Hình 2-8 Robot di chuyển theo quỹ đạo cong
Hình 2-10 Robot đi lên trên
Hình 2-11 Robot đi theo phương ngang
CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU 3.1 Tính toán lựa chọn cơ cấu truyền động module thực tế 3.1.1 Tính toán lựa chọn động cơ
Lấy toàn bộ thân xe có khối lượng M1= 8000kg Tải trọng có khối lượng M2= 40000kg
Khối lượng bánh xe m= 400kg Bán kính bánh xe = 0,5m
Vận tốc tối đa khi có tải trọng 40 tấn 𝑣 = 40 km/h - Toạ độ trọng tâm: Chọn hệ trục toạ độ như hình vẽ:
Chọn vị trí đặt vật nặng mong muốn là ở vị trí 𝑥 = 𝐿/2 với 𝐿 là khoảng cách giữa 2 trục bánh xe sau và bánh trước, G1 và G2 là trọng tâm của xe và của vật nặng. Ta tính được hoành độ trọng tâm của hệ:
𝑥𝐺 = 𝑚1𝑥𝐺1 + 𝑚2𝑥𝐺2 𝑚1+ 𝑚2 = 8000.𝐿2+ 40000.𝐿2 8000 + 40000 = 𝐿 2 (3.1)
Từ đó ta tính được lực tác dụng lên mỗi trục bánh xe:
{ 𝑅1+ 𝑅2 = 𝑃 𝑅1.𝐿 2 = 𝑅2. 3𝐿 2 (3.2)
=> 𝑅1 = 𝑅2 = (𝑀1+ 𝑀2). 𝑔 = (8000 + 40000). 9,8 = 470,4 𝑘𝑁
Gọi 𝑀 là khối lượng tương đương mà mỗi trục bánh xe phải chịu khi mang tải trọng tối đa:
𝑀 = 𝑅1 2𝑔=
470400
2.9,8 = 24000 (𝑘𝑔) (3.3)
Khối lượng tương đương mà mỗi bánh xe phải chịu khi mang tải trọng tối đa là:
𝑚𝑏 =𝑀 2 =
24000
2 = 12000 (𝑘𝑔) (3.4)
Tính chọn công suất động cơ cho các cơ cấu di chuyển theo phương nằm ngang:
Xe di chuyển theo phương nằm ngang. Phụ tải tĩnh của cơ cấu là do lực cản chuyển động gây ra. Lực đó bao gồm hai thành phần chính: lực ma sát lăn trên đường đi 𝐹1 và lực ma sát trong các cổ trục bánh xe 𝐹𝑐𝑡.
Thành phần 𝐹1 được xác định theo biểu thức:
𝐹1 = (𝐺0+ 𝐺). 𝑓
𝑅𝑏 , [𝑁] =
(4000 + 120000). 0,7
50 = 1,736 (𝑘𝑁) (3.5)
Trong đó: 𝐺0 - Trọng lượng bản thân cơ cấu, [N]
𝐺 - Trọng lượng tải trọng, [N]
𝑅𝑏 - Bán kính bánh xe, [cm]
𝑓 - Hệ số ma sát lăn [cm]
Thành phần lực 𝐹𝑐𝑡 được tính theo biểu thức:
𝐹𝑐𝑡 = (𝐺0+ 𝐺). 𝜇 , [𝑁]= (4000 + 120000). 0,01 = 1,24 (kN) (3.6)
Trong đó: 𝜇 - Hệ số ma sát trượt
Khi dùng ổ bi: 𝜇 = 0,01 ÷ 0,05 Toàn bộ lực đặt lên bánh xe là:
𝐹𝑐 = 𝐹1+ 𝐹𝑐𝑡 = 𝐺 + 𝐺0
𝑅𝑏 (𝜇𝑅𝑐𝑡 + 𝑓) [𝑁] (3.7) = 1,736 + 1,24 = 2,976 (kN)
Nếu cơ cấu di chuyển trên đường dốc có góc nghiêng α, toàn bộ lực cản 𝐹𝑐′′
được tính theo biểu thức:
𝐹𝑐′′ =𝐺0+ 𝐺
𝑅𝑏 (𝜇𝑅𝑐𝑡 + 𝑓)𝑐𝑜𝑠𝛼 ± (𝐺0+ 𝐺)𝑠𝑖𝑛𝛼 [𝑁] (3.8) 𝑅𝑐𝑡 - Bán kính cổ trục
Công suất trên trục của động cơ:
