Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI
VIỆN CƠ KHÍ
BỘ MƠN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ ROBOT

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
Thiết kế hệ thống cơ khí
NGUYỄN XUÂN TÙNG

Chuyên ngành Cơ điện tử

Giảng viên hướng dẫn:

Ths. Hồng Văn Bạo

Bộ mơn:

Cơ sở thiết kế máy và Robot

Viện:

Cơ Khí

HÀ NỘI

7/2021


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI
VIỆN CƠ KHÍ

Học kỳ: 2

Bộ mơn Cơ điện tử

Năm học: 2020 - 2021

ĐỒ ÁN MÔN HỌC: THIẾT KẾ HỆ THỐNG CƠ KHÍ
Thời gian thực hiện: 15 tuần;

SME.EDU - Mẫu 6.a

Mã HP: ME4506

Mã đề: VCK04-…

Ngày giao nhiệm vụ:… /…/2021;

Ngày hoàn thành: …/…/2021

Họ và tên sv: Nguyễn Xuân Tùng

MSSV: 20187510 Mã lớp:121804 Chữ ký sv: …….

Ngày …/…/20…

Ngày …/…/20…

Ngày …/…/20…

ĐƠN VỊ CHUYÊN MÔN

NGƯỜI RA ĐỀ

CB Hướng dẫn

(ký, ghi rõ họ tên)

(ký, ghi rõ họ tên)

(ký, ghi rõ họ tên)

I.

Nhiệm vụ thiết kế: Thiết kế hệ dẫn động cho kho hàng tự độn


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510
II.

Số liệu cho trước:
1. Thời hạn phục vụ: lh = 17500 (h)
2. Đặc tính tải trọng: Va đập vừa

Cụm xe nâng:
3. Đường kính lăn bánh răng 3 d3 = 190 (mm)
4. Chiều cao xe nâng h = 312,5 (mm)
5. Chiều dài xe nâng L = 1250 (mm)
6. Vận tốc nâng Vn = 34 (m/ph)
7. Trọng lượng tối đa của xe nâng (1, 2, 3, 4, 9) Gn = 300 (kg)
Cụm xe di chuyển:

8. Trọng lượng tối đa của hàng và xe di chuyển ngang (5,6,7,8,11,12,13) Gd = 160 (kg)
9. Đường kính bánh xe 8 d8 = 150 (mm)
10. Vận tốc xe di chuyển hàng Vx = 10 (m/ph)
11. Chiều dài xe di chuyển L1 = 700 (mm)
12. Chiều dài phần đặt hàng trên xe L2 = 600 (mm)
III. Nội dung thực hiện:
1. Phân tích nguyên lý và thông số kỹ thuật
- Tổng quan về hệ thống
- Nguyên lý hoạt động
- Xác định các thành phần cơ bản và thông số/yêu cầu kỹ thuật của hệ thống
2. Tính tốn và thiết kế
- Tính tốn động học
- Tính tốn thiết kế các bộ truyền cơ khí
- Tính chọn động cơ
3. Thiết kế chi tiết và xây dựng bản vẽ lắp
- Xây dựng bản vẽ lắp 2D/3D:

hệ dẫn động xe nâng

- Xây dựng bản vẽ chế tạo 1 chi tiết


Nguyễn Xn Tùng - 20187510

LỜI NĨI ĐẦU
Ngày nay, thay vì cách lưu trữ hàng hóa thủ cơng tốn nhiều diện tích và nhân
cơng lao động, nhiều cơng ty trên thế giới trang bị hệ thống kho hàng tự động cho văn
phịng, nhà xưởng của minh,... Với cơng việc ứng dụng cơng nghệ cao trong việc cất
giữ hàng hóa, giờ đây chúng ta có thể quản lý hàng hóa của mình một cách khoa học,
có hệ thống và có tính linh hoạt cao, từ đó nâng cao hiệu quả hoạt động và giảm giá

