phân tích nguyên lý và thông số kỹ thuật

PHÂN TÍCH NGUYÊN LÝ VÀ THÔNG SỐ KỸ THUẬT

Tìm hiểu về kho hàng tự động

Kho hàng tự động là việc sử dụng các công nghệ tiên tiến, máy móc và robot tạo thành một mô hình vận hành quản lý kho một cách tự động Mô hình đó được lập trình sẵn và được quản lý theo một phần mềm Hệ thống kho thông minh đã được tận dụng một cách tối đa nhất chiều cao xếp chồng của các hàng hóa và cũng như là lưu trữ hàng hóa mà vẫn đảm bảo an toàn và tiến độ Hệ thống gồm có 2 phần chính: phần mềm và phần cứng.

- Phần mềm gồm có phần mềm quản lý các robot lấy cất hàng và phần mềm quản lý hàng hóa.

- Phần cứng bao gồm các hệ thống giá kệ cố định, các robot lấy cất hàng ,hệ thống các băng tải vận chuyển hàng và hệ thống các tự động trả hàng.

Sự ra đời của nhà kho tự động đã giải quyết vô số khó khăn trong vận hành kho bãi truyền thống:

- Không gian sử dụng tối ưu, giúp tiết kiệm chi phí thuê mặt bằng.

- Hoạt động một cách hoàn toàn tự động và có độ chính xác cao.

- Đảm bảo thông tin chính xác và không bị thất lạc.

- Hạn chế được sự lao động vất vả của con người.

- Hệ thống các phần mềm được lắp đặt rất linh hoạt, có thể nhanh chóng đáp ứng được nhu cầu thay đổi liên tục không ngừng của khách hàng.

- Kết cấu kho vững chắc.

So với các ưu điểm nổi trội của tự động hóa nhà kho, thì những nhược điểm sau quả thực không đáng kể Hoạt động không linh hoạt, rập theo khuôn được lập trình sẵn, nếu không kiểm soát lỗi một cách khắt khe dễ dẫn đến sai cả hệ thống.

Ngoài ra tự động hóa nhà kho cần nhiều máy móc, robot công nghệ cao nên tốn kém chi phí lắp đặt, sở hữu.

Mô hình nhà kho có khả năng lưu trữ cao nhưng tốc độ thấp thích hợp cho các nhà máy mà sản phẩm của họ được sản xuất với năng suất cao, số lượng lớn

Hình 7 Hệ thống kho hàng tự động trong công nghiệp Đối với các nhà máy chỉ sản xuất một sản phẩm thì hệ thống băng chuyền chỉ đơn thuần phân phối sản phẩm cho các robot một cách tối ưu Nhưng với những nhà máy sản xuất nhiều loại sản phẩm cùng lúc thì hệ thống băng chuyền còn thực hiện phân loại sản phẩm vào khu vực thích hợp.

1.1.1 Cấu trúc cơ bản của kho hàng tự động

Cấu trúc cơ bản của một nhà kho tự động bao gồm nhiều hành lang, dọc theo mỗi hành lang có một hay nhiều máy xếp, dỡ tự động Hai bên hành lang là các khoang chứa hàng Đầu mỗi hành lang là trạm xếp dỡ Các trạm xếp dỡ liên hệ với nhau theo hệ thống băng chuyền.

Nhìn chung, một kho hàng tự động được cấu thành từ 3 phần:

Hệ thống dẫn động trong kho hàng tự động rất đa dạng, tùy theo từng yêu cầu công nghệ, về hàng hóa, hình thức xuất nhập… mà có những phương thức vận chuyển hàng trong kho tương ứng Hiện nay hệ thống vận chuyển trong kho tự động ở các nước đã có áp dụng như: băng tải, robot, xe tự hành, máy nâng, máy xếp dỡ…

Hệ thống băng tải được sử dụng như một giải pháp tối ưu cho kho tự động của các siêu thị, các công ty dược băng tải ở những môi trường này có nhiệm vụ vận chuyển hàng hóa từ kho đến nơi giao hàng cho khách Đối với nhà máy chỉ sản xuất một sản phẩm thì hệ thống băng chuyền chỉ đơn thuần phân phối sản phẩm cho các robot một cách tối ưu Nhưng với những nhà máy sản xuất nhiều loại sản phẩm cùng lúc, hệ thống băng chuyền còn thực hiện phân loại sản phẩm vào khu vực thích hợp.

Robot, xe tự động là thiết bị tất yếu của một hệ thống kho tự động Chúng di chuyển trong diện tích của nhà kho theo 3 trục, làm nhiệm vụ đưa hàng từ cổng nhập đến những ô trống và lấy hàng từ ô chứa hàng ra cổng xuất.

Robot lấy cất hàng tải trọng thấp được thiết kế chuyên cho các hộp, thùng, khay hoặc là những hàng hóa có tải trọng thấp Robot này có tốc độ lấy hàng rất cao Robot lấy cất hàng tải trọng trung bình có tốc độ lấy cất khá nhanh, hiệu quả và chính xác đối với lưu trữ dùng pallet Robot lấy cất hàng tải trọng cao được thiết kế riêng theo yêu cầu lưu trữ cũng như môi trường đặc trưng của khách hàng.

Hình 8 Hệ dẫn động kho hàng tự động

Hệ thống xuất nhập của kho tự động có thể áp dụng nhiều phương thức khác nhau có thể kể đến như sử dụng nhân công, thẻ từ, tích kê, mã vạch, máy tính, camera, Hiện nay các kho hàng tự động thông minh cũng đang áp dụng ngày càng rộng rãi trong việc sử dụng robot để xuất nhập hàng và vận chuyển lên xe.

Hình 9 Robot tự động xuất nhập hàng

Phần mềm quản lý được thiết kế để hỗ trợ người quản lý kiểm soát mọi hoạt động liên quan đến kho Nhờ nắm vững thông tin hàng trong kho và số lượng, khả năng hàng hóa bị loại bỏ do quá hạn hoặc lưu trữ quá số lượng cần thiết sẽ được giảm tối đa Trong thời kì số hóa hiện nay, các công ty lớn về logistics cũng đang áp dụng big data để đồng bộ hóa dữ liệu và quản lý nó một cách nhanh nhất, mọi thứ đều được đưa lên bigdata như số lượng hàng mới nhập về, hàng tồn kho, hàng cần thanh lý gấp, hay đơn giản truy xuất ra địa chỉ của một món hàng đang được lưu trữ trong kho.

Hình 10 Robot xếp dỡ hàng

Cấu tạo và nguyên lý của hệ dẫn động kho hàng tự động

Một hệ thống dẫn động trong kho hàng tự động được thiết kế gồm có: một hệ băng tải con lăn sử dụng bộ truyền xích giúp đưa hàng hóa vào từng ngăn của kho chứa Hệ băng tải này được đặt trên một xe chở Xe có thể di chuyển dọc theo đường ray ở trước các ngăn chứa hàng Cả xe chở và hệ băng tải con lăn nằm trên một robot có thể di chuyển lên xuống giữa các tầng của kho hàng.

 Sơ đồ động học của hệ thống bao gồm: 1- Hộp giảm tốc (cơ cấu nâng) 2- Hệ thống con lăn giữ xe nâng 3- Hệ bánh răng thanh răng 4- Động cơ

5- Hộp giảm tốc 6- Bộ truyền xích 7- Hệ con lăn di chuyển hàng 8- Bánh xe

10- Ray dẫn vào kho 11- Xe di chuyển 12- Hàng hóa 13- Bộ truyền xích 14- Thanh răng và cột dẫn hướng

Hình 11 Sơ đồ hệ thống

 Các thông số kỹ thuật cho trước- Thời gian phục vụ: 𝑙ℎ = 30000(ℎ)- Đặc tính tải trọng: Êm

1.3.2 Nguyên lý hoạt động của hệ thống

Hình 12 Chuyển động nâng Hệ thống Robot nâng tịnh tiến dọc trục Z :

Hệ thống Robot nâng gồm giá nâng (chứa xe di chuyển và băng truyền) và hệ giá đỡ cố định có các thanh ray dẫn hướng Hệ thống truyền động của robot nâng được lắp động cơ, gắn với hộp giảm tốc, bộ truyền xích và hệ thanh răng bánh răng.

