đồ án môn học thiết kế hệ thống cơ khí

TRƯỜNG Đ I H C BÁCH KHOA HÀ N IẠỌỘĐỒ ÁN MÔN HỌCThiết kế hệ thống cơ khíLê Ng c Chinh ọChuyên ngành Cơ điện tửGiảng viên hướng dẫn: TS... Mô phỏng nguyên lý hoạt động động học... LỜI NÓI

TRƯỜ NG Đ I H C BÁCH KHOA HÀ N I Ạ Ọ Ộ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC Thiết kế hệ thống cơ khí

Lê Ng c Chinh ọ

Chinh.ln184359@sis.hust.edu.vn

Chuyên ngành Cơ điện tử

Giảng viên hướng dẫn: TS Nguyễn H u Quang ữ

HÀ NỘI,

Chữ ký c a GVHD ủ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI SME.EDU -

ĐỒ ÁN MÔN HỌC: THIẾT KẾ HỆ THỐNG CƠ KHÍ Mã HP: ME4506

Thời gian thực hiện: 15 tuần; Mã đề: VCK04-…

Ngày giao nhiệm vụ:… /…/2021; Ngày hoàn thành: …/…/2021

Họ và tên sv: Lê Ngọc Chinh MSSV: 20184359 Mã lớp:710934 Chữ ký sv: ……

Ngày …/…/20…

CB Hướng dẫn(ký, ghi rõ họ tên

I Nhi m v thi t kệ ụ ế ế: Thiết kế hệ dẫn động cho kho hàng t ự động

II S ố liệu cho trướ c

1 Thời hạn ph c vụ ụ: lh = ……… (h)

2 Đặc tính t i tr ng: ả ọ

Cụm xe nâng:

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

4 Chiều cao xe nâng h = ……… (mm)

5 Chiều dài xe nâng L = ……… (mm)

11 Chiều dài xe di chuyển L1= ……… (mm)

12 Chiều dài phần đặt hàng trên xe L2= ……… (mm)

III Nội dung thực hiện:

1 Phân tích nguyên lý và thông s k thuố ỹ ật

- Phân tích nguyên lý hoạt động và các thông s k thu t quan tr ng ố ỹ ậ ọcủa h ệ thống.

4 Mô phỏng nguyên lý hoạt động (động học)

LỜI NÓI ĐẦU

CHƯƠNG 1 PHÂN TÍCH NGUYÊN LÝ VÀ THÔNG SỐ LỸ THUẬT 1.1 T ng quan h ổ ệ thống

Hệ g m có 3 thành ph n chuyồ ầ ển động độ ậc l p chính bao gồm cơ cấu nâng (1), chuyển động t nh ti n cị ế ủa xe (2) và các con lăn chuyển hàng (3)

Có th hình dung ra ể được quá trình làm vi c c a h ệ ủ ệ như sau: Đầu tiên xe lấy hàng và được nâng ho c h ặ ạ đến dãy (tầng) được yêu c u thông ầqua b ộ phận nâng (1), tiếp đó xe di chuyển vào kho thông qua bánh xe (2), khi đến nơi, hàng hóa trên xe được xếp vào kho chứa thông qua các con lăn gắn trên xe (3)

1.1.1 Các thông số quan trọng của hệ thống:

1 Thời h n ph c v = 18000 (h) ạ ụ ụ lh

2 Đặc tính t i trả ọng: va đập vừa Cụm xe nâng:

3 Đường kính lăn bánh răng d3 = 180 (mm)