thành hoạt động.
Cách mạng khoa học kỹ thuật phát triển, đặc biệt là trong lĩnh vực điện tử, công
nghệ thông tin đã thúc đẩy các ngành khác cùng phát triển. Xu hướng phát triển trong
lĩnh vực công nghiệp hiện nay trên thế giới là tự động hóa, linh hoạt trong sản xuất
theo hướng ứng dụng các loại xe tự động vào các hoạt động sản xuất và lưu kho. Ở
Việt Nam hiện nay, việc ứng dụng tự động hóa vào trong sản xuất đã được thực hiện
nhưng cịn rất hạn chế và mới mẻ. Những kỹ sư phải có một kiến thức thiết kế, chế
tạo các loại xe tự hành trong công nghiệp. Từ những suy nghĩ này, em đã tìm hiểu và
thực hiện đồ án:” Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động”.
Là một sinh viên cơ khí năm 3 chuyên ngành cơ điện tử, do chưa được tiếp xúc
và nghiên cứu về hướng ứng dụng này nên em đã gặp khơng ít những khó khăn khi
tiếp cận với đề tài trên. Tuy nhiên được sự hướng dẫn, chỉ bảo tận tình của thầy ThS.
Hồng Văn Bạo mà em đã một phần nào đó thực hiện được đề tài này.
Do đây là đồ án đầu tiên mà em thực hiện nên không tránh khỏi nhũng sai sót
do thiếu kinh nghiệm thực tế. Em rất mong nhận được sự chỉ bảo của các thầy cô để
đồ án của được hoàn thiện hơn.
Sau cùng em xin gửi lời cảm ơn tới thầy Hoàng Văn Bạo đã hướng dẫn chỉ bảo
và giúp đỡ, tạo điều kiện thuận lợi giúp em thực hiện đồ án.
Hà Nội, ngày

tháng

Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Xuân Tùng

năm


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

MỤC LỤC
CHƯƠNG 1. PHÂN TÍCH NGUYÊN LÝ VÀ THÔNG SỐ LỸ THUẬT ………. 1
1.1 Tổng quan hệ thống…………………………………………………………… 1
1.2 Xác định các thành phần của hệ thống dẫn động…………………………….. 2

CHƯƠNG 2. TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRONG HỆ THỐNG CƠ KHÍ ……….. 3
2.1 Tính tốn động học…………………………………………………………….3
2.2 Phân phối tỉ số truyền………………………………………………………… 9
2.3 Tính các thơng số trên các trục……………………………………………….. 9
2.4 Tính thiết kê…………………………………………………………………. 15
CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN TRỤC…………………………………………………. 31
3.1 Chọn khớp nối…………………………………………………………….… 31
3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực…………………….. 34
3.3 Xác định các lực tác dụng lên trục I………………………………………… 36
3.4 Xác định các lực tác dụng lên trục II………………………………………… 37
3.5 Xác định các lực tác dụng lên trục III……………………………………….. 39
3.6 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục……………………………. 41
3.7 Tính chọn then………………………………………………………………. 44
3.8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi……………………………………………. 47
CHƯƠNG 4. TÍNH TỐN VÀ CHỌN Ổ LĂN…………………………………… 50
4.1 Chọn ổ lăn cho trục I………………………………………………………… 50
4.2 Chọn ổ lăn cho trục II………………………………………………………... 53
4.3 Chọn ổ lăn cho trục III……………………………………………………...... 54
CHƯƠNG 5. LỰA CHỌN KẾT CẤU……………………………………………..... 57
5.1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết………………………… 57
5.2 Một số chi tiết khác………………………………………………………….. 60
5.3 Bôi trơn cho hộp giảm tốc…………………………………………………… 64
5.4 Kết cấu bánh răng……………………………………………………………. 65
5.5 Xác định và chọn các kiểu lắp……………………………………………….. 66

Nguyễn Xuân Tùng - 20187510
CHƯƠNG 6. PHÂN TÍCH ỨNG SUẤT……………………………………………. 69
TÀI LIỆU THAM KHẢO…………………………………………………………….. 72


Nguyễn Xn Tùng - 20187510

DANH MỤC HÌNH VẼ
Hình 1.1 Chuyển động nâng........................................................................................ 2
Hình 2.1 Sơ đồ hệ thống……....…………………………………………………….. 3
Hình 2.2 Sơ đồ động học............................................................................................. 4
Hình 2.3 Sơ đồ lực tác dụng lên bàn nâng ………………………………………….. 4
Hình 2.4 Sơ đồ động của hộp giảm tốc xe nâng……………………………………...12
Hình 3.1 Sơ đồ đặt lực chung………………………………………………….…...35
Hình 3.2 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục I……………………………………..37
Hình 3.3 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục II………………..…………………39
Hình 3.4 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục III…………………………….…...41
Hình 5.1. Kích thước của nút thơng hơi…………………………………………....61
Hình 5.2. Que thăm dầu dùng trong hộp giảm tốc………………………………....61
Hình 5.3: Kích thước chốt định vị……………………………………………….…62
Hình 5.4. Cấu tạo bulơng vịng của hộp giảm tốc……………………………….....62


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

DANH MỤC BẢNG
Bảng 2.1. Hiệu suất các bộ phận , bộ truyền trong cụm truyền động ........................6
Bảng 2.2. Tỉ số truyền sơ bộ của các bộ phận, bộ truyền trong cụm truyền chuyển