Khi có tín hiệu điều khiển, động cơ được cấp điện sẽ quay và kéo theo toàn bộ giá nâng di chuyển tịnh tiến dọc trục Z đến vị trí yêu cầu nhờ bộ truyền thanh răng bánh răng biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến Chiều chuyển động của giá nâng phụ thuộc vào chiều của điện áp đặt 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.

Xe di chuyển dọc trục X :

Hệ thống truyền động của xe được lắp động cơ, thông qua hộp giảm tốc và gắn với bộ truyền xích Hệ thống xích được lắp cố định trên xe và vuông góc với các ray dẫn hướng.

Khi nhận tín hiệu điều khiển, động cơ sẽ quay đĩa xích làm cho toàn bộ xe di chuyển tịnh tiến dọc trục X và đưa hàng tới các ngăn chứa đã định sẵn Chiều chuyển động của xe phụ thuộc vào chiều của điện áp đặt vào động cơ Các cảm biến và công tắc hành trình được đặt tại các khoang chứa nhằm dừng chính xác xe tại các điểm.

Hệ băng truyền con lăn di chuyển hàng dọc trục Y:

Hệ thống truyền động của băng truyền gồm động cơ đầu trục gắn với bộ truyền xích nối vào một con lăn trong hệ con lăn Các con lăn được kết nối với nhau thông qua các bộ truyền xích khác.

Khi động cơ nhận tín hiệu quay khiến con lăn nối với động cơ thông qua bộ truyền xích cũng quay Từ đó làm hệ con lăn quay cùng chiều với động cơ và di chuyển hàng hóa vào trong ngăn chứa hoặc lấy hàng từ trong ngăn chứa ra Quá trình lấy hàng hay cất hàng phụ thuộc vào chiều quay của động cơ Khi hàng đã vào trong ngăn chứa, một cảm biến quang sẽ sáng lên báo hiệu và xe chứa di chuyển ra.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG NÂNG HẠ

Tính toán động học

Hình 14 Hệ thống nâng hạ trong kho hàng tự động

- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện:

- 𝑃 𝑐𝑡 - là công suất cần thiết trên trục động cơ điện - 𝑃 𝑙𝑣 - là công suất trên bộ phận máy công tác (trục của bộ phận làm việc) - 𝜂𝑐 - hiệu suất chung của toàn cụm

-  i - hiệu suất bộ truyền thứ i- 𝑘 – số chi tiết hay bộ truyền thứ i đó

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ nđc,sb = nlv usb (vg/ph) (2.3)

- nlv – là tốc độ quay của trục máy công tác - usb – là tỉ số truyền sơ bộ của cụm

 Xác định tỷ số truyền sơ bộ của cụm

Trong đó: - 𝑢i, 𝑠𝑏 – là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền thứ i

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

- Chọn được động cơ điện phù hợp - Tra các thông số cơ bản của động cơ

Xác định công suất trên trục ra của hộp giảm tốc và tốc độ làm việc của cơ cấu nâng

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 (tùy từng trường hợp cơ cấu đi lên hay đi xuống) mà chiều sẽ thay đổi (nguyên tắc là ngược chiều di chuyển của cụm).

- Khi nâng: cụm cơ cấu nâng (bao gồm hàng và các cụm cơ cấu liên quan như giá xe đỡ, xe mang hàng,…) đi lên: Thông thường lực phát động khi nâng sẽ hướng lên Do đó lực phát động thường ngược chiều lực cản do ma sát và trọng lực.

- Khi hạ: cụm cơ cấu nâng (bao gồm hàng và các cụm cơ cấu liên quan như giá xe đỡ, xe mang hàng,…) đi xuống : Thông thường lực phát động khi hạ sẽ hướng xuống Do đó lực phát động thường ngược chiều lực cản do ma sát nhưng lại cùng chiều trọng lực.

Gọi: Trọng lượng của hàng và xe di chuyển là Gd ; Trọng lượng của xe nâng là Gn ;Lực ma sát khi nâng là Fms,n ; Lực ma sát khi hạ là Fms,h

Qua đó ta thấy: lực cản khi nâng sẽ lơn hơn lực cản khi hạ, do đó ta chỉ tính chọn động cơ đủ khả năng làm việc khi nâng thì cũng thỏa mãn 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 Do vậy:

Suy ra: với hệ số ma sát

Công suất có ích trên trục bộ phận công tác:

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

 tr lv, otr = 60.1000.( tr otr )

Trong đó: 𝜂𝑡𝑟 – là hiệu suất thanh răng – bánh răng

𝜂𝑜𝑡𝑟 – 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 tốc độ làm việc của trục máy công tác của bộ phân nâng Công thức chung:

- vn – là vận tốc nâng (m/ph)

- d3 – là đường kính lăn (mm)

 Công suất trên trục ra của hộp giảm tốc

Tính chọn bộ truyền động cơ khí và động cơ

Chọn 𝜂𝑡𝑟 = 0,93, 𝜂𝑜𝑡𝑟 = 0,99, gia tốc trọng trường g = 10(m/s2)

 Xác định hiệu suất chung của cụm truyền động:

Tên gọi Kí hiệu Số lượng Giá trị chọn Ghi chú

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn  ol 3 0.995

Hiệu suất 1 cặp bánh răng  br 2 0.97

Bảng 1 Hiệu suất các bộ phận, bộ truyền trong cụm truyền động xe nâng

 Tính công suất yêu cầu trên trục động cơ:

 Tỷ số truyền sơ bộ của cụm

Tên gọi Kí hiệu Số lượng Giá trị chọn Ghi chú Tỉ số truyền khớp nối từ trục động cơ sang trục vào của HGT 𝑢𝑘1 1 1 Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền bánh răng cấp nhanh(cấp 1) �

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 𝑢𝑘2 1 1

Bảng 2 Tỉ số truyền sơ bộ của các bộ phận, bộ truyền trong cụm truyền chuyển động

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ nđc,sb = nlv usb = 9,15 14 = 128,1

𝑃𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡 Động cơ điện thỏa mãn { 𝑛𝑑𝑐 ≃ 𝑛𝑠𝑏

 Chọn loại động cơ 3 pha: GH18-200W-5S

Hình 15 Động cơ GH18-200W-5S br 2

Kí hiệu động cơ Pdc

Bảng 3 Thông số của động cơ điện đã chọn

Phân phối tỉ số truyền

 Tỷ số truyền chung của cụm:

 Phân phối tỷ số truyền chung cho các bộ truyền trong hộp: Ta có:

Do uk1 = uk2=1 nên tiến hành phân uc cho 𝑢𝑏𝑟1, 𝑢𝑏𝑟2 dựa vào tiêu chí: theo yêu cầu gọn nhẹ:

- Lấy uc = 1,25 u 2 => u br2 = √𝑢𝑐/1,25 = 4,95- Suy ra ubr1 = uc/ubr2 = 1,25 ubr2 = 6,1875

Tính thông số trên các trục

Hộp giảm tốc 2 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):

𝑢𝑑𝑐 = 𝑢𝑘 = 1 - Tỉ số truyền từ trục I sang trục II của HGT:

𝑢𝐼 => 𝑢𝐼𝐼 = 𝑢𝑏𝑟1 = 6,1875 - Tỉ số truyền từ trục II sang trục III của HGT:

𝑢𝐼𝐼 => 𝑢𝐼𝐼𝐼 = 𝑢𝑏𝑟2 = 4,95 - Tỉ số truyền từ trục III (trục ra của hộp giảm tốc) sang trục bộ phận công tác (trục của bộ phận làm việc):

2.4.2 Tính tốc độ quay trên các trục

Xuất phát từ tốc độ quay của động cơ, tiến hành tính tốc độ quay cho các trục khác theo trình tự từ trục động cơ sang các trục phía sau theo công thức: n i1  n i1

