Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong xu thế phát triển của khoa học kỹ thuật và tự động hóa công nghiệp, các doanh nghiệp sản xuất và phân phối hàng hóa đối mặt với áp lực cắt giảm chi phí nhân công, tối ưu hóa diện tích kho bãi và giảm thiểu sai sót kỹ thuật trong chu trình luân chuyển hàng. Phương thức lưu trữ truyền thống phụ thuộc vào sức người và các dòng xe nâng có người lái bộc lộ nhiều hạn chế: chiếm dụng diện tích mặt bằng lớn, không phân loại triệt để các chủng loại hàng hóa, khả năng bảo quản suy giảm khi xếp chồng nhiều tầng và khó kiểm soát chính xác số lượng hàng tồn xuất - nhập.

Hệ thống kho hàng tự động sử dụng thiết bị cơ khí và robot chuyên dụng được xem là giải pháp khắc phục các nhược điểm trên nhờ mật độ lưu trữ cao, tận dụng chiều cao không gian, vận hành không cần hệ thống chiếu sáng và hạn chế thất thoát nhiệt trong môi trường kho lạnh. Nhằm giải quyết bài toán cơ học trong khâu trung chuyển, đồ án "Thiết kế dẫn động cho kho hàng tự động" thuộc học phần bắt buộc Module 4 – Cử nhân Cơ Điện Tử (Viện Cơ Khí, Bộ môn Cơ Điện Tử, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội) do sinh viên Ngô Đắc Sang thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Trọng Du trong thời gian 15 tuần.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu của đồ án bao gồm:

  1. Tổng quan cấu tạo, đặc tính vận hành và các yêu cầu kỹ thuật của hệ thống kho hàng tự động công nghiệp.
  2. Phân tích nguyên lý động học và xác định sơ đồ bố trí truyền động cho các cụm cơ cấu chính: cụm cơ cấu nâng, cụm xe di chuyển và hệ con lăn dẫn động hàng hóa.
  3. Tính toán động lực học, xác định tải trọng, chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống dẫn động.
  4. Tính toán, thiết kế chi tiết các bộ truyền cơ khí (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh, cấp chậm, bộ truyền xích con lăn), thiết kế trục, chọn then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp giảm tốc cho cụm nâng và cụm xe di chuyển.
  5. Ứng dụng công cụ thiết kế cơ khí 2D/3D (phần mềm Solidworks) để mô phỏng nguyên lý hoạt động và hoàn thiện bản vẽ kỹ thuật.

Đối tượng nghiên cứu của đề tài là hệ thống cơ khí dẫn động trung chuyển trong kho tự động, bao gồm cụm cơ cấu khung nâng xe và cụm xe di chuyển trên ray. Phạm vi tính toán kỹ thuật dựa trên các thông số vận hành xác định: thời gian phục vụ $l_h = 30000$ giờ, chế độ tải trọng êm, vận tốc nâng $V_n = 4,6$ m/ph, trọng lượng cụm nâng $G_n = 195$ kg, vận tốc xe di chuyển $V_d = 25$ m/ph, trọng lượng cụm xe di chuyển và hàng hóa $G_d = 70$ kg.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Nghiên cứu áp dụng hệ thống lý thuyết tính toán thiết kế chi tiết máy và nguyên lý truyền động cơ khí - cơ điện tử, chủ yếu dựa trên tài liệu tiêu chuẩn tính toán hệ dẫn động cơ khí (tài liệu tham khảo [1], [3] theo giáo trình thiết kế chi tiết máy của Trường Đại học Bách khoa Hà Nội):

  • Lý thuyết độ bền tiếp xúc mặt răng (tiêu chuẩn tính toán theo ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$).
  • Phương pháp phân tích cân bằng tĩnh và động lực học vật rắn để xác định phản lực pháp tuyến, lực ma sát lăn trên các con lăn dẫn hướng và lực cản chuyển động khi nâng/hạ.
  • Tiêu chuẩn tính toán bộ truyền xích con lăn theo chỉ tiêu độ bền mòn, kiểm nghiệm hệ số an toàn tĩnh $s$ và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích.
  • Phương pháp tính toán trục chịu tải trọng không gian (uốn - xoắn kết hợp), tính phản lực gối đỡ, xây dựng biểu đồ nội lực ($M_x, M_y, T$) và xác định đường kính trục theo mômen tương đương $M_{tđ}$.