động………………………………………………………………………………….8
Bảng 2.3. Bảng thông số của động cơ điện đã chọn……………………………..….9
Bảng 2.4. Lập bảng thông số Động học…………………………………….…….12
Bảng 2.5 Thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ I……………………………21
Bảng 2.6 Thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ II…………………………..29
Bảng 3.1 Kết quả tính tốn hệ số an tồn đối với các tiết diện của 3 trục………….50
Bảng 5.1 Kết cầu vỏ hộp…………………………………………………………….58
Bảng 5.2 Thông số kết cấu bánh răng………………………………………………64
Bảng 5.3 Dung sai lắp ghép trên trục I………………………………………….….66
Bảng 5.4 Dung sai lắp ghép trên trục II……………………………………………..67
Bảng 5.5 Dung sai lắp ghép trên trục III……………………………………….……68


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

CHƯƠNG 1. PHÂN TÍCH NGUYÊN LÝ VÀ THÔNG SỐ LỸ THUẬT
1.1 Tổng quan hệ thống
Hệ gồm có 3 thành phần chuyển động độc lập chính bao gồm cơ cấu nâng (1),
chuyển động tịnh tiến của xe (2) và các con lăn chuyển hàng (3).
Có thể hình dung ra được quá trình làm việc của hệ như sau: Đầu tiên xe lấy
hàng và được nâng hoặc hạ đến dãy (tầng) được yêu cầu thông qua bộ phận nâng
(1), tiếp đó xe di chuyển vào kho thơng 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).
Các thông số quan trọng của hệ thống:
1. Thời hạn phục vụ l h = 17500 (h)
2. Đặc tính tải trọng: va đập vừa
Cụm xe nâng:
3. Đường kính lăn bánh răng d 3 = 190 (mm)
4. Chiều cao xe nâng:

h

= 312,5 (mm)

5. Chiều dài xe nâng: L = 1250 (mm)
6. Vận tốc nâng: V n = 34 (m/ph)
7. Trọng lượng tối đa của xe nâng Gn = 300 (kg)
Cụm xe di chuyển:
8. Trọng lượng tối đa của hàng và xe Gd = 160 (kg)
9. Đường kính bánh xe d s = 150 (mm)
10. Vận tốc xe di chuyển hàng Vx = 10 (m/ph)
11. Chiều dài xe di chuyển L1 = 700 (mm)
12. Chiều dài phần đặt hàng trên xe L 2 = 600 (mm)

1


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

1.2 Xác định các thành phần của hệ thống dẫn động
Hệ có 2 thành phần độc lập, tách biệt nhau, bao gồm hệ thống nâng hạ sử dụng
bàn nâng và xe chở hàng.
Hệ thống con lăn và cơ cấu giữ xe nâng
Hệ bao gồm:
- 1 động cơ
- 1 hộp số 2 cấp
- 2 thanh răng được gắn với 2 cột dẫn hướng cố định
- 2 bánh răng nằm trên trục ra của hộp số và liên kết với thanh răng
- 6 bánh xe có nhiệm vụ tỳ và dẫn hướng cho cơ cấu
- khung xe và các khớp nối

 Hệ thống có nhiệm vụ nâng và hạ xe tới ray dẫn để đi vào kho.

Nguyên lý hoạt động:
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 vào động cơ.
Việc dừng và khống chế hành trình của giá
nâng phụ thuộc vào các cảm biến và cơng tắc
hành trình đặt dọc theo các ray dẫn hướng.

Hnh 0.1. Chuyển động nâng

2


Nguyễn Xn Tùng - 20187510

CHƯƠNG 2. TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRONG HỆ THỐNG CƠ KHÍ
2.1 Tính tốn động học
Chọn động cơ điện:
 Cần xác định:
- Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc (kW)
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb (vg/ph) hoặc tốc độ đồng hồ của
động cơ ndb (vg/ph)
- Tỉ số momen mở máy: Tmm /T ( nếu cần)
 Kết quả:

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

Sơ đồ động học của hệ thống xe

Hnh 2.1. Sơ đồ hệ thống

3


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

Hnh 2.2. Sơ đồ động học

Hnh 2.3. Sơ đồ lực tác dụng lên bàn nâng

4


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

2.1.1. Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ điện

Công suất yêu cầu trên trục động cơ điện: Pyc = 𝑃𝑙𝑣 /𝜂𝑐 (kW)

(1.1)

Trong đó: Pyc - là công suất yêu cầu trên trục động cơ điện
Plv - là công suất trên bộ phận máy công tác ( trục của bộ phận làm

việc )

𝜂𝑐 - là hiệu suất chung của tồn cụm

 Xác định cơng suất trên trục máy công tác:
Cụm nâng của kho hàng có hai q trình cần quan tâm là q trình nâng và quá trình
hạ
Các lực cản:
-

-

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).