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

𝑛 đ𝑐 => 𝑛 𝐼𝐼 => 𝑛 𝐼𝐼𝐼 => 𝑛 𝑙𝑣,𝑡 - Tốc độ quay trên trục động cơ: nđc = 280 (vòng/phút) - Tốc độ quay trên trục I (trục vào của HGT): nI - Tốc độ quay trên trục II: n đc = nđc = 280 (vòng/phút) u k1 nII - Tốc độ quay trên trục III: u br1 I  6,187 5

- Tốc độ quay trên trục bộ phận công tác:

2.4.3 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: n i1

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

Công suất trên trục bộ phận công tác:

𝑃𝑙𝑣 = 1,58 (𝐾𝑤) 2.4.3.1.1.Công suất trên trục III (trục ra của HGT):

𝑃𝐼𝐼𝐼 = 𝑃𝑙𝑣 = 1,58 (𝐾𝑤) 2.4.3.1.2.Công suất trên trục II (trục ra của HGT):

2.4.3.1.3.Công suất trên trục I (trục vào của HGT):

2.4.3.1.4.Công suất trên trục động cơ (thực cần – khác với công suất danh nghĩa của động cơ):

= 0,995 = 1,69 (𝐾𝑤) Công suất trên trục một bên của trục III (trục ra của HGT) :

= 0,79 (kw) Công suất trên một trục công tác (có 2 trục 2 bên) :

2.4.4 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 :

 Chọn bộ truyền là bánh răng trụ răng nghiêng:2 Chọn vật liệu cho bánh răng nhỏ là thép C45 tôi cải thiện độ rắn HB1= 245, giới hạn bền và giới hạn chảy lần lượt là  b1= 850,  ch1 = 580 (Mpa).

Vật liệu làm bánh răng lớn là thép C45 thường hóa với độ rắn HB2 = 230,

Xác định ứng suất cho phép:

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép:

+ Ứng suất uốn cho phép:

𝑍𝑅 - hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc𝑍𝑉 - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng𝐾𝑥𝐻 - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

�� 𝐸 2 𝑌 𝑅 - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng 𝑌 𝑉 - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất 𝐾𝑥𝐹 - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn 𝐾𝐹𝐶 - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, lấy bằng 0,7 do đặt tải 2 chiều 𝐾𝐻𝐿 - hệ số tuổi thọ, xét bởi thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền 𝑆𝐻, 𝑆𝐹 - hệ số an toàn

𝜎 0 𝐻𝑙𝑖𝑚, 𝜎 0 𝐹𝑙𝑖𝑚 - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ uốn cơ sở Tra bảng 6.2[1]

HE và KFL = m F N FO với mH, mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng

FE suất tiếp xúc và uốn, do bánh răng có HB < 350 nên ta có mH = mF = 6 NHO, NFO là số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp và ứng suất uốn NHO1 = 30

NHE, NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên NHE = NFE ` cnt  trong đó c, n t  lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, tốc độ quay và tổng thời gian làm việc.

2.4.4.1.1 Sơ bộ lấy các hệ số ZR ZV KxH = 1 và YR YS KxF = 1, KFC = 0.7 do đặt tải hai phíaThay số vào công thức 2.14 và 2.15 ta được:

Tính thiết kế

Xác định khoảng cách trục sơ bộ:

-𝐾𝑎, 𝐾𝑑 - hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng, ứng với vật liệu đã chọn ở trên Tra bảng 6.5[1] chọn giá trị là Ka = 43, Kd = 67,5 (Mpa 1/3 )

-𝑇 1 – mô men xoắn trên trục bánh chủ động (N.mm) - 𝑇 = 𝑏 𝑤 ; b w là chiều rộng vành răng, tra bảng 6.6[1], chọn

- 𝑇𝑏𝑑 = 0,53 𝑇𝑏𝑎(𝑢12 + 1) = 0,53.0,3 (6,1875 + 1) = 1,14 -𝐾ℎ𝛽, 𝐾𝑓𝛽 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng vành răng, tra bảng 6.7[1] bd = 1,14, nên chọn 𝐾ℎ𝛽, 𝐾𝑓𝛽 là 1,05 và 1,1

- Thay số vào biểu thức, tìm ra được khoảng cách trục

2.5.2 Xác định các thông số ăn khớp cặp bánh răng thứ nhất

2.5.2.2 Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh

Sai số tỉ số truyền: ∆𝑢12 = 0,2%

= 0,978 => 𝛽= 12,04 tan 20 tan 20 𝛼𝑡 = arctan ( cos 𝛽 ) = arctan (

0,978 ) = 20,41 Đường kính vòng lăn của bánh răng: dw1= 2awtl12/(u12+1)= 19,2 mm dw2*wtl12-dw1= 118,8 mm Đường kính vòng chia: d1 = m12 Z1 = 1,25 15 = 18,75 mm d2 = m12 Z2 = 1,25 93 = 116,25 mm Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2 m12 = 18,75 + 2.1,25 = 21,25 mm da2 = d2 + 2 m12 = 116,25 + 2.1,25 = 118,75 mm Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5 m12 = 18,75 – 2,5 1,25 = 15,625 mm df2 = d2 – 2,5 m12 = 116,25 – 2,5 1,25 = 113,125 mm Đường kính cơ sở: db1 = d1.cos  = 18,75 cos20 = 17,62 mm db2 = d2.cos  = 116,25 cos20 = 109,24 mm Chiều rộng vành răng: bw12 = ba awrl12 = 0,3 69 = 20,7 mm

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức 6.33[1]:

Theo bảng 6.5: ZM = 274 MPa 1/3 (hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc) Theo công thức 6.34[1]:

Với bánh răng nghiêng, dùng công thức 6.36a [1] để tính Z𝜀:

 1 )].cos = 1.53 (hệ số trùng khớp ngang)

Z   = 0.81 (hệ số kể đến sự trùng khớp của răng) Vận tốc bánh răng: v = 60.1000  d w1 n =  18,75.280 60.1000 = 0,27 m/s Tra bảng 6.13[1] với bánh răng trụ răng nghiêng v = 0.27 m/s chọn được cấp chính xác của bánh răng là 9, do đó theo bảng 6.16, g0 = 73 (hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng)

Theo bảng 6.15[1]  H = 0.006 (hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp  H ) Do đó:

2.4843,21.1,05.1,13= 1,02 (Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp)

KH = K H  K H K Hv = 1,05 1,13 1,02 = 1,21 Từ đó thay vào công thức 6.33 ta tính được  H = 393,12Mpa

- Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

 Kiểm nghiệm độ bền uốn : Theo công thức 6.43[1] :

Theo bảng 6.7[1], K F  = 1.1 (Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn)

Theo bảng 6.14[1] với v = 0.27 m/s cấp chính xác là cấp 9, K F = 1.37 (Hệ số kể đến phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn) Theo công thức 6.47[1]: vF =  F g 0 v = 0,016.73.0,27 = 1,05 m/s

Theo bảng 6.15[1]  F = 0.016 (hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp  F ) Do đó:Theo công thức 6.46[1]:

KFv = 1 + vF bw12.dw1/(2T1 K F  K F  ) = 1,05 KF = K F K F K Fv = 1,1 1,37 1,05 = 1,58 (Hệ số tải trọng khi tính về uốn)

-   = 1.53, Y = 1/   = 0,65 - Y =1- = 0.85 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng) - YF1, Y140 F2 (hệ số dạng răng của bánh răng 1,2 phụ thuốc số răng tương đương) - Z v1 = 3 = 18,22, Z v2= 3 = 112,97 => YF1, YF2 Là 4,26 và 3,6 cos  cos 

Thay vào công thức 6.43[1] ta có :

- Thỏa mãn điều kiện uốn

 Tính toán lực tác dụng lên trục : Các lực tác dụng lên trục :

Trong đó: Ft là lực vòng, Fr là lực hướng tâm, Fa là lực dọc trục, T là momen xoắn trên trục bánh răng.

