới sự hướng dẫn của ThS. Hoàng Văn Bạo tại Viện Cơ khí – Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội (thời gian thực hiện 15 tuần, học kỳ 2 năm học 2020-2021, mã đề VCK04) tập trung giải quyết bài toán tính toán, thiết kế hệ dẫn động cho cơ cấu nâng hạ kho hàng tự động.

Nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế được chia thành 3 phần chính:

  1. Phân tích nguyên lý và xác định thông số kỹ thuật: Tổng quan hệ thống kho hàng tự động, phân tích nguyên lý hoạt động, xác định cấu trúc các cụm chức năng và thông số kỹ thuật đầu vào.
  2. Tính toán và thiết kế động học - động lực học: Xác định tải trọng công tác, tính chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền, tính toán thiết kế chi tiết các bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 2 cấp.
  3. Thiết kế kết cấu và xây dựng bản vẽ kỹ thuật: Tính toán hệ trục, then, ổ lăn, thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ phụ trợ; xây dựng bản vẽ lắp 2D/3D của hệ dẫn động xe nâng và bản vẽ chế tạo chi tiết cơ khí.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động cơ khí cho kho hàng tự động, trọng tâm là cụm nâng hạ bàn nâng kết hợp xe chở hàng di chuyển ngang.
  • Phạm vi thông số kỹ thuật cho trước:
    • Thời hạn phục vụ danh nghĩa: $l_h = 17500$ giờ;
    • Đặc tính tải trọng: Va đập vừa, làm việc 2 chiều;
    • Cụm xe nâng: Đường kính lăn bánh răng nâng $d_3 = 190\text{ mm}$; chiều cao xe nâng $h = 312,5\text{ mm}$; chiều dài xe nâng $L = 1250\text{ mm}$; vận tốc nâng $V_n = 34\text{ m/ph}$; trọng lượng tối đa của cụm xe nâng $G_n = 300\text{ kg}$;
    • Cụm xe di chuyển ngang: Trọng lượng tối đa của hàng và xe $G_d = 160\text{ kg}$; đường kính bánh xe $d_8 = 150\text{ mm}$; vận tốc di chuyển xe $V_x = 10\text{ m/ph}$; chiều dài xe di chuyển $L_1 = 700\text{ mm}$; chiều dài phần đặt hàng $L_2 = 600\text{ mm}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án xây dựng dựa trên hệ thống lý thuyết chuẩn mực của chuyên ngành Cơ sở thiết kế máy, Kỹ thuật cơ khí và Thiết kế hệ dẫn động cơ khí:

  • Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng:

    • Phương pháp tính toán động học và động lực học máy để xác định công suất yêu cầu, số vòng quay sơ bộ và phân phối tỉ số truyền.
    • Tiêu chuẩn tính toán sức bền tiếp xúc $[\sigma_H]$, sức bền uốn $[\sigma_F]$ và kiểm nghiệm quá tải $[\sigma]_{max}$ cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài theo đường cong mỏi ứng suất tiếp xúc và uốn ($m_H = m_F = 6$).
    • Phương pháp tính toán trục chịu tải trọng không gian (uốn kết hợp xoắn), xác định đường kính trục theo mômen tương đương $M_{tđ}$, kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt, kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi.
    • Lý thuyết tính chọn ổ lăn theo khả năng tải động $C$ và tải tĩnh $C_0$ dựa trên tuổi thọ danh định $L_h$.
    • Tiêu chuẩn dung sai lắp ghép và thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc.

  • Phương pháp nghiên cứu và giải quyết vấn đề:

    • Phương pháp phân tích giải tích: Xây dựng sơ đồ đặt lực, thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định các lực phản lực gối đỡ, biểu đồ nội lực mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$) trên các trục I, II, III.
    • Phương pháp tra cứu sổ tay tiêu chuẩn kỹ thuật: Tra bảng thông số động cơ điện, hệ số phân bố tải trọng ($K_H, K_F$), hệ số dạng răng ($Y_F$), hệ số khớp nối và kích thước tiêu chuẩn của các chi tiết máy.
    • Phương pháp mô hình hóa hình học và phân tích ứng suất kết cấu: Xây dựng bản vẽ kỹ thuật 2D/3D và phân tích trạng thái ứng suất tại các tiết diện nguy hiểm.

  • Nguồn dữ liệu: Toàn bộ thông số đầu vào được trích xuất trực tiếp từ đề bài giao nhiệm vụ thiết kế mã VCK04, Bộ môn Cơ sở Thiết kế Máy và Robot, Viện Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội.