Lực phát động:
- 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
nhưu 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
- Quá trình nâng: Fc,n = Fms,n + Gn + Gd

- Quá trình hạ: Fc,h = - Fms,h + Gn + Gd

(1.2a)
(1.2b)

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.
Lực ma sát: Fms = f1 . N
5


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

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: N = [Gn . L/2 + Gd . L] / h
Suy ra: Fms = f1 . [Gn . L/2 + Gd . L] / h

với hệ số ma sát f1 = 0,05 (thép – thép).

Cơng suất có ích trên trục bộ phận cơng tác: Plv,n =

𝐹𝑐,𝑛 . 𝑉𝑛
60.1000

(kW)

(1.3a)

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

Plv = Plv.n / (𝜂𝑡𝑟 . 𝜂𝑜𝑡𝑟 ) =

𝐹𝑐,𝑛 . 𝑉𝑛

60.1000.(𝜂𝑡𝑟 .𝜂𝑜𝑡𝑟 )

(kW)

(1.3b)

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 hiệu suất chung của cụm truyền động:
𝜂𝑐 = 𝛱 𝜂𝑘𝑖

(1.4a)

Trong đó: 𝜂𝑖 – là hiệu suất của chi tiết hoặc bộ truyền thứ i
K - là số chi tiết hay bộ truyền thứ i đó

Với sơ đồ bố trí hệ dẫn động như đề bài, ta có:
3
. 𝜂2𝑏𝑟
𝜂𝑐 = 𝛱 𝜂𝑘𝑖 = 𝜂𝑘2 . 𝜂𝑜𝑙

(1.4b)

Bảng 2.1. Hiệu suất các bộ phận , bộ truyền trong cụm truyền động

Tên gọi

Kí hiệu Số lượng
𝜂𝑘

Hiệu suất khớp nối
Hiệu Suất 1 cặp ổ lăn
Hiệu suất 1 cặp bánh răng

𝜂𝑜𝑙

𝜂𝑏𝑟

Giá trị chọn

2

1

3

0,995

2

0,97

Ghi chú

 Tính cơng suất yêu cầu trên trục động cơ:

𝜂𝑐 = 1 . 0,9953 . 0,972 = 0,927
2

Fms,n =

0,05 . (300

1250
. 2

+160.1250)

312,5

Fc,n = 62 + 300 +160 = 522

(theo 1.4b)
= 62
( theo 1.2a)
6


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510
522.34.10

= 3,2 (kW) , với chọn 𝜂𝑡𝑟 = 0,93 , 𝜂𝑜𝑡𝑟 = 0,99 ,
60.1000.0,99.0,93
gia tốc trọng trường g=10(m/𝑠 2 )
( theo 1.3b)

Plv =

3,2

Pyc = 0,972 = 3,45 (kW)

Suy ra:

(theo 1.1)

2.1.2. Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ hoặc tốc độ đồng bộ của động cơ
cần
Tốc độ quay sơ bộ động cơ cần có: nđc,sb = nlv . usb

(1.5)

Trong đó: nđc,sb - là số vịng quay sơ bộ mà động cơ cần có
nlv – là tốc độ quay của trục máy công tác
usb – là tỉ số truyền sơ bộ của cụm
 Xác định tốc độ quay trên trục bộ phận công tác:
𝑣

Công thức chung: nlv = 𝜋 . 𝑑𝑛

3

Trong đó: 𝑣𝑛 – là vận tốc nâng (m/ph)

(1.6a)

𝑑3 – là đường kính lăn (m)

Với vận tốc nâng 𝑣𝑛 (m/ph); đường kính lăn 𝑑3 (mm)
nlv =

1000 . 𝑣𝑛
𝜋 . 𝑑3

 Xác định tỷ số truyền chung của cụm
Cơng thức chung:

𝑢𝑠𝑏 = 𝛱 𝑢𝑖,𝑠𝑏

Trong đó : 𝑢𝑖,𝑠𝑏 – là tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền thứ i;

(1.7a)

Với sơ đồ cụm đã cho, ta có:

𝑢𝑠𝑏 = 𝛱 𝑢𝑖,𝑠𝑏 = 𝑢𝑘1 . 𝑢𝑏𝑟1,𝑠𝑏 . 𝑢𝑏𝑟2,𝑠𝑏 . 𝑢𝑘2

(1.7b)

Với 𝑢𝑏𝑟1,𝑠𝑏, 𝑢𝑏𝑟2,𝑠𝑏 lần lượt là tỉ số truyền sơ bộ của bánh răng cấp nhanh (
cấp 1) và bộ truyền bánh răng cấp chậm ( cấp 2) trong cụm; 𝑢𝑘1 , 𝑢𝑘1 lần lượt là tỉ
7


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

số truyền từ của khớp nối từ trục động cơ sang trục vào của HGT và của khớp nối
từ trục ra của HGT sang trục bộ phận công tác.
Bảng 2.2. Tỉ số truyền sơ bộ của các bộ phận, bộ truyền trong cụm truyền chuyển
động
Tên gọi

