Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong chiến lược công nghiệp hóa và hiện đại hóa đất nước, ngành cơ khí chế tạo máy giữ vai trò nền tảng nhằm cung cấp trang thiết bị, công cụ lao động cho toàn bộ nền kinh tế quốc dân và cải thiện điều kiện làm việc của con người. Trong các phân xưởng và nhà máy cơ khí, máy phay là một trong những loại máy cắt kim loại chiếm tỷ trọng lớn nhất, phổ biến từ 20% đến 30% tổng số lượng máy cắt gọt. Nhờ khả năng công nghệ rộng rãi, máy phay có thể gia công nhiều dạng bề mặt phức tạp như mặt phẳng, rãnh then, then hoa, ren và các bề mặt định hình với năng suất cao hơn phương pháp bào và xọc.
Đồ án tốt nghiệp "Thiết kế Máy Công Cụ" do sinh viên Nguyễn Mạnh Hùng (lớp 17C1A, chuyên ngành Cơ khí) thực hiện dưới sự hướng dẫn của ThS. Trần Minh Chính (hoàn thành ngày 31 tháng 8 năm 2020 tại Đà Nẵng) tập trung vào việc tính toán, thiết kế hoàn chỉnh một máy phay đứng vạn năng.
Nhiệm vụ và mục tiêu nghiên cứu của đề tài được xác định cụ thể như sau:
- Nghiên cứu tổng quan về công nghệ phay, phân loại các phương pháp phay và khảo sát các thông số kỹ thuật của máy chuẩn 6H12.
- Thiết kế động học toàn máy bao gồm tính toán chuỗi số vòng quay, thiết kế phương án không gian (PAKG), phương án thứ tự (PATT), vẽ lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, xác định số răng các cặp bánh răng và kiểm tra sai số vòng quay của hộp tốc độ.
- Thiết kế động học hộp chạy dao, xây dựng hệ thống truyền động phản hồi, tính toán chuỗi lượng chạy dao và kiểm nghiệm sai số bước tiến.
- Tính toán kết cấu cơ khí: xác định công suất động cơ chính (7 kW) và động cơ chạy dao (1,7 kW); tính toán động học các trục; thiết kế bộ truyền bánh răng; tính toán cặp trục vít me - đai ốc bàn máy; tính nghiệm bền trục IV và chọn ổ lăn; thiết kế ly hợp ma sát an toàn.
- Thiết kế hệ thống điều khiển hộp chạy dao sử dụng cơ cấu đĩa lỗ kết hợp gờ định vị nhằm tối ưu hóa thao tác vận hành.
Đối tượng nghiên cứu là kết cấu cơ khí và hệ thống truyền dẫn động học của máy phay đứng vạn năng phân cấp. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán thiết kế máy công cụ cắt gọt kim loại với kích thước bàn máy $1250 \times 320$ mm, 18 cấp tốc độ trục chính ($31,5 \div 1600$ vg/ph) và 18 cấp chạy dao ($40 \div 2000$ mm/ph).
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết và mô hình cơ sở
Đề tài dựa trên lý thuyết cắt gọt kim loại và nguyên lý thiết kế máy công cụ:
- Quy luật phân bố chuỗi số vòng quay: Sử dụng quy luật cấp số nhân với công bội tiêu chuẩn $\phi = 1,26$ để phân bố các cấp tốc độ trục chính và lượng chạy dao, đảm bảo tổn thất vận tốc cực đại nằm trong giới hạn cho phép $(\Delta V)_{max} = (1 - 1/\phi) \times 100%$.
- Mô hình máy chuẩn: Tham chiếu toàn bộ thông số hình học, động lực học từ máy phay đứng 6H12 và cơ cấu điều khiển đĩa lỗ của máy 6H82.
- Lý thuyết tính toán sức bền chi tiết máy: Áp dụng các tiêu chuẩn tính toán độ bền mỏi tiếp xúc $[\sigma]_{tx}$, độ bền uốn chân răng $[\sigma]_u$, độ chịu mòn và ổn định của vít me đai ốc, tính toán trục chịu tải trọng phức hợp (uốn - xoắn) theo hệ số an toàn bền mỏi $n \ge [n]$.
Phương pháp nghiên cứu
- Phương pháp phân tích - tổng hợp động học: Lập phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT), sử dụng phương pháp kiểm nghiệm giới hạn tỷ số truyền ($1/4 \le i \le 2$ đối với hộp tốc độ và $1/5 \le i \le 2,8$ đối với hộp chạy dao) để loại trừ các phương án không tối ưu.
- Phương pháp giải tích và tối ưu hóa số răng: Tính toán số răng theo bội số chung nhỏ nhất của tổng số răng nhóm truyền, kết hợp kỹ thuật dùng chung bánh răng di trượt nhằm thu gọn kích thước cụm trục.
- Phương pháp kiểm nghiệm sai số: Tính toán sai số tương đối giữa giá trị thực tế ($n_{tt}, s_{tt}$) và giá trị tiêu chuẩn ($n_{tc}, s_{tc}$), đối chiếu với giới hạn sai số cho phép $[\Delta n] = 10(\phi - 1)% = 2,6%$.
- Phương pháp tính toán kết cấu cơ học: Sử dụng công thức thực nghiệm xác định lực cắt tiếp tuyến $P_z$, lực chạy dao $Q$, mô men xoắn trên các trục, từ đó tính sơ bộ và chính xác đường kính trục, kích thước then, đai ốc, ổ lăn đỡ bi một dãy.
Nguồn dữ liệu
Dữ liệu tính toán được thu thập từ sổ tay thiết kế máy công cụ, sổ tay công nghệ chế tạo máy, bảng tra chế độ cắt gọt thép ($\sigma_b = 610\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 360\text{ N/mm}^2$), gang xám ($HRB = 180$) và hợp kim đồng; bảng tra cơ tính vật liệu thép 45 thường hóa, thép 40 thường hóa, thép 40X tôi cải thiện; bảng tiêu chuẩn ổ lăn và vít me.
Nội dung chính theo từng chương
PHẦN I: TỔNG QUAN VỀ MÁY PHAY
Chương này phân tích các dạng công nghệ phay cơ bản (phay mặt phẳng bằng dao phay mặt đầu, dao phay trụ, dao phay ngón; phay thuận và phay nghịch; phay rãnh then, then hoa, phay ren và phay biên dạng định hình). Tác giả tổng hợp các thông số kỹ thuật của máy chuẩn 6H12 và thiết lập phương trình cân bằng động học cho máy thiết kế:
- Phương trình xích truyền động trục chính: $n_{dc1} \cdot i_v = n_{tc}$
- Phương trình xích chạy dao: $n_{dc2} \cdot i_{tx} = s_{bm}$
Khảo sát vận tốc cắt khi gia công bằng dao phay mặt đầu ($D = 40 \div 400$ mm) và dao phay ngón ($D = 16 \div 50$ mm) trên các loại vật liệu cho kết quả sơ bộ $n_{min} = 42,3$ vg/ph và $n_{max} = 1996,3$ vg/ph. Dựa trên điều kiện sử dụng thực tế của máy 6H12, tác giả chọn phạm vi điều chỉnh $R_n = 50$, công bội $\phi = 1,26$, xác định số cấp tốc độ $Z = 18$ với chuỗi tốc độ tiêu chuẩn từ $n_1 = 31,5$ vg/ph đến $n_{18} = 1600$ vg/ph.
Chuỗi tốc độ trục chính (vg/ph):
31,5 - 40 - 50 - 63 - 80 - 100 - 125 - 160 - 200 - 250 - 315 - 400 - 500 - 630 - 800 - 1000 - 1250 - 1600
PHẦN II: THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC TOÀN MÁY
Tập trung giải quyết bài toán thiết kế hộp tốc độ và hộp chạy dao:
-
Thiết kế hộp tốc độ:
- So sánh 3 phương án không gian $18 = 3 \times 3 \times 2$, $18 = 3 \times 2 \times 3$, $18 = 2 \times 3 \times 3$. Chọn phương án $Z_v = 3 \times 3 \times 2$ vì có tổng số bánh răng ít nhất ($S_Z = 16$), số trục $S_{tr} = 4$, chiều dài sơ bộ ngắn ($18b + 17f$) và chỉ có 2 bánh răng chịu mô men xoắn lớn nhất $M_{xmax}$ trên trục ra.
- Phân tích 6 phương án thứ tự, chọn PATT tối ưu có lưới kết cấu dạng rẽ quạt I(1) - II(3) - III(9) thỏa mãn điều kiện mở rộng tỷ số truyền $R_{gh} \le 8$.
- Xác định số răng: Nhóm I có tổng số răng $\sum Z = 108$; Nhóm II có bánh răng dùng chung $Z'_3 = Z_6 = 66$ răng, $Z'_6 = 42$ răng, $\sum Z = 108$; Nhóm III có $\sum Z = 90$.
- Bố trí cơ cấu đảo chiều trục chính bằng bánh răng lồng không $Z = 40$ trên trục quay hành tinh của trục VI. Bố trí 2 trục truyền mang 1 cặp bánh răng côn ($i=1$) và 1 cặp bánh răng trụ ($i=1$) để chuyển phương truyền động từ ngang sang đứng.
- Kiểm nghiệm sai số tốc độ: toàn bộ 18 cấp tốc độ thực tế đều có sai số nằm trong khoảng cho phép $[-2,6%; +2,6%]$.
-
Thiết kế hộp chạy dao:
- Chọn số cấp chạy dao $Z_s = 18$, phạm vi chạy dao $S_d = S_{ng} = 40 \div 2000$ mm/ph, quy đổi ra số vòng quay trục cuối $n_{s1} = 9$ vg/ph đến $n_{s18} = 450$ vg/ph.
- Lựa chọn phương án không gian $Z = 3 \times 3 \times 2$ và phương án thứ tự II(3) - I(1) - III(9) kết hợp đường truyền phản hồi và hệ thống ly hợp, cho phép chuyển đổi giữa xích chạy dao nhanh và ăn dao làm việc mà không cần ngắt động cơ.
- Tính toán số răng các nhóm: Nhóm I có $\sum Z = 54$; Nhóm II có bánh dùng chung $Z'_3 = Z_4 = 18$ răng, tổng $\sum Z = 58$; Nhóm III truyền động tỷ số lớn.
- Kiểm nghiệm sai số lượng chạy dao: sai số thực tế dao động từ $-2,6%$ đến $+2,6%$, đáp ứng tiêu chuẩn kỹ thuật.
| Nhóm truyền động |
Hộp tốc độ ($\sum Z$) |
Hộp chạy dao ($\sum Z$) |
Tỷ số truyền đặc trưng |
| Nhóm I |
108 |
54 |
3 cấp tỷ số truyền |
| Nhóm II |
108 (Bánh chung $Z=66$) |
58 (Bánh chung $Z=18$) |
3 cấp tỷ số truyền |
| Nhóm III |
90 |
Khoảng cách cố định |
2 cấp tỷ số truyền |
PHẦN III: THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY
Tính toán kích thước hình học, tải trọng và độ bền của các cụm cơ khí:
- Xác định công suất động cơ:
- Động cơ chính: Lực cắt tiếp tuyến xác định qua chế độ phay thử mạnh với dao $P18$ ($D=90$ mm, $Z=8$), $B=100$ mm, $t=12$ mm, chi tiết gang $HRB=180$, lực tác dụng $P_0 = 40867,2$ N, hiệu suất $\eta = 0,85$. Công suất tính toán $N_{đc} \approx 6,7$ kW $\rightarrow$ chọn động cơ điện công suất $N = 7$ kW, tốc độ $n = 1440$ vg/ph.
- Động cơ chạy dao: Lực kéo dọc trục $Q = 38223,9$ N, hiệu suất $\eta_{cd} = 0,15 \div 0,2$ $\rightarrow$ chọn động cơ $N_{đc} = 1,7$ kW, tốc độ $n = 1440$ vg/ph.
- Bảng tính thông số động học các trục hộp chạy dao:
| Trục |
$n_{min}$ (vg/ph) |
$n_t$ (vg/ph) |
$N_{trục}$ (kW) |
$M_{xtính}$ (N.mm) |
$d_{sb}$ (mm) |
$d_{chọn}$ (mm) |
| I |
1440 |
1440 |
1,69 |
11207 |
14 |
15 |
| II |
851 |
851 |
1,64 |
18412 |
16 |
20 |
| III |
319 |
319 |
1,59 |
47600 |
22 |
25 |
| IV |
159 |
225 |
1,54 |
65364 |
24 |
30 |
| V |
101 |
113 |
1,49 |
125924 |
31 |
35 |
- Thiết kế cặp bánh răng $Z_1/Z_2 = 18/40$ nhóm II: Vật liệu bánh nhỏ thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ N/mm}^2, HB = 210$), bánh lớn thép 40 thường hóa ($\sigma_b = 540\text{ N/mm}^2, HB = 190$). Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma]_{tx} = 494\text{ N/mm}^2$. Mô đun tính toán và chọn $m = 3$ mm, khoảng cách trục $A = 87$ mm, chiều rộng vành răng $b = 20$ mm.
- Tính toán trục vít me bàn máy: Bước ren $t_2 = 6$ mm, đường kính trung bình $d_2 = 31,93$ mm. Áp suất mòn thực tế $p = 1,53\text{ N/mm}^2 < [p] = 6\text{ N/mm}^2$; kiểm tra ổn định dọc trục và sức bền chịu kéo - xoắn tương đương đều thỏa mãn điều kiện bền.
- Thiết kế trục IV và chọn gối đỡ: Trục làm từ thép 40X tôi ($\sigma_b = 1000\text{ N/mm}^2$). Phản lực gối đỡ $R_{Ax} = 3535,14$ N, $R_{Ay} = 1739,2$ N; kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện nguy hiểm $n-n$ đạt hệ số an toàn cho phép, chọn đường kính ngõng trục $d = 30$ mm. Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung số hiệu 306 ($d = 30$ mm, $D = 72$ mm, $B = 19$ mm, tải trọng động $C = 33000$ N).
- Ly hợp ma sát an toàn: Xác định theo công thức lực ma sát $F_{ms} = F \cdot \mu \cdot n \cdot S$.
PHẦN IV: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KẾT CẤU - HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN HỘP CHẠY DAO
Chương cuối cùng trình bày giải pháp kết cấu điều khiển tập trung:
- Lựa chọn cơ cấu càng gạt điều khiển bằng hệ thống đĩa lỗ tương tự máy 6H82 nhằm rút ngắn thời gian phụ, thao tác nhẹ nhàng và đảm bảo an toàn.
- Khối bánh răng 3 bậc A trên trục II (vị trí Trái - Giữa - Phải tương ứng tỷ số truyền $i_1, i_3, i_2$); khối 3 bậc B trên trục IV (vị trí Giữa - Trái - Phải tương ứng $i_4, i_6, i_5$); khối ly hợp C (vị trí Trái cho đường truyền phản hồi $i_7, i_8$, vị trí Phải cho đường truyền trực tiếp).
- Hành trình gạt xác định: khối A và khối B có hành trình $L_A = L_B = 120$ mm (mỗi nấc dịch chuyển 60 mm); khối C có hành trình $L_C = 45$ mm.
- Hệ thống điều khiển gồm 3 tay gạt, 6 thanh răng kéo - đẩy (chốt 1 và chốt 2) và 2 đĩa lỗ (mỗi đĩa 6 hàng lỗ). Để đơn giản hóa gia công đĩa, tác giả thay thế các hàng lỗ điều khiển khối ly hợp C bằng hệ thống gờ nổi có chiều cao bằng hành trình gạt $45$ mm (quy ước ký hiệu $G$: có gờ, $K$: không gờ, $O$: có lỗ, $+$: không có lỗ).
Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật
Kiến trúc truyền động cơ khí toàn máy
Hệ thống truyền động của máy phay đứng vạn năng bao gồm hai chuỗi động học độc lập:
- Xích truyền động chính: Động cơ điện ($7$ kW, $1440$ vg/ph) $\rightarrow$ bộ truyền đai/bánh răng nối $i_0 = 800/1440$ $\rightarrow$ hộp tốc độ 4 trục gồm 3 nhóm bánh răng di trượt ($3 \times 3 \times 2$) $\rightarrow$ cơ cấu bánh răng côn và bánh răng trụ đổi hướng góc $90^\circ$ $\rightarrow$ trục chính mang dao phay. Cơ cấu bánh răng hành tinh lồng không $Z=40$ cho phép đảo chiều quay trục chính phục vụ phay thuận và phay nghịch.
- Xích truyền động chạy dao: Động cơ điện riêng biệt ($1,7$ kW, $1440$ vg/ph) $\rightarrow$ hộp giảm tốc $\rightarrow$ hộp chạy dao 5 trục sử dụng cơ cấu phản hồi 3 nhóm truyền ($3 \times 3 \times 2$) $\rightarrow$ trục truyền dẫn $\rightarrow$ bộ truyền trục vít me - đai ốc biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến dọc, ngang và đứng của bàn máy.
Quy chuẩn tính toán và kiểm nghiệm chi tiết máy
Quá trình tính toán kết cấu tuân thủ nghiêm ngặt các điều kiện biên về cơ học máy:
- Bộ truyền bánh răng: Tính toán theo điều kiện tiếp xúc của mặt răng với ứng suất cho phép $[\sigma]_{tx} = 494\text{ N/mm}^2$, kiểm tra lại theo độ bền uốn chân răng với hệ số dạng răng $y_1 = 0,367$ và $y_2 = 0,472$.
- Trục vít me đai ốc: Thiết kế theo áp suất mòn ren hình thang $p = 1,53\text{ N/mm}^2 \le [p] = 6\text{ N/mm}^2$, kiểm tra ổn định uốn dọc với chiều dài giới hạn $l \le 10 d_1$ và ứng suất tương đương chịu kéo kết hợp xoắn $\sigma_{td} \le [\sigma]$.
- Cụm trục truyền và gối đỡ: Kiểm tra ứng suất uốn và xoắn theo chu kỳ mỏi đối xứng ($\sigma_{-1} = 250\text{ N/mm}^2$) và chu kỳ mạch động của thép tôi 40X, chọn ổ lăn tiêu chuẩn 306 chịu tải trọng hướng tâm $R_A = 3535,14$ N.
Bảng lập trình định vị cơ cấu đĩa lỗ hộp chạy dao
Cơ cấu điều khiển cơ khí được cụ thể hóa bằng bảng phối hợp vị trí gạt và cấu trúc lỗ/gờ trên đĩa I và đĩa II:
| Cấp tốc độ chạy dao |
Vị trí Khối A |
Đĩa I / Đĩa II (A) |
Vị trí Khối B |
Đĩa I / Đĩa II (B) |
Vị trí Khối C |
Đĩa I / Đĩa II (C) |
| $n_{s1}$ |
Trái |
+ + / O O |
Giữa |
+ O / O O |
Trái |
G / K |
| $n_{s2}$ |
Trái |
+ + / O O |
Phải |
O O / + + |
Trái |
G / K |
| $n_{s3}$ |
Trái |
+ + / O O |
Trái |
+ + / O O |
Trái |
G / K |
| $n_{s4}$ |
Phải |
O O / + + |
Giữa |
+ O / O O |
Trái |
G / K |
| $n_{s5}$ |
Phải |
O O / + + |
Phải |
O O / + + |
Trái |
G / K |
| $n_{s6}$ |
Phải |
O O / + + |
Trái |
+ + / O O |
Trái |
G / K |
| $n_{s7}$ |
Giữa |
O + / O + |
Giữa |
+ O / O O |
Trái |
G / K |
| $n_{s8}$ |
Giữa |
O + / O + |
Phải |
O O / + + |
Trái |
G / K |
| $n_{s9}$ |
Giữa |
O + / O + |
Trái |
+ + / O O |
Trái |
G / K |
| $n_{s10}$ |
Trái |
+ + / O O |
Giữa |
+ O / O O |
Phải |
K / G |
| $n_{s11}$ |
Trái |
+ + / O O |
Phải |
O O / + + |
Phải |
K / G |
| $n_{s12}$ |
Trái |
+ + / O O |
Trái |
+ + / O O |
Phải |
K / G |
| $n_{s13}$ |
Phải |
O O / + + |
Giữa |
+ O / O O |
Phải |
K / G |
| $n_{s14}$ |
Phải |
O O / + + |
Phải |
O O / + + |
Phải |
K / G |
| $n_{s15}$ |
Phải |
O O / + + |
Trái |
+ + / O O |
Phải |
K / G |
| $n_{s16}$ |
Giữa |
O + / O + |
Giữa |
+ O / O O |
Phải |
K / G |
| $n_{s17}$ |
Giữa |
O + / O + |
Phải |
O O / + + |
Phải |
K / G |
| $n_{s18}$ |
Giữa |
O + / O + |
Trái |
+ + / O O |
Phải |
K / G |
Kết quả và đóng góp
Kết quả tính toán chính
Đồ án đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán động học và kết cấu cho máy phay đứng vạn năng với các thông số kỹ thuật được xác lập chính xác:
- Hệ thống tốc độ chính: 18 cấp tốc độ phân bố theo cấp số nhân với công bội $\phi = 1,26$, dải tốc độ $31,5 \div 1600$ vg/ph; sai số thực tế lớn nhất chỉ đạt $-2,6%$ (tại cấp $n_1 = 31,42$ vg/ph), hoàn toàn nằm trong giới hạn cho phép $[\Delta n] \le 2,6%$.
- Hệ thống chạy dao: 18 cấp bước tiến $40 \div 2000$ mm/ph, sử dụng đường truyền phản hồi; sai số bước tiến lớn nhất là $\pm 2,6%$ (tại các cấp $s_6 = 128,2$ mm/ph, $s_9 = 236,5$ mm/ph, $s_{17} = 1564,7$ mm/ph).
- Hệ thống động lực: Xác lập công suất động cơ chính đạt 7 kW ($n = 1440$ vg/ph) và động cơ chạy dao độc lập 1,7 kW ($n = 1440$ vg/ph).
- Kích thước chi tiết máy: Bộ truyền bánh răng có mô đun $m = 3$ mm, bề rộng $b = 20$ mm; trục IV hộp chạy dao có đường kính danh nghĩa $d = 30$ mm sử dụng ổ bi 306; trục vít me đai ốc bước ren $t_2 = 6$ mm, đường kính $d_2 = 31,93$ mm đạt áp suất mòn $p = 1,53\text{ N/mm}^2$.
Giải pháp kỹ thuật đề xuất
- Sử dụng bánh răng chung trong các nhóm truyền: Bố trí bánh răng $Z'_3 = Z_6 = 66$ răng trong hộp tốc độ và $Z'_3 = Z_4 = 18$ răng trong hộp chạy dao giúp giảm chiều dài trục, tăng độ cứng vững và thu gọn kích thước không gian vỏ hộp.
- Ứng dụng mạch truyền động phản hồi cho xích chạy dao: Giúp máy thực hiện được cả hai chế độ chạy dao làm việc và chạy dao nhanh độc lập mà không cần dừng động cơ để đảo cụm bánh răng.
- Cải tiến đĩa điều khiển hỗn hợp lỗ - gờ: Thay thế các hàng lỗ đóng mở ly hợp bằng cấu trúc gờ nổi có chiều cao bằng hành trình gạt $45$ mm, giúp giảm thiểu nguyên công khoan lỗ trên đĩa, tăng độ bền cơ học của cơ cấu đĩa gạt và đơn giản hóa quá trình gia công.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp và hữu ích cho:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy: Làm tài liệu mẫu cho môn học Thiết kế Máy công cụ, Đồ án Chi tiết máy và Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành chế tạo máy.
- Kỹ sư thiết kế máy và kỹ thuật viên cơ khí: Tham khảo quy trình tính toán động học truyền động phân cấp, phương pháp xác định chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn theo công bội cấp số nhân $\phi$, và kỹ thuật bố trí bánh răng di trượt dùng chung.
- Các nội dung có giá trị sử dụng cao:
- Bảng phương pháp so sánh tối ưu hóa phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT).
- Quy trình tính toán kiểm nghiệm sai số vòng quay và sai số lượng chạy dao theo chuẩn công nghiệp.
- Phương pháp thiết kế hệ thống điều khiển tay gạt cơ khí tập trung bằng đĩa lỗ kết hợp gờ định vị.
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao đồ án lại lựa chọn công bội cấp số nhân $\phi = 1,26$ cho chuỗi số vòng quay của máy?
Công bội $\phi = 1,26$ được lựa chọn vì đây là giá trị tiêu chuẩn hóa, tạo ra mật độ phân bố cấp tốc độ trải đều (18 cấp), giúp người vận hành dễ dàng chọn được vận tốc cắt phù hợp với nhiều loại vật liệu gia công khác nhau (thép, gang xám, đồng) mà không làm kết cấu hộp tốc độ trở nên quá phức tạp.
2. Phương án không gian nào đã được chọn cho hộp tốc độ 18 cấp và vì sao?
Tác giả chọn phương án không gian $Z_v = 3 \times 3 \times 2$. So với các phương án $3 \times 2 \times 3$ và $2 \times 3 \times 3$, phương án này có cùng tổng số bánh răng ($S_Z = 16$) và số trục ($S_{tr} = 4$), chiều dài sơ bộ $18b + 17f$, nhưng tối ưu hơn nhờ chỉ có 2 bánh răng chịu mô men xoắn cực đại $M_{xmax}$ trên trục ra (trục chính), giúp kết cấu trục chính gọn nhẹ và vững chắc hơn.
3. Làm thế nào để trục chính của máy phay đứng thực hiện được chuyển đổi chiều quay?
Máy được bố trí một bánh răng $Z = 40$ quay lồng không trên trục quay hành tinh của trục VI. Bánh răng này không làm thay đổi tỷ số truyền của hệ thống mà chỉ đóng vai trò đảo chiều quay của trục chính phục vụ các chế độ phay thuận hoặc phay nghịch.
4. Vì sao hộp chạy dao lại sử dụng phương án thứ tự II(3) - I(1) - III(9) mà không dùng lưới kết cấu hình rẽ quạt?
Hộp chạy dao máy phay cần tích hợp cơ cấu phản hồi và ly hợp để thực hiện cả xích chạy dao làm việc và chạy dao nhanh mà không cần tắt động cơ. Nếu dùng lưới hình rẽ quạt, tỷ số truyền giữa các cặp bánh răng ăn khớp trong mạch phản hồi sẽ quá lớn hoặc quá bé. PATT II(3) - I(1) - III(9) đảm bảo kích thước các bộ truyền đồng đều và hộp chạy dao nhỏ gọn.
5. Cải tiến kỹ thuật trên đĩa điều khiển hộp chạy dao của đồ án là gì?
Để giảm bớt số hàng lỗ phải khoan trên đĩa, tiết kiệm thời gian gia công và đơn giản hóa kết cấu đóng mở ly hợp khối C, tác giả không dùng lỗ mà tạo thành một đoạn gờ nổi trên đĩa I có chiều cao bằng đúng hành trình gạt của khối C ($L_C = 45$ mm).
Kết luận
Đồ án tốt nghiệp "Máy Công Cụ" của tác giả Nguyễn Mạnh Hùng đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế kỹ thuật máy phay đứng vạn năng 18 cấp tốc độ dựa trên nền tảng máy chuẩn 6H12. Nghiên cứu đã tính toán chi tiết từ hệ thống động học phân cấp hộp tốc độ và hộp chạy dao phản hồi, kiểm nghiệm sức bền các bộ phận cơ khí cốt lõi (động cơ 7 kW và 1,7 kW, bánh răng mô đun 3, trục vít me, trục truyền và ổ lăn 306), cho đến việc thiết kế cơ cấu điều khiển đĩa lỗ kết hợp gờ gạt định vị. Bản đồ án cung cấp tài liệu kỹ thuật có tính hệ thống cao, chuẩn xác về mặt dữ liệu và có giá trị tham khảo rõ ràng cho sinh viên và kỹ sư cơ khí chế tạo máy.