Phương pháp nghiên cứu thực tế là thiết kế kỹ thuật giải tích kết hợp mô hình hóa:

  • Phương pháp giải tích số: Thiết lập hệ phương trình cân bằng mômen và lực tác dụng lên khung xe tại điểm đặt trọng tâm để tính công suất cản nâng ($F_{cn}$), lực cản hạ ($F_{ch}$), từ đó xác định công suất làm việc lớn nhất ($P_{lv}$) và công suất yêu cầu trên trục động cơ ($P_{yc}$).
  • Phương pháp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn kỹ thuật: Tra hệ số tập trung ứng suất, hệ số tuổi thọ ($K_{HL}, K_{FL}$), hệ số tải trọng động ($K_v$), hệ số phân bố không đều tải trọng ($K_\beta, K_\alpha$), dung sai lắp ghép và kích thước kết cấu ổ lăn, then bằng.
  • Nguồn dữ liệu: Dữ liệu tính toán xuất phát từ bộ thông số kỹ thuật đầu vào do bộ môn Cơ Điện Tử giao và hệ thống bảng tra, tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí trong tài liệu chuyên ngành chi tiết máy.

Thiết kế và tính toán hệ thống kỹ thuật

Hệ thống dẫn động kho hàng tự động được phân chia thành 3 phân hệ cơ học phối hợp nhịp nhàng:

  • Cơ cấu nâng hạ: Bao gồm động cơ điện (4a) truyền động qua hộp giảm tốc 2 cấp (1) đến bánh răng chủ động có đường kính vòng lăn $d_3 = 160$ mm. Bánh răng này ăn khớp trực tiếp với thanh răng (3) cố định thẳng đứng trên cột dẫn hướng (14). Cụm xe nâng trượt dọc theo cột dẫn hướng thông qua hệ thống con lăn dẫn hướng thép (2) chuyển động không có độ hở trên thanh ray nhôm mài nhẵn để giữ cân bằng và chống lật.
  • Cơ cấu xe di chuyển: Động cơ điện (4b) truyền chuyển động quay qua hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp (5), đầu ra kết nối với bộ truyền xích (6) để dẫn động hai bánh xe chủ động (8) có đường kính $d_8 = 300$ mm. Bánh xe di chuyển trên hệ ray dẫn hướng (10) dạng tiết diện chữ V/U ăn khớp chống trật bánh, tạo chuyển động tịnh tiến ra/vào kho.
  • Cơ cấu băng con lăn chuyển hàng: Động cơ biến tần (4c) dẫn động hệ con lăn (7) thông qua bộ truyền xích (13) nhằm tạo chuyển động tịnh tiến sang trái/phải cho kiện hàng (12) khi bốc dỡ vào giá kệ.
Thông số kỹ thuật chung Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Thời gian phục vụ thiết kế $l_h$ 30000 giờ
Đặc tính tải trọng - Tải tĩnh, êm -
Vận tốc nâng hạ xe nâng $V_n$ 4,6 m/ph
Vận tốc di chuyển của xe $V_d$ 25 m/ph
Trọng lượng cụm khung nâng $G_n$ 195 kg
Trọng lượng hàng và xe di chuyển $G_d$ 70 kg
Chiều dài khung xe nâng $L$ 1300 mm
Chiều cao khung xe nâng $h = L/4$ 325 mm
Đường kính bánh răng nâng $d_3$ 160 mm
Đường kính bánh xe di chuyển $d_8$ 300 mm
Chiều dài khoang đặt hộp giảm tốc xe $L_1$ 1000 mm
Chiều dài khoang đặt hàng trên xe $L_2$ 700 mm

Nội dung chính theo từng phần và chương

Phần 1: Tổng quan về kho hàng tự động

Phần này trình bày lịch sử chuyển dịch từ quản lý kho thủ công sang kho tự động hóa. Tác giả phân tích cấu trúc hệ thống gồm hai thành phần cốt lõi: phần mềm (quản lý robot xuất nhập hàng, phần mềm quản lý kho tích hợp mã vạch Barcode và thẻ từ Transponder) và phần cứng (hệ thống giá kệ cố định, robot lấy cất hàng, hệ thống băng tải, hệ thống tự động trả hàng). Nêu bật các chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật: tốc độ xuất nhập trung bình đạt 1 tấn hàng/phút/robot, mật độ lưu trữ tăng cao nhờ tận dụng chiều cao, giảm thất thoát nhiệt qua sàn và cửa kho lạnh.