Fa1= Fa2 = 516,61 tan (12,04) = 110,19 (N) Lấy gần đúng: 𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2, 𝐹𝑟1 = 𝐹𝑟2

Thông số Ký hiệu chung Ký hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú

Vật liệu bánh răng nhỏ Thép 45

Vật liệu bánh răng lớn Độ rắn mặt răng bánh nhỏ

HB1 245 Độ rắn mặt răng bánh lớn HB2 230

Chiều rộng vành răng bw bw12 (mm) 21

Khoảng cách trục aw awtl12 (mm) 69

Z2 (mm) 93 Đường kính vòng chia d d1 (mm) 18,75 d2 (mm) 116,25 Đường kính vòng lăn dw dw1 (mm) 19,2 dw2 (mm) 118,8 Đường kính đỉnh răng da da1 (mm) 21,25 da2 (mm) 118,75 Đường kính đáy răng df df1 (mm) 15,625 df2 (mm) 113,125

Hệ số chỉnh dịch x x1 (mm) 0 x2 (mm) 0

Lực tác dụng lên trục

Bảng 4 Thông số cơ bản của bộ truyền thứ nhất trong hộp giảm tốc

2.5.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ 2

Thông số Kí hiệu chung Kí hiệu Đơn vị Giá trí Ghi chú

Tốc độ quay chủ động n n3 45,25 (vg/ph)

1649071.1, 03 495, 45 4, 95.0,3 Tốc độ quay bị động n n4 9,15 (vg/ph)

Công suất trên trục chủ động p P3 1,58 (kW)

Công suất trên trục bị động p P4 1,58

Momen trên trục chủ động T T3 1649071 (Nmm)

Momen trên trục bị động T T4 1649071 (Nmm)

Thời gian phục vụ Lh Lh 30000 (giờ)

Bảng 5 Thông số của bộ truyền 2

Xác định khoảng cách trục sơ bộ:

-𝐾𝑎, 𝐾𝑑 - hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng, ứng với vật liệu đã chọn ở trên Tra bảng 6.5[1] chọn giá trị là 𝐾𝑎 = 43, 𝐾𝑑 = 67,5

-𝜓𝑏𝑎 = b w , b w là chiều rộng vành răng, tra bảng 6.6[1], chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,3 w

- 𝜓𝑏𝑑 = 0,53 𝜓𝑏𝑎 (𝑢34 + 1) = 0,53.0,3 (4,95 + 1) = 0,95 -𝐾ℎ𝛽, 𝐾 𝑓𝛽 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng vành răng, tra bảng 6.7[1] bd = 0,95, nên chọn Kh , Kf là 1,03 và 1,07

Thay số vào biểu thức, tìm ra được khoảng cách trục aw C (4,95+1) 1,02mm = >lấy a sb = 110 mm

Xác định các thông số ăn khớp cặp bánh răng thứ hai a Xác định module

Theo bảng 6.8[1], chọn m12= 2 mm b Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh

Sai số tỉ số truyền: ∆u34 = 1%

)  20,57 Đường kính vòng lăn của bánh răng: dw3 = = 2a wtl 34 u 34

= 37,04 mm dw4 = 2awtl34 – dw3 = 2.110 – 37,04 = 182,96 mm Đường kính vòng chia: d3 = m34 Z3 = 2.18 = 36 mm d4=m34.Z4=2.898 mm Đường kính đỉnh răng: da3 = d3 + 2 m34 = 36 + 2.2 = 40 mm da4 = d4 + 2 m34 = 178 + 2.2 = 182 mm Đường kính đáy răng: df3 = d3 – 2,5 m34 6 – 2,5 2 = 31 mm df4 = d4 – 2,5 m34 = 178 – 2,5.2 = 173 mm Đường kính cơ sở: db3 = d3.cos  = 36 cos20 = 33,83 mm db4= d4.cos  = 178 cos20 = 167,3 mmChiều rộng vành răng

1104, 94 a wtl 34 / u bw34 = ba awtl34 = 0,3.110 = 33 mm

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo bảng 6.5: ZM = 274 MPa 1/3 (hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc) Theo công thức 6.34[1] :

Với bánh răng nghiêng, dùng công thức 6.36c [1] để tính Z𝜀:

 1 )]/cos( ) = 1,72 (hệ số trùng khớp ngang)

= 0.76 (hệ số kể đến sự trùng khớp của răng) v = 60.1000 .d w3 n 3 = .37,04.45,25

60.1000 = 0,1 m/s Tra bảng 6.13[1] với bánh răng trụ răng nghiêng v = 0.1 m/s chọn được cấp chính xác của bánh răng là 9, do đó theo bảng 6.16[1], g0 = 73 (hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng)

Theo bảng 6.15[1]  H = 0.006 (hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp  H ) Do đó:

2.1649071.1, 03.1,13 =1 (Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp)

KH = K H  K H  K Hv = 1,03 1,13.1= 1,16 Từ đó thay vào công thức 6.33 ta tính được  H = 392,2 Mpa

- Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

Kiểm nghiệm độ bền uốn :

Theo bảng 6.7[1], K F = 1.07 (Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn)

Theo bảng 6.14[1] với v = 0.1 m/s cấp chính xác là cấp 9, K F= 1.37 (Hệ số kể đến phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn)

Theo bảng 6.15[1]  F = 0.016 (hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp  F ) Do đó:

KFv = 1 + vF bw34.dw3/(2T3 K F  K F  ) = 1 KF = K F K F K Fv = 1,07 1,37 1,02 = 1,46 (Hệ số tải trọng khi tính về uốn) Với:

-   = 1,72, Y = 1/   = 0.6 - Y  =1 - = 0,9(hệ số kể đến độ nghiêng của răng) - YF3, YF4 140 (hệ số dạng răng của bánh răng 1,2 phụ thuốc số răng tương đương)

Z v3 = 18, Z v4= 89 => YF3, YF4 Là 4,08 và 3.61 Thay vào công thức 6.43[1] ta có :

 Thỏa mãn điều kiện uốn

Tính toán lực tác dụng lên trục :

Các lực tác dụng lên trục :

Trong đó: Ft là lực vòng, Fr là lực hướng tâm, Fa là lực dọc trục, T là momen xoắn trên trục bánh răng.

𝐹 𝑎 = 𝐹 𝑡 tan 𝛽 = 1561,22 tan(14,07) = 391,28 (N) Lấy gần đúng: Ft3 = Ft4, Fr3 = Fr4

Thông số Ký hiệu chung Ký hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú

Vật liệu bánh răng nhỏ Thép 45

Vật liệu bánh răng lớn Độ rắn mặt răng bánh nhỏ

HB1 245 Độ rắn mặt răng bánh lớn HB2 230

Chiều rộng vành răng bw bw34 (mm) 33

Khoảng cách trục aw awtl34 (mm) 110

Z4 (mm) 89 Đường kính vòng chia d d3 (mm) 36

𝑇 d4 (mm) 178 Đường kính vòng lăn dw dw3 (mm) 37,04 dw4 (mm) 182,96

Bảng 6 Thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ 2

2.5.4 Tính toán thiết kế trục

2.5.4.1 Chọn khớp nối 1 (Động cơ và hộp giảm tốc)

Thông số đầu vào: Đường kính đầu vào hộp giảm tốc là ddc = 25 (mm) Momen xoắn Tđc = 57641,1 N

 Tính sơ bộ đường kính trục:

 Chọn khớp nối vòng đàn hồi

- 𝑑𝑘𝑛 − Đườ𝑛𝑔 𝑘í𝑛ℎ 𝑡𝑟ụ𝑐 𝑐ầ𝑛 𝑛ố𝑖 , 𝑑𝑘𝑛 = 10- 𝑇 𝑡 : 𝑀𝑜𝑚𝑒𝑛 𝑥𝑜ắ𝑛 𝑡í𝑛ℎ 𝑡𝑜á𝑛 𝑇 𝑡 = 𝑘 ∗ 𝑇Với k: Hệ số chế độ làm việc phụ thuộc vào máy.

