Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống sản xuất cơ khí, máy cắt kim loại giữ vị trí then chốt đối với công cuộc cơ khí hóa và tự động hóa. Trong đó, nhóm máy tiện là thiết bị gia công phổ thông, chiếm từ 40% đến 50% tổng số lượng máy công cụ tại các nhà máy và phân xưởng cơ khí chế tạo. Nhằm đáp ứng yêu cầu nâng cao năng suất, chất lượng bề mặt gia công và đào tạo kỹ thuật, đề tài đồ án môn học Thiết kế máy được thực hiện với nhiệm vụ tính toán, thiết kế mới một máy tiện ren vít vạn năng hạng trung, kế thừa và cải tiến các đặc tính kỹ thuật từ dòng máy chuẩn 1K62.

Mục tiêu tổng quát của đồ án là xác lập phương án động học, tính toán kích thước kết cấu, kiểm nghiệm động lực học và thiết kế hệ thống điều khiển cho máy tiện mới nhằm đảm bảo độ chính xác gia công, mở rộng khả năng công nghệ và khắc phục hiện tượng sai số vòng quay vượt ngưỡng cho phép ở dòng máy cơ sở.

Nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể được phân bổ thành 5 nội dung chính:

  1. Khảo sát, phân tích các dòng máy tiện tương đương hiện hành (1K62, 1A62, T616) và lựa chọn máy 1K62 làm máy cơ sở phân tích chuyên sâu.
  2. Thiết kế động học máy mới bao gồm tính toán chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn, xác lập phương án không gian (PAKG), phương án thứ tự (PATT), xây dựng lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, tính toán số răng cho hộp tốc độ và thiết kế động học hộp chạy dao (nhóm cơ sở Norton, nhóm gấp bội).
  3. Tính toán công suất động cơ dẫn động chính, công suất truyền dẫn chạy dao, xác định tải trọng động học, tính toán sức bền các cụm chi tiết chính (trục chính, cặp bánh răng, ly hợp ma sát).
  4. Thiết kế kết cấu hệ thống điều khiển tay gạt cơ khí, tính toán biên dạng và hành trình cam gạt cho các khối bánh răng di trượt.
  5. Tính toán hệ thống bôi trơn và làm mát cưỡng bức cho hộp tốc độ.

Đối tượng nghiên cứu là máy tiện ren vít vạn năng hạng trung dẫn động bằng động cơ điện xoay chiều. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong phạm vi tính toán thiết kế kỹ thuật cơ khí máy công cụ tại Viện Cơ khí - Trường Đại học Bách khoa Hà Nội, hoàn thành vào tháng 8 năm 2021.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng khung lý thuyết tính toán thiết kế máy cắt kim loại, tiêu chuẩn hóa chuỗi số vòng quay theo cấp số nhân với công bội $\phi = 1,26$. Quy chuẩn thiết kế truyền dẫn tuân thủ các điều kiện giới hạn tỷ số truyền của hộp tốc độ bánh răng: $1/4 \le i \le 2$ và độ mở giới hạn của nhóm truyền $\phi^{X_{max}} \le 8$. Sai số vòng quay cho phép trên các trục công tác được giới hạn nghiêm ngặt theo công thức tiêu chuẩn:

$$[\Delta n] = \pm 10 \cdot (\phi - 1)% = \pm 2,6%$$

Phương pháp nghiên cứu thực tế bao gồm:

  • Phương pháp phân tích và so sánh kỹ thuật: Thu thập và đối chiếu thông số hình học, động học của 3 mẫu máy tiện ren vít vạn năng (1K62, 1A62, T616) để chọn máy mẫu phù hợp nhất.
  • Phương pháp phân tích động học máy công cụ: Thiết lập phương trình xích tốc độ, xích chạy dao tiện trơn và tiện ren; xây dựng đồ thị vòng quay thực tế và lưới kết cấu.
  • Phương pháp giải tích số học tối ưu: Sử dụng thuật toán tìm bội số chung nhỏ nhất (BCNN) để xác định tổng số răng và số răng chi tiết cho từng cặp bánh răng ăn khớp trong hộp tốc độ và hộp chạy dao, đảm bảo điều kiện không cắt chân răng ($Z_{min} \ge 17$).
  • Phương pháp động lực học và sức bền máy: Xác định chế độ cắt gọt giới hạn (chế độ cắt cực đại, tính toán và thử máy), tính toán mô men xoắn quy đổi, lực cắt tác dụng và lực ép yêu cầu của bộ ly hợp ma sát đĩa.