𝑃𝑐 = 𝐹𝑐. 𝑣 1000𝜂 =
2976.11,1
1000.0,9 = 36,7 (𝑘𝑊) (3.9)
=> Chọn động cơ có công suất là 37 kW. Momen cản trên trục của động cơ:
𝑀𝑐 = 𝐹𝑐. 𝑅𝑏 𝑖. 𝜂 =
2976.0,5
5.0,9 = 330,67 (𝑁𝑚) (3.10)
Trong đó: 𝑃𝑐 - Công suất trên trục động cơ
𝑀𝑐 - Momen cản trên trục động cơ
𝑅𝑏 - Bán kính bánh xe, [m] i - Tỉ số truyền =5
𝜂 - Hiệu suất của cơ cấu
𝑣 - Tốc độ di chuyển theo phương ngang của xe
3.1.2 Lựa chọn hộp giảm tốc dẫn động bánh xe
Ưu điểm:
- Hộp giảm tốc hành tinh có kích thước gọn. - Hiệu suất cao, khả năng chịu tải lớn.
- Khối lượng nhỏ hơn nhờ công suất được truyền theo một số dòng (tương ứng với số bánh vệ tinh).
- Sử dụng bánh răng ăn khớp trong có độ bền tiếp xúc cao hơn so với bánh răng ăn khớp ngoài.
Nhược điểm: - Giá thành cao.
- Khó gia công chế tạo.
Hình 3-2 Sơ đồ nguyên lý truyền động của hộp giảm tốc
𝑍1,2,3: Bánh răng dẫn động bộ truyền sơ cấp
3.1.3 Tính toán thông số hộp giảm tốc
Cụm sơ cấp nhận momen xoắn từ động cơ, qua khớp nối đến trục bánh răng số 1 (𝑍1), bánh răng số 1 dẫn động bánh răng số 2 (𝑍2) làm cần chuyển động (0) quay còn bánh răng số 3 (𝑍3) cố định ứng với hình 1.
Theo dãy tỷ số truyền, chọn sơ bộ tỷ số truyền bộ truyền sơ cấp (bộ truyền nhanh từ bánh răng số 1 đến cầu dẫn) là 𝑢10= 6.
Vận tốc quay của cần được xác định như sau:
𝑛0 = 𝑛𝑑𝑐 𝑢10 =
1250
6,0 = 208,3 (v/p) (3.11)
Chọn vật liệu:
- Đối với cặp bánh răng ăn khớp ngoài (𝑍1− 𝑍2) dùng thép 40XH tôi bề mặt đạt độ cứng như nhau ở các bánh răng HRC 52 có giới hạn bền: 𝜎𝑏 = 1600 𝑀𝑃𝑎, 𝜎𝑐ℎ = 1400𝑀𝑃𝑎. [𝜎ℎ] = 903,3 𝑀𝑃𝑎.
- Bánh răng 3 có răng trong làm bằng thép 40X tôi cải thiện đạt độ cứng HB230 có: 𝜎𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎, 𝜎𝑐ℎ = 550 𝑀𝑃𝑎.
3.1.4 Tính cặp bánh răng ăn khớp ngoài:
- Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức (6.84):
𝑑𝑤1 = 𝐾𝑑√𝑇1. 𝐾𝐻∑. (𝑢 + 1) [𝜎𝐻]2. 𝑢. 𝛹𝑏𝑑. 𝑐 3
[𝑚𝑚] (3.12)
Trong đó: + 𝐾𝑑 = 75 𝑀𝑃𝑎 (Với răng thẳng)
+ Tỷ số truyền cặp ăn khớp ngoài: 𝑢 = 𝑢12 = 2
Theo bảng 6.24:
𝑒 = 𝑢10 = 5 (3.13) 𝑢12 = 0,5. (𝑒 − 1) = 0,5. (5 − 1) = 2 (3.14)
𝑇1 = 𝑇0 𝑒 + 1= 1,7. 106 5 + 1 = 2,83. 10 5 (𝑁𝑚𝑚) (3.15) 𝑇0 = 9,55. 106.𝑃0 𝑛0 = 9,55. 10 6. 37 208,3 = 1,7. 10 6 (𝑁𝑚𝑚) (3.16)
Chọn số bánh răng vệ tinh c = 3, dùng bánh răng trung tâm tuỳ động, do đó
𝐾𝑐 = 1,2.