Theo bảng 16.1 tr58 [2], lấy k=1.5 T : momen xoắn danh nghĩa trên trục.

=> 𝑇 𝑡 = 𝑘 ∗ 𝑇 = 1,5 ∗ 57,6= 86,4 𝑁𝑚 Theo bảng 16.10a tr68 [2] và 16.10b tr69 [2] ta chọn được các thông số cơ bản của khớp nối trục vòng đàn hồi:

Hình 16 Khớp nối trục đàn hồi

STT Kí hiệu Giá trị Đơn vị

Bảng 7 Thông số vòng đàn hồi

STT Kí hiệu Giá trị Đơn vị

STT Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị

1 Momen xoắn lớn nhất có thể truyền được 𝑇 𝑘𝑛 60 Nm

2 Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 𝑑 𝑘𝑛 18 mm

4 Đường kính vòng tâm chốt 𝐷0 63 mm

5 Chiều dài phần tử đàn hồi 𝑙3 10 mm

6 Chiều dài của chốt 𝑙1 14 mm

7 Đường kính của chốt đàn hồi 𝑑𝑐 8 mm

Kiểm nghiệm khớp nối: a Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

[ ]d ứng suất dập cho phép của vòng cao su, lấy [𝜎]𝑑 = 2 𝑀𝑃a

0 b Điều kiện bền của chốt:

0,1 𝐷0 𝑑 𝑐 𝑍 [𝜎]𝑢 ứng xuất cho phép của chốt, lấy [𝜎]𝑢 = 60𝑀𝑃a

 Thỏa mãn điều kiện bền của chốt Lực tác dụng lên trục:

Xác định lực tác dụng lên trục: Fkn = 0,2 Fr = 46,45 (N)

2.5.4.2 Thiết kế trục a Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục: Thép 45 tôi cải thiện Thông số vật liệu chế tạo trục:

Kích Thước S 100mm Độ rắn HB 192…240

Giới hạn chảy  ch 450Mpa Ứng suất xoắn cho phép [  ] 15 – 30

Bảng 9 Thông số vật liệu chế tạo trục b Xác định lực tác dụng

Sơ đồ lực tác dụng lên các trục:

Xác định các lực tác dụng lên trục:

- Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: 𝐹𝑘𝑛 = 46,45 (N) - Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng

- Lực vòng: 𝐹𝑡12 = 516,61 - Lực hướng tâm: 𝐹𝑟12 = 196,55 - Lực dọc trục: 𝐹𝑎12 = 110,19

- Lực vòng: 𝐹𝑡22 = 516,61 - Lực hướng tâm: 𝐹𝑟22 = 196,55 - Lực dọc trục: 𝐹𝑎22 = 110,19

- Lực hướng tâm: 𝐹𝑟23 = 591,81 - Lực dọc trục: 𝐹𝑎23 = 391,28 c Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính trục được xác định theo công thức

Trục 1 : [𝑟] = 15Mpa Momen xoắn T = 57641,1 Nmm dsb1 = 15 mm

Trục 2: [𝑟] = 30Mpa Momen xoắn T = 344011,1 Nmm dsb2 = 20 mm

Trục 3 : [𝑟] = 30Mpa Momen xoắn T = 1649071 Nmm dsb3 = 25 mm

Xác định sơ bộ khoảng cách trục

− 𝐹 Tra bảng 10.2 tài liệu [1] trang 189, ta chọn chiều rộng ổ lăn theo đường kính sơ bộ: Trục 1 : dsb1 = 15 mm, chọn b01 = 13

Trục 2 : dsb2 = 20 mm, chọn b02 = 15 Chiều dài mayo khớp nối đối với trục vòng đàn hồi : Chọn 𝑙𝑚13 = 1.4𝑑𝑠𝑏1 = 21mm Như đã tính toán phần bánh răng, chiều rộng bánh răng cấp 1 là 𝑏𝑤1 = 21 𝑚𝑚, chiều rộng bánh răng cấp 2 là : 𝑏𝑤2 = 33𝑚m

2.5.4.3 Tính chi tiết trục 1 a Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ

𝐹 𝑦10 = 171,27 𝑁 𝐹 𝑥11 = 103,08 𝑁 𝐹𝑥10 = 433,22 𝑁 b Chọn giới hạn bền yj xj tdj j j

Từ bảng 10.5 tài liệu [1] trang 195, với 𝑑𝑠𝑏 = 15𝑚𝑚, 𝜎𝑏 = 750𝑀𝑃𝑎, ngoại suy ta được [𝜎] = 72,75 𝑀𝑃𝑎 c Chọn tiết diện trục

T/c tr o lăn Bánh răng o lăn Khớp nối

Bảng 10 Chọn tiết diện trục I

Mj = M 2  M 2 (Nmm) , M  M 2  0.75T 2 (Nmm) dj = ( mm )

Hình 17 Kết cấu trục I e Kiểm nghiệm bền mỏi của trục

Kết cấu trục được thiết kế đả s m bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

[𝑠] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [𝑠] = 1.5 … 2.5 𝑠𝜎𝑗 và 𝑠𝑟𝑗 – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

Với thép 45 có 𝜎𝑏 = 750𝑀𝑃a, 𝜎−1 và 𝑟−1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.

9.66Mpa Tra bảng 10.7, với 𝜎𝑏 = 750𝑀𝑃𝑎, 𝜓𝜎 = 0.1, 𝜓𝑟 = 0.05 𝜎𝑎𝑗, 𝑟𝑎𝑗, 𝜎𝑚𝑗, 𝑟𝑚𝑗 – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Đối với trục quay ta có : 𝜎𝑚𝑗 = 0; 𝜎𝑎𝑗 = 𝑀j/𝑊j Trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó :

𝐾𝜎𝑑𝑗 và 𝐾𝑟𝑑𝑗 – hệ số, xác định theo công thức:

- 𝐾𝑥 – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, tra bảng 10.8 tài liệu [1] trang 197, chọn phương pháp gia công và làm nhẵn bề mặt là Tiện Ra

- 𝐾𝑦 – hệ số tăng bền mặt trục, lấy 𝐾𝑦 = 1,6

- 𝜀𝜎 và 𝜀𝑟 – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.

- 𝐾𝜎 và 𝐾𝑟 – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. Đối với tiết diện có then, chọn 𝐾𝜎 và 𝐾𝑟 theo bảng 10.12 tài liệu [1] trang 199, 𝜀𝜎 và 𝜀𝑟 theo bảng 10.10 tài liệu [1] trang 198 Các tiết diện còn lại, ta chọn trực tiếp tỷ lệ 𝐾𝜎/𝜀𝜎 và 𝐾𝑟/𝜀𝑟 theo bảng 10.11 tài liệu [1] trang 198, với kiểu lắp k6 Các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện 12 có bánh răng và tiết diện 13 có khớp nối, có then.

 Tiết diện 12 và 13 sẽ chọn tham số theo bảng 10.10 và 10.12, tiết diện 10 và 11 sẽ chọn tham số theo bảng 10.11

Với [𝑠] = 1.5 … 2.5 đối với thép thông thường, vậy ta có 𝑠𝑗 ≥ [𝑠] với mọi tiết diện trên trục 1. Điều kiện bền được thỏa mãn trên trục 1

2.5.4.4 Tính chi tiết trục 2 a Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ

Hình 18 Sơ đồ lực tác dụng lên trục II b Chọn giới hạn bền

Từ bảng 10.5 tài liệu [1] trang 195, với 𝑑𝑠𝑏 = 20𝑚𝑚, 𝜎𝑏 = 750𝑀𝑃𝑎, ta chọn [𝜎] = 56,5 𝑀𝑃𝑎 c Chọn tiết diện trục

T/c tr o lăn Bánh răng Bánh răng o lăn

Bảng 12 Chọn tiết diện trục II

Mj = M 2  M 2 (Nmm) , M  M 2  0.75T 2 (Nmm) , dj = ( mm )

Hình 19 Kết cấu trục II

Then bằng b - 8 8 - h - 7 7 - t - 4 4 - Chọn tham số  - 0,904 0,904 -

Tra bảng 10.12[1] (dao phay ngón), lấy ứng suất bền 600 < 750

Bảng 13 Kiểm nghiệm trục II

Với [𝑠] = 1.5 … 2.5 đối với thép thông thường, vậy ta có 𝑠𝑗 ≥ [𝑠] với mọi tiết diện trên trục 1.

