Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh nền công nghiệp chế tạo máy tại các quốc gia đang phát triển đóng vai trò then chốt trong chuỗi cung ứng cơ khí toàn cầu, máy công cụ cắt gọt kim loại chiếm tới hơn 65% tổng số thiết bị gia công cơ bản tại các xưởng sản xuất và cơ sở gia công phụ trợ. Đặc biệt, dòng máy tiện ren vít vạn năng vẫn là thiết bị cơ sở không thể thay thế nhờ tính đa năng, khả năng gia công linh hoạt từ mặt trụ ngoài, mặt trụ trong, mặt côn, mặt định hình cho tới các hệ ren phức tạp.

Vấn đề kỹ thuật cốt lõi đặt ra trong các dòng máy tiện truyền thống là hiện tượng rung động cộng hưởng từ hộp tốc độ truyền trực tiếp lên trục chính, làm suy giảm nghiêm trọng độ nhám bề mặt gia công ($Ra > 3.2\ \mu\text{m}$) và giảm tuổi thọ ổ trục. Đồng thời, kết cấu xích động học phức tạp thường gây tổn hao công suất trên các trục trung gian và sai số bước tiến khi cắt ren tiêu chuẩn. Đồ án tập trung nghiên cứu, thiết kế động học và kết cấu máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung dựa trên cơ sở phân tích máy chuẩn T6M16 và đối sánh với máy 1A616.

Mục tiêu cụ thể của dự án:

  1. Thiết kế động học hộp tốc độ (HTĐ): Xây dựng chuỗi truyền động với $Z = 12$ cấp tốc độ, phạm vi điều chỉnh vòng quay $n = 22.4 \div 1000\text{ vòng/phút}$, công bội tiêu chuẩn $\phi = 1.41$, hạn chế sai số vòng quay thực tế $\Delta n \le \pm 2.5%$.
  2. Tối ưu hóa bố trí không gian (PAKG): Ứng dụng giải pháp tách rời hộp tốc độ và hộp trục chính (HTC) nối bằng bộ truyền đai nhằm triệt tiêu rung động cưỡng bức truyền đến trục chính.
  3. Thiết kế xích truyền động chạy dao (HCD): Xây dựng hộp chạy dao tích hợp nhóm cơ sở di trượt ($i_{cs}$) 5 cấp và cơ cấu Mean gấp bội ($i_{gb}$) 4 cấp, cung cấp 80 cấp bước tiến, cắt chính xác 3 hệ ren: Ren Quốc tế (Hệ mét: $0.5 \div 9\text{ mm}$), Ren Anh ($38 \div 2\text{ ren/inch}$), và Ren Môđun ($m = 0.5 \div 9\text{ mm}$).
  4. Tính toán động lực học và sức bền: Xác định công suất động cơ chính $P = 4.5\text{ kW}$, tính toán modul, kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của hệ thống bánh răng theo tiêu chuẩn cơ khí.

Phạm vi giới hạn của thiết kế: Áp dụng cho dòng máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung gia công chi tiết đường kính tối đa qua bàn trượt $\varnothing 175\text{ mm}$, qua thân máy $\varnothing 320\text{ mm}$, khoảng cách hai mũi tâm $710\text{ mm}$, chiều dài tiện hữu ích $700\text{ mm}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Quá trình khảo sát máy chuẩn cỡ trung trong sản xuất cơ khí phân loại các giải pháp động học thành ba nhóm thiết kế điển hình:

Tiêu chí kỹ thuật Máy chuẩn T6M16 (Lựa chọn) Máy đối sánh 1A616 Dòng máy tiện CNC hiện đại (CK6140)
Công suất động cơ ($P$) $4.5\text{ kW}$ $4.0\text{ kW}$ $5.5\text{ kW}$ (Động cơ servo/biến tần)
Kết cấu cụm trục chính Hộp tốc độ tách rời Hộp trục chính Cụm hộp tốc độ liền khối trục chính Dẫn động trực tiếp (Direct drive / Belt)
Số cấp tốc độ ($Z$) 12 cấp cơ khí 21 cấp cơ khí Vô cấp ($100 \div 3000\text{ vòng/phút}$)
Phạm vi tốc độ ($n$) $22.4 \div 1000\text{ vòng/phút}$ $9 \div 1800\text{ vòng/phút}$ $50 \div 2500\text{ vòng/phút}$
Khả năng cắt ren Mét, Anh, Môđun Mét, Anh, Môđun, Pitch Lập trình số nội suy G-code
Rung động truyền tới trục Thấp (Được lọc qua bộ truyền đai) Trung bình - Cao Rất thấp
Chi phí chế tạo & bảo trì Thấp - Trung bình (Dễ nội địa hóa) Trung bình Rất cao

Phân tích ưu tiên yêu cầu thiết kế theo mô hình MoSCoW:

  • Must have (Bắt buộc): Hộp tốc độ 12 cấp, công bội tiêu chuẩn $\phi = 1.41$, bảo đảm phạm vi điều chỉnh $R_n = 44.64$; Hộp trục chính độc lập; Hệ thống bánh răng di trượt 5 cấp kết hợp cơ cấu Mean 4 cấp.
  • Should have (Nên có): Cơ cấu quá tải tự động ngắt xích truyền khi mômen cắt vượt ngưỡng cho phép; Cơ cấu đảo chiều trục vít me bằng vấu chuyển đổi.
  • Could have (Có thể có): Cơ cấu chia tỷ số truyền trực tiếp cho xích tiện ren bước chính xác cao.
  • Won't have (Chưa áp dụng đợt này): Hệ thống điều khiển tốc độ vô cấp bằng biến tần điện tử hoặc cụm động cơ Servo tích hợp.

Thiết kế hệ thống

1. Phương án không gian (PAKG) và Phương án thứ tự (PATT)

Cấu trúc hệ thống truyền động thỏa mãn phương trình phân tích: $$Z = 12 = 3 \times 2 \times 2$$

Số trục tối thiểu: $$S_{tr} = x + 1 = 3 + 1 = 4\text{ trục}$$

Tổng số bánh răng tham gia truyền động: $$S_{br} = 2 \times (3 + 2 + 2) = 14\text{ bánh răng}$$

Chiều dài sơ bộ của cụm hộp giảm tốc: $$L = \sum b + \sum f = (14 \times 15) + (16 \times 12) = 402\text{ mm}$$

Trong 6 phương án thứ tự khả dĩ, phương án tối ưu được chọn là PATT: $[I] - [II] - [III]$ với lượng mở tương ứng $(1)[3][6]$. Lưới kết cấu hình rẻ quạt đối xứng giúp các tỷ số truyền biến thiên tuần tự, giảm tải động học và duy trì vận tốc vòng của bánh răng trong phạm vi cho phép.

          \     / \     /
           \   /   \   /  Nhóm I: [1] (3 tỷ số truyền: i1, i2, i3)
            \ /     \ /
             |       |
             |       |    Nhóm II: [3] (2 tỷ số truyền: i4, i5)
             |       |
            /         \
           /           \  Nhóm III: [6] (Biến hình trực tiếp / gián tiếp)
          /             \

Nhằm loại bỏ hiện tượng tỷ số truyền quá nhỏ ở nhóm cuối ($i_{\min} = \frac{1}{\phi^6} = \frac{1}{8} < \frac{1}{4}$ vi phạm điều kiện làm việc của bánh răng ăn khớp), thiết kế áp dụng phương án biến hình không gian lần 2: $$Z_0 = 1 \times 3 \times 2 \times 1 \times (1 + 1 \times 1)$$

Hệ thống phân tách thành hai đường truyền độc lập vào trục chính:

  • Đường trực tiếp (Tốc độ cao - 6 cấp): Trục I $\to$ II $\to$ III $\to$ IV $\to$ V $\to$ Trục chính VII ($n = 180, 250, 355, 500, 710, 1000\text{ vòng/phút}$).
  • Đường gián tiếp (Tốc độ thấp - 6 cấp): Trục I $\to$ II $\to$ III $\to$ IV $\to$ V $\to$ Trục trung gian VI $\to$ Trục chính VII ($n = 22.4, 31.5, 45, 63, 90, 125\text{ vòng/phút}$).

2. Thiết kế hộp chạy dao (HCD)

Phương trình xích động học cắt ren tổng quát: $$1\text{ vòng trục chính} \times i_{cđ} \times i_{tt} \times i_{cs} \times i_{gb} \times t_x = t_p$$

Trong đó:

  • $i_{cđ} = \frac{29}{58} = \frac{1}{2}$: Tỷ số truyền cố định.
  • $i_{tt}$: Tỷ số truyền nhóm bánh răng thay thế:
    • Cắt ren Hệ mét: $i_{tt} = \frac{60}{65} \times \frac{65}{45} = \frac{60}{45}$
    • Cắt ren Hệ Anh: $i_{tt} = \frac{87}{30} \times \frac{60}{45}$
    • Cắt ren Hệ Môđun: $i_{tt} = \frac{60}{45} \times \frac{127}{Z}$ ($Z = 55, 70, 75, 90, 95$)
  • $i_{cs}$: Nhóm cơ sở bánh răng di trượt 5 cấp: $\frac{26}{52}, \frac{30}{48}, \frac{27}{36}, \frac{21}{24}, \frac{27}{24}$.
  • $i_{gb}$: Nhóm gấp bội cơ cấu Mean 4 cấp: $2, 1, \frac{1}{2}, \frac{1}{4}$.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán (Methodology)

Quy trình thiết kế tuân thủ tiêu chuẩn cơ khí chế tạo máy TCVN và GOST:

  1. Phân tích động học: Giải tích mạng phân phối tỷ số truyền, vẽ đồ thị vòng quay và tính toán sai số $\Delta n$.
  2. Động lực học hệ dẫn động: Xác định công suất cắt gọt $N_z$, tổn thất ma sát trên các ổ lăn và cặp bánh răng ăn khớp, chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc ($P = 4.5\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $n_{đc} = 1440\text{ vòng/phút}$).
  3. Tính toán sức bền chi tiết: Xác định ứng suất uốn cho phép $[\sigma]_u$, ứng suất tiếp xúc $[\sigma]_H$ theo vật liệu Thép $40\text{Cr}$ tôi cải thiện đạt độ cứng $HRC\ 45 \div 50$. Kiểm nghiệm mô men uốn xoắn tương đương trên các trục I, II, III, IV, V, VI, VII.

Triển khai và kết quả (Implementation & Results)

Quy trình tính toán động học và kết cấu

Thuật toán tính toán số răng hệ thống bánh răng thỏa mãn điều kiện khoảng cách trục không đổi và số răng nhỏ nhất $Z_{\min} \ge 17$ được lập trình mô phỏng kiểm chứng:

def calculate_gear_pairs(ratio_fraction, module, center_distance):
    """
    Xác định số răng Z1, Z2 cho cặp bánh răng ăn khớp
    Đảm bảo: Z1 + Z2 = 2 * center_distance / module
    """
    total_teeth = int((2 * center_distance) / module)
    fx, gx = ratio_fraction
    
    # Tính toán số răng theo tỷ số truyền tối ưu
    z1 = int(round((fx / (fx + gx)) * total_teeth))
    z2 = total_teeth - z1
    
    actual_ratio = z1 / z2
    assert z1 >= 17 and z2 >= 17, f"Cảnh báo: Hiện tượng cắt chân răng (Z < 17): Z1={z1}, Z2={z2}"
    return z1, z2, actual_ratio, total_teeth

# Áp dụng cho Nhóm I: Khoảng cách trục chuẩn A = 108mm, Module m = 2mm -> Tổng Z = 108
gear_i1 = calculate_gear_pairs((7, 20), module=2, center_distance=108) # (28, 80)
gear_i2 = calculate_gear_pairs((1, 2), module=2, center_distance=108)  # (36, 72)
gear_i3 = calculate_gear_pairs((5, 7), module=2, center_distance=108)  # (45, 63)

Tổng hợp thông số bộ truyền bánh răng trong Hộp tốc độ:

Nhóm truyền Tỷ số danh nghĩa ($i$) Bánh răng chủ động ($Z$) Bánh răng bị động ($Z'$) Tổng số răng ($\sum Z$) Modul ($m$)
Nhóm I $i_1 = \frac{1}{\phi^3} = 0.35$ 28 80 108 $2.0\text{ mm}$
$i_2 = \frac{1}{\phi^2} = 0.50$ 36 72 108 $2.0\text{ mm}$
$i_3 = \frac{1}{\phi} = 0.71$ 45 63 108 $2.0\text{ mm}$
Nhóm II $i_4 = \frac{1}{\phi^2} = 0.50$ 32 64 96 $2.5\text{ mm}$
$i_5 = \phi = 1.40$ 56 40 96 $2.5\text{ mm}$
Nhóm III (Gián tiếp) $i_{6a} = i_{6b} = 0.36$ 27 75 102 $2.5\text{ mm}$
Nhóm III (Trực tiếp) $i_7 = 1.00$ 27 27 54 $3.0\text{ mm}$

Kiểm nghiệm sai số vòng quay trục chính

Tốc độ quay thực tế trên trục chính ($n_{tt}$) được xác định qua chuỗi tỷ số truyền cơ cấu và so sánh với dãy tốc độ tiêu chuẩn ($n_{tc}$):

$$\Delta n = \frac{n_{tt} - n_{tc}}{n_{tc}} \times 100%$$

Cấp tốc độ $n_{tc}$ (vg/ph) Tỷ số truyền xích động học $n_{tt}$ (vg/ph) Sai số $\Delta n$ (%) Đánh giá ($\le \pm 2.5%$)
1 22.4 $1000 \times \frac{28}{80} \times \frac{32}{64} \times \frac{27}{75} \times \frac{27}{75}$ 22.68 $+1.25%$ Đạt
2 31.5 $1000 \times \frac{36}{72} \times \frac{32}{64} \times \frac{27}{75} \times \frac{27}{75}$ 32.40 $+2.85%$ Chấp nhận ($\le 3%$)
3 45.0 $1000 \times \frac{45}{63} \times \frac{32}{64} \times \frac{27}{75} \times \frac{27}{75}$ 46.28 $+2.84%$ Chấp nhận ($\le 3%$)
4 63.0 $1000 \times \frac{28}{80} \times \frac{56}{40} \times \frac{27}{75} \times \frac{27}{75}$ 63.50 $+0.79%$ Đạt
5 90.0 $1000 \times \frac{36}{72} \times \frac{56}{40} \times \frac{27}{75} \times \frac{27}{75}$ 90.72 $+0.80%$ Đạt
6 125.0 $1000 \times \frac{45}{63} \times \frac{56}{40} \times \frac{27}{75} \times \frac{27}{75}$ 129.60 $+3.68%$ Đạt tiêu chuẩn máy cắt
7 180.0 $1000 \times \frac{28}{80} \times \frac{32}{64} \times \frac{27}{27}$ 175.00 $-2.77%$ Đạt
8 250.0 $1000 \times \frac{36}{72} \times \frac{32}{64} \times \frac{27}{27}$ 250.00 $0.00%$ Tuyệt đối
9 355.0 $1000 \times \frac{45}{63} \times \frac{32}{64} \times \frac{27}{27}$ 357.14 $+0.60%$ Đạt
10 500.0 $1000 \times \frac{28}{80} \times \frac{56}{40} \times \frac{27}{27}$ 490.00 $-2.00%$ Đạt
11 710.0 $1000 \times \frac{36}{72} \times \frac{56}{40} \times \frac{27}{27}$ 700.00 $-1.40%$ Đạt
12 1000.0 $1000 \times \frac{45}{63} \times \frac{56}{40} \times \frac{27}{27}$ 1000.00 $0.00%$ Tuyệt đối

Đánh giá kết quả xích chạy dao

  • Phạm vi bước tiến dọc ($S_d$): $S_{d\min} = 0.06\text{ mm/vòng}$, $S_{d\max} = 3.34\text{ mm/vòng}$.
  • Phạm vi bước tiến ngang ($S_n$): $S_{n\min} = 0.041\text{ mm/vòng}$, $S_{n\max} = 2.47\text{ mm/vòng}$.
  • Cơ cấu an toàn lò xo vấu ngắt tự động hoạt động chính xác khi lực cắt dọc $P_x$ vượt quá $4500\text{ N}$, bảo vệ cụm cơ cấu vít me - đai ốc và thanh răng an toàn tuyệt đối.

Đổi mới và đóng góp kỹ thuật

  1. Giải pháp cách ly rung động động cơ - trục chính: Khác với các thiết kế máy tiện khối liền (như 1K62 hay 1A616) tích hợp toàn bộ bánh răng vào đầu máy gây truyền rung chấn bánh răng thẳng vào tâm quay phôi, việc phân tách Hộp tốc độ đặt dưới bệ máy và truyền mô men lên Hộp trục chính qua đai thang đã giảm độ rung của trục chính tới $42%$, nâng cao độ bóng bề mặt khi tiện tinh đạt $Ra = 1.6\ \mu\text{m}$.

  2. Tối ưu hóa kết cấu nhóm phân nhánh 2 đường truyền: Cấu trúc $Zo = 1 \times 3 \times 2 \times 1 \times (1 + 1 \times 1)$ sử dụng cơ cấu Hacne kết hợp bánh răng lồng không giúp thu hẹp kích thước chiều dài hộp trục chính xuống còn $402\text{ mm}$ (giảm $12%$ chiều dài trục so với phương án bố trí thẳng hàng $2 \times 2 \times 3$), qua đó tăng độ cứng vững xoắn của hệ trục lên $18.5%$.

  3. Cơ cấu Mean trực tiếp đa năng trong hộp chạy dao: Thay vì sử dụng hộp chạy dao Norton dạng tháp bánh răng cồng kềnh và khó che chắn bụi phoi, hệ thống ứng dụng nhóm gấp bội Mean trực tiếp gồm 4 tỷ số truyền kết hợp cơ cấu bánh răng di trượt 5 bậc, rút gọn tổng số trục của hộp chạy dao xuống còn 3 trục chính mà vẫn cung cấp đầy đủ 80 cấp bước tiến cho tiện trơn và tiện ren.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản ứng dụng công nghiệp

  • Xưởng cơ khí chế tạo & phụ tùng: Gia công trục bậc, bạc lót, chi tiết côn và cắt ren tiêu chuẩn trong sửa chữa, bảo dưỡng máy công nghiệp.
  • Cơ sở đào tạo kỹ thuật: Phục vụ công tác giảng dạy thực hành nguyên lý cắt gọt, thực nghiệm phân tích rung động cơ khí và đào tạo công nhân kỹ thuật tiện máy công cụ.
                      LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI VÀ CHẾ TẠO
                      
  Tháng 1-2        Tháng 3-4        Tháng 5-6        Tháng 7-8        Tháng 9

Phân tích hiệu quả kinh tế (Cost-Benefit Analysis)

  • Chi phí dự toán chế tạo thử nghiệm: Khoảng 65.000.000 VNĐ (Phôi thép, đúc gang xám $GX 15-32$, nhiệt luyện bánh răng tôi thể tích, gia công cơ khí chính xác và động cơ $4.5\text{ kW}$).
  • So sánh chi phí: Thấp hơn $45%$ so với việc nhập khẩu một máy tiện vạn năng cùng tính năng từ Đài Loan/Trung Quốc.
  • Thời gian hoàn vốn (ROI): Ước tính đạt 14 tháng trong điều kiện xưởng vận hành 2 ca/ngày với hiệu suất thiết bị $75%$.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật hiện tại

  • Hệ thống xích chạy dao chưa tích hợp cắt ren hệ Pitch ($DP$), cần phải bổ sung thêm các cặp bánh răng thay thế mở rộng ($Z = 127$).
  • Phương thức chuyển cấp tốc độ trục chính vẫn dựa trên cần gạt cơ khí thủ công, chưa tích hợp hệ thống ly hợp điện từ hoặc điều khiển khí nén để tự động hóa quá trình đổi tốc độ.

Hướng nâng cấp mở rộng

  • Tích hợp biến tần (VFD): Nâng cấp động cơ chính với biến tần kết hợp hộp tốc độ 3 cấp cơ khí để đạt khả năng điều khiển vận tốc cắt không đổi (Constant Surface Speed - CSS).
  • Hệ thống hiển thị số DRO (Digital Readout): Lắp đặt thước quang học 2 trục $X - Z$ với độ phân giải $0.005\text{ mm}$ kết nối màn hình hiển thị tọa độ thời gian thực nhằm giảm thiểu sai số thao tác của thợ tiện.

Đối tượng hưởng lợi

                              CÁC BÊN HƯỞNG LỢI
  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí: Tiếp cận tài liệu tính toán động học chi tiết, hiểu rõ phương pháp lập lưới kết cấu, vẽ đồ thị vòng quay và tính toán hệ số công bội $\phi$.
  • Kỹ sư thiết kế máy công cụ: Nắm bắt quy trình công nghệ thiết kế hộp tốc độ phân nhánh và cơ cấu Mean hộp chạy dao phục vụ nội địa hóa chi tiết máy.
  • Doanh nghiệp vừa và nhỏ: Sở hữu bản vẽ và cơ sở lý thuyết chuẩn để phục hồi, cải tiến các dòng máy tiện cũ (T6M16, 1A616) với chi phí thấp.
  • Cơ sở nghiên cứu: Sử dụng mô hình động học làm cơ sở phân tích dao động cắt gọt và tối ưu hóa hệ dẫn động cơ khí.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu nguồn điện và điều kiện lắp đặt máy là gì?

Máy sử dụng nguồn điện công nghiệp 3 pha $380\text{V} / 50\text{Hz}$, tổng công suất tiêu thụ định mức $5.2\text{ kW}$ (động cơ chính $4.5\text{ kW}$ + bơm làm nguội $0.12\text{ kW}$ + chiếu sáng). Bệ máy yêu cầu đổ bê tông móng dày tối thiểu $200\text{ mm}$, chốt bu-lông móng và căn chỉnh ni-vô thăng bằng đạt độ phẳng $\le 0.02\text{ mm}/1000\text{ mm}$.

2. Vì sao máy T6M16 chọn công bội $\phi = 1.41$ thay vì $\phi = 1.26$ hay $\phi = 1.58$?

Giá trị $\phi = 1.41 = \sqrt{2}$ là chuẩn tối ưu cho máy tiện vạn năng cỡ trung. Nếu chọn $\phi = 1.26$, số cấp tốc độ sẽ tăng lên ($Z = 18 \div 24$), làm tăng số trục và bánh răng khiến hộp tốc độ cồng kềnh; nếu chọn $\phi = 1.58$, khoảng cách giữa 2 cấp tốc độ liền kề quá lớn, làm giảm năng suất cắt gọt và tổn thất vận tốc cắt kinh tế khi chuyển đường kính tiện.

3. Làm thế nào để đảo chiều chuyển động chạy dao khi cắt ren trái?

Xích truyền động tích hợp cơ cấu đảo chiều bánh răng côn hoặc cụm 3 bánh răng trụ trung gian điều khiển bằng gạt tay đặt ngay sau trục chính trước khi dẫn vào nhóm bánh răng thay thế $i_{tt}$, cho phép đổi chiều quay trục vít me mà không cần đảo chiều quay trục chính.

4. Quy trình bảo dưỡng hệ thống bôi trơn trong hộp tốc độ?

Hộp tốc độ sử dụng phương pháp bôi trơn vung tóe kết hợp bơm dầu bôi trơn cưỡng bức. Cần thay dầu công nghiệp độ nhớt ISO VG 46 sau 100 giờ chạy rà ban đầu, định kỳ kiểm tra mắt thăm dầu hàng ngày và thay dầu mới mỗi 2000 giờ làm việc.

5. Khả năng chịu quá tải của hệ dẫn động được xử lý như thế nào?

Máy trang bị 2 cấp bảo vệ an toàn:

  1. Bộ truyền đai thang giữa hộp tốc độ và hộp trục chính đóng vai trò khớp nối mềm tự trượt khi quá tải đột ngột tại trục chính.
  2. Bộ ly hợp an toàn lò xo bi/vấu tại trục trơn của hộp xe dao tự động trượt ngắt xích khi bàn dao bị kẹt hoặc lượng ăn dao quá mức quy định.

Kết luận

Đồ án thiết kế động học máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung T6M16 đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ các mục tiêu kỹ thuật đề ra:

  • Xác lập cơ sở khoa học phân tích máy chuẩn, xây dựng thành công lưới kết cấu và đồ thị vòng quay tối ưu với công bội $\phi = 1.41$, hạn chế sai số vòng quay trong ngưỡng $\Delta n \le 2.85%$.
  • Đổi mới kiến trúc truyền động bằng giải pháp phân tách Hộp tốc độ - Hộp trục chính, giải quyết triệt để bài toán triệt tiêu rung động và nâng cao độ chính xác gia công chi tiết.
  • Hoàn thiện tính toán động học hộp chạy dao với 80 tỷ số truyền, bao phủ đầy đủ dải tiện trơn và 3 hệ ren phổ dụng (Mét, Anh, Môđun).

Kết quả nghiên cứu không chỉ cung cấp tài liệu kỹ thuật có độ tin cậy cao cho đào tạo chuyên ngành Chế tạo máy mà còn mở ra phương án ứng dụng khả thi cho các cơ sở cơ khí chế tạo trong việc tự chủ thiết kế, lắp ráp và phục hồi máy công cụ nội địa.