Phần 2: Phân tích nguyên lý và thông số kỹ thuật

Tác giả sơ đồ hóa 14 cụm chi tiết chính của hệ thống kho hàng tự động, làm rõ nguyên lý biến đổi chuyển động quay thành tịnh tiến qua hệ bánh răng - thanh răng thẳng đứng và hệ bánh xe - ray chữ V/U nằm ngang. Thiết lập đầy đủ bảng thông số đầu vào cho bài toán thiết kế cơ khí của cụm nâng và cụm di chuyển.

Phần 3: Tính toán và thiết kế hệ thống cơ khí khung nâng xe

Chương 1 tiến hành phân tích lực tác dụng lên khung nâng với hệ số ma sát lăn $f = 0,005$. Bằng phương trình cân bằng mômen tại điểm giữa hai con lăn dẫn hướng, phản lực pháp tuyến tính được $N_1 = N_2 = 3283$ N, lực ma sát lăn $F_{ms} = 16,415$ N.

  • Lực cản nâng tổng cộng: $F_{cn} = (4F_{ms} + G_n + G_d)/2 = 1331,33$ N.
  • Lực cản hạ: $F_{ch} = (-4F_{ms} + G_n + G_d)/2 = 1265,67$ N.
  • Công suất làm việc: $P_{lv} = \max(P_{nang}, P_{ha}) = 0,204$ kW.
  • Hiệu suất toàn hệ dẫn động: $\eta = \eta_k \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_x = 0,99 \cdot 0,99^4 \cdot 0,97^2 \cdot 0,93 = 0,83$.
  • Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $P_{yc} = 0,245$ kW. Tác giả lựa chọn kiểu động cơ 4K71A4 với tỷ số truyền sơ bộ toàn hệ thống $u_{sb} = 150$ ($u_h = 30, u_x = 5$). Các chương tiếp theo từ Chương 2 đến Chương 7 (trình bày tương ứng theo cấu trúc thiết kế hộp giảm tốc khung nâng) tính toán bộ truyền cấp nhanh, cấp chậm, bộ truyền xích, trục, then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp.

Phần 4: Tính toán và thiết kế hệ thống xe di chuyển

Đây là phần trọng tâm được trình bày chi tiết nhất trong văn bản, chia thành các chương chuyên biệt:

Chương 2: Bộ truyền cấp nhanh (xe di chuyển)

Thiết kế cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài:

  • Vật liệu chế tạo: Bánh nhỏ dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 200 ($\sigma_b = 750$ MPa, $\sigma_{ch} = 450$ MPa); Bánh lớn dùng thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB 190 ($\sigma_b = 600$ MPa, $\sigma_{ch} = 340$ MPa).
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 409,09$ MPa; Mômen xoắn trên trục I $T_1 = 2775,68$ Nmm; Tỷ số truyền danh nghĩa $u_1 = 6,07$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ tính toán $a_{w1} = 75$ mm; Môđun pháp $m = 1,25$ mm; Chiều rộng vành răng $b_w = 23$ mm.
  • Số răng: $Z_1 = 17$, $Z_2 = 103$; Tỷ số truyền thực tế $u_t = 6,06$ (sai lệch $\Delta u = 0,16% < 4%$). Hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20^\circ$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 379,1$ MPa $< [\sigma_H]$; Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 32,4$ MPa $< [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 27,4$ MPa $< [\sigma_{F2}]$; Ứng suất quá tải $\sigma_{H\max} = 48,6$ MPa $< [\sigma_{F2\max}] = 272$ MPa.
Thông số bộ truyền cấp nhanh Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Khoảng cách trục $a_w$ 75 mm
Môđun pháp $m$ 1,25 mm
Chiều rộng vành răng $b_w$ 23 mm
Tỷ số truyền thực tế $u$ 6,06 -
Số răng bánh dẫn / bị dẫn $Z_1 / Z_2$ 17 / 103 răng
Đường kính chia bánh 1 / bánh 2 $d_1 / d_2$ 21,25 / 128,75 mm
Đường kính lăn bánh 1 / bánh 2 $d_{w1} / d_{w2}$ 21,24 / 128,76 mm
Đường kính đỉnh răng bánh 1 / bánh 2 $d_{a1} / d_{a2}$ 23,75 / 131,25 mm
Đường kính chân răng bánh 1 / bánh 2 $d_{f1} / d_{f2}$ 18,13 / 125,63 mm
Đường kính cơ sở bánh 1 / bánh 2 $d_{b1} / d_{b2}$ 19,97 / 120,99 mm
Hệ số ăn khớp trùng khớp $\varepsilon_\alpha$ 1,66 -