Thiết kế và tính toán hệ thống dẫn động cơ khí

Hệ thống dẫn động cơ khí nâng hạ cho kho hàng tự động có kết cấu gồm 1 động cơ điện xoay chiều 3 pha, khớp nối trục đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 2 cấp đồng trục/khai triển, trục ra mang 2 bánh răng chủ động ăn khớp với 2 thanh răng cố định gắn trên cột dẫn hướng đứng, hệ thống 6 bánh xe tỳ dẫn hướng định vị cơ cấu chuyển động tịnh tiến.

1. Thông số động học và động lực học toàn hệ thống

Công suất có ích trên trục bộ phận công tác được tính từ tổng lực cản nâng:

  • Lực ma sát dẫn hướng: $F_{ms,n} = f_1 \cdot N = f_1 \cdot \frac{G_n \cdot L}{h} = 0,05 \cdot \frac{300 \cdot 1250}{312,5} = 60\text{ kG} \approx 62\text{ kG}$
  • Lực cản nâng tổng cộng: $F_{c,n} = F_{ms,n} + G_n + G_d = 62 + 300 + 160 = 522\text{ kG}$
  • Công suất trục công tác: $P_{lv} = \frac{F_{c,n} \cdot g \cdot V_n}{60 \cdot 1000 \cdot \eta_{tr}} = \frac{522 \cdot 10 \cdot 34}{60 \cdot 1000 \cdot 0,93} \approx 3,2\text{ kW}$
  • Hiệu suất chung của cụm truyền động: $\eta_c = \eta_k^2 \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{br}^2 = 1^2 \cdot (0,995)^3 \cdot (0,97)^2 \approx 0,927$
  • Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $P_{yc} = \frac{P_{lv}}{\eta_c} = \frac{3,2}{0,927} = 3,45\text{ kW}$
  • Tốc độ quay trục công tác: $n_{lv} = \frac{1000 \cdot V_n}{\pi \cdot d_3} = \frac{1000 \cdot 34}{\pi \cdot 190} = 56,99\text{ vg/ph}$

Tác giả lựa chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ loại 3K132Ma6 có các thông số:

Ký hiệu động cơ Công suất định mức $P_{đc}$ (kW) Tốc độ quay $n_{đc}$ (vg/ph) Tỉ số $T_k / T_{đn}$ Tỉ số $T_{max} / T$ Đường kính trục $d_{đc}$ (mm) Khối lượng động cơ (kg)
3K132Ma6 4,0 975 2,0 2,2 38 72

Tỉ số truyền chung thực tế: $u_c = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{975}{56,99} = 17,11$. Phân phối tỉ số truyền: Cấp nhanh $u_{br1} = 4,63$ (thực tế $u_{12} = 4,62$); Cấp chậm $u_{br2} = 3,70$ (thực tế $u_{34} = 3,75$).

Bảng phân phối thông số động học trên các trục:

Thông số Trục động cơ Trục I (vào HGT) Trục II (trung gian) Trục III (ra HGT) Trục công tác
Tỉ số truyền $u$ 1,00 1,00 4,63 3,70 1,00
Tốc độ quay $n$ (vg/ph) 975,00 975,00 214,76 56,81 56,81
Công suất $P$ (kW) 3,46 3,44 3,32 3,20 3,20
Mômen xoắn $T$ (N.mm) 33890,26 33694,36 147634,57 537933,46 537933,46

2. Thông số hình học và lực tác dụng của các bộ truyền bánh răng

Vật liệu chế tạo: Bánh răng nhỏ làm bằng Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 200 ($\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$); Bánh răng lớn làm bằng Thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB 190 ($\sigma_{b2} = 600\text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 340\text{ MPa}$).