Nguồn dữ liệu phục vụ nghiên cứu gồm: thông số yêu cầu từ nhiệm vụ thiết kế, số liệu kỹ thuật thực tế của máy tiện 1K62 (Liên Xô), giáo trình và sổ tay tính toán thiết kế máy cắt kim loại của các tác giả chuyên ngành cơ khí chế tạo máy.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Khảo sát máy tương tự

Chương này khảo sát các thông số kỹ thuật của máy cần thiết kế: số cấp tốc độ trục chính $Z = 23$, tốc độ nhỏ nhất $n_{min} = 11,2\text{ vg/ph}$, động cơ chính có công suất $N_c = 10\text{ kW}$, tốc độ $1440\text{ vg/ph}$, khả năng cắt ren hệ mét ($t_p = 1 \div 14\text{ mm}$), ren mô-đun ($m = 0,5 \div 7$), ren Anh, ren Pitch, lượng chạy dao dọc $S_{dọc,min} = 0,08\text{ mm/vg}$, lượng chạy dao ngang $S_{ngang,min} = 0,04\text{ mm/vg}$. Tác giả tổng hợp bảng so sánh với 3 máy tương đương:

Chỉ tiêu so sánh Máy cần thiết kế Máy 1K62 Máy 1A62 Máy T616
Công suất động cơ (kW) 10 10 7 4,5
Chiều cao tâm máy (mm) 200 200 200 160
Khoảng cách lớn nhất giữa hai mũi tâm (mm) 1400 1400 1500 750
Số cấp tốc độ trục chính 23 23 21 12
Phạm vi tốc độ vòng quay $n_{min} \div n_{max}$ (vg/ph) 11,2 ÷ 1800 12,5 ÷ 2000 11,5 ÷ 1200 44 ÷ 1980
Lượng chạy dao dọc $S_d$ (mm/vg) 0,08 ÷ 4,16 0,07 ÷ 4,16 0,082 ÷ 1,59 0,06 ÷ 1,07
Lượng chạy dao ngang $S_{ng}$ (mm/vg) 0,04 ÷ 2,08 0,035 ÷ 2,08 0,04 ÷ 0,52 0,03 ÷ 0,78

Từ kết quả phân tích, tác giả chọn máy 1K62 làm máy cơ sở. Tiếp đó, chương khảo sát chi tiết xích truyền dẫn tốc độ của 1K62 gồm đường truyền tốc độ thấp ($Z_1 = 18$ cấp, qua trục I - II - III - IV - V - VI) và đường truyền tốc độ cao ($Z_2 = 6$ cấp, truyền trực tiếp từ trục III sang trục VI), có 1 tốc độ trùng ($n_{18} = 630\text{ vg/ph}$). Phân tích sai số thực tế của 1K62 chỉ ra có 7/23 cấp tốc độ vượt quá ngưỡng cho phép $\pm 2,6%$ (như $\Delta n_5 = -3,94%$, $\Delta n_{17} = -4,61%$, $\Delta n_{19} = 4,94%$). Cuối chương, tác giả phân tích kết cấu và nguyên lý của 4 cơ cấu đặc biệt: cơ cấu đảo chiều dùng ly hợp ma sát đĩa trên trục I (làm việc ở $800\text{ vg/ph}$), cơ cấu Norton 7 bánh răng tháp, cơ cấu đai ốc bổ đôi ăn khớp vít me và cơ cấu ly hợp siêu việt dùng khi chạy dao nhanh phụ trợ bằng động cơ riêng $1\text{ kW}$.