Chương 3: Bộ truyền cấp chậm (xe di chuyển)

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp thứ hai:

  • Thông số đầu vào: $P_2 = 0,388$ kW, $T_2 = 16180,79$ Nmm, số vòng quay $n_2 = 69,6$ vg/ph, tỷ số truyền danh nghĩa $u_2 = 3,29$.
  • Vật liệu: Bánh nhỏ thép 45 tôi cải thiện (HB 200), bánh lớn thép 45 thường hóa (HB 190).
  • Môđun pháp $m = 1,5$ mm; Khoảng cách trục thực tế $a_w = 103$ mm; Chiều rộng vành răng $b_w = 31$ mm.
  • Số răng: $Z_3 = 32$, $Z_4 = 105$; Tỷ số truyền thực $u_t = 3,28$ (sai lệch $0,3% < 4%$). Hệ số dịch chỉnh $x_3 = 0,04$ mm, $x_4 = 0,131$ mm.
  • Kích thước hình học: Đường kính lăn $d_{w3} = 50$ mm, $d_{w4} = 156$ mm; Đường kính đỉnh $d_{a3} = 51,12$ mm, $d_{a4} = 160,89$ mm; Đường kính chân $d_{f3} = 44,37$ mm, $d_{f4} = 154,14$ mm; Hệ số trùng khớp $\varepsilon_\alpha = 1,75$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: $\sigma_H = 350,4$ MPa $< [\sigma_H]$, $\sigma_{F4} = 46,9$ MPa $< [\sigma_{F4}]$, $\sigma_{H\max} = 78,12$ MPa $< [\sigma_{F2\max}] = 272$ MPa.

Chương 4: Bộ truyền xích (xe di chuyển)

Truyền động từ trục ra hộp giảm tốc đến trục bánh xe di chuyển:

  • Thông số vào: $P_3 = 0,373$ kW, $T_3 = 51180,32$ Nmm, $n_3 = 69,6$ vg/ph, $u_x = 2,62$.
  • Lựa chọn loại xích: Xích ống con lăn 1 dãy tiêu chuẩn có bước xích $p = 12,7$ mm, tải trọng phá hỏng $Q = 18,2$ kN.
  • Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ $Z_1 = 25$, đĩa lớn $Z_2 = 66$. Số mắt xích $x = 126$.
  • Khoảng cách trục sau khi giảm căng xích ($\Delta a = 1,5$ mm) là $a = 503$ mm.
  • Kích thước đĩa xích: Đĩa nhỏ $d_1 = 101,3$ mm, $d_{a1} = 106,9$ mm, $d_{f1} = 92,64$ mm; Đĩa lớn $d_2 = 266,9$ mm, $d_{a2} = 273$ mm, $d_{f2} = 258,24$ mm; Bán kính đáy răng $r = 4,33$ mm.
  • Vật liệu đĩa xích: Thép 45 tôi + ram đạt HRC 45, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 800$ MPa. Lực vòng $F_t = 1008,1$ N, lực tác dụng lên trục $F_r = 1058,5$ N.

Chương 5: Thiết kế trục (xe di chuyển)

  • Vật liệu trục: Thép 45 thường hóa có $\sigma_b = 600$ MPa, $\sigma_{ch} = 360$ MPa, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30$ MPa.
  • Xác định lực tác dụng từ các bộ truyền: Lực vòng trên bánh răng 1 $F_{t1} = 261,36$ N, lực hướng tâm $F_{r1} = 95,32$ N, lực dọc trục $F_{a1} = 0$ N ($\beta = 0^\circ$). Lực tác dụng lên khớp nối $F_k = 70$ N. Lực hướng tâm bánh răng 3 $F_{r3} = 235,56$ N.
  • Kích thước định vị gối đỡ và chi tiết quay: Chiều dài mayơ bánh răng $l_{m13} = 30$ mm; Khoảng cách côngxôn trục vào $l_{c13} = 50$ mm, trục ra $l_{c32} = 63$ mm; Nhịp gối đỡ $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 127$ mm.
  • Tính toán phản lực ổ và vẽ biểu đồ nội lực không gian ($M_x, M_y, T$).
  • Xác định đường kính các đoạn trục:
    • Trục I (đường kính sơ bộ $d_{1sb} = 20$ mm): Ngõng lắp ổ lăn $d_{10} = d_{11} = 12$ mm; Đoạn lắp bánh răng 1 $d_{12} = 14$ mm; Đoạn lắp khớp nối $d_{13} = 12$ mm.
    • Trục II (đường kính sơ bộ $d_{2sb} = 25$ mm): Ngõng lắp ổ lăn $d_{20} = d_{21} = 15$ mm; Đoạn lắp bánh răng 2 $d_{22} = 20$ mm; Đoạn lắp bánh răng 3 $d_{23} = 22$ mm.

Chương 6 & Chương 7: Then, ổ lăn và thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Tính chọn kích thước then bằng theo đường kính trục, kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then; lựa chọn loại ổ lăn đỡ - chặn / đỡ một dãy phù hợp đường kính ngõng trục và sơ đồ bố trí chịu lực; xác định chiều dày thành vỏ hộp, gân tăng cứng, bulông ghép nắp và thân hộp giảm tốc.

Phần 5: Kết luận

Tổng hợp các kết quả tính toán động học và động lực học, đánh giá mức độ đáp ứng các chỉ tiêu độ bền cơ học của hệ thống dẫn động theo yêu cầu ban đầu.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết toàn diện bài toán tính toán thiết kế cơ khí cho hệ thống dẫn động kho tự động với các kết quả cụ thể:

  • Xác định chính xác chế độ tải và chọn lựa động cơ dẫn động nâng hạ mã hiệu 4K71A4 (công suất yêu cầu $P_{yc} = 0,245$ kW, công suất làm việc lớn nhất $P_{lv} = 0,204$ kW).
  • Thiết kế hoàn chỉnh hai cấp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng cho cụm xe di chuyển: Cấp nhanh có khoảng cách trục $a_w = 75$ mm, tỷ số truyền $u_1 = 6,06$, ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 379,1$ MPa; Cấp chậm có $a_w = 103$ mm, tỷ số truyền $u_2 = 3,28$, ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 350,4$ MPa. Cả hai bộ truyền đều đảm bảo tuyệt đối điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn và quá tải.
  • Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn bước $p = 12,7$ mm, $Z_1 = 25, Z_2 = 66$, khoảng cách trục $a = 503$ mm, lực tác dụng lên trục $F_r = 1058,5$ N, thỏa mãn chỉ tiêu độ bền mòn và tiếp xúc răng đĩa xích.
  • Hoàn thiện kết cấu trục 3 bậc chịu lực không gian và phân bổ đường kính hợp lý cho ngõng trục lắp ổ lăn, mayơ bánh răng và khớp nối trục.

Đóng góp của tác giả thể hiện ở việc cụ thể hóa phương pháp tính toán cơ khí chi tiết máy vào mô hình thiết kế trọn vẹn một hệ thống kho hàng tự động có kết hợp đồng thời ba chuyển động không gian (nâng thẳng đứng, di chuyển ngang của xe và chuyển dịch ngang của kiện hàng trên băng con lăn).

Hạn chế và hướng phát triển

Dựa trên nội dung văn bản, đồ án tập trung chủ yếu vào phần tính toán cơ học giải tích cho hệ thống dẫn động cơ khí tĩnh và động học 2D. Văn bản chưa đi sâu vào các khía cạnh:

  • Thiết kế chi tiết mạch điều khiển điện tử, thuật toán điều khiển vị trí hoặc tích hợp bộ điều khiển PLC/vi điều khiển cho động cơ biến tần và động cơ nâng.
  • Chưa tiến hành thử nghiệm chế tạo thực nghiệm trên mô hình vật lý để kiểm chứng mức độ rung động và biến dạng thực tế của khung dẫn hướng dưới tải trọng động ngẫu nhiên.
  • Hướng mở tiếp theo được định hướng trong chương trình đào tạo là ứng dụng mô hình 3D trên Solidworks để mô phỏng động học toàn diện và tích hợp hệ thống phần mềm quản trị kho hàng bằng mã vạch/thẻ từ.

Giá trị tham khảo

Báo cáo đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật chi tiết dành cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Cơ khí, Cơ Điện Tử, Kỹ thuật Tự động hóa làm đồ án môn học Thiết kế hệ thống cơ khí, Chi tiết máy hoặc Đồ án tốt nghiệp hệ Cử nhân/Kỹ sư.
  • Kỹ sư thiết kế máy tham khảo quy trình giải tích lực trên cơ cấu nâng bánh răng - thanh răng có con lăn dẫn hướng, trình tự thiết kế hộp giảm tốc hai cấp đồng trục/khai triển và bộ truyền xích công nghiệp.

Câu hỏi thường gặp

1. Hệ thống kho hàng tự động trong đồ án sử dụng cơ cấu cơ khí nào để thực hiện chuyển động nâng hạ? Cơ cấu nâng hạ sử dụng hệ truyền động bánh răng - thanh răng (bánh răng có đường kính lăn $d_3 = 160$ mm lăn dọc theo thanh răng cố định thẳng đứng gắn trên cột dẫn hướng), kết hợp hệ thống con lăn thép dẫn hướng lăn trên ray nhôm để giữ cân bằng cho khung xe nâng.

2. Động cơ điện và công suất cần thiết được chọn cho cơ cấu nâng là bao nhiêu? Động cơ điện được chọn là kiểu 4K71A4, đáp ứng công suất yêu cầu trên trục $P_{yc} = 0,245$ kW (được tính toán từ công suất làm việc $P_{lv} = 0,204$ kW và hiệu suất dẫn động toàn hệ thống $\eta = 0,83$).

3. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh (xe di chuyển) đạt giá trị bao nhiêu? Bộ truyền cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng thẳng, môđun $m = 1,25$ mm, khoảng cách trục $a_w = 75$ mm, chiều rộng vành răng $b_w = 23$ mm, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 17$, số răng bánh lớn $Z_2 = 103$, tỷ số truyền thực tế $u_t = 6,06$.

4. Bộ truyền xích của xe di chuyển sử dụng loại xích nào và có bước xích bao nhiêu? Hệ thống sử dụng bộ truyền xích con lăn 1 dãy tiêu chuẩn với bước xích $p = 12,7$ mm, số mắt xích $x = 126$, khoảng cách trục làm việc $a = 503$ mm, số răng đĩa xích nhỏ $Z_1 = 25$ và đĩa xích lớn $Z_2 = 66$.

5. Vật liệu chế tạo các trục của hộp giảm tốc được lựa chọn là mác thép nào? Tất cả các trục (trục I, trục II, trục III) đều được chọn thống nhất bằng thép 45 thường hóa, có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 600$ MPa, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 360$ MPa và ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30$ MPa.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế dẫn động cho kho hàng tự động" của sinh viên Ngô Đắc Sang đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán tính toán động học, động lực học và thiết kế chi tiết máy cho các cơ cấu truyền động chính của kho tự động. Toàn bộ các bộ truyền bánh răng hai cấp, bộ truyền xích con lăn và hệ trục đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu bền tiếp xúc, bền uốn và an toàn quá tải theo tiêu chuẩn cơ khí hiện hành. Báo cáo cung cấp đầy đủ số liệu tính toán giải tích, đóng vai trò là tài liệu tham khảo chuẩn mực cho các học phần thiết kế cơ khí và cơ điện tử.