Bảng tổng hợp thông số hai bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

Thông số thiết kế Ký hiệu Cấp nhanh (Cặp 1-2) Cấp chậm (Cặp 3-4) Đơn vị
Khoảng cách trục $a_w$ 150 230 mm
Môđun răng $m$ 2,5 3,0 mm
Số răng bánh nhỏ / lớn $Z_1 / Z_2$ ($Z_3 / Z_4$) 21 / 97 32 / 120 răng
Tỉ số truyền thực tế $u_t$ 4,62 3,75 -
Góc ăn khớp $\alpha_{tw}$ $20^\circ00'$ $21^\circ20'$ ($21,33^\circ$) độ
Hệ số dịch chỉnh $x_1 / x_2$ ($x_3 / x_4$) 0,20 / 0,85 0,15 / 0,539 -
Chiều rộng vành răng $b_w$ 45 69 mm
Đường kính chia $d_1 / d_2$ ($d_3 / d_4$) 52,5 / 242,5 96,0 / 360,0 mm
Đường kính vòng lăn $d_{w1} / d_{w2}$ ($d_{w3} / d_{w4}$) 53,38 / 246,62 96,84 / 363,16 mm
Đường kính đỉnh răng $d_{a1} / d_{a2}$ ($d_{a3} / d_{a4}$) 57,5 / 247,5 102,0 / 366,0 mm
Đường kính đáy răng $d_{f1} / d_{f2}$ ($d_{f3} / d_{f4}$) 46,25 / 236,25 88,5 / 352,5 mm
Lực vòng tác dụng $F_t$ 1364,57 3049,04 N
Lực hướng tâm tác dụng $F_r$ 496,66 1190,76 N
Lực dọc trục $F_a$ 0,00 0,00 N
Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H$ 388,65 (Cho phép: 450) 368,19 (Cho phép: 450) MPa
Ứng suất uốn tính toán $\sigma_{F1} / \sigma_{F2}$ ($\sigma_{F3} / \sigma_{F4}$) Đạt ($< 139,54$) 39,16 / Đạt ($< 132,70$) MPa
Ứng suất tiếp xúc quá tải $\sigma_{Hmax}$ 849,33 (Cho phép: 952) 504,36 (Cho phép: 952) MPa

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1. Phân tích nguyên lý và thông số kỹ thuật

Chương 1 mô tả cấu trúc tổng thể và nguyên lý vận hành của kho hàng tự động gồm 3 chuyển động độc lập: chuyển động nâng hạ bàn nâng (1), chuyển động tịnh tiến của xe vào kho (2) và chuyển động của các con lăn cấp hàng trên xe (3). Cơ cấu nâng hạ hoạt động theo nguyên lý biến đổi chuyển động quay từ trục ra của hộp giảm tốc hai cấp thành chuyển động tịnh tiến dọc trục Z thông qua bộ truyền thanh răng – bánh răng. Hai bánh răng gắn trên trục III ăn khớp với hai thanh răng gắn cố định dọc cột dẫn hướng; chiều chuyển động nâng/hạ phụ thuộc vào chiều điện áp cấp cho động cơ điện, hành trình nâng được kiểm soát bởi hệ thống cảm biến và công tắc hành trình gắn dọc ray. Chương này tổng hợp đầy đủ các số liệu kỹ thuật đầu vào làm căn cứ tính toán.

Chương 2. Tính toán thiết kế trong hệ thống cơ khí

Chương này thực hiện toàn bộ các bước tính toán động lực học và thiết kế bộ truyền:

  • Thiết lập công thức tính lực cản nâng lớn nhất $F_{c,n} = 522\text{ kG}$ (kể đến ma sát giữa 6 con lăn và thanh dẫn hướng thép - thép với hệ số ma sát $f_1 = 0,05$), tính công suất làm việc $P_{lv} = 3,2\text{ kW}$ và công suất yêu cầu động cơ $P_{yc} = 3,45\text{ kW}$.
  • Lựa chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha 3K132Ma6 công suất định mức $4\text{ kW}$, vận tốc quay $975\text{ vg/ph}$.
  • Phân phối tỉ số truyền chung $u_c = 17,11$ theo điều kiện thể tích hộp giảm tốc nhỏ gọn nhất ($u_{br1} = 1,25 \cdot u_{br2} \rightarrow u_{br1} = 4,63; u_{br2} = 3,70$).
  • Thiết kế chi tiết bộ truyền bánh răng cấp nhanh (khoảng cách trục $a_{wtl12} = 150\text{ mm}$, môđun $m = 2,5\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 21, Z_2 = 97$, hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0,2, x_2 = 0,85$).
  • Thiết kế chi tiết bộ truyền bánh răng cấp chậm (khoảng cách trục $a_{wtl34} = 230\text{ mm}$, môđun $m = 3\text{ mm}$, số răng $Z_3 = 32, Z_4 = 120$, hệ số dịch chỉnh $x_3 = 0,15, x_4 = 0,539$).
  • Kiểm nghiệm toàn diện độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền quá tải khi mở máy với hệ số quá tải $K_{qt} = 2,2$, khẳng định cả hai bộ truyền đều đảm bảo độ bền trong thời hạn $17500$ giờ.