 Điều kiện bền được thỏa mãn trên trục 2

2.5.4.5 Tính chi tiết trục 3 a Xác định lực tác dụng lên gối đỡ Đường kính sơ bộ trục III: 25 mmTa sử dụng luôn đường kính sơ bộ trục làm đường kính trục tại tiết diện 32 lắp bánh răng

Hình 20 Sơ đồ lực tác dụng lên trục III

Tính chất trục Bánh răng o lăn Bánh răng o lăn Bánh răng

Bảng 14 Chọn tiết diện trục III

Tại tiết diện 32 có lắp bánh răng, ta sử dụng then bằng Với đường kính tiết diện 32 là 25 mm, tra bảng 9.1[1] ta chọn kích thước then bằng là:

𝑏 × ℎ × 𝑡 = 8 × 7 × 4 Tại tiết diện 33 và 34 là đầu ra hộp giảm tốc, ta có sử dụng then bằng Với đường kính tiết diện là 20 mm, tra bảng 9.1[1] ta chọn kích thước then bằng là:

Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Hình 21 Biểu đồ lức tác dụng lên ổ lăn trục I

Xét trường hợp Fk13 cùng chiều trục x:

Hình 22 Biểu đồ lực tác dụng lên trục I với lực Fk13 cùng chiều trục x

 x10 Xét trường hợp 𝐹𝑘13 ngược chiều trục x:

Hình 23 Biểu đồ lực tác dụng lên trục I với lực Fk13 ngược chiều trục x

Lực tác dụng lên ổ lăn:

- Khi chiều lực 𝐹𝑘13 cùng chiều trục x:

- Khi chiều lực 𝐹𝑘13 ngược chiều trục x:

Thời gian phục vụ 30000hTải trọng: Va đập nhẹ d = 15 mm

Ta chọn ổ bi đỡ - chặn, chọn  = 12° a Chọn kích thước ổ lăn

Với d = 12mm, ta chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ:

Theo tài liệu [4], ta chọn ổ 7201, với các kích thước và thông số: d D B C C 0

12mm 32mm 10mm 7,61kN 3,8kN b Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn

=>𝑖 𝐹 𝐶 0 = 0,03 Theo bảng 11.4, với 𝛼 = 12°, ta chọn 𝑒 0.34 Tổng lực dọc trục tác dụng vào từng ổ lăn: F a10 = F s10 – F a

 Fa11 = 66,827 + 110,19 = 177,017(N) c Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương Đối với ổ bi đỡ - chặn, tải trọng động quy ước có công thức:

𝐹𝑟 và 𝐹𝑎 – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trụcV – hệ số kể đến vòng nào quay, chọn V=1 vì vòng trong quay𝑘𝑡 − hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, 𝑘𝑡 = 1 khi nhiệt độ là 105℃ d E

𝑘𝑑 – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, với tải trọng va đập vừa, chọn 𝑘𝑑 1.5 X – hệ số tải trọng hướng tâm

Y – hệ số tải trọng dọc trục

Chọn X, Y theo bảng 11.4 tài liệu [1] trang 215, 216, với 𝛼 = 12°, tỷ số i.F a  0, 028

Tỷ số Fa11/(V.Fr11)=0,9 > 0,34=e Fa10/(V.Fa10)=0,03 𝑄10 nên chỉ cần tính cho ổ 11 vì ổ 11 chịu tải trọng lớn hơn Công thức tính tải trọng tương đương :

Q E    Q 11 = 771(N) (m=3 do ổ bi) d Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Công thức tính khả năng tải trọng động (công thức 11.1 tài liệu [1] trang 213)

QE – Tải trọng tương đương, 𝑄𝐸 = 771(N) = 0,771(kN) L – Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, chọn m = 3 với ổ bi Ta có Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: Lh = 20000(h)

 Ổ lăn thỏa mãn khả năng tải trọng động e Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh Đối với ổ bi đỡ - chặn, ta chọn giá trị tải trọng tĩnh 𝑄0 là trị só lớn hơn trong 2 giá trị 𝑄0 tính theo:

Trong đó: 𝑋0, 𝑌0 – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, theo bảng11.6 [1] trang 221, với loại ổ bi đỡ - chặn, 𝛼 = 12° và 1 dãy nên 𝑋0 = 0,5, x 202  F 2y 20

➔ Ổ lăn thỏa mãn khả năng tải trọng tĩnh

2.6.2 Chọn ổ lăn cho trục II 2.6.2.1 Các thông số trục II

Hình 24 Biểu đồ lực tác dụng lên ổ lăn trục 2

Lực tác dụng lên ổ lăn:

𝐹𝑎22 = 110,19 (N) 𝐹𝑎23 = 248,36 (N) Fa = 𝐹𝑎23 - 𝐹𝑎22 138,17(N) Thời gian phục vụ 30000h Tải trọng va đập vừa n2 = 45,25 (vòng/phút) d = 20(mm)

Ta chọn ổ bi đỡ một dãy

Với d = 20mm, ta chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ:

Theo tài liệu [4], ta chọn ổ 6004-2Z, với các kích thước và thông số: d E

20mm 42mm 12mm 9,95kN 5 kN

2.6.2.4 Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương Đối với ổ bi đỡ - chặn, tải trọng động quy ước có công thức:

𝐹𝑟 và 𝐹𝑎 – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V – hệ số kể đến vòng nào quay, chọn V=1 vì vòng trong quay 𝑘𝑡 − hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, 𝑘𝑡 = 1 khi nhiệt độ là 105℃

𝑘𝑑 – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, với tải trọng va đập vừa, chọn 𝑘𝑑 1.5 X – hệ số tải trọng hướng tâm

Y – hệ số tải trọng dọc trục Chọn X, Y theo bảng 11.4 tài liệu [1] trang 215, 216, với 𝛼 = 0°, Ta có:

Tỷ số Fa/(V.Fr20)=0,1 0,04𝑎 + 10 > 12 14,4mm

Chọn d1 = 14mm Bulong cạnh ổ, 𝑑2 𝑑2 = (0,7 ÷ 0,8)𝑑1 𝑑2= 12 mm

Bulong ghép bích nắp và than , d3 𝑑3 = (0,8 ÷ 0,9)𝑑2 𝑑3 = 10 mm Vít ghép nắp ổ, 𝑑4 𝑑4 = (0,6 ÷ 0,7)𝑑3 𝑑4 = 6 mm

Vít ghép nắp cửa thăm, 𝑑5 𝑑5 = (0,5 ÷ 0,6)𝑑2 𝑑5 = 7 mm

Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp, 𝑆3 𝑆3 = (1,4 ÷ 1,8)𝑑3 𝑆3 = 16 mm

Chiều dày bích nắp hộp, 𝑆4 𝑆4 = (0,9 ÷ 1)𝑆3 𝑆4 = 15 mm

Bề rộng bích nắp và than, 𝐾3 𝐾3 ≈ 𝐾2 - (3 ÷ 5) 𝐾3 ≈ 36 mm

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

Xác định theo kích thước nắp ổ lăn Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ, K2

𝐾2 = 𝐸2 + 𝑅2 + (3÷5) 𝐾2 = 40 mm 𝑅2 = 1,3𝑑2 𝑅2 = 15,6 mm Tâm lỗ bulong cạnh ổ, 𝐸2 và C 𝐸2 ≈ 1,6𝑑2 𝐸2= 19,2 mm

Chiều cao h Phụ thuộc tâm lỗ bulong và mặt tựa Mặt đế hộp

Bề rộng mặt đế hộp,

𝐾1 = 3𝑑1 𝐾1 = 45mm 𝑞 ≥ 𝐾1 + 2𝛿 𝑞 = 59mm Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng với thành hộp, ∆ ∆≥ (1 ÷ 1,2)𝛿 ∆= 8mm

Giữa bánh răng lớn với đáy hộp, ∆1 ∆1≥ (3 ÷ 5)𝛿 ∆1= 35 mm

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau,

Bảng 15 Kích thước các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc

2.7.3 Kết cấu nắp ổ và cốc lót

Theo bảng 18.2 tài liệu [2] trang 88 ta có:

4 Cửa thăm Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Dựa vào bảng bảng 18.5 tài liệu [2] trang 92 ta chọn được kích thước cửa thăm như hình vẽ sau:

Bảng 16 Thông số cửa thăm

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm Tra bảng bảng 18.6 tài liệu [2] trang 93 ta có kích thước nút thông hơi:

Bảng 17 Thông số nút thông hơi

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp, bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biết chất, do đó cần phải thay dầu mới Để thay dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Dựa vào bảng bảng 18.7 tài liệu [2] trang 93 ta có kích thước nút tháo dầu:

Bảng 18 Thông số nút tháo dầu

7 Kiểm tra mức dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ.

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục.