Kí hiệu

Tỉ số truyền khớp nối từ
trục động cơ sang trục vào
của HGT
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

Số lượng

Giá trị chọn

1

1

𝑢𝑏𝑟1,𝑠𝑏

1

4

𝑢𝑏𝑟2,𝑠𝑏

1

3,5

𝑢𝑘2

1

1

𝑢𝑘1

Ghi chú

 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ hoặc tốc độ đồng bộ của động
cần
nlv =

34 .1000
𝜋 .190

= 56,99(vg/ph)

𝑢𝑠𝑏 =8. 1 . 1 . 8 = 14

Suy ra:

nđc,sb = 56,99 . 14 = 797,86(vg/ph)

Vậy, chọn

(theo 1.5)

=> nsb = 1000 (vg/ph)

2.1.3 Chọn động cơ điện
Động cơ điện thỏa mãn:

𝑃𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑦𝑐
𝑛𝑑𝑐 ≅ 𝑛𝑦𝑠𝑏
{
𝑇𝑚𝑚 /𝑇 ≥ 𝑇𝑚𝑚 /𝑇( 𝑛ế𝑢 𝑐ầ𝑛)

 Chọn được loại động cơ là:

3K132Ma6
8


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

Bảng 2.3. Bảng thông số của động cơ điện đã chọn
Kí hiệu động cơ

3K132Ma6

𝑃𝑑𝑐

(kW)

𝑛𝑑𝑐

(vg/ph)

𝑇𝑘 /𝑑𝑛

𝑇𝑚𝑎𝑥 /𝑇

𝑑𝑑𝑐

(mm)

𝑚𝑑𝑐

4

975

2,0

2,2

38

72

(kg)

2.2. Phân phối tỉ số truyền
 Tỉ số truyền chung của cụm:

𝑢𝑐 = 𝑛đ𝑐 /𝑛𝑙𝑣
= 17,11
(1.8)
Trong đó: nđc - là tốc độ quay của động cơ đã chọn được (trong bảng trên )
nlv – là tốc độ quay trên trục công tác đã xác định ở trên ( ct 1.6b)
 Phân phối tỉ số truyền chung cho các bộ truyền trong hộp:
Công thức chung:

𝑢𝑐 = 𝛱 𝑢𝑖

(1.9a)

Với ui là tỉ số truyền bộ thứ i trong cụm

𝑢𝑐 = 𝛱 𝑢𝑖 = 𝑢𝑘1 . 𝑢𝑏𝑟1 . 𝑢𝑏𝑟2 . 𝑢𝑘2

(1.9b)

Do uk1 = uk2=1 nên tiến hành phân uc cho 𝑢𝑏𝑟1 , 𝑢𝑏𝑟2 dựa vào tiêu chí: theo
yêu cầu gọn nhẹ
2
=> ubr2 = √𝑢𝑐 /1,25 = 3,70

- Lấy ubr1 = 1,25 . ubr2 . ubr2 = 1,25 . 𝑢𝑏𝑟2
- Suy ra ubr1 = uc/ubr2 = 1,25 . ubr2 = 4,63

2.3. Tính các thơng số trên các trục
2.3.1. Tỉ số truyền
Hộp giảm tốc 1 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):
uđcI = uk = 1
- Tỉ số truyền từ trục I sang trục II của HGT: uIII = ubr1 = 4,63
- Tỉ số truyền từ trục II sang trục III của HGT: uIIIII = ubr2 = 3,70
9


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

- Tỉ số truyền từ trục III ( trục ra của hộp giảm tốc) sang trục bộ phận
công tác ( trục của bộ phận làm việc): uIIIlv = uk = 1
2.3.2. 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:
ni = 𝑛

𝑛𝑖−1

(𝑖−1)→𝑖

(vg/ph)

(1.10)

Cụ thể, với sơ đồ truyền động: Động cơ => trục I ( trục vào của HGT ) => trục II (
trục ra của HGT) => trục bộ phận cơng tác:
Trình tự: nđc => nII => nIII => nlv,t
- Tốc đôh quay trên trục động cơ: nđc = 975
- Tốc độ quay trên trục I ( trục vào của HGT): nI =
=975 (vg/ph)
- Tốc độ quay trên trục II: nII = 𝑛
- Tốc độ quay trên trục III: nIII =

𝑛𝐼

𝑛𝐼

975

𝑛đ𝑐

𝑛đ𝑐→𝐼

𝑢𝑏𝑟1
4,54
𝑛𝐼𝐼
𝑛𝐼𝐼
214,76
=
= 3,78
𝑛𝐼𝐼→𝐼𝐼𝐼
𝑢𝑏𝑟2
𝑛𝐼𝐼𝐼

𝐼→𝐼𝐼

=

=

- Tốc độ quay trên trục bộ phận cơng tác: nlv,t =
=56,81 (vg/ph)