Chương 3. Tính toán trục

Nội dung chương 3 tập trung vào thiết kế hệ thống trục truyền động:

  • Lựa chọn khớp nối trục vòng đàn hồi: Khớp nối trục động cơ với trục I chọn loại có $T_{max} = 250\text{ N.m}$, số chốt $Z = 6$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 105\text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 14\text{ mm}$, lực tác dụng lên trục $F_{kn1} = 160\text{ N}$; Khớp nối trục III với trục công tác chọn loại $T_{max} = 500\text{ N.m}$, $Z = 8$, $D_0 = 130\text{ mm}$, $d_c = 14\text{ mm}$, lực tác dụng $F_{kn3} = 1200\text{ N}$. Kiểm nghiệm ứng suất dập của vòng cao su ($\sigma_d \le [\sigma_d] = 4\text{ MPa}$) và ứng suất uốn của chốt ($\sigma_u \le [\sigma_u] = 70\text{ MPa}$) đều thỏa mãn.
  • Chọn vật liệu trục là thép C45 tôi thường hóa có ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15\text{ - }20\text{ MPa}$, ứng suất cho phép $[\sigma] = 55\text{ MPa}$.
  • Xác định đường kính sơ bộ các trục: $d_{1sb} = 35\text{ mm}$ (chọn chiều rộng ổ lăn $b_0 = 21\text{ mm}$), $d_{2sb} = 40\text{ mm}$ ($b_0 = 23\text{ mm}$), $d_{3sb} = 45\text{ mm}$ ($b_0 = 25\text{ mm}$).
  • Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực trên các trục: $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 178\text{ mm}$, khoảng cách bánh răng cấp nhanh $l_{13} = l_{23} = 119\text{ mm}$, khoảng cách bánh răng cấp chậm $l_{22} = l_{34} = 56,5\text{ mm}$.
  • Tính toán phản lực gối đỡ và lập biểu đồ mômen:
    • Trục I: $F_{lx11} = -852,04\text{ N}$, $F_{lx10} = -672,50\text{ N}$, $F_{ly11} = 332,04\text{ N}$, $F_{ly10} = 164,62\text{ N}$;
    • Trục II: $F_{lx21} = 1880,06\text{ N}$, $F_{lx20} = 2533,55\text{ N}$, $F_{ly21} = -710\text{ N}$, $F_{ly20} = -977,42\text{ N}$;
    • Trục III: $F_{lx31} = -2167,81\text{ N}$, $F_{lx30} = -3281,23\text{ N}$, $F_{ly31} = 377,97\text{ N}$, $F_{ly30} = 812,79\text{ N}$.
  • Tính toán đường kính chính xác theo mômen uốn tương đương $M_{tđ}$ tại các tiết diện nguy hiểm: Trục I có $d_{13} = 25\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh răng 1), $d_{10} = d_{11} = 20\text{ mm}$ (vị trí ngõng trục lắp ổ lăn). Tính toán chọn then bằng và kiểm nghiệm độ bền mỏi cho hệ thống trục.

Chương 4. Tính toán và chọn ổ lăn

Chương 4 thực hiện tính toán chọn ổ lăn cho 3 trục dựa trên phản lực hướng tâm tổng hợp tại các gối đỡ, số vòng quay trục và thời gian làm việc $L_h = 17500$ giờ:

  • Tính chọn ổ lăn trục I (ngõng trục $d = 20\text{ mm}$);
  • Tính chọn ổ lăn trục II (ngõng trục $d = 40\text{ mm}$);
  • Tính chọn ổ lăn trục III (ngõng trục $d = 45\text{ mm}$). Các ổ lăn được kiểm tra khả năng tải động $C_t \le C_{bảng}$ và khả năng tải tĩnh $C_{0t} \le C_{0_bảng}$, đảm bảo độ tin cậy trong điều kiện tải trọng va đập vừa.

Chương 5. Lựa chọn kết cấu

Chương 5 hoàn thiện kết cấu chi tiết của hộp giảm tốc và hệ thống dẫn động:

  • Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: Xác định chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, đường kính bulông thân hộp, bulông nền, khoảng cách mép và bề rộng mặt bích ghép.
  • Lựa chọn các chi tiết phụ trợ chuẩn hóa: Nút thông hơi, que thăm dầu kiểm tra mức dầu, chốt định vị hình côn định vị thân và nắp hộp, bulông vòng phục vụ nâng hạ cụm dẫn động.
  • Phương pháp bôi trơn: Bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng và bôi trơn bằng mỡ cho các cụm ổ lăn.
  • Kết cấu bánh răng và dung sai lắp ghép: Xác định dung sai lắp ghép then, dung sai ổ lăn lên trục và vào vỏ hộp, dung sai mối ghép bánh răng trên trục I, II, III theo các bảng dung sai tiêu chuẩn.

Chương 6. Phân tích ứng suất

Chương 6 trình bày các nội dung phân tích kiểm nghiệm trạng thái ứng suất tập trung tại các vị trí thay đổi tiết diện trục, rãnh then và kiểm tra tổng thể hệ số an toàn tĩnh, mỏi đối với các cụm kết cấu chịu tải trọng chu kỳ.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ thiết kế hệ dẫn động cho cơ cấu nâng hạ kho hàng tự động với các kết quả cụ thể:

  • Thiết lập chuỗi tính toán hoàn chỉnh từ động học, động lực học đến thiết kế cơ khí chi tiết, lựa chọn chính xác động cơ điện 3K132Ma6 ($4\text{ kW}$, $975\text{ vg/ph}$) đáp ứng công suất tải nâng $3,2\text{ kW}$ với hiệu suất hệ thống $\eta_c = 0,927$.
  • Tính toán và kiểm nghiệm thành công hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 2 cấp có kích thước nhỏ gọn: Cấp nhanh $a_w = 150\text{ mm}$, $m = 2,5\text{ mm}$, $u = 4,62$; Cấp chậm $a_w = 230\text{ mm}$, $m = 3\text{ mm}$, $u = 3,75$. Tất cả các cặp bánh răng đều thỏa mãn độ bền tiếp xúc, uốn và quá tải mở máy ($K_{qt} = 2,2$).
  • Thiết kế kết cấu hệ trục I, II, III, then, ổ lăn và vỏ hộp giảm tốc đồng bộ, xác định chính xác phản lực gối đỡ và biểu đồ mômen uốn - xoắn không gian.
  • Đề xuất giải pháp sử dụng hệ dẫn động bánh răng - thanh răng kết hợp dẫn hướng bằng 6 bánh xe tỳ, giúp biến đổi chuyển động tin cậy, vận hành ổn định trong điều kiện nâng tải $300\text{ kg}$ với vận tốc $34\text{ m/ph}$.
  • Đóng góp về mặt học thuật: Cung cấp tài liệu thiết kế hệ thống cơ khí nâng chuyển hoàn chỉnh, tuân thủ chặt chẽ tiêu chuẩn thiết kế máy Việt Nam, có tính ứng dụng cao cho bài toán tự động hóa kho bãi.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Đồ án tập trung giải quyết bài toán thiết kế cơ khí và tính toán truyền động theo phương pháp giải tích tĩnh và bán tĩnh; chưa khảo sát động lực học chi tiết quá trình khởi động, hãm phanh tức thời dưới dạng mô hình tham số đa vật thể.
    • Phạm vi đồ án môn học 15 tuần chưa bao gồm việc xây dựng mạch điều khiển điện tử - tự động hóa chi tiết (PLC, biến tần điều khiển tốc độ động cơ) và cơ cấu cấp/nhận hàng con lăn trên xe mang tải.
  • Hướng nghiên cứu tiếp:
    • Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEM) để mô phỏng trường ứng suất và biến dạng đàn hồi của vỏ hộp giảm tốc cũng như toàn bộ khung nâng khi chịu tải trọng va đập lớn.
    • Thiết kế hệ thống điều khiển tích hợp cảm biến định vị vị trí chính xác dọc các tầng kho và phát triển thuật toán tối ưu hóa vận tốc nâng hạ nhằm giảm rung lắc cơ khí.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo có giá trị kỹ thuật cho:

  • Sinh viên các ngành Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Máy và Tự động hóa khi thực hiện Đồ án môn học Thiết kế hệ thống cơ khí (ME4506), Đồ án Chi tiết máy hoặc Đồ án tốt nghiệp kỹ sư.
  • Người làm đề tài nghiên cứu về hệ thống nâng hạ, máy nâng chuyển, xe tự hành AGV và cơ cấu kho hàng tự động thông minh.
  • Các nội dung có giá trị tham khảo nổi bật bao gồm: Phương pháp tính toán lực ma sát ray dẫn hướng, thuật toán phân phối tỉ số truyền tối ưu kích thước hộp giảm tốc, phương pháp dịch chỉnh góc ăn khớp bánh răng và quy trình lập biểu đồ mômen xác định đường kính trục không gian.

Câu hỏi thường gặp

  1. Động cơ điện được chọn cho hệ dẫn động nâng hạ là loại nào và có các thông số cơ bản ra sao?
    Động cơ được chọn là loại động cơ điện 3 pha không đồng bộ 3K132Ma6 có công suất định mức $P_{đc} = 4\text{ kW}$, tốc độ quay $n_{đc} = 975\text{ vg/ph}$, mômen mở máy $T_k/T_{đn} = 2,0$, tỉ số mômen cực đại $T_{max}/T = 2,2$, đường kính trục $d_{đc} = 38\text{ mm}$ và khối lượng $72\text{ kg}$.

  2. Tại sao bộ truyền bánh răng cấp 1 và cấp 2 lại sử dụng hệ số dịch chỉnh bánh răng?
    Việc sử dụng hệ số dịch chỉnh ($x_1 = 0,2, x_2 = 0,85$ ở cấp nhanh và $x_3 = 0,15, x_4 = 0,539$ ở cấp chậm) nhằm mục đích dịch chỉnh khoảng cách trục về giá trị tiêu chuẩn chẵn ($a_{w12} = 150\text{ mm}$, $a_{w34} = 230\text{ mm}$), tránh hiện tượng cắt chân răng khi số răng bánh nhỏ ít ($Z_1 = 21$), đồng thời cân bằng độ bền uốn và tăng độ bền tiếp xúc cho các cặp bánh răng.

  3. Tỉ số truyền chung của hệ thống là bao nhiêu và được phân chia cho các cấp như thế nào?
    Tỉ số truyền chung của hệ thống là $u_c = 17,11$. Tỉ số truyền này được phân phối cho hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc theo nguyên tắc gọn nhẹ thể tích ($u_{br1} = 1,25 \cdot u_{br2}$): cấp nhanh có $u_{br1} = 4,63$ (thực tế $u_{12} = 4,62$), cấp chậm có $u_{br2} = 3,70$ (thực tế $u_{34} = 3,75$), các khớp nối trục có tỉ số truyền bằng $1$.

  4. Nguyên lý biến đổi chuyển động quay thành chuyển động nâng thẳng đứng của bàn nâng được thực hiện như thế nào?
    Chuyển động quay từ trục ra (trục III) của hộp giảm tốc hai cấp truyền mômen đến hai bánh răng gắn ở hai đầu trục ra. Hai bánh răng này ăn khớp trực tiếp với hai thanh răng được gắn cố định dọc theo hai cột dẫn hướng đứng, biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến nâng/hạ dọc trục Z, kết hợp cùng 6 bánh xe tỳ định vị khung nâng chuyển động êm và chính xác.

  5. Hệ thống khớp nối trục sử dụng loại nào và có các thông số kỹ thuật chính là gì?
    Hệ thống sử dụng khớp nối trục chốt đàn hồi vòng cao su:

  • Khớp nối trục động cơ sang trục I: $T_{max} = 250\text{ N.m}$, số chốt $Z = 6$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 105\text{ mm}$, lực tác dụng $F_{kn1} = 160\text{ N}$.
  • Khớp nối trục III sang trục công tác: $T_{max} = 500\text{ N.m}$, số chốt $Z = 8$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 130\text{ mm}$, lực tác dụng $F_{kn3} = 1200\text{ N}$.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế hệ thống cơ khí" của sinh viên Nguyễn Xuân Tùng đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán tính toán, thiết kế hệ dẫn động nâng hạ cho kho hàng tự động với đầy đủ các căn cứ lý thuyết và số liệu kỹ thuật chính xác. Toàn bộ các cụm chi tiết máy từ động cơ điện 3K132Ma6, hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ($a_w = 150\text{ mm}$ và $230\text{ mm}$), hệ thống trục, then, ổ lăn đến cơ cấu thanh răng – bánh răng nâng hạ đều được kiểm nghiệm đạt độ bền tiếp xúc, uốn và quá tải trong thời hạn làm việc 17500 giờ. Đây là công trình đồ án kỹ thuật cơ khí có kết cấu mạch lạc, phương pháp tính toán chuẩn mực và có giá trị ứng dụng thực tiễn cao trong lĩnh vực thiết kế máy nâng chuyển tự động.