Lỗ trụ lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ các chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng ở vòng ngoài của ổ.

Thông số kĩ thuật của chốt định vị là: d(mm) c(mm) l(mm)

Bảng 19 Thông số chôt định vị

8.6.2 Bôi trơn hộp giảm tốc

2.7.2.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có vận tốc vòng v ≤ 12 (m/s) nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu.

Do vận tốc nhỏ, lấy chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh

Theo bảng 18.11 Tr100 [2] ta được độ nhớt dầu 186/16 ở 50oC Theo bảng 18.13 Tr100 [2] ta chọn được loại dầu AK-15

2.7.2.2 Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc

Với bộ truyền ngoài hộp giảm tốc khi làm việc sẽ dính bụi nên ta dùng phương pháp bôi trơn định kì bằng mỡ.

Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc mỡ Thời gian thay dầu hoặc mỡ

Dàu ô tô máy kéo AK-15 Bộ truyền trong 0,6 lít/kw 5 tháng

Mỡ T Bộ truyền ngoài và tất cả các ổ 2/3 chỗ hổng bộ phận 1 năm

Bảng 20 Bảng thống kê dành cho bôi trơn

2.7.3.3 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ. Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều bánh răng nhỏ tăng 10% so với bánh răng lớn

Trục I Trục II Trục III

+2Bảng 21 Bảng dung sai các kiểu lắp ghép

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ XE DI CHUYỂN

Tính chọn động cơ

 Lực cản xe đẩy do ma sát giữa con lăn và ray:

- Với f2 là hệ số ma sát giữa con lăn và dẫn hướng - Dựa vào sổ tay thiết kế cơ khí chọn hệ số ma sát lăn giữa cao su và thép là f2

 Công suất trên trục bánh xe của xe đẩy:

(chọn 𝜂𝑜xd = 0,99 - hiệu suất ổ trục bánh xe, gia tốc trọng trường g = 10 m/s2)

 Xác định hiệu suất chung của cụm truyền động:

Tên gọi Kí hiệu Số lượng Giá trị chọn Ghi chú

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn  ol 5 0.995

Hiệu suất 1 cặp bánh răng  br 2 0.97

Hiệu suất 1 bộ truyền xích  x 2 0,93

Bảng 22 Hiệu suất của bộ phận, bộ truyền trong cụm xe di chuyển

 Tính công suất yêu cầu trên trục động cơ:

 Tỷ số truyền sơ bộ của cụm

Tên gọi Kí hiệu Số lượng Giá trị chọn Ghi chú Tỉ số truyền khớp nối từ trục động cơ sang trục vào của HGT 𝑢𝑘1 1 1

Tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc 𝑢h 1 30

Tỉ số truyền của bộ truyền xích từ hộp giảm tốc sang bộ phận công tác 𝑢x2 1 3

Bảng 23 Tỷ số truyền của bộ phận trong xe di chuyển usb = 1 30 3 = 90

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ nđc,sb = nlv usb = 15 90 = 1350(vòng/phút)

𝑃𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑦𝑐 Động cơ điện thỏa mãn { 𝑛𝑑𝑐 ≃ 𝑛𝑠𝑏

 Chọn loại động cơ là:

P=0.09 (kW) n= 1300vòng/ phút, số đuôi cực p Đường kính trục: 9 mm

Chọn hộp giảm tốc

Chọn hộp giảm tốc NMRV size 25 loại 2 trục ra.

Hình 32 Hộp giảm tốc NMRV Đường kính trục vào: 9 mm. Đường kính trục ra: 14mm.

 Phân phối tỷ số truyền: nlv : số vòng quay trên trục làm việc n = nlv ut ut = u1* u2: tỷ số truyền toàn bộ của cơ cấu lấy hàng u1: tỷ số truyền của hộp giảm tốc u2: tỷ số truyền của bộ truyền xích Chọn 𝑢1 = 50

Thiết kế bộ truyền xích

1 Chọn xích ống- con lăn:

 Tiếng ồn nhỏ hơn xích ống (vì do là ma sát lăn).

 Độ bền mòn cao, được dùng khá rộng dãi.

2 Chọn số răng u2 = 1,86: Ta chọn số răng đĩa xích nhỏ Z1 = 29 - 2 u2 = 25,28=> chọn Z1%

3 Xác định bước xích: Điều khiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích:

Trong đó: Pt, P, [P] lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền và công suất cho phép [kW].

Chọn bộ xích tiêu chuẩn có:

- Hệ số vòng quay: 𝑘𝑛 𝑛 𝑙𝑣 26 = 1,92 k  k 0 * k dc * k bt * k d * k c k0: hệ số ảnh hưởng vị trí của bộ truyền Theo bảng 5.6 tr81 ta có:

𝑘0 = 1(𝛳 < 60 ) ka: Hệ số ảnh hưởng đến khoảng cách trục và chiều dài của xích Theo bảng 5.6 tr81, chọn 𝑎 ≤ 25𝑝 => 𝑘𝑎 = 1,25 kdc: Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích Theo bảng 5.6 tr81, ta có:𝑘𝑑𝑐 = 1 (Vị trí trục có thể điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

𝑘𝑏𝑡: Hệ số bôi trơn Theo bảng 5.6 tr81, ta có: 𝑘𝑏𝑡 = 1,3 (Môi trường làm việc có bụi) kđ: hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng Theo bảng 56 tr81 chọn kđ =1,5 (va đập vừa) kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Theo bảng 5.6 tr81, ta có:

Ta chọn bộ truyền xích có bước xích 𝑝 = 12,7 𝑚𝑚

- Bước xích: 𝑝 = 12,7 𝑚𝑚 - Đường kính chốt: 𝑑𝑐 = 3,66 𝑚𝑚 - Chiều dài ống: 𝐵 = 5,8 𝑚𝑚 - Công suất cho phép: [P]=0.19 (kW)

4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:

10 Chọn sơ bộ khoảng cách trục: 𝑎 ≤ 25p Chọn 𝑎 = 20𝑝 = 20 ∗ 12,7 = 254 𝑚𝑚

Chọn x = 76 ( x là số chẵn )12 Xác định lại khoảng cách trục:

𝑎 ∗ = 250,06 𝑚𝑚 Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm bớt 1 lượng:

→𝑎 = 𝑎 ∗ − ∆𝑎 = 250,06 − 0,75 = 249,31𝑚𝑚 13 Số lần va đập của xích i:

Theo bảng 5.9 tr85, ta có loại xích ống con lăn, p,7(mm) thì số lần va đập cho phép của xích là ∶ [𝑖] = 60

4 Kiểm nghiệm về độ bền

- Q: Tải trọng phá hỏng Theo bảng 5.2 tr78, với p = 12,7mm thì Q = 18,2(kN) và q= 0,65(kg)

- kđ: Hệ số tải trọng động kđ = 1,2 ( chế độ làm việc trung bình ) - v : vận tốc trung bình của xích:

- Fv: Lực văng do lực li tâm gây ra

𝐹 𝑣 = 𝑞 ∗ 𝑣 2 = 0,65 ∗ 0,14 2 = 0.01(𝑁) - F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra

0,25 = 6,38(𝑁) Với kf : Hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí bộ truyền 𝑘𝑓=4.0 (bộ truyền nghiêng 1 góc dưới 40° so với phương ngang)

- [s]: Hệ số an toàn cho phép Theo bảng 5.10 tr86, Với 𝑝 = 12,7(𝑚𝑚) 𝑣à 𝑛 = 26 ( 𝑣ò𝑛𝑔 ) thì [s] = 7

6 Xác định các thông số đĩa xích 𝑝ℎú𝑡

7.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Theo bảng tr87, với 𝑍1 = 25 nội suy => 𝑘𝑟 = 0.42

- kđ: hệ số tải trọng động Theo bảng 5.6 tr82 ta có kđ = 1,5(VĐV) - 𝑘𝑑: 𝐻ệ 𝑠ố 𝑝ℎâ𝑛 𝑏ố 𝑘ℎô𝑛𝑔 đề𝑢 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑐ℎ𝑜 𝑐á𝑐 𝑑ã𝑦.