=

𝑛đ𝑐

𝑢𝑘1

=

975
1

= 214,76(vg/ph)

𝑢𝐼𝐼𝐼→𝑙𝑣

=56,81(vg/ph)
=

𝑛𝐼𝐼𝐼

𝑢𝑘2

=

56,81
1

2.3.3. Tính công suất trên các trục
Xuất phát từ công suất trên trục bộ phận cơng tác, tiến hành tính cơng suất cho các
trục phía trước nó theo cơng thức:
ni-1 = 𝜂

𝑃𝑖

(𝑖−1)→𝑖

(kW)

(1.11)

Cụ thể, với sơ đồ truyền động: Động cơ => trục I ( trục vào của HGT ) => trục II (
trục ra của HGT) => trục bộ phận cơng tác:
Trình tự : Plv => PIII => PII => PI => Pđc,t
- Công suất trên trục bộ phận công tác: Plv = 3,2 (kW)
- Công suất trên trục III ( trục ra của HGT ):
𝑃
𝑃
3,2
PIII = 𝑙𝑣 = 𝑙𝑣 = = 3,2 (kW)
𝜂𝐼𝐼→𝑙𝑣

𝜂𝑘2

1

- Công suất trên trục II ( trục ra của HGT ):
10


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510
𝑃
3,2.0,97 = 3,32 (kW)
PII = 𝐼𝐼𝐼 = 𝑃𝐼𝐼𝐼 = 0,995
𝜂
𝜂
.𝜂
𝐼𝐼
→
𝐼𝐼𝐼
𝑜𝑙
𝑏𝑟2
- Công suất trên trục I ( trục vào của HGT ):

PI =

𝑃𝐼𝐼

𝜂𝐼→𝐼𝐼

=

𝑃𝐼𝐼

𝜂𝑜𝑙.𝜂𝑏𝑟1

3,32
0,995.0,97

=

= 3,44(kW)

- Công suất trên trục động cơ ( thực cần – khác với công suất danh
3,44
𝑃
𝑃
nghĩa của động cơ): Pđc,t = 𝐼 = 𝜂 .𝜂𝐼 = 0,995.1 = 3,46(kW)
𝜂đ𝑐→𝐼

𝑜𝑙 𝑘1

Công suất trên trục một bên của trục III( trục ra của HGT ): P’III =
=1,6(kW)
Cơng suất trên một trục cơng tác ( có 2 trục 2 bên ): P’lv =
2.3.4. Tính momen xoắn trên các trục

𝑃𝑙𝑣
2

=

𝑃𝐼𝐼𝐼

3,2
2

2

=

3,2
2

= 1,6(kW)

Sau khi đã có cơng suất và tốc độ quay, ta tính momen xoắn trên các trục theo công
𝑃
(1.12)
thức:
Ti = 9,55 . 106 . 𝑛 𝑖 (Nmm)
Tđc,t = 9,55 . 106 .
TI =9,55 . 106 .

𝑃đ𝑐,𝑡
𝑛đ𝑐

= 9,55 . 106 .

= 9,55 . 106 .

𝑃1

𝑛1

TII = 9,55 . 106 .

𝑖

3,44

= 9,55 . 106 .

𝑃2

𝑛2

3,46

975

975

= 33890,26 (Nmm)

= 33694,36 (Nmm)

3,32

214,76

= 147634,57 (Nmm)

TIII = 9,55 . 106 . 𝑛3 = 9,55 . 106 . 56,81 = 537933,46 (Nmm)
3,2

𝑃

3

Tlv,t = 9,55 . 106 . 𝑛 𝑙𝑣 = 9,55 . 106 .
𝑃

𝑙𝑣,𝑡

T’III =
T’lv,t =

𝑇𝐼𝐼𝐼
2

=

𝑇𝑙𝑣,𝑡
2

537933,46

=

2

= 537933,46 (Nmm)

= 268966,73 (Nmm)

537933,46
2

3,2

56,81

= 268966,73 (Nmm)

11


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

Bảng 2.4. Lập bảng thông số Động học
Trụ đ/c

Trục I

Trục II

Trục III

Trục
Thông số

TST – U

1

4,63

3,70

Trục B phân
công tác
1

Tốc độ
quay n

975

975

214,76

56,81

56,81

Công suất P

3,46

3,44

3,32

3,20

3,20

1,60

1,60

537933,46

537933,46

268966,73

268966,73

Momen
Xoắn

33890,26

33694,36

147634,57

Hộp giảm tốc được chia ra làm hai cấp truyền nhanh và chậm (có thể có thêm
một bước trung gian ở giữa), bắt đầu từ trục chủ động cấp nhanh là trục I đến trục bị

động cấp nhanh là trục II, tiếp đó trục III là cấp truyền chậm.

