Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong ngành công nghiệp chế tạo cơ khí, máy cắt gọt kim loại giữ vai trò trung tâm tại các phân xưởng sản xuất, quyết định trực tiếp đến năng suất lao động và độ chính xác của sản phẩm gia công. Mặc dù xu hướng phát triển công nghệ hiện đại hướng mạnh đến tự động hóa và các hệ thống máy điều khiển số (NC, CNC), nền tảng tính toán và thiết kế máy công cụ truyền thống (máy vạn năng) vẫn là cơ sở lý thuyết cốt lõi đối với kỹ sư cơ khí chế tạo máy.

Đồ án tập trung giải quyết bài toán thiết kế một máy phay vạn năng mới trên cơ sở kế thừa, phân tích và cải tiến các đặc tính kỹ thuật từ máy mẫu tham khảo 6H82 (Liên Xô), nhằm nâng cao hiệu suất truyền động và độ chính xác của chuỗi số vòng quay. Nhiệm vụ nghiên cứu được xác định cụ thể qua 4 nội dung chính:

  1. Nghiên cứu nhóm máy có tính năng kỹ thuật tương đương (cùng cỡ) đã có trên cơ sở phân tích máy phay vạn năng 6H82.
  2. Thiết kế hệ thống truyền dẫn cho máy thiết kế mới, bao gồm hộp tốc độ và hộp chạy dao.
  3. Tính toán công suất động lực học và kiểm nghiệm độ bền cho các cơ cấu chính (trục chính, cặp bánh răng chịu tải).
  4. Tính toán và thiết kế kết cấu hệ thống điều khiển chọn trước tốc độ và lượng chạy dao.

Đối tượng nghiên cứu của công trình là hệ thống truyền động động học, động lực học và kết cấu cơ khí của máy phay vạn năng. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong phạm vi thiết kế máy phay cỡ số 2, công suất động cơ chính 7 kW, công suất động cơ chạy dao 1,7 kW, thực hiện tại Trường Cơ khí – Đại học Bách khoa Hà Nội (Học kỳ 20223, bảo vệ năm 2024).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết truyền dẫn máy cắt kim loại và nguyên lý thiết kế chi tiết máy:

  • Khung lý thuyết tính toán động học: Sử dụng quy luật cấp số nhân để thiết lập chuỗi số vòng quay và chuỗi lượng chạy dao với công bội tiêu chuẩn $\varphi = 1,26$. Vận dụng lý thuyết phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT) để phân tích cấu trúc hộp tốc độ và hộp chạy dao, đảm bảo điều kiện giới hạn tỷ số truyền $1/4 \le i \le 2$ và độ mở nhóm khuếch đại cực đại $\varphi^{(p-1)X_{\max}} \le 8$.
  • Phương pháp phân tích động học máy mẫu: Thiết lập phương trình xích tốc độ, xích chạy dao công tác và xích chạy dao nhanh của máy 6H82; xây dựng lưới kết cấu, đồ thị vòng quay và tính toán sai số vòng quay theo công thức $[\Delta n] = \pm 10(\varphi - 1)% = \pm 2,6%$.
  • Phương pháp giải tích và tối ưu hóa số răng: Áp dụng phương pháp Bội số chung nhỏ nhất (BSCNN) để tính toán số răng của từng nhóm truyền động, kết hợp giải pháp sử dụng bánh răng dùng chung nhằm tối ưu hóa kích thước chiều trục của hộp tốc độ.
  • Phương pháp tính toán động lực học và sức bền: Tính toán công suất, mô-men xoắn tính toán $M_{x\max}$ trên từng trục; xác định tải trọng uốn, tiếp xúc trên các cặp bánh răng truyền động cuối; thiết lập sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô-men uốn/xoắn trên hệ trục chính 3 gối đỡ.
  • Nguồn dữ liệu: Hồ sơ kỹ thuật máy phay 6H82, các tiêu chuẩn thiết kế máy công cụ và thông số đề bài thiết kế số 170.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống truyền động và kết cấu của máy phay vạn năng mới được thiết kế đồng bộ từ sơ đồ kết cấu động học tổng thể đến các cơ cấu cụ thể:

Thông số kỹ thuật Máy tham khảo 6H82 Máy thiết kế mới
Công suất động cơ chính ($N_c$) $7\text{ kW}$ ($n = 1440\text{ vg/ph}$) $7\text{ kW}$ ($n = 1440\text{ vg/ph}$)
Công suất động cơ chạy dao ($N_{cd}$) $1,7\text{ kW}$ ($n = 1420\text{ vg/ph}$) $1,7\text{ kW}$ ($n = 1420\text{ vg/ph}$)
Số cấp tốc độ trục chính ($Z_{Tc}$) 18 18
Phạm vi tốc độ trục chính ($n_{Tc}$) $30 \div 1500\text{ vg/ph}$ $33,5 \div 1704\text{ vg/ph}$
Công bội chuỗi tốc độ ($\varphi_{Tc}$) 1,26 1,26
Phạm vi điều chỉnh tốc độ ($R_n$) 50 50,85
Số cấp lượng chạy dao ($Z_{cd}$) 18 18
Lượng chạy dao công tác ($S_d$) $23,5 \div 2300\text{ mm/ph}$ $23,6 \div 2300\text{ mm/ph}$
Tốc độ chạy dao nhanh ($S_{nh}$) $2300\text{ mm/ph}$ $2300\text{ mm/ph}$
Bước vít me chạy dao ($t_v$) $6\text{ mm}$ $6\text{ mm}$

Kiến trúc truyền dẫn và cơ cấu cơ khí chính

  • Hộp tốc độ trục chính: Bố trí 4 trục truyền động với 3 nhóm truyền ($3 \times 3 \times 2 = 18$ cấp tốc độ). Sử dụng bánh răng dùng chung $Z = 43$ tại trục III nhằm rút ngắn chiều dài trục và giảm khối lượng hộp truyền động.
  • Hộp chạy dao và cơ cấu phản hồi: Phân chia thành phần dùng chung (từ động cơ đến trục VII) và phần riêng biệt dẫn động 3 trục vít me (dọc, ngang, đứng) có cùng bước ren $t_v = 6\text{ mm}$. Tích hợp cơ cấu phản hồi để thu gọn kích thước không gian và bố trí nằm ngang gọn gàng dưới đáy thân máy.
  • Hệ thống điều khiển đĩa lỗ: Ứng dụng hệ thống 2 đĩa lỗ xếp chồng kết hợp hệ thống chốt gạt và định vị bi để điều khiển đồng thời các khối bánh răng di trượt A, B, C, D, cho phép chọn trước cấp tốc độ và lượng chạy dao trong thời gian máy đang chạy, giảm thiểu thời gian phụ.
  • Hệ trục chính 3 gối đỡ: Bố trí 2 ổ đũa côn đỡ chặn ở gần đầu trục mang dao (chịu lực cắt chính và mô-men xoắn lớn) và 1 ổ bi đỡ phụ ở đuôi trục, triệt tiêu biến dạng uốn và chống rung lắc trong quá trình cắt gọt nặng.
  • Cụm an toàn và triệt tiêu khe hở: Bố trí cụm ly hợp bi an toàn $M_2$, ly hợp vấu $M_3$ và ly hợp ma sát $M_4$ trên trục VI của xích chạy dao để đóng ngắt chế độ làm việc và bảo vệ quá tải; tích hợp cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me – đai ốc phục vụ phay thuận.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Nghiên cứu nhóm máy có tính năng kỹ thuật tương đương (cùng cỡ) đã có

Chương I phân tích toàn diện cấu trúc động học và các cụm kết cấu đặc trưng của máy phay vạn năng 6H82. Phương trình xích tốc độ của máy 6H82 được xác định từ động cơ chính $N_c = 7\text{ kW}$ ($n = 1440\text{ vg/ph}$) qua các tỷ số truyền:

$$1440 \times \frac{26}{54} \times \left[ \frac{19}{36}, \frac{16}{39}, \frac{22}{33} \right] \times \left[ \frac{18}{47}, \frac{28}{37}, \frac{39}{26} \right] \times \left[ \frac{19}{71}, \frac{82}{38} \right] = n_{Tc}\ (30 \div 1500\text{ vg/ph})$$

Kết quả khảo sát động học 6H82 chỉ ra rằng chuỗi tốc độ trục chính có phương án không gian $\text{PAKG} = 3 \times 3 \times 2$, phương án thứ tự $\text{PATT} = \text{I - II - III}$ với đặc tính nhóm $[1][3][9]$.

Tuy nhiên, kiểm tra sai số vòng quay của máy 6H82 cho thấy có 5 cấp tốc độ vượt quá phạm vi cho phép $[\Delta n] = \pm 2,6%$, gồm: $n_1 = 30\text{ vg/ph}$ ($\Delta n = +2,827%$), $n_4 = 60\text{ vg/ph}$ ($\Delta n = +3,993%$), $n_7 = 118\text{ vg/ph}$ ($\Delta n = +3,239%$), $n_9 = 230\text{ vg/ph}$ ($\Delta n = -3,078%$) và $n_{16} = 950\text{ vg/ph}$ ($\Delta n = +3,084%$).

Trong xích chạy dao, máy 6H82 phân chia thành 9 tốc độ trực tiếp ($190 \div 1180\text{ mm/ph}$) và 9 tốc độ gián tiếp ($23,5 \div 150\text{ mm/ph}$) cùng đường chạy dao nhanh $2300\text{ mm/ph}$. Sai số lượng chạy dao của máy 6H82 cũng có cấp $n_{14}$ vượt ngưỡng với sai số $2,71%$.

Ngoài ra, chương này làm rõ nguyên lý làm việc của cơ cấu đĩa lỗ chọn trước tốc độ, cơ cấu khử khe hở vít me khi phay thuận, hệ thống ly hợp liên hợp trên trục VI và gối đỡ phụ 3 ổ của trục chính.

Chương II: Thiết kế truyền dẫn máy thiết kế mới

Chương II thực hiện thiết kế chi tiết xích truyền dẫn hộp tốc độ và hộp chạy dao cho máy mới với dải tốc độ $n_{Tc} = 33,5 \div 1704\text{ vg/ph}$ ($R_n = 50,85$, $\varphi = 1,26$).

Tác giả so sánh 6 phương án không gian khả thi ($18 \times 1, 9 \times 2, 6 \times 3, 3 \times 3 \times 2, 3 \times 2 \times 3, 2 \times 3 \times 3$) và 6 phương án thứ tự tương ứng. Phương án tối ưu được lựa chọn là $\text{PAKG} = 3 \times 3 \times 2$, $\text{PATT} = \text{I - II - III}$ với đặc tính nhóm $[1][3][9]$. Cấu trúc này tạo biểu đồ lưới kết cấu hình rẻ quạt mở đều, giúp tỷ số truyền thay đổi êm, giảm kích thước vỏ hộp và chỉ để 2 bánh răng chịu mô-men xoắn cực đại trên trục cuối.

Tỷ số truyền và số răng các nhóm truyền động của hộp tốc độ máy mới được tính toán theo phương pháp BSCNN:

Nhóm truyền động Ký hiệu tỷ số truyền Tỷ số truyền giải tích ($i$) Số răng bánh răng chủ động / bị động ($Z / Z'$) Tổng số răng nhóm ($\sum Z$)
Nhóm I (Trục II $\to$ III) $i_1$ $1/\varphi^4 \approx 0,397$ $17 / 43$ 60
$i_2$ $1/\varphi^3 \approx 0,499$ $20 / 40$ 60
$i_3$ $1/\varphi^2 \approx 0,629$ $23 / 37$ 60
Nhóm II (Trục III $\to$ IV) $i_4$ $1/\varphi^4 \approx 0,400$ $20 / 50$ 70
$i_5$ $1/\varphi \approx 0,794$ $31 / 39$ 70
$i_6$ $\varphi^2 \approx 1,592$ $43 / 27$ 70
Nhóm III (Trục IV $\to$ V) $i_7$ $1/\varphi^6 \approx 0,250$ $18 / 72$ 90
$i_8$ $\varphi^3 \approx 2,000$ $60 / 30$ 90

Đầu vào hộp tốc độ sử dụng cặp bánh răng truyền cố định $i_0 = 18/31$, đưa tốc độ trung gian $n_0 = 1440 \times (18/31) \approx 836,13\text{ vg/ph}$ về gần với cấp tốc độ $n_{15} = 850\text{ vg/ph}$.

Kết quả tính toán sai số động học 18 cấp tốc độ thực tế ($n_{tt}$) so với tiêu chuẩn ($n_{TC}$) của hộp tốc độ máy mới:

Cấp tốc độ $n_{TC}\text{ (vg/ph)}$ $n_{tt}\text{ (vg/ph)}$ Sai số $\Delta n\ (%)$ Cấp tốc độ $n_{TC}\text{ (vg/ph)}$ $n_{tt}\text{ (vg/ph)}$ Sai số $\Delta n\ (%)$
$n_1$ 33,5 33,05 +1,34% $n_{10}$ 265 267,45 -0,92%
$n_2$ 42,5 41,81 +1,62% $n_{11}$ 335 337,45 -0,73%
$n_3$ 53 51,98 +1,92% $n_{12}$ 420 415,80 +1,00%
$n_4$ 67 65,69 +1,96% $n_{13}$ 530 535,51 -0,45%
$n_5$ 85 83,07 +2,27% $n_{14}$ 670 664,62 +0,80%
$n_6$ 105 103,28 +1,63% $n_{15}$ 850 858,94 -1,05%
$n_7$ 132 134,61 -1,98% $n_{16}$ 1050 1052,90 -0,28%
$n_8$ 170 166,45 +2,09% $n_{17}$ 1320 1331,61 -0,88%
$n_9$ 210 206,94 +1,45% $n_{18}$ 1700 1666,52 +1,97%

Toàn bộ 18 cấp tốc độ máy mới đều thỏa mãn điều kiện sai số cho phép ($|\Delta n| \le 2,6%$).

Đối với hộp chạy dao, chuỗi số vòng quay trục vít me dọc ($t_v = 6\text{ mm}$) được xác lập từ $n_{s1} = 4\text{ vg/ph}$ đến $n_{s18} = 200\text{ vg/ph}$, đáp ứng phạm vi lượng chạy dao $S_{d\min} = 23,6\text{ mm/ph}$ và chạy dao nhanh $2300\text{ mm/ph}$.

Chương III: Tính toán công suất và tính bền cho một cơ cấu chính

Chương III xác định các thông số động lực học, bao gồm công suất, hiệu suất truyền động và mô-men xoắn trên các trục từ động cơ chính ($7\text{ kW}$) và động cơ chạy dao ($1,7\text{ kW}$). Tác giả tiến hành tính toán thiết kế chi tiết cho cặp bánh răng chịu tải nặng nhất ở nhóm truyền cuối cùng của hộp tốc độ (cặp $Z_7 = 18$, $Z'_7 = 72$):

  • Lựa chọn vật liệu chế tạo bánh răng, nhiệt luyện đạt độ cứng bề mặt theo yêu cầu.
  • Tính toán mô-đun pháp tuyến $m$, khoảng cách trục $a_w$, chiều rộng vành răng $b$.
  • Kiểm tra sức bền tiếp xúc $[\sigma_H]$ và sức bền uốn $[\sigma_F]$ dưới tác dụng của mô-men xoắn lớn nhất khi trục chính làm việc ở cấp tốc độ thấp nhất $n_{\min} = 33,5\text{ vg/ph}$.
  • Xây dựng sơ đồ khoảng cách đặt lực và vẽ biểu đồ mô-men uốn, mô-men xoắn cho trục chính mang kết cấu 3 gối đỡ.

Chương IV: Tính toán và chọn kết cấu hệ thống điều khiển

Chương IV trình bày giải pháp kết cấu của hệ thống điều khiển chọn trước tốc độ kiểu đĩa lỗ:

  • Xác định hành trình dịch chuyển dọc trục của các khối bánh răng di trượt (khối A, B trên trục II; khối C trên trục III; khối D trên trục IV) tương ứng với các vị trí ăn khớp trái, giữa, phải trên bản vẽ thực tế.
  • Thiết kế kết cấu hệ thống hai đĩa lỗ đặt đồng trục: Sự phối hợp giữa các lỗ khoét trên đĩa và các chốt đẩy quyết định vị trí gạt của từng càng gạt bánh răng.
  • Bố trí cơ cấu núm vặn chọn trước tốc độ kết hợp cơ cấu định vị bi giúp cố định chính xác vị trí đĩa lỗ trước khi thực hiện thao tác đóng gạt ly hợp.

Kết quả và đóng góp

Kết quả chính

  • Thiết lập hoàn chỉnh sơ đồ động học máy phay vạn năng mới gồm hộp tốc độ 18 cấp ($33,5 \div 1704\text{ vg/ph}$) và hộp chạy dao 18 cấp ($23,6 \div 2300\text{ mm/ph}$).
  • Tính toán chính xác thông số hình học và số răng của 8 cặp bánh răng trong 3 nhóm truyền động hộp tốc độ.
  • Khắc phục hoàn toàn tình trạng sai số vượt ngưỡng của máy tham khảo 6H82: 100% các cấp tốc độ thiết kế mới đều có sai số nằm trong giới hạn chuẩn từ $-1,98%$ đến $+2,27%$ (so với mức cho phép $\pm 2,6%$).

Giải pháp kỹ thuật đề xuất

  • Tối ưu hóa không gian hộp tốc độ bằng việc sử dụng bánh răng dùng chung $Z = 43$ tại trục III, giúp giảm tổng số chi tiết bánh răng và thu gọn chiều dài trục.
  • Áp dụng phương án thứ tự $\text{PATT} = \text{I - II - III}$ với lưới kết cấu hình rẻ quạt mở đều, đảm bảo tỷ số truyền giảm dần hợp lý, tránh hiện tượng thay đổi tỷ số truyền đột ngột gây rung động.
  • Ứng dụng cơ cấu phản hồi trong hộp chạy dao, cho phép bố trí cụm truyền động nằm ngang gọn dưới đế máy, tiết kiệm kim loại và tối ưu hóa kiểu dáng công nghiệp.
  • Thiết kế hệ thống chọn trước tốc độ bằng cơ cấu đĩa lỗ kết hợp cụm 3 gối đỡ trục chính, nâng cao độ cứng vững khi gia công cắt gọt nặng và giảm thời gian phụ khi chuyển đổi chế độ cắt.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Đồ án giới hạn trong phạm vi tính toán thiết kế hệ thống truyền động cơ khí phân cấp truyền thống (hộp tốc độ và hộp chạy dao có cấp), chưa áp dụng biến tần hoặc động cơ servo để điều chỉnh tốc độ vô cấp. Phần tính toán độ bền mới chỉ tập trung vào cặp bánh răng chịu tải cuối và hệ trục chính, chưa mở rộng kiểm nghiệm toàn bộ các trục trung gian và hệ thống ổ lăn phụ trợ.
  • Hướng nghiên cứu tiếp:
    1. Nghiên cứu tích hợp hệ thống điều khiển bán tự động hoặc nâng cấp cụm chạy dao sang điều khiển số CNC sử dụng động cơ bước/servo và trục vít me bi.
    2. Ứng dụng các công cụ mô phỏng động lực học và phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích dao động cưỡng bức, trường nhiệt và độ biến dạng của hệ trục chính 3 ổ đỡ dưới điều kiện tải trọng cắt thay đổi liên tục.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo kỹ thuật trực tiếp cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện Đồ án môn học Thiết kế máy, Chi tiết máy hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành máy công cụ.
  • Kỹ sư thiết kế và kỹ thuật viên xưởng cơ khí trong công tác tính toán, phục hồi, cải tạo và lập thuyết minh kỹ thuật cho các dòng máy phay vạn năng cỡ số 2.
  • Phần đáng tham khảo nhất: Quy trình chuẩn hóa chuỗi số vòng quay theo cấp số nhân; thuật toán chọn PAKG/PATT; phương pháp BSCNN xác định số răng bánh răng; và bản vẽ nguyên lý cơ cấu đĩa lỗ chọn trước tốc độ kết hợp cụm 3 ổ đỡ trục chính.

Câu hỏi thường gặp

1. Hộp tốc độ máy phay thiết kế mới có những thông số kỹ thuật cốt lõi nào?

Hộp tốc độ được truyền động từ động cơ chính $N_c = 7\text{ kW}$ ($n = 1440\text{ vg/ph}$), gồm 18 cấp tốc độ ($Z_{Tc} = 18$) với công bội $\varphi = 1,26$. Phạm vi điều chỉnh tốc độ trục chính từ $n_{\min} = 33,5\text{ vg/ph}$ đến $n_{\max} = 1704\text{ vg/ph}$ (phạm vi điều chỉnh $R_n = 50,85$).

2. Phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT) của hộp tốc độ được chọn như thế nào và dựa trên cơ sở gì?

Tác giả lựa chọn $\text{PAKG} = 3 \times 3 \times 2$ và $\text{PATT} = \text{I - II - III}$ với đặc tính nhóm $[1][3][9]$. Phương án này được chọn vì thỏa mãn điều kiện độ mở nhóm cực đại $\varphi^{(p-1)X_{\max}} = \varphi^9 = 8 \le 8$, đồng thời tạo ra lưới kết cấu hình rẻ quạt mở đều, giúp truyền động êm, kết cấu hộp nhỏ gọn và giảm thiểu số lượng bánh răng chịu mô-men xoắn lớn trên trục cuối.

3. Thiết kế máy mới đã khắc phục triệt để nhược điểm sai số tốc độ của máy mẫu 6H82 như thế nào?

Máy mẫu 6H82 có 5 cấp tốc độ vượt quá giới hạn sai số cho phép $\pm 2,6%$ (lên tới $+3,993%$). Trong máy thiết kế mới, nhờ tính toán tối ưu lại số răng của các nhóm truyền ($17/43, 20/40, 23/37$ ở nhóm I; $20/50, 31/39, 43/27$ ở nhóm II; $18/72, 60/30$ ở nhóm III) và tỷ số truyền đầu vào $i_0 = 18/31$, toàn bộ 18 cấp tốc độ đều có sai số nằm nghiêm ngặt trong giới hạn từ $-1,98%$ đến $+2,27%$.

4. Cơ cấu chọn trước tốc độ bằng hệ thống đĩa lỗ hoạt động theo nguyên lý nào?

Cơ cấu sử dụng núm vặn để xoay hai đĩa lỗ xếp chồng đến vị trí tương ứng với cấp tốc độ đã chọn trước trong khi máy vẫn đang hoạt động. Khi cần chuyển tốc độ, thao tác gạt sẽ đẩy các chốt điều khiển xuyên qua hoặc tỳ vào bề mặt đĩa lỗ, từ đó dẫn động hệ thống càng gạt dịch chuyển chính xác các khối bánh răng di trượt A, B, C, D vào vị trí ăn khớp mới, giúp triệt tiêu thời gian dừng máy phụ.

5. Tại sao trục chính của máy lại sử dụng kết cấu 3 ổ đỡ thay vì 2 ổ đỡ?

Trên trục chính có lắp các bánh răng lớn ($Z = 38$ và $Z = 71$) chịu mô-men xoắn và lực cắt rất lớn trong quá trình phay, dễ gây biến dạng uốn và rung lắc đầu dao. Việc bố trí 2 ổ đũa côn đỡ chặn ở đầu trục (nơi chịu lực cắt) kết hợp thêm 1 ổ bi đỡ phụ ở đuôi trục đóng vai trò như một gối đỡ tăng cường độ cứng vững uốn cho toàn bộ hệ trục chính, đảm bảo độ chính xác gia công bề mặt chi tiết.

Kết luận

Đồ án môn học Thiết kế máy của tác giả Nguyễn Hữu Hùng đã hoàn thành trọn vẹn nhiệm vụ tính toán thiết kế máy phay vạn năng 18 cấp tốc độ, công suất 7 kW. Công trình kế thừa xuất sắc những ưu điểm kết cấu của máy mẫu 6H82, đồng thời tối ưu hóa thành công chuỗi truyền động để 100% các cấp tốc độ thực tế đạt chuẩn sai số động học. Hệ thống giải pháp kỹ thuật từ việc bố trí bánh răng dùng chung, cơ cấu phản hồi hộp chạy dao đến kết cấu đĩa lỗ chọn trước tốc độ và trục chính 3 ổ đỡ đã cung cấp một phương án thiết kế máy công cụ có độ tin cậy và giá trị học thuật cao.