4 Chiều cao xe nâng: = 3h 25 (mm)

5 Chiều dài xe nâng: 1300 L = (mm)

6 Vận tốc nâng: Vn 2.2 (m/ph) =

7 Trọng lượng tối đa của xe nâng Gn 195 (kg) = Cụm xe di chuyển:

8 Trọng lượng tối đa của hàng và xe đẩy Gd= 70 (kg)

9 Đường kính bánh xe 140 (mm) ds=

10 Vận t c xe di chuy n hàng ố ể Vx 5 (m/ph) =

11 Chiều dài xe di chuyển L1 1000 = (mm)

12 Chiều dài phần đặt hàng trên xe L2= 700 (mm)

- 2 thanh răng được gắn với 2 cột dẫn hướng cố nh đị

- 2 bánh răng nằm trên trục ra của hộp số và liên k t vế ới thanh răng

- 6 bánh xe có nhi m v t và dệ ụ ỳ ẫn hướng cho cơ cấu

- khung xe và các kh p nớ ối

→ H ệ thống có nhi m v nâng và h xe t i ray dệ ụ ạ ớ ẫn chuyển hàng vào kho

Nguyên lý hoạt động:

➢ Cơ cấu nâng: Hộp giảm tốc đặt trên hệ thống nâng, đầu vào gắn với động cơ điện tạo chuyển động quay với monen và vận tốc lớn, đầu ra gắn với bánh răng trong hệ bánh răng thanh răng Bánh răng lăn trên thanh răng theo phương thẳng đứn Hệ con lăn có chức gnăng giữ cân bằng để hệ thống nâng hàng di chuyển lên xuống theo phương thẳng đứng và chống momen uốn

➢ Xe di chuyển: Hộp giảm tốc được gắn trên xe có đầu vào là động

cơ đầu ra nối với bánh xe qua bộ truyền xích biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến giúp xe di chuyển theo phương ngang (vào, ra)

➢ Hệ con lăn: Hệ con lăn nố ới động cơ (động cơ biếi v n tần) thông qua b ộ truyền xích Động cơ tạo chuyển động quay, qua b truyộ ền xích để giảm tốc độ truyền đến hệ con lăn, hệ con lăn tạo ra sự chuyển động theo phương ngang (trái, phải) của hàng hóa

Hình 1: H ệ thống nâng

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THI T K TRONG H Ế Ế Ệ THỐNG CƠ KHÍ

- Công su t yêu c u trên trấ ầ ục động cơ: Pyc (kW)

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb (vg/ph) ho c tặ ốc độ đồng h ồcủa động cơ ndb (vg/ph)

- Tỉ s momen m máy: Tố ở mm /T ( n u c n) ế ầ

Kết quả:

- Chọn được động cơ điện phù hợp

- Tra các thông s ố cơ bản của động cơ

Do tỷ s truy n c a h p giố ề ủ ộ ảm tốc trục vít-bánh vít 1 cấp thường t 50 từ ới 130

→Chọn tỷ sổ truyền của hộp giảm tốc là 𝑢1= 130

Khi đó 𝑛𝑙𝑣=𝑛

𝑢𝑡=500130= 3.85

Thay ngàm tại A bằng các ph n l c và momen lả ự ực:

a) Các lực tác dụng lên trục:

b) Tính các phản l c và momen lự ực tại A:

Theo phương ox: ∑ 𝐹 = −𝐹𝑡+ 𝑅𝑥= 0

Theo phương oy: ∑ 𝐹 = −𝐹𝑟+ 𝑅𝑦= 0

c) Tính phản lự ổ c đỡ ại vị trí A t và B:

Hình 5: Sơ đồ phân tích l c tác d ng cự ụ ủa bánh răng lên trục tại ổ và ngàm đỡ

Theo phương ox: ∑ 𝐹 = −𝐹𝑡+ 𝑅𝑥+ 𝑅2+ 𝑅4= 0

Theo phương oy: ∑ 𝐹 = −𝐹𝑟+ 𝑅𝑦+ 𝑅1+ 𝑅3= 0

Momen tại điểm D:

= 34.2(𝑚𝑚) Xác định đường kính trục tại C:

Tại C:

𝑀𝑡𝑑= √𝑀𝑥 2+ 𝑀𝑦 2+ 0.75∗ 𝑀𝑧 2= √476702+ 130931.6 + 0.2 75∗ (196547)2

= 219974(𝑁𝑚𝑚)

𝑑𝐶= √2199740.1 ∗ 63

3

= 32 68 (𝑚𝑚)