Hnh 0.4 Sơ đồ động của hộp giảm tốc xe nâng

Chọn bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng:

12


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

- Chọn vật liệu bánh răng nhỏ là thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB=200, giới hạn
bền và giới hạn chảy lần lượt là  b1  750,  ch1  450 (Mpa)
- Vật liệu bánh răng lớn là thép 45 thường hóa với độ rắn HB=190,
 b 2  600,  ch 2  340 (Mpa)

Xác định ứng suất cho phép:
- ứng suất tiếp xúc cho phép: [ H ] 
- ứng suất uốn cho phép: [ F ] 

 F0 lim
SF

 0H lim
SH

. ZR ZV KxH KHL

YRYS K xF K FC K FL

(1.13)
(1.14)

Trong đó:
Z R - hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc
ZV - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K xH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K xF - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
K FC - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, lấy bằng 0,7 do đặt tải 2 chiều
(Trong q trình tính tốn sơ bộ, lấy các hệ số trên bằng 1)
K HL , K FL - hệ số tuổi thọ, xét bởi thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền
SH, SF
- hệ số an toàn
0
0
 H lim , F lim - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ uốn cơ sở
Tra bảng 6.2[1]
- Bánh răng chủ động:
S H 1  1,1 ; S F 1  1,75 ,  0H lim1  2 HB1  70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa),

 0F lim1  1,8 HB1 = 1,8.200 = 360 (MPa).

- Bánh răng bị động:
S H 1  1,1 ; S F 1  1,75 ,  H0 lim 2  2HB2  70 = 2.190 + 70 = 450 (MPa),

13

Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

 0F lim 2  1,8 HB2 = 1,8.190 = 342 (MPa)
K HL  mH

NHO
N
và K FL  mF FO với mH , mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về
N HE
N FE

ứng suất tiếp xúc và uốn, do bánh răng có HB<350 nên m H  m F  6
- N HO, N FO là số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp và ứng suất uốn
N HO 1  30HB2,4
 107 ;
1

N HO 2  30HB2,4
 0,88.107 ;
2

N FO  4.106

- N HE , N FE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh nên N HE  N FE  60cnt , trong đó c, n, t Σ lần lượt là số lần ăn khớp trong
một vòng quay, tốc độ quay và tổng thời gian làm việc.
N HE1 = 60 . 1 . 975 . 17500 = 1023,8 . 106
N HE 2 = 60 . 1 . 215 . 17500 = 225,8 . 106

Do N HE  N HO ;N FE  N FO nên lấy K HL  K FL = 1

sơ bộ lấy các hệ số 𝑍𝑅
𝑍𝑅. 𝑍𝑉
𝑍𝑉. 𝐾𝑥
𝐾𝑥𝐻
𝐻 = 1 và 𝑌𝑅. 𝑌𝑆. 𝐾𝑥
𝐾𝑥𝐹
𝐹=1
KFC = 0,7 do đặt tải hai phía

Thay số vào cơng thức 1.13 và 1.14
[𝜎𝐻1 ] =
[𝜎𝐻2 ] =
[𝜎𝐹1 ] =
[𝜎𝐹2 ] =

470
1,1

450
1,1

360

1,75
342

1,75

.1= 427,27 (Mpa)

.1 = 409,10 (MPa)
.0,7 = 144 (Mpa)
.0,7 = 136,8 (Mpa)

Do là truyền động bánh răng trụ răng thẳng nên [ H ]  min([ H 1 ],[ H 2 ])
 409,1( MPa)
ứng suất tải cho phép: [𝜎𝐻 ]max = 2,8 . 𝜎𝑐ℎ = 2,8 . 340 = 952 (MPa)

ứng suất uốn cho phép: [𝜎𝐹1 ]max = 0,8 . 𝜎𝑐ℎ1 = 0,8 . 450 = 360 (MPa)
[𝜎𝐹2 ]max = 0,8 . 𝜎𝑐ℎ2 = 0,8 . 340 = 272 (MPa)

14


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

2.4. Tính thiết kê
2.4.1. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ I
Thơng số

Kí
hiệu
chung

Kí hiệu

Đơn vị

Giá trị

Tỉ số truyền

u

u12

Tốc độ quay chủ
động

n

n1

(vg/ph)

975

Tốc độ quay bị
động

n

n2

(vg/ph)

214,76

Công suất trên
trục chủ động

P

P1

(kW)

3,44

Công suất trên
trục bị động

P

P2

(kW)

3,32

Momen trên trục
chủ động

T

T1

(Nmm)