 A: Diện tích chiếu của bản lề Theo bảng 5.12 tr87, 𝐴 = 39,6 𝑚𝑚 2

Như vậy, theo bảng 5.11 tr86 dùng thép 45 tôi + ram đạt được độ cứng HCR 45-50 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc [𝜎𝐻] = 800 − 900 𝑀𝑝𝑎 Đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa nhỏ Tương tự 𝜎 𝐻2 ≤ [𝜎𝐻] (với cùng loại vật liệu và nhiệt luyện)

8.Xác định lực lên trục:

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° )

9.Một vài thông số c𝑟ủa bộ truy𝑡ền xích

STT Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị

1 Loại xích Xích ống con lăn

6 Số răng đĩa xích nhỏ 𝑍1 25

7 Số răng đĩa xích lớn 𝑍2 47

8 Vật liệu làm xích Thép 45, Tôi +ram

9 Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ 𝑑1 100 mm

10 Đường kính vòng chia đĩa xích lớn 𝑑2 190 mm

11 Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích nhỏ

12 Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích lớn 𝑑 𝑎2 196 mm

14 Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ 𝑑 𝑓1 91,34 mm

15 Đường kính chân răng đĩa xích lớn

16 Lực tác dụng lên trục 𝐹 𝑟 320,35 N

Bảng 24 Các thông số và kích thước bộ truyền xích

Thiết kế trục và chọn ổ lăn

Hình 33 Phân tích các lực tác dụng lên trục

Hình 34 Phân tích các lực tác dụng lên một nửa trục Đây là bài toán siêu tĩnh nên ta chia trục thành 2 thành phần đối xứng nhau để giảm số bậc siêu tĩnh như hình 3.2

1 Chọn vật liệu chế tạo trục:

Vật liệu chế tạo trục được thiết kế chon thống nhất là thép 45, tôi có 𝜎𝑏 ≥ 850 𝑀𝑃𝑎 , Ứ𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 𝑥𝑜ắ𝑛 𝑐ℎ𝑜 𝑝ℎé𝑝 𝑙à [𝑟] = 15 ÷ 30(𝑀𝑃𝑎)

2 Tính sức bền cho trục: a Các lực tác dụng lên trục:

Hình 35 Phân tích các lực tác dụng lên nửa trục khi bỏ ngàm E

Thay thế ngàm bằng các phản lực và momen phản lực ta được:

Bánh xe: đường kính bánh xe 𝑑8 0mm, dày b Hmm, 𝐷𝑃𝑢 = 1.15 𝑔/𝑐𝑚 3

 Khối lượng bánh xe là: m   d

Phản lực lên các bánh xe: N = Gd.10/4 = 125(N) Lực ma sát tác dụng lên các trục bánh xe:

𝐹𝑟3 = 𝑘𝑥 ∗ 𝐹𝑡3 = 1,15 ∗ 181,28 = 208,472(N) Với: T – momen xoắn đường kính vòng chia đĩa xích to

Tính phản lực và momen tại A (ngàm):

Theo phương ox: ∑ 𝐹 = 𝐹𝑚𝑠1 + 𝐹 𝑡3 − 𝑅𝑥 = 0 Theo phương oy: ∑ 𝐹 = 𝐹 𝑟1 + 𝐹 𝑟3 − 𝑅𝑦 = 0 Góc xoay tại A (ngàm) =0 →𝐹𝑚𝑠1 ∗

Hình 36 Các lực tác dụng lên một nửa trục

 Tính các phản lực tại các ổ đỡ ở vị trí B và C:

Tính sơ bộ đường kính trục

𝑇 𝑘 = 𝑇: 𝑀𝑜𝑚𝑒𝑛 𝑥𝑜ắ𝑛 𝑡ạ𝑖 đ𝑖ể𝑚 𝑐ó 𝑚𝑜𝑚𝑒𝑛 𝑙ớ𝑛 𝑛ℎấ𝑡 (𝑁𝑚𝑚) d k = (17,09 ÷ 22,55) Chọn đường kính có d (mm) b Tính đường kính trục:

Trong đó [𝜎]: 𝑙à ứ𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 𝑐ℎ𝑜 𝑝ℎé𝑝 𝑐ủ𝑎 𝑡ℎé𝑝 𝑐ℎế 𝑡ạ𝑜 𝑡𝑟ụ𝑐 Theo bảng 10.5 tr195 [1], ta có: với d (mm) nên ngoại suy ta được

[𝜎] = 73,6 (𝑀𝑃𝑎) 𝑀𝑗 𝑣à 𝑀𝑡𝑑𝑗 tương ứng là tổng momen uốn và momen tương đương tại tiết diện j trên chiều dài trục: M j 

Momen tương đương có giá trị lớn nhất tại D Theo thuyết bền thế năng biến đổi hình dáng ta có:

Xác định đường kính cho hai ổ lăn tại B và C:

Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ B và C

Với đường kính 𝑑𝐶 = 17𝑚𝑚, theo tài liệu [4] chọn ổ bi đỡ 1 dãy 61803

𝑑𝐵 = 15𝑚𝑚, theo tài liệu [4] chọn ổ bi đỡ 1 dãy 61802

Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) B(mm) C(kN) �

Kiểm nghiệm khả năng tải cho ổ lăn:

 Các lực tác dụng vào ổ lăn:

 Tải trọng động quy ước:

- V: Hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay Vòng trong quay =>V=1 - 𝑘𝑡: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ.

- Nhiệt độ làm việc ≤ 100°𝐶 => 𝑘𝑡 = 1 - 𝑘𝑑:Hệ số kể đến đặc tính tải trọng.

Theo bảng 11.3 tr215 [1], Với va đập vừa 𝑘𝑑 = (1,3 ÷ 1,8) Lấy 𝑘𝑑 = 1.8 - 𝐹 𝑟 𝑣à 𝐹 𝑎 − 𝑇ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 ℎướ𝑛𝑔 đâ𝑚 𝑣à 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑑ọ𝑐 𝑡𝑟ụ𝑐.

𝐹𝑟0 = 𝐹𝑟1 = 351,7(𝑁) - X và Y – Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục.

Theo bảng 11.4 tr215 [1], Với Theo 𝑎 ≤ 𝑒 Thì: X=1 và Y=0

𝐶𝑑 được tính theo công thức:

- L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay - m: Bậc đường cong khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi - 𝐿ℎ: 𝑇𝑢ổ𝑖 𝑡ℎọ 𝑐ủ𝑎 ổ 𝑙ă𝑛 ( 𝑔𝑖ờ), Lh = 30000(h)

Như vậy, khả năng tải động của ổ được đảm bảo.

- Kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh của ổ: Đối với ổ bi đỡ, Tải trọng tĩnh quy ước

Theo bảng 11.6 tr221 [1], Ổ bi đỡ 1 dãy có 𝑋0 = 0,6 𝑣à 𝑌0 = 0,5

Như vậy, khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.