→ chọn 𝑑𝐵= 35𝑚𝑚 𝑑, 𝐶= 34𝑚𝑚 𝑑, 𝐷= 30 𝑚𝑚

• 𝑘𝑡: Hệ s kố ể đế ảnh hưởn ng của nhiệt độ Nhiệt độ làm việc ≤100°𝐶 => 𝑘𝑡= 1

Theo bảng 11.3 tr215 [1], Với va đập vừa 𝑘𝑑= (1.3 ÷ 1.8) L y ấ 𝑘𝑑=1.3

➢ Tải trọng động 𝐶𝑑được tính theo công thức: 𝐶𝑑= 𝑄𝑙√𝐿𝑚

Trong đó:

o L: Tuổi th tính bọ ằng tri u vong quay ệ

o m: Bậc đường cong khi th vử ề ổ lăn, m=3 đố ớ ổ bi i vi

➢ Kiểm nghi m vệ ề khả năng tải tĩnh của ổ:

Đố ới v i ổ bi đỡ, Tải trọng tĩnh quy ước

𝑄𝑡= 𝑋0 𝐹𝑟+ 𝑌0.𝐹𝑎Trong đó:

𝑋0 𝑣à 𝑌0 𝑙à ℎệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 ℎướ𝑛𝑔 𝑡â𝑚 𝑣à ℎệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑑ọ𝑐 𝑡𝑟ụ𝑐 Theo bảng 11.6 tr221 [1], Ổ b ị đỡ 1 dãy có 𝑋0= 0,6 𝑣à 𝑌0= 0,5

II.Thiết k h ế ệ thố ng nh p và xu t hàng ậ ấ

Thông số thiết kế:

• Trọng tải tối đa của hàng:70kg

• Chọn v n tậ ốc lấy và tr hàng ả 𝑣𝑥= 5 m/ph

• Chọn thời gian đ t đưạ ợc vậ ốc 𝑣n t 𝑥là: 0.1s

→ Gia tốc của xe đẩy là: 𝑎𝑥= 5/6 m/s2

1.Tính toán công su t trên trấ ục động cơ

𝑃𝑐𝑡=𝑃𝑙𝑣

𝑃𝑐𝑡: Công su t cấ ần thi t trên trế ục động cơ

𝑃𝑙𝑣: Công suất tính toán trên tr c làm vi c ụ ệ

• Tiếng n nh ồ ỏ hơn xích ống (vì do là ma sát lăn)

• Độ bền mòn cao, được dùng khá rộng dãi

bảng 5.6 tr81, ta có :𝑘𝑑𝑐= 1 ( Vị trí trục có thể điều ch nh bằng 1 trong ỉcác đĩa xích)

𝑘𝑏𝑡:Hệ s ố bôi trơn Theo bảng 5.6 tr81 , ta có : 𝑘𝑏𝑡=1.3 ( Môi trường làm việc có bụi)

Để xích không b căng quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm b t 1 ị ớlượng:

- Q: Tải trọng phá h ng ỏTheo bảng 5.2 tr78,𝑉ớ𝑖 𝑝 = 15.875 𝑚𝑚 𝑡ℎì 𝑄 =22 (𝑘𝑁).7 𝑣à 𝑞 = 1.0(𝑘𝑔)

𝑘𝑓= 4,0( 𝐵ộ 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑛𝑔ℎ𝑖ê𝑛𝑔 1 𝑔ó𝑐 𝑑ướ𝑖 40° 𝑠𝑜 𝑣ớ𝑖 𝑝ℎươ𝑛𝑔 𝑛ằ𝑚 𝑛𝑔𝑎𝑛𝑔)

- [s]: Hệ s an toàn cho phép ố

1 )=

15,875 sin (𝜋26)= 131.70 (𝑚𝑚)

𝑑 2 = 𝑝sin (𝜋𝑍

2 )=

15,875 sin (𝜋35)= 177.1(𝑚𝑚)

𝜎𝐻1= 0,47√𝑘𝑟(𝐹𝑡𝐾𝑑+ 𝐹𝑣𝑑)