33694,36

Momen trên trục
bị động

T

T2

(Nmm)

147634,57

Thời gian phục
vụ

Lh

Lh

(giờ)

17500

Ghi chú

4,63

Xác định khoảng cách trục sơ bộ:
aw = Ka. (u12 +1) √
3

Trong đó:

𝑇1 .𝐾𝐻𝛽

[𝜎𝐻 ]2 𝑢12 𝛹𝑏𝑎

- K a, K d - hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng, ứng với vật liệu đã chọn
ở trên tra bảng 6.5 chọn giá trị là K a = 49,5; K d = 77( MPa1/3 )
- TI

- momen xoắn trên trục bánh chủ động (N.mm)
15


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

-  ba 

bw
, với bw là chiều rộng vành răng, tra bảng 6.6, chọn 𝛹 = 0,3;
𝑏𝑎
aw

𝛹𝑏𝑑 = 0,53. 𝛹𝑏𝑎 . (𝑢12 + 1) = 0,90

- K H ,K F - hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.7, do  bd có giá trị giữa 0,8 và 1 nên chọn được K H  , K F  là
1,05 và 1,1

Thay số vào biểu thức, tìm được 𝑎𝑤 = 49,5. (4,63 +1) √
[409,1]2 4,63 .
3

(mm), lấy 𝑎𝑤𝑠𝑏 = 150 (mm)

33694,36 . 1,05

0,3

=148,79

2.4.2. Xác định các thông số ăn khớp
2.4.2.1. Xác định môdun

Modun m = (0,01 ÷ 0,02) awsb = 1,50 ÷ 3 theo bảng 6.8[1], chọn m12 =
2,5(mm)
2.4.2.2. Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
- Xác định số răng:
Bánh nhỏ: Z1 = 𝑚 .

2𝑎𝑤
(𝑢12 +1)

=

2 . 150

2,5 . (4,63+1)

= 21,31 lấy Z1 = 21

Bánh Lớn: Z2 = u12 . Z1 = 21 . 4,63 = 97,23 lấy Z2 = 97
- Tỉ số truyền thực tế: U12 =

Sai số tỉ số truyền ∆u12 =

4,63−4,62
4,63

Z2

Z1

=

= 0,22%

97
21

= 4,62

- Xác định lại khoảng cách trục:
aw12 =

𝑚.(Z1+ Z2)
2𝑐𝑜𝑠𝛽

=

2 ,5 . ( 21+97)
2

= 147,5(mm) suy ra lây awtl12 = 150mm

- Hệ số chỉnh dịch:
Theo ct6.22[1]: y = awtl12/m – 0,5(Z1 + Z2) = 150/2,5 – 0,5(21+97) = 1
Theo ct6.23[1]: ky = 1000y/Zt = 1000.1/(21+97) = 8,47
Theo bảng 6.10a[1] tra được kx = 0,445 , do đó theo ct6.24 hệ số giảm đỉnh răng
16


Nguyễn Xuân Tùng - 20187510

∆𝑦 = kxZt / 1000 = 0,445 . (21+97) / 1000 = 0,05

Theo ct6.25[1] tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y+∆𝑦 = 1 + 0,05 = 1,05
Theo ct6.26[1], hệ số dịch chỉnh của bánh 1:

x1 = 0,5[xt – (Z2 – Z1) .y/Zt] = 0,5[1,05– (97– 21) .(1/(21+97))] = 0,20
x2 = xt – x1 = 1,05 – 0,20 = 0,85
- Xác định góc ăn khớp:
Cos𝛼𝑡𝑤12 =

(𝑍1+𝑍2) . 𝑚12 .𝑐𝑜𝑠𝛼

 𝛼𝑡𝑤12 = 20

2𝛼𝑤12

=

(27+125).2,5 .𝑐𝑜𝑠20
2 . 190

= 0,9397

Đường kính vịng lăn của bánh răng:
dw1 =

2𝑎𝑤𝑡𝑙12
𝑢12 +1

=

2.150

4,62+1

= 53,38(mm)

dw2 = 2awtl12 – dw1 = 2.150 – 53,38= 246,62(mm)
Đường kính chia:
d1 = m12 . Z1 = 2,5 . 21= 52,5 (mm)

d2 = m12 . Z2 = 2,5 . 97 = 242,5(mm)

Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m12 = 52,5+ 2.2,5 = 57,5(mm)

da2 = d2 + 2m12 = 242,5 + 2.2,5 = 247,5(mm)
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m12 = 52,5 – 2,5.2,5 = 46,25(mm)
df2 = d2 – 2,5.m12 = 242,5 – 2,5.2,5 = 236,25(mm)
Đường kính cơ sở:

db1 = d1 . 𝑐𝑜𝑠𝛼 = 52,5. cos20 = 49,33(mm)

17