Chọn 𝛹𝑏𝑑 = 0,75 (bảng 6.28), 𝐾𝐻𝛽𝑂 = 1,02 ta có:
𝐾𝐻∑ = 1,1 + 1,2 − 1 = 1,3 (3.17)
- Thay số liệu vào công thức (3.12) được:
𝑑𝑤1 = 75. √2,83. 10 5. 1,3. (2 + 1) 903,32. 2.0,75.3 3 = 50,24 𝑚𝑚 (3.18) - Xác định các thông số ăn khớp: Chiều rộng vành răng: 𝑏𝑤1 = 𝛹𝑏𝑑. 𝑑𝑤1 = 0,75.50,24 = 37,68 𝑚𝑚 (3.19) Chọn chiều rộng vành răng 𝑏𝑤 = 40 𝑚𝑚
- Mô đun răng:
𝑚 = 𝑏𝑤 12 … 15 =
40
12 … 15 = 2,6 … 3,3 (3.20)
Theo bảng mô đun tiêu chuẩn, chọn mô đun răng m = 3. - Khoảng cách trục: 𝑎𝑤12 = 0,5. 𝑑𝑤1. (𝑢12 + 1) = 0,5.50,24. (2 + 1) = 75,36 𝑚𝑚 (3.21) Chọn khoảng cách trục 𝑎𝑤12 = 75,5 𝑚𝑚 - Tổng số răng: 𝑍𝑡 = 2. 𝑎𝑤12 𝑚 = 2.75,5 3 = 50,3 (3.22)
Chọn số răng là 51.
Do đó, số răng bánh trung tâm 1 và bánh vệ tinh 2 sẽ là:
𝑍1 = 𝑍𝑡 (𝑢12 + 1) = 51 (2 + 1) = 17 (3.23) Chọn số răng 𝑍1 = 17 răng. Số răng 𝑍2 = 𝑢12. 𝑍1 = 2.17 = 34 (3.24) Chọn số răng 𝑍2 = 34 răng.
- Như vậy, tỷ số truyền cặp ăn khớp ngoài là:
𝑢12 =𝑍2 𝑍1 = 34 17 = 2 (3.25) - Đường kính vòng chia: 𝑑𝑤1 = 2. 𝑎𝑤 (𝑢12+ 1) = 2.75,5 (2 + 1)= 50,3 𝑚𝑚 (3.26) 𝑑𝑤2 = 𝑢12. 𝑑𝑤1 = 2.50,3 = 100,6 𝑚𝑚 (3.27) - Tính hệ số dịch tâm theo (6.22): 𝑦 =𝑎𝑤 𝑚 − 0,5. (𝑍1+ 𝑍2) = 75,5 3 − 0,5. (17 + 34) = −0,3 𝑚𝑚 (3.28)
Hệ số dịch chỉnh trên cặp bánh răng ăn khớp trong bằng 0,3 𝑚𝑚
Như vậy bánh răng cần dịch chỉnh âm một khoảng 0,3 𝑚𝑚.
3.1.5 Tính cặp bánh răng ăn khớp trong:
- Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng có răng trong 3: Số răng bánh răng 3:
𝑍3 = 𝑒. 𝑍1 = 5.17 = 85 (3.29) 𝑒 = 2. 𝑢12 + 1 = 2.2 + 1 = 5 (3.30)
𝑘 =𝑍1+ 𝑍3
𝑐 =
17 + 85
3 = 34 (3.31)
Chọn k = 34. Như vậy, số răng bánh răng 3 là:
𝑍3 = 𝑐. 𝑘 − 𝑍1 = 3.34 − 17 = 85 (3.32)
Với số răng thoả mãn điều kiện lắp để giữ nguyên khoảng cách trục đã tính và do bánh răng 1 và 2 dịch chỉnh âm 0,3 mm nên bánh răng 3 cũng dịch chỉnh dương 0,3 mm.