𝐴.𝑘𝑑 ≤ [𝜎𝐻] (2.6)

sẽ đạt được ứng su t ti p xúc ấ ế [𝜎𝐻] = 800 900− 𝑀𝑝𝑎 Đảm bảo được độ bền tiếp xúc

cho đĩa nhỏ Tương tự 𝜎𝐻2≤ [𝜎𝐻] (với cùng loại vậ ệt li u và nhi t luy n) ệ ệ

h) Xác đị nh lực lên tr c: ụ

𝐹𝑟= 𝑘𝑥 𝐹𝑡

(2.8) Trong đó : 𝑘𝑥: 𝑙à ℎệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑘ể đế𝑛 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑙ượ𝑛𝑔 𝑐ủ𝑎 𝑥í𝑐ℎ 𝑘𝑥= 1,15 (Bộ truyền

nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc dưới 40° )

𝐹𝑟= 𝑘𝑥 𝐹𝑡= 1.15 973∗ 68=1119.732(𝑁)

i) Một vài thông số của bộ truyền xích

✓ Bảng th ng kê các thông số ố và kích thước bộ truy n xích: ề

𝑇=46064.71 (Nmm)=46.06 (Nm)

⟹ 𝑇𝑡= 𝑘 𝑇 = 1,5 ∗46 06 =69 09 (𝑁𝑚 )

𝑇 𝑡 ≤ 𝑇 𝑘𝑛

𝑑 ≤ 𝑑𝑡 𝑘𝑛

Theo bảng 16.10a tr68 [2] và 16.10b tr69 [2] ta chọn được các thông

số cơ bản của khớp n i trố ục vòng đàn hồi:

𝜎𝑏≥ 850 𝑀𝑃𝑎 , Ứ𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 ắ𝑛 𝑐ℎ𝑜 𝑝ℎé𝑝 𝑙à 𝑥𝑜 [𝜏] =15 30÷ (𝑀𝑝𝑎)

b) Các lực tác dụng lên tr c ụ

Thay thế ngàm b ng các ph n l c và momen phằ ả ự ản lưc ta được :

Hình 2.5 : Phân tích các lực tác dụng lên mộ ửa tr c khi b ngàm A t n ụ ỏ

Bánh xe: chọn đường kính bánh xe d=130mm, dày b=48mm, 𝐷𝑃𝑢= 1.15 𝑔/𝑐𝑚3

𝑀

Phản lực tại các tr c bánh xe là : ụ

𝑁1= (𝑃𝑥∗𝐿1 −𝑑

2 + 𝑃ℎ∗𝐿 −𝑑2

2 )/(𝐿1− 𝑑) (2.11) = (30∗ 9.81∗1000−1302 + 40∗ 9.81∗700−1302 )/(1000 130− ) =275.7 (N)

𝑁2= (𝑃𝑥∗𝐿 −𝑑1

2 + 𝑃ℎ∗ (𝐿1−𝐿22−𝑑2))/(𝐿1− 𝑑) (2.12) = (30∗ 9.81 ∗1000−1302 +40∗ 9.81∗ (900−7002 −1302))/(1000 −

Theo phương ox: ∑ 𝐹 = 𝐹𝑚𝑠1+ 𝐹𝑡2+ 𝑅𝑥= 0

Theo phương oy: ∑ 𝐹 = 𝐹𝑟1− 𝐹𝑟2+ 𝑅𝑦= 0

Theo phương ox: ∑ 𝐹 = 𝐹𝑚𝑠1+ 𝐹𝑡2+ 𝑅𝑥+ 𝑅2+ 𝑅4= 0

Theo phương oy: ∑ 𝐹 = 𝐹𝑟1− 𝐹𝑟2+ 𝑅𝑦+ 𝑅1+ 𝑅3= 0

Momen tại điểm D:

𝑀 𝑧

(hay T)

d, Tính đường kính trục:

𝑑𝑗= √𝑀𝑡𝑑𝑗

0,1.[𝜎]

3 (2.14)

Trong đó [𝜎]: 𝑙à ứ𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 𝑐ℎ𝑜 𝑝ℎé𝑝 𝑐ủ𝑎 𝑡ℎé𝑝 𝑐ℎế 𝑡ạ𝑜 𝑡𝑟ụ𝑐