Chương II: Thiết kế động học cho máy

Chương II trình bày toàn bộ quy trình thiết kế động học cho máy mới:

  • Thiết lập dãy 23 tốc độ quy chuẩn từ $n_1 = 11,2\text{ vg/ph}$ đến $n_{23} = 1800\text{ vg/ph}$ với $\phi = 1,26$.
  • Lựa chọn phương án không gian $Z = 24 = 2 \times 3 \times 2 \times 2$ sau khi so sánh 4 phương án bố trí, loại bỏ phương án có số bánh răng chịu mô men xoắn lớn ở trục cuối và phương án cồng kềnh trên trục I.
  • Chọn phương án thứ tự $I - II - III - IV$ cho đường truyền gián tiếp kết hợp tách đường truyền trực tiếp từ trục III sang trục chính VI để thỏa mãn điều kiện $\phi^{X_{max}} \le 8$, phân bố lưới kết cấu dạng rẻ quạt cân đối.
  • Xác định tốc độ trục vào hộp tốc độ $n_0 = 710\text{ vg/ph}$ từ động cơ $1440\text{ vg/ph}$ qua bộ truyền đai $i_đ \approx 0,56$.
  • Tính số răng các nhóm truyền bằng phương pháp BCNN, đảm bảo khoảng cách trục đồng trục giữa các đường truyền. Kết quả kiểm tra sai số vòng quay của toàn bộ 23 cấp tốc độ trên máy mới đều nằm trong khoảng dung sai quy chuẩn $\pm 2,6%$, khắc phục triệt để nhược điểm của máy 1K62.
  • Thiết kế động học hộp chạy dao: Tổ chức xích tiện ren cắt được ren quốc tế, ren mô-đun, ren Anh, ren Pitch. Nhóm cơ sở Norton được xác định gồm 7 bánh răng tháp có số răng: 32, 36, 40, 44, 48, 56, 60. Nhóm gấp bội gồm 4 tỷ số truyền với công bội $\phi = 2$ ($1/8, 1/4, 1/2, 1$), cấu trúc PAKG $2 \times 2$, PATT $I - II$.

Chương III: Tính toán công suất, sức bền cho một số cơ cấu chính

Nội dung chương tập trung xác định các thông số tải trọng và tính toán kiểm nghiệm các cụm cơ cấu chịu lực:

  • Thiết lập chế độ cắt gọt giới hạn: chế độ cắt cực đại phục vụ tính độ bền tĩnh, chế độ cắt gọt tính toán phục vụ chọn công suất động cơ và kiểm nghiệm độ bền mỏi, chế độ cắt gọt thử máy kiểm tra tính ổn định.
  • Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính $N_c = 10\text{ kW}$ và công suất chạy dao chiếm từ 5% đến 10% công suất chính.
  • Tính toán sơ bộ đường kính các trục truyền dẫn và lập bảng thông số động lực học (mô men xoắn, công suất, số vòng quay trên từng trục).
  • Tính toán sức bền chi tiết cụm trục chính và cặp bánh răng truyền động chịu tải lớn nhất.
  • Tính toán cụm ly hợp ma sát đĩa phẳng bố trí trên trục I: lựa chọn vật liệu ma sát, chế độ bôi trơn ngâm dầu, xác định diện tích bề mặt ma sát làm việc và tính toán lực ép dọc trục $Q$ cần thiết tác dụng lên các đĩa ma sát để truyền đủ mô men xoắn mở máy mà không bị trượt khi tải danh định.

Chương IV: Thiết kế hệ thống điều khiển

Tác giả hệ thống hóa các yêu cầu đối với cơ cấu chuyển tốc bằng tay gạt cơ khí, lập quy trình điều khiển và bảng phối hợp vị trí các tay gạt trong hộp tốc độ. Nội dung kỹ thuật chính gồm việc xác định vị trí làm việc, hành trình di trượt và vẽ biên dạng cam phẳng cho các cơ cấu gạt khối bánh răng:

  • Khối bánh răng di trượt 2 bậc A trên trục II.
  • Khối bánh răng di trượt 3 bậc B trên trục III.
  • Khối bánh răng di trượt 2 bậc C và D trên cụm trục III, IV, V.
  • Khối bánh răng di trượt 2 bậc E đóng ngắt ly hợp truyền động trực tiếp và gián tiếp.

Chương tính toán chính xác góc xoay của cam, bán kính rãnh dẫn hướng, hành trình gạt tương ứng với khoảng cách dịch chuyển của càng gạt nhằm đảm bảo các khối bánh răng ăn khớp hoàn toàn, không bị kẹt răng hoặc tự tháo khi làm việc.

Chương V: Tính toán hệ thống bôi trơn và làm mát

Chương này trình bày nguyên lý bôi trơn cưỡng bức kết hợp bôi trơn ngâm dầu và té dầu cho hộp tốc độ máy tiện:

  • Xây dựng sơ đồ đường ống dẫn dầu bôi trơn từ đáy hộp qua lưới lọc, bơm dầu, bộ phân phối dầu tới các ổ trục, ổ lăn của trục chính và các bề mặt ăn khớp của bánh răng.
  • Tính toán các thông số làm việc của bơm cấp dầu: xác định tổn thất áp suất trên đường ống, tính lưu lượng bơm cần thiết để đảm bảo bôi trơn liên tục và giải nhiệt hiệu quả cho các cụm ma sát trong quá trình làm việc liên tục ở dải tốc độ cao.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống truyền động của máy tiện thiết kế được tổ chức thành 2 đường truyền động học độc lập nối từ trục I đến trục chính VI:

  • Đường truyền trực tiếp (tốc độ cao): Truyền trực tiếp từ trục III sang trục VI qua cặp bánh răng số 11, cung cấp 6 cấp tốc độ cao ($n_{18} \div n_{23}$ từ $560\text{ vg/ph}$ đến $1800\text{ vg/ph}$). Ưu điểm của đường truyền này là số tỷ số truyền ít, giảm thiểu rung động, giảm tiếng ồn và hạn chế tiêu hao công suất do ma sát khi trục chính làm việc ở vận tốc cắt cao.
  • Đường truyền gián tiếp (tốc độ thấp): Đi qua hệ thống bánh răng giảm tốc giữa các trục III - IV - V và về trục VI, cung cấp 18 cấp tốc độ ($n_1 \div n_{18}$ từ $11,2\text{ vg/ph}$ đến $560\text{ vg/ph}$). Tốc độ $n_{18} = 560\text{ vg/ph}$ là tốc độ trùng giữa hai đường truyền, ưu tiên vận hành theo đường truyền trực tiếp để nâng cao hiệu suất.

Bảng tổng hợp thông số số răng các cặp bánh răng trong hộp tốc độ được tính toán và chuẩn hóa:

Nhóm truyền Cặp bánh răng ($i$) Trục truyền Số răng chủ động ($Z_i$) Số răng bị động ($Z'_i$) Tỷ số truyền thực tế
Nhóm I $i_1$ I - II 50 40 1,25
Nhóm I $i_2$ I - II 55 35 1,57
Nhóm II $i_3$ II - III 23 57 0,40
Nhóm II $i_4$ II - III 31 49 0,63
Nhóm II $i_5$ II - III 40 40 1,00
Nhóm III $i_6$ III - IV 22 88 0,25
Nhóm III $i_7$ III - IV 55 55 1,00
Nhóm IV $i_8$ IV - V 22 88 0,25
Nhóm IV $i_9$ IV - V 55 55 1,00
Nhóm V $i_{10}$ V - VI 27 54 0,50
Trực tiếp $i_{11}$ III - VI 66 42 1,57

Đối với hộp chạy dao, xích động học được cấu tạo bởi nhóm cơ sở Norton phối hợp cùng nhóm gấp bội. Nhóm cơ sở gồm tháp 7 bánh răng có tỷ lệ số răng tương ứng tỷ lệ bước ren cơ sở: $Z_1 \div Z_7 = 32:36:40:44:48:56:60$. Nhóm gấp bội gồm 2 cặp bánh răng di trượt bố trí theo sơ đồ