- Tỷ số truyền thực tế của cặp răng 2-3:
𝑢23 =𝑍3 𝑍2 =
85
34 = 2,5 (3.33)
- Đường kính vòng chia bánh răng 3:
𝑑𝑤3 =2. 𝑎𝑤. 𝑢23 𝑢23 − 1 =
2.75,5.2,5
2,5 − 1 = 252 𝑚𝑚 (3.34)
Theo bảng 6.28, hệ số chiều rộng của vành răng 𝛹𝑏𝑑 = 0,15 … 0,25. Chiều rộng vành răng 3 được xác định như sau:
𝑏𝑤3 = 𝛹𝑏𝑑. 𝑑𝑤3 = 37,8 … 63 𝑚𝑚 (3.35)
Chọn chiều rộng vành răng 3: 𝑏𝑤3 = 40 𝑚𝑚. Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là:
𝑢10 =𝑍2 𝑍1. 𝑍3 𝑍2 = 34 17. 85 34 = 5 (3.36) Đường kính đỉnh: 𝑑𝑎 = 𝑚. (𝑍𝑥 + 2) (3.37) Đường kính chân: 𝑑𝑓 = 𝑚. (𝑍𝑥 − 2,5) (3.38)
Bảng 3-1 Thông số bộ truyền bánh xe STT Thông số Ký hiệu 𝑍1 𝑍2 𝑍3 1 Mô đun m 3 3 3 2 Số răng z 17 34 85 3 Độ dày, mm b 40 40 40 4 Khoảng cách trục a 75,5 75,5 75,5 5 Cấp chính xác 8 8 8 6 Hệ số dịch chỉnh x 0,3 0,3 0,3 7 Đường kính chia, mm d 50,3 100,6 252 8 Đường kính đỉnh, mm 𝑑𝑎 57 108 261 9 Đường kính chân, mm 𝑑𝑓 43,5 94,5 247,5 3.1.6 Tính toán thiết kế trục
Momen xoắn trên trục động cơ:
𝑇đ𝑐 = 9,55. 106.𝑃đ𝑐 𝑛đ𝑐 = 9,55. 10 6. 𝑃đ𝑐 5𝑛𝑏𝑥 (3.39) = 9,55. 106. 37 212,2.5 = 3,33. 10 5 (𝑁𝑚𝑚)
Momen xoắn trên trục bánh xe là
𝑇𝑏𝑥 = 9,55. 106.𝑃đ𝑐
𝑛đ𝑐 = 9,55. 10
6. 37
212,2 = 1,6. 10
Như vậy đường kính trục của bánh xe được tính theo công thức: 𝑑 ≥ √ 𝑇 0,2. [𝜏] 3 (3.41) Trong đó:
+ T: momen xoắn trên trục
+ 𝑃đ𝑐: Công suất của động cơ (kW) + 𝑛𝑏𝑥: Vận tốc bánh xe (v/p)
+𝑛đ𝑐: Vận tốc động cơ (v/p)
+ [𝜏] là ứng suất xoắn cho phép, đối với thép [𝜏] = 15 ÷ 30 (𝑀𝑝𝑎)
Chọn [𝜏] = 15 (𝑀𝑝𝑎) Đường kính trục động cơ: => 𝑑 ≥ √3,33. 10 5 0,2.30 3 = 38,14 (𝑚𝑚) => Chọn đường kính trục động cơ là 40 𝑚𝑚. Chọn [𝜏] = 30 (𝑀𝑝𝑎) Đường kính trục bánh xe: => 𝑑 ≥ √1,6. 10 6 0,2.30 3 = 64,36 (𝑚𝑚) => Chọn đường kính trục bánh xe là 65 𝑚𝑚. 3.1.7 Chọn chiều rộng ổ lăn
Bảng 3-2 Chiều rộng ổ lăn 𝑏0 d,mm 2 0 2 5 3 0 3 5 4 0 4 5 5 0 5 5 6 0 6 5 7 0 7 5 8 0 8 5 9 0 10 0 𝑏0,m m 1 5 1 7 1 9 2 1 2 3 2 5 2 7 2 9 3 1 3 3 3 5 3 7 3 9 4 1 4 3 47 Theo bảng 3-2:
Chọn chiều rộng ổ bi trục động cơ có đường kính 40mm là: 23 mm. Chọn chiều rộng ổ bi trục bánh xe có đường kính 65mm là: 33 mm. 3.1.8 Tính chọn kích thước dọc trục bộ truyền Kích thước dọc trục bánh răng: 𝑙 = 𝑤1 2 + 2𝑘1+ 𝑏 + 𝑤2 2 (3.42) =40 2 + 2.10 + 40 + 70 2 = 115 𝑚𝑚
Trong đó: 𝑘1 = 10 (khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc). Hình 3-3 Kích thước dọc trục bộ truyền
𝑤1 = 40 (theo bảng 10.2 w = 40÷80 khi momen xoắn của động cơ 𝑇đ𝑐 = 3,33. 105𝑁𝑚𝑚, 2. 105 < 𝑇đ𝑐 < 4. 105).
𝑤2 = 70 (theo bảng 10.2 w = 70÷110 khi momen xoắn của động cơ 𝑇đ𝑐 = 3,33. 105𝑁𝑚𝑚, 2. 105 < 𝑇đ𝑐 < 4. 105).
Kích thước dọc trục bánh xe:
Khoảng cách 𝑓 chọn trong bảng 10.2, 𝑓 không nhỏ hơn 125 ÷ 165𝑚𝑚, ta chọn 𝑓 = 165𝑚𝑚.
Vậy kích thước dọc trục bánh xe là 𝑓 = 165𝑚𝑚.
3.1.9 Tính toán khả năng lên và xuống dốc của xe
Góc nghiêng lớn nhất của dốc:
𝛼𝑚𝑎𝑥 = 2𝐴𝑅𝐶𝑇𝐴𝑁(2𝐻/𝐿) (3.43) => 𝛼𝑚𝑎𝑥 = 2𝐴𝑅𝐶𝑇𝐴𝑁(2.1,25
8 ) = 0,303(𝑟𝑎𝑑) = 17,35°
H: khoảng sáng gầm xe (là khoảng cách nhỏ nhất từ gầm xe đến mặt đường). L: chiều dài cơ sở của xe (là khoảng cách giữa 2 trục của bánh xe).
𝛼𝑚𝑎𝑥: góc dốc lớn nhất (radian). ARCTAN: TAN nghịch đảo của 1 số.
Bảng 3-3 Bảng tra lực kéo - đẩy của xi lanh thủy lực theo áp suất làm việc
Lực lớn nhất tác dụng lên mỗi trục bánh xe là 𝑃 = 𝑚. 𝑔 = 24000.9,8 = 235,2 𝑘𝑁 .
Vì vậy theo bảng tra lực kéo – đẩy, chọn xy lanh có: Đường kính ống: 160mm
Đường kính cần xy lanh:700mm Chiều dài hành trình: 300mm
Lực đẩy tiến tối đa xy lanh: 321,7 kN Lực đẩy lùi tối đa xy lanh: 260,12 kN
CHƯƠNG 4 THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN 4.1 Các thông số tính toán cơ bản:
Trọng lượng: m = 48000 kg
Hệ số cản khí động học: 𝐶𝐷 = 0.24
Diện tích cản không khí phía trước: S = 2.34 m^2 Công xuất động cơ điện 3 pha: P = 37 kW
Mômen xoắn: 1600Nm
Hệ số cản lăn trên đường nhựa: 0.02
Thiết kế
Từ các thông số cơ bản suy ra các biểu thức toán học cho từng phần của mô hình.
Mô hình hoá các biểu thức này sang mô hình MATLAB / SIMULINK. Sử dụng mô hình này để lập trình bộ điều khiển tốc độ.
Các lực phát sinh khi xe chuyển động:
Lực kéo: là lực được chuyển hóa năng lượng từ điện năng sang cơ năng thông qua động cơ và bánh xe.
Lực cản khí động học: dịch chuyển của không khí khi chuyển động hoặc do gió giật.
Lực cản lăn: sự biến dạng của lốp trên mặt đất do trọng lượng của xe hơi.cản quán tính của ô tô: đặc tính cố hữu của khối lượng để chống lại những thay đổi trong chuyển động.
Lực kéo
Hình 4-1 Xác định lực kéo của bánh xe
Các bánh xe chuyển đổi mô-men xoắn do động cơ tạo ra thành lực tịnh tiến nhờ ma sát tạo ra bởi lốp của chúng. Lực này có thể được biểu thị bằng công thức:
𝐹𝑓 =𝑇
𝐿. 𝐺𝑟 = 𝑇
0,5. 5 = 10𝑇 (4.1) Trong đó: 𝑇: momen xoắn
𝐿: Bán kính bánh xe
𝐺𝑟: Tỉ số truyền
Ở đây, 𝐿 = 50𝑐𝑚 và 𝐺𝑟 = 5 nên suy ta:
Lực cản khí động học
Xảy ra trên bất kỳ vật thể chuyển động nào trong chất lưu và do sự dịch chuyển và ma sát giữa vật thể và chất lưu.
𝐷 = 1
2𝜌 .𝑉2.S.𝐶𝐷 =1
2. 1,225. 𝑉2. 2,3.0,24 = 0,3381𝑉2 (4.2)
V: vận tốc xe
S: diện tích phía trước của xe
𝐶𝐷: hệ số cản khí động của xe
Lực cản lăn
Hậu quả của tổn thất cơ học do sự biến dạng của lốp xe khi tiếp xúc với mặt đất. Được biểu diễn qua công thức:
𝐹𝑟 = 𝑚𝑡. 𝐶𝑟. g. cos 𝛼 (4.3) 𝛼 góc dốc
𝐶𝑟 hệ số cản lăn
𝑚𝑡 tổng khối lượng của xe g là hằng số hấp dẫn
Xét lốp xe khô và đường là đường nhựa ta có: 𝐶𝑟=0.02 Tổng khối lượng của module vạn chuyển: m=48000 (kg) Hằng số hấp dẫn g=9,81 m/𝑠2
Suy ra:
𝐹𝑟 = 48000.0,02.9,81 = 9417 N (4.4)
Lực cản quán tính
Định nghĩa: là lực sinh ra khi xe ở trạng thái tăng tốc hoặc giảm tốc Biểu thức: 𝐹𝑞 = m.j.𝛿𝑖
Trong đó: m là khối lương xe j là gia tốc của xe
𝛿𝑖 = 1,05 + 0,0015.𝐺𝑟2 (𝐺𝑟 là tỉ số truyền) (4.5)
M = 48000 (kg)
𝐺𝑟 = 5
Nên ta có biểu thức của cản quán tính:
𝐹𝑞 = 48000. j. (1,05 + 0,0015. 52) = 52992j (N) (4.6)
Pin
Pin của module được ghép bởi 7.104 cell pin mã 18650 bao gồm 16 module mỗi module gồm 444 cell có khả năng lưu trữ năng lượng lên đến 85kWh.
16 module được mắc nối tiếp, mỗi module chứa 6 nhóm mỗi nhóm gồm 74 cell mắc song song.
Tổng công suất của nó là 85.000Wh và nó nặng 540kg.
Mỗi cell NCR18650B có công suất trung bình là 3300 mah, điện áp danh nghĩa 3,6V / 11,9Wh.
Điện áp tối đa của chúng là 4,2V và được phóng điện ở 2,5V.
Hình 4-2 Cell NCR18650B
Trong một đoạn mạch mắc nối tiếp, Hiệu điện thế của đoạn mạch là tổng các Hiệu điện thế của các thành phần của nó nhưng cường độ dòng điện không đổi.
Trong một đoạn mạch mắc song song, điện áp của đoạn mạch là như nhau trong suốt nhưng cường độ dòng điện là tổng của dòng điện đi qua tất cả các thành phần của nó được mắc song song.
Do đó, chúng ta có thể tính toán điện áp danh định của pin:
𝑉 = 3.6.16.6 = 346𝑉
Dòng điện tối đa sẽ được thiết lập thông qua mô-men xoắn cực đại.
Phân tích pin này đã cho chúng ta biết điện áp hoạt động tối đa mà chúng ta sẽ lấy ở đây là 346V để xem xét mức trung bình trong một lần xả pin. Điện áp tối đa và mức phóng điện tối đa này đã cho ta giới hạn đối với các giá trị tối đa