Theo bảng 10.5 tr195 [1] , ta có : v i d=20(mm) nên ngoớ ại suy ta được [𝜎] =

72(𝑀𝑃𝑎 )

𝑀𝑗 𝑣à 𝑀𝑡𝑑𝑗 𝑡ươ𝑛𝑔 𝑛𝑔 ứ 𝑙à 𝑡ổ𝑛𝑔 𝑚𝑜𝑚𝑒𝑛 𝑢ố𝑛 𝑣à 𝑚𝑜𝑚𝑒𝑛 𝑡ươ𝑛𝑔 đươ𝑛𝑔 𝑡ạ𝑖 thiết

diện j trên chi u dài tr c ề ụ

Momen tương đương có giá trị lớn nhất tại B Theo thuyết bền thế năng biến đổi

hình dáng ta có:

𝑀𝑡𝑑= √𝑀𝑥 2+ 𝑀𝑦 2+ 0.75∗ 𝑀𝑧 2=

√24380.22+ 115682+ 0.75∗ (−31605.8)2= 42605.6(𝑁𝑚𝑚)

𝑑𝐵= √42605.60.1 ∗ 72

3

= 18.1(𝑚𝑚) Xác định đường kính cho hai ổ lăn tại C và D:

Tại C:

𝑀𝑡𝑑= √𝑀𝑥 2+ 𝑀𝑦 2+ 0.75∗ 𝑀𝑧 2= √24376.82+5921 25 2+ 0.75∗ (−9787.7)2

= 41784.2(𝑁𝑚𝑚)

𝑑𝐶= √462620.1 ∗ 72

3

= 18.6(𝑚𝑚) Tại D:

𝑀𝑡𝑑= √𝑀𝑥 2+ 𝑀𝑦2+ 0.75∗ 𝑀𝑧2= √6.72+ 11218.22+ 0.75∗ (−9787.7)2

= 13917.9(𝑁𝑚𝑚)

𝑑𝐷= √13917.90.1 ∗ 72 = 12 46 (𝑚𝑚) Chọn đường kính c a trủ ục lắ ổ lăn là 𝑑p 𝐵=22𝑚𝑚 ; 𝑑𝐶=20𝑚𝑚 ; 𝑑𝐷= 17𝑚𝑚

• V: Hệ s ố ảnh hưởng đến vòng nào quay Vòng trong quay =>V=1

• 𝑘𝑡: H s kệ ố ể đế ảnh hưởn ng c a nhiủ ệt độ Nhiệt độ làm việc ≤100°𝐶 => 𝑘𝑡= 1

o L: Tuổi th tính bọ ằng tri u vong quay ệ

o m: Bậc đường cong khi th v ử ề ổ lăn, m = 3 đối với

ổ bi

18000ℎ ( đề 𝑏à𝑖)

𝑟0 𝑟1

Như vậy, Khả năng tải động củ ổa đc đảm bảo

➢ Kiểm nghi m vệ ề khả năng tải tĩnh của ổ:

Đố ới v i ổ bi đỡ, Tải trọng tĩnh quy ước

𝑄𝑡= 𝑋0 𝐹𝑟+ 𝑌0.𝐹𝑎

Trong đó :

𝑋0 𝑣à 𝑌0 𝑙à ℎệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 ℎướ𝑛𝑔 𝑡â𝑚 𝑣à ℎệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑑ọ𝑐 𝑡𝑟ụ𝑐 Theo bảng 11.6 tr221 [1], Ổ b ị đỡ 1 dãy có 𝑋0= 0,6 𝑣à 𝑌0= 0,5

→ 𝑄𝑡= 𝑋0 𝐹𝑟+ 𝑌0.𝐹𝑎= 0.6 ∗ 1.08= 0.648(𝑘𝑁) Lấy 𝑄 = 𝐹0 𝑟= 0.648(𝑘𝑁) ≤ 𝐶0= 1.68 (𝑘𝑁)

Như vậy, Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo