Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong tiến trình phát triển của cuộc cách mạng khoa học kỹ thuật và sự nghiệp công nghiệp hóa, hiện đại hóa, cơ khí hóa và tự động hóa quá trình sản xuất đóng vai trò then chốt nhằm nâng cao năng suất lao động và phát triển nền kinh tế quốc dân. Trong toàn bộ hệ thống sản xuất công nghiệp, ngành chế tạo máy công cụ và trang thiết bị cơ khí giữ vị trí nền tảng, cung cấp tư liệu sản xuất cho toàn bộ các ngành kỹ thuật khác. Việc nghiên cứu, tính toán và thiết kế máy công cụ mới đòi hỏi sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết động học máy cắt kim loại, tính toán động lực học và sức bền cơ khí với các yêu cầu thực tiễn trong gia công cắt gọt.

Đồ án tốt nghiệp / Đồ án môn học Máy công cụ này tập trung giải quyết bài toán tính toán và thiết kế máy mới: "Máy tiện ren vít vạn năng", dựa trên việc nghiên cứu, phân tích động học máy chuẩn 1K62 và các dòng máy tiện tương tự.

Nhiệm vụ và nội dung nghiên cứu của đồ án được xác định theo 4 đề mục chính:

  1. Nghiên cứu máy tương tự và chọn máy chuẩn (khảo sát đặc tính kỹ thuật, xích truyền động, phương án không gian, phương án thứ tự và đồ thị vòng quay của máy chuẩn 1K62).
  2. Thiết kế máy mới (thiết lập chuỗi số vòng quay, tính toán hộp tốc độ, xác định số răng các cặp bánh răng và thiết kế hộp chạy dao tiện ren, tiện trơn).
  3. Tính toán sức bền chi tiết máy và động lực học toàn máy (xác định lực cắt, chọn động cơ điện chính, tính toán độ bền bánh răng, trục trung gian, mối ghép then, ổ lăn, cơ cấu vít me - đai ốc và ly hợp siêu việt).
  4. Thiết kế hệ thống điều khiển máy (theo đề cương chung của đồ án).

Đối tượng nghiên cứu trọng tâm là hệ thống truyền động động học và động lực học của máy tiện ren vít vạn năng hạng trung (chiều cao tâm máy 200 mm, công suất 10 kW). Phạm vi nghiên cứu bao gồm việc tính toán lý thuyết động học các chuỗi truyền động chính và chạy dao, tối ưu hóa kết cấu hộp tốc độ và hộp chạy dao, cùng các bước kiểm nghiệm sức bền chi tiết máy theo các chế độ thử tải và thử công suất điển hình.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và mô hình tính toán

Nghiên cứu áp dụng các quy chuẩn và lý thuyết chuyên ngành máy công cụ và chi tiết máy:

  • Lý thuyết động học máy cắt kim loại: Thiết lập chuỗi số vòng quay theo cấp số nhân với công bội tiêu chuẩn $\phi = 1,26$; phương pháp xây dựng đồ thị lưới kết cấu, phân tích phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT); nguyên lý giải quyết giới hạn lượng mở cực đại ($x_{max} \le 8$) bằng giải pháp tách đường truyền tốc độ cao (đường truyền tắt) và thu hẹp lượng mở.
  • Lý thuyết truyền động chạy dao: Cơ sở tính toán động học cơ cấu Noóc-tông (Norton), nhóm truyền gấp bội, tỷ số truyền bù và bánh răng thay thế để thực hiện cắt 4 loại ren tiêu chuẩn (ren Quốc tế, ren Modul, ren Anh, ren Pitch) và các bước tiện trơn dọc, ngang.
  • Lý thuyết động lực học và sức bền chi tiết máy: Phương pháp tính lực cắt $P_z, P_x, P_y$ và lực chạy dao $Q$ theo chế độ thử máy tiêu chuẩn; công thức tính công suất dẫn động chính và phụ; lý thuyết tính độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bánh răng theo ứng suất cho phép; phương pháp tính trục theo điều kiện mỏi với hệ số an toàn $S$; phương pháp tính chọn then theo độ bền dập và bền cắt; kiểm nghiệm khả năng tải động $C_d$ của ổ đũa côn; tính toán độ cứng, độ bền mòn và độ ổn định uốn dọc của trục vít me.

Phương pháp nghiên cứu

  • Phương pháp phân tích - so sánh tham số kỹ thuật các dòng máy công cụ tương tự để chọn máy chuẩn.
  • Phương pháp giải tích động học: Thiết lập phương trình cân bằng xích truyền động, xác định bội số chung nhỏ nhất để tính số răng $Z$ chính xác cho các khối bánh răng di trượt.
  • Phương pháp kiểm nghiệm sai số vòng quay tương đối $\Delta n$ so với chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn.
  • Phương pháp tính toán sức bền và kiểm nghiệm giới hạn an toàn chi tiết máy theo giáo trình chuyên ngành.

Nguồn dữ liệu và tài liệu kỹ thuật

Đồ án sử dụng số liệu thực nghiệm cắt gọt và các bảng tra cứu tiêu chuẩn từ các tài liệu:

  • Giáo trình Tính toán thiết kế máy cắt kim loại (TTTKMC).
  • Sổ tay Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1), bao gồm các bảng tra cứu động cơ điện (Bảng P1.2), kích thước ngõng trục và ổ lăn (Bảng P2.7, Bảng 11.3, 11.4), vật liệu và ứng suất tiếp xúc bánh răng (Bảng 6-1, 6-2), thông số then (Bảng 9.1, 9.5), hệ số tập trung ứng suất và độ bền mỏi của trục (Bảng 10.5, 10.9, 10.10, 10.12).

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Nghiên cứu máy tương tự - chọn máy chuẩn

Chương này tiến hành khảo sát các dòng máy tiện phổ biến và đi sâu phân tích máy chuẩn 1K62 thông qua việc so sánh các chỉ tiêu kỹ thuật với các dòng máy tiện cùng nhóm như T620, T616, 1A62, 1A616.

Chỉ tiêu kỹ thuật so sánh Máy T620 Máy T616 Máy 1A62 Máy 1A616
Công suất động cơ ($kW$) 10 4,5 7 4,5
Chiều cao tâm máy ($mm$) 200 160 200 200
Khoảng cách lớn nhất giữa hai mũi tâm ($mm$) 1400 750 1500 1000
Số cấp tốc độ 23 12 21 21
Số vòng quay nhỏ nhất $N_{min}$ ($vg/ph$) 12,5 44 11,5 11,2
Số vòng quay lớn nhất $N_{max}$ ($vg/ph$) 2000 1980 1200 2240
Lượng chạy dao dọc nhỏ nhất $S_{d,min}$ ($mm/vg$) 0,070 0,060 0,082 0,080
Lượng chạy dao dọc lớn nhất $S_{d,max}$ ($mm/vg$) 4,16 1,07 1,59 1,36
Lượng chạy dao ngang nhỏ nhất $S_{n,min}$ ($mm/vg$) 0,035 0,040 0,027 0,080
Lượng chạy dao ngang lớn nhất $S_{n,max}$ ($mm/vg$) 2,08 0,78 0,52 1,36
Các loại ren tiện được Quốc tế, Anh, Modul, Pitch Quốc tế, Anh, Modul, Pitch Quốc tế, Anh, Modul, Pitch Quốc tế, Anh, Modul, Pitch

Phân tích động học máy 1K62 chỉ ra các đặc điểm cấu tạo quan trọng:

  • Xích tốc độ trục chính: Nối từ động cơ $N = 10,kW$, $n = 1450,vg/ph$ qua bộ truyền đai thang vào hộp tốc độ tới trục VI. Đường quay thuận phân nhánh thành đường truyền tốc độ cao (truyền ngắn: $2 \times 3 \times 1 = 6$ cấp) và đường truyền tốc độ thấp ($2 \times 3 \times 3 \times 1 = 18$ cấp). Tổng số cấp danh nghĩa là 24, do trùng tốc độ tại $n_{18} = n_{19}$ nên thực tế có 23 cấp tốc độ riêng biệt biến thiên từ 12,5 đến 2000 $vg/ph$ với công bội $\phi = 1,26$.
  • Xích chạy dao cắt ren và tiện trơn: Cắt được 4 loại ren tiêu chuẩn gồm ren Quốc tế ($t_p$), ren Modul ($m$), ren Anh ($n$) và ren Pitch ($D_p$). Hệ thống điều khiển sử dụng 2 cặp bánh răng thay thế $u_{tt}$, cơ cấu Noóc-tông 7 bậc (dãy răng 26 đến 48) cho 7 bước ren cơ sở, kết hợp 2 khối bánh răng di trượt 2 bậc trên 3 trục tạo 4 tỷ số truyền gấp bội, cung cấp $7 \times 4 = 28$ bước ren cùng loại. Ngoài ra, máy tích hợp xích tiện ren khuếch đại (tăng bước lên 2, 8, 32 lần hoặc 4, 16 lần), xích tiện ren chính xác (truyền thẳng rút ngắn xích) và xích tiện ren mặt đầu Archimedes.
  • Bàn xe dao và cơ cấu phụ trợ: Chuyển động chạy dao dọc dùng bộ truyền bánh răng - thanh răng ($m=3$), chạy dao ngang dùng bộ truyền trục vít me - đai ốc ($t_x = 5,mm$). Xích chạy dao nhanh trang bị động cơ điện phụ công suất $1,kW$, $n = 1410,vg/ph$ kết nối qua ly hợp siêu việt trên trục trơn để triệt tiêu hiện tượng xoắn gãy trục khi làm việc song song. Bàn xe dao còn có cơ cấu đai ốc mở đôi ăn khớp vít me và cơ cấu an toàn ngắt truyền động khi quá tải.

Chương II: Thiết kế máy mới

Nội dung chương II trình bày toàn bộ quá trình tính toán động học hộp tốc độ và hộp chạy dao cho máy tiện mới.

1. Tính toán hộp tốc độ

  • Chuỗi số vòng quay trục chính: Với $Z = 23$, $n_{min} = 12,5,vg/ph$, $n_{max} = 2000,vg/ph$, công bội lý thuyết $\phi = \sqrt[22]{2000 / 12,5} \approx 1,259$, quy chuẩn theo tiêu chuẩn $\phi = 1,26$. Phạm vi điều chỉnh $R_n = 2000 / 12,5 = 160$. Số nhóm truyền tối thiểu xác định là $i = 4$.
  • Lựa chọn phương án không gian (PAKG): So sánh các phương án $24 \times 1$, $12 \times 2$, $3 \times 4 \times 2$, $6 \times 2 \times 2$, $2 \times 3 \times 2 \times 2$. Đồ án chọn PAKG $2 \times 3 \times 2 \times 2$ có tổng số bánh răng $S_z = 18$, số trục $S_{tr} = 5$, chiều dài hộp sơ bộ $L = 19b + 18f$, số bánh răng chịu mô men xoắn cực đại $M_{max}$ trên trục cuối cùng ít nhất.
  • Xử lý phương án thứ tự (PATT): Khảo sát 24 phương án thứ tự ($q = 4! = 24$), tất cả các phương án ban đầu đều có lượng mở cực đại $x_{max} = 12 > 8$ ($\phi^{12} = 1,26^{12} = 16 > 8$, không thỏa mãn điều kiện kết cấu). Tác giả áp dụng giải pháp thu hẹp lượng mở từ $x_{max}=12$ xuống $x_{max}=6$ trên đường truyền tốc độ thấp ($Z_1 = 2[1] \times 3[2] \times 2[6] \times 2[6] = 18$ tốc độ thực), đồng thời bổ sung đường truyền tốc độ cao (đường truyền tắt $Z_2 = 2[1] \times 3[2] = 6$ tốc độ). Tổng số cấp đạt $18 + 6 = 24$, sau khi trừ 1 cấp trùng ở vùng vận tốc $630,vg/ph$, máy đạt chính xác 23 cấp tốc độ làm việc.
  • Tính toán số răng các nhóm truyền:
    • Nhóm truyền đai từ động cơ vào trục I: Chọn $n_0 = 800,vg/ph$, tỷ số truyền $i_{đt} = 0,558$.
    • Nhóm truyền I: $i_1 = 1,25$ ($Z_1/Z_1' = 30/24$), $i_2 = 1,57$ ($Z_2/Z_2' = 33/21$), bội số chung $K = 18, E = 3$.
    • Nhóm truyền II: $i_3 = 0,41$ ($Z_3/Z_3' = 21/51$), $i_4 = 0,63$ ($Z_4/Z_4' = 28/44$), $i_5 = 1,0$ ($Z_5/Z_5' = 36/36$), $K = 72, E = 1$.
    • Nhóm truyền III: $i_6 = 0,25$ ($Z_6/Z_6' = 18/72$), $i_7 = 1,0$ ($Z_7/Z_7' = 45/45$), $K = 10, E = 9$.
    • Nhóm truyền IV: $i_8 = 0,25$ ($Z_8/Z_8' = 18/72$), $i_9 = 1,0$ ($Z_9/Z_9' = 45/45$), $K = 10, E = 9$.
    • Nhóm truyền V: $i_{10} = 0,5$ ($Z_{10}/Z_{10}' = 32/64$), $i_{11} = 1,59$ ($Z_{11}/Z_{11}' = 59/37$), $K = 96, E = 1$.
  • Kiểm nghiệm sai số vòng quay: Giới hạn sai số cho phép $[\Delta n] = 10(\phi - 1) = 2,6%$. Các cấp tốc độ tính toán đều nằm trong dung sai cho phép (cấp 1 đạt $+1,9%$, cấp 6 đạt $+1,8%$).

2. Tính toán hộp chạy dao

  • Sắp xếp bước ren: Phân chia các bước ren gia công thành nhóm cơ sở và nhóm khuếch đại:
    • Ren Quốc tế: nhóm cơ sở $t_p = 1 \div 12,mm$; nhóm khuếch đại $t_p = 14 \div 192,mm$.
    • Ren Modul: nhóm cơ sở $m = 0,5 \div 3,mm$; nhóm khuếch đại $m = 3,25 \div 48,mm$.
    • Ren Anh: $n = 2 \div 24$ ren/inch.
    • Ren Pitch: nhóm cơ sở $D_p = 96 \div 7$; nhóm khuếch đại $D_p = 6 \div 1$.
  • Bộ bánh răng Noóc-tông: Khối bánh răng hình tháp gồm 7 bậc với số răng lần lượt là $Z = 26, 28, 32, 36, 40, 44, 48$. Bánh răng $Z = 38$ bị loại bỏ vì chỉ phục vụ bước ren Anh $n = 19$, việc loại bỏ giúp rút ngắn khoảng cách gối đỡ, tăng độ cứng vững cho trục.
  • Nhóm truyền gấp bội: Sử dụng PAKG $2 \times 2$ (gồm 8 bánh răng, 3 trục) với PATT I-II. Các cặp bánh răng tính toán được gồm: nhóm 1 ($Z_1/Z_1' = 18/45$, $Z_2/Z_2' = 28/35$, $K = 63$), nhóm 2 ($Z_3/Z_3' = 15/48$, $Z_4/Z_4' = 35/28$, $K = 63$).
  • Lượng chạy dao tiện trơn: Toàn bộ đường tiện trơn kế thừa đường xích cắt ren qua cặp bánh răng $28/56$ vào hộp xe dao. Để đạt lượng chạy dao tối thiểu yêu cầu ($S_{dọc,min} = 0,06,mm/vg$, $S_{ngang,min} = 0,03,mm/vg$), cặp trục vít trong hộp xe dao được hiệu chỉnh từ $6/28$ xuống $4/28$.

Chương III: Thiết kế động lực học toàn máy

Chương III giải quyết các bài toán tính toán động lực học, chọn công suất động cơ và kiểm nghiệm độ bền các cụm chi tiết máy chính.

1. Tính toán lực cắt và công suất động cơ

  • Lực cắt và lực chạy dao:
    • Chế độ thử tải (vật liệu thép 45, $HB = 270$, $n = 40,vg/ph$, $S = 1,4,mm/vg$, $t = 6,mm$): Lực cắt tiếp tuyến $P_z = 6945,N$, lực chạy dao $Q = 1,15 P_x + f(P_z + G) = 3792,N$ (với trọng lượng bàn dao $G = 2500,N$, hệ số ma sát $f = 0,16$).
    • Chế độ thử công suất (phôi đường kính $d = 70,mm$, thép 45, dao T15K6, $n = 400,vg/ph$, $S = 0,39,mm/vg$, $t = 5,mm$): Lực cắt $P_z = 2431,N$, vận tốc cắt $v = 87,96,m/ph$, công suất cắt $N_c = 7,23,kW$.
  • Xác định công suất động cơ chính:
    • Công suất cung cấp cho hộp tốc độ: $N_{tđ} = N_c / \eta = 7,23 / 0,75 = 9,64,kW$ (hiệu suất truyền động $\eta = 0,75$).
    • Công suất tiêu hao cho chuyển động chạy dao: $N_{cd} = 0,506,kW$.
    • Tổng công suất yêu cầu: $N_{đc} = 9,64 + 0,506 = 10,146,kW$.
    • Động cơ điện được chọn: Kiểu động cơ Đk 62-4, công suất danh định $10,kW$, tốc độ định mức $1460,vg/ph$ (chấp nhận làm việc với hệ số quá tải nhỏ cho phép).

2. Tính toán sức bền chi tiết máy

  • Cặp bánh răng 15/48 (trục XIII - XIV): Công suất $N = 0,272,kW$, $M = 373911,4,Nmm$, $n_t = 6,94,vg/ph$. Vật liệu bánh nhỏ là thép 40X thấm Nitơ đạt độ cứng 60 HRC; bánh lớn là thép 40X tôi thể tích đạt 45 HRC. Mô đun tính toán theo độ bền tiếp xúc và kiểm nghiệm bền uốn đạt giá trị tiêu chuẩn $m = 2,5,mm$.
  • Trục trung gian XIII: Đường kính tính toán sơ bộ $d_{sb} = 30,mm$. Tính toán phản lực gối đỡ, mô men uốn tổng $M_u$ và mô men tương đương $M_{tđ}$ xác định tiết diện nguy hiểm tại điểm lắp bánh răng 2. Đường kính trục thiết kế chọn $d = 35,mm$, ngõng trục $d_0 = 30,mm$. Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi đạt $S = 1,95 > [S] = 1,5$, đảm bảo độ cứng vững và an toàn mỏi.
  • Tính toán mối ghép then: Then bằng có kích thước tiết diện $b \times h = 10 \times 8,mm$, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 5,mm$. Ứng suất dập và cắt tính toán vượt quá giới hạn bền cho phép của 1 then ($[\sigma_d] = 100,MPa, [\tau_c] = 70,MPa$), do đó kết cấu bắt buộc bố trí 2 then đối xứng để đảm bảo tải trọng.
  • Tính chọn ổ lăn trục XIII: Chọn ổ đũa côn cỡ trung rộng ký hiệu 7606 ($d = 30,mm, D = 72,mm, B = 27,mm$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 51,kN$, tải động $C = 63,kN$). Tải trọng quy ước trên ổ nguy hiểm là $Q = 19,218,kN$, tuổi thọ ổ $L = 19,99$ triệu vòng ($48000$ giờ). Khả năng tải động tính toán $C_d = 47,2,kN < C = 61,3,kN$, thỏa mãn điều kiện bền động.
  • Cơ cấu trục vít me - đai ốc: Bước vít me $t_v = 12,mm$, lực kéo dọc trục $Q = 3792,N$. Đường kính ngoài $d_e = 44,mm$, đường kính trong $d_i = 31,mm$, đường kính trung bình $d_{tb} = 37,5,mm$. Kiểm nghiệm ứng suất tương đương đạt yêu cầu; sai số bước ren do biến dạng kéo nén $\Delta t \le 0,006,mm$ (đảm bảo độ cứng); hệ số dự trữ ổn định uốn dọc đạt $n_y \ge [n_y] = 2,5 \div 4$ với chiều dài làm việc $L_v = 1500,mm$.
  • Cơ cấu ly hợp siêu việt: Bố trí trên trục XVI ở đầu ra trục trơn. Vỏ ngoài và lõi có kích thước danh định $D = 60,mm$, góc chêm tự hãm $a = 36^\circ$, chiều dài con lăn $L \ge 1,5d$, hệ số ma sát $f = 0,09$. Cơ cấu đảm bảo khả năng ngắt tự động truyền động công tác khi đóng xích chạy dao nhanh.

Thiết kế và triển khai kỹ thuật

Tổng hợp thông số kỹ thuật hệ thống máy mới thiết kế

Cụm kết cấu / Cơ cấu Thông số kỹ thuật thiết kế Giá trị / Quy chuẩn xác lập
Động cơ điện chính Kiểu loại / Công suất / Vòng quay Đk 62-4 / $10,kW$ / $1460,vg/ph$
Hộp tốc độ trục chính Số cấp tốc độ ($Z$) / Phạm vi tốc độ 23 cấp ($12,5 \div 2000,vg/ph$), $\phi = 1,26$
Phương án không gian (PAKG) $2 \times 3 \times 2 \times 2$ (đường thấp) + $2 \times 3 \times 1$ (đường cao)
Số trục ($S_{tr}$) / Số bánh răng ($S_z$) 5 trục / 18 bánh răng
Tốc độ trục I ($n_0$) / Tỷ số đai ($i_{đt}$) $800,vg/ph$ / $0,558$
Hộp chạy dao Cơ cấu Noóc-tông (Norton) 7 bậc bánh răng ($Z = 26, 28, 32, 36, 40, 44, 48$)
Nhóm gấp bội PAKG $2 \times 2$ (4 tỷ số truyền, PATT I-II)
Khả năng tiện ren Ren Quốc tế ($1 \div 192,mm$), Modul ($0,5 \div 48$), Anh ($2 \div 24$), Pitch ($96 \div 1$)
Lượng chạy dao tiện trơn $S_{dọc,min} = 0,06,mm/vg$; $S_{ngang,min} = 0,03,mm/vg$
Bàn xe dao & Chạy nhanh Động cơ phụ chạy dao nhanh Công suất $1,kW$, vòng quay $1410,vg/ph$
Cơ cấu phối hợp truyền động Ly hợp siêu việt đặt trên trục XVI ($D=60,mm, a=36^\circ$)
Trục trung gian XIII Kích thước ngõng trục / Lắp bánh răng $d_0 = 30,mm$ / $d = 35,mm$; Hệ số an toàn mỏi $S = 1,95$
Mối ghép then 2 then bằng ($b \times h = 10 \times 8,mm, t_1 = 5,mm$)
Ổ lăn đỡ trục Ổ đũa côn 7606 ($C = 63,kN, C_d = 47,2,kN$)
Trục vít me Kích thước hình học ($d_e / d_i / d_{tb}$) $44,mm$ / $31,mm$ / $37,5,mm$, bước vít me $t_v = 12,mm$
Kiểm nghiệm độ cứng và ổn định Sai số $\Delta t \le 0,006,mm$, hệ số ổn định $n_y \ge 2,5 \div 4$

Bảng tính toán động lực học các trục từ IX đến XIII

Trục $n_{min}$ ($vg/ph$) $n_{max}$ ($vg/ph$) $n_{tinh}$ ($vg/ph$) $M_{X,tinh}$ ($Nmm$) $N_{truc}$ ($kW$) $d_{sb}$ ($mm$) $d_{chon}$ ($mm$)
IX 5,25 1680 22,2 2193 0,164 21,8 30
X 5,25 1680 22,2 2084 0,156 21,4 30
XI 4,41 2419 21,3 2064 0,149 21,3 30
XII 4,41 2419 17,9 1936 0,131 20,99 30
XIII 3,76 1935 4,84 2923 0,125 18,95 20

Kết quả và đóng góp

Kết quả chính

  • Xác lập hoàn chỉnh chuỗi động học hộp tốc độ với 23 cấp tốc độ thực tế ($12,5 \div 2000,vg/ph$), giải quyết triệt để vấn đề độ mở $x_{max} = 12 > 8$ thông qua cấu trúc phân nhánh kết hợp thu hẹp lượng mở.
  • Tính toán chính xác thông số răng của 5 nhóm truyền trong hộp tốc độ và 2 nhóm truyền trong cơ cấu gấp bội của hộp chạy dao, đảm bảo sai số tốc độ thực tế nằm trong phạm vi cho phép $[\Delta n] \le 2,6%$.
  • Tối ưu hóa kết cấu hộp chạy dao với cơ cấu Noóc-tông 7 bậc và nhóm gấp bội $2 \times 2$, đáp ứng khả năng tiện 4 hệ ren (Quốc tế, Modul, Anh, Pitch) cùng các bước tiện trơn dọc và ngang.
  • Hoàn thành tính toán kiểm nghiệm bền chi tiết máy then chốt: chọn động cơ Đk 62-4 ($10,kW$), bộ truyền bánh răng $m = 2,5,mm$ (thép 40X), trục XIII ($d = 35,mm$, hệ số an toàn mỏi $S = 1,95$), liên kết 2 then bằng, ổ lăn đũa côn 7606, trục vít me ($d_e = 44,mm, t_v = 12,mm$) và cụm ly hợp siêu việt ($D = 60,mm$).

Đóng góp kỹ thuật

  • Đưa ra giải pháp bố trí kết cấu hợp lý cho hộp tốc độ máy tiện vạn năng công suất trung bình, giúp giảm kích thước chiều dài hộp ($L = 19b + 18f$) và giảm tải mô men xoắn trên trục chính.
  • Cải tiến cụm Noóc-tông bằng việc loại bỏ bánh răng thừa $Z=38$, giúp nâng cao độ cứng vững của trục mang khối bánh răng hình tháp mà vẫn duy trì đầy đủ khả năng gia công các loại ren tiêu chuẩn phổ biến.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế

  • Nội dung văn bản tập trung vào tính toán động học và kiểm nghiệm độ bền cho một số chi tiết máy đại diện (cặp bánh răng 15/48, trục XIII, ổ đũa côn 7606, then, vít me và ly hợp siêu việt); chưa trình bày bảng kiểm nghiệm ứng suất cho toàn bộ các trục và các cặp bánh răng còn lại trong hộp tốc độ.
  • Chương IV (Thiết kế hệ thống điều khiển) được nêu trong đề cương tổng thể ở phần mở đầu nhưng chưa được trình bày chi tiết trong phần nội dung văn bản này.

Hướng nghiên cứu tiếp

  • Mở rộng tính toán sức bền và kiểm nghiệm dao động xoắn, dao động uốn cho toàn bộ hệ thống trục từ trục I đến trục VI (trục chính).
  • Thiết kế chi tiết hệ thống điều khiển cơ - điện, cơ cấu gạt bánh răng di trượt, hệ thống bôi trơn cưỡng bức và hệ thống làm mát phục vụ gia công cắt gọt thực tế.

Giá trị tham khảo

Tài liệu này là nguồn tham khảo hữu ích cho sinh viên, kỹ sư và cán bộ kỹ thuật thuộc các chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện:

  • Đồ án môn học Máy công cụ / Máy cắt kim loại.
  • Đồ án môn học Chi tiết máy / Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  • Đồ án tốt nghiệp đại học chuyên ngành Cơ khí chế tạo máy.

Các nội dung có giá trị thực tiễn và tính phương pháp luận cao gồm:

  • Quy trình phân tích, lựa chọn phương án không gian, phương án thứ tự và phương pháp khử trùng cấp tốc độ trong hộp tốc độ nhiều cấp.
  • Phương pháp tính toán bánh răng cơ cấu Noóc-tông và nhóm gấp bội để thiết kế hộp chạy dao tiện ren đa năng.
  • Trình tự mẫu trong việc tính toán tải trọng, kiểm nghiệm mỏi trục, kiểm nghiệm tải động ổ lăn và tính toán ổn định cơ cấu vít me - đai ốc.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao hộp tốc độ phải tách thành hai đường truyền (tốc độ thấp và tốc độ cao)?

Theo tính toán ban đầu với phương án thứ tự của nhóm truyền 4 cấp, lượng mở cực đại đạt $x_{max} = 12$, dẫn đến $\phi^{x_{max}} = 1,26^{12} = 16 > 8$ (vi phạm điều kiện giới hạn kết cấu bánh răng trong máy công cụ). Việc tách thành đường truyền tốc độ thấp ($Z_1 = 18$ cấp sau khi thu hẹp lượng mở) và đường truyền tắt tốc độ cao ($Z_2 = 6$ cấp) giúp khống chế lượng mở tối đa $x_{max} \le 6$, đảm bảo tỷ số truyền giảm dần đều đặn và kết cấu hộp nhỏ gọn.

2. Vì sao cơ cấu Noóc-tông trong hộp chạy dao lại loại bỏ bánh răng có số răng $Z = 38$?

Bánh răng $Z = 38$ chỉ phục vụ duy nhất việc cắt loại ren Anh có bước $n = 19$ ren/inch, hoàn toàn không tham gia vào việc cắt 3 loại ren còn lại (Quốc tế, Modul, Pitch). Việc loại bỏ bánh răng này giúp giảm số lượng bánh răng trên tháp Noóc-tông từ 8 xuống 7 bánh, rút ngắn khoảng cách giữa hai gối đỡ và tăng cường độ cứng vững cho trục.

3. Động cơ điện chính được lựa chọn theo tiêu chuẩn nào và có thông số ra sao?

Động cơ điện chính được chọn dựa trên tổng công suất yêu cầu $N_{đc} = N_{tđ} + N_{cd} = 9,64 + 0,506 = 10,146,kW$. Tác giả tra bảng P1.2 và chọn động cơ kiểu Đk 62-4 có công suất danh định $10,kW$, tốc độ định mức $1460,vg/ph$, đáp ứng tốt chế độ cắt gọt thông qua khả năng làm việc quá tải ngắn hạn của động cơ.

4. Tại sao trên trục trung gian XIII bắt buộc phải sử dụng hai then thay vì một then?

Khi tính toán kiểm nghiệm mối ghép then bằng ($b \times h = 10 \times 8,mm$) chịu mô men xoắn $M_z = 373911,4,Nmm$, ứng suất dập và ứng suất cắt sinh ra trên một then đều vượt quá giới hạn ứng suất cho phép của vật liệu thép 45 ($[\sigma_d] = 100,MPa$, $[\tau_c] = 70,MPa$). Do đó, giải pháp kỹ thuật bắt buộc là phải bố trí 2 then để phân bố đều tải trọng.

5. Cơ cấu ly hợp siêu việt trên trục XVI có vai trò gì trong quá trình vận hành?

Trục trơn (trục XVI) nhận chuyển động từ hai nguồn độc lập: truyền động công tác từ động cơ chính và truyền động chạy dao nhanh từ động cơ phụ ($1,kW$). Ly hợp siêu việt dạng con lăn tự hãm có nhiệm vụ tự động ngắt liên kết truyền động từ động cơ chính khi động cơ chạy nhanh hoạt động với vận tốc lớn hơn, tránh hiện tượng xung đột vận tốc gây xoắn gãy trục trơn.

Kết luận

Đồ án đã hoàn thành nhiệm vụ tính toán và thiết kế động học, động lực học cho máy tiện ren vít vạn năng công suất 10 kW dựa trên mô hình máy chuẩn 1K62. Tác giả đã giải quyết hiệu quả bài toán giới hạn lượng mở trong hộp tốc độ 23 cấp bằng cấu trúc phân nhánh và tối ưu hóa hộp chạy dao tiện 4 hệ ren với tháp Noóc-tông 7 bậc. Toàn bộ các chi tiết máy quan trọng gồm động cơ Đk 62-4, hệ bánh răng, trục trung gian XIII, then kép, ổ đũa côn 7606, trục vít me và ly hợp siêu việt đều được kiểm nghiệm đạt độ bền và độ cứng vững theo tiêu chuẩn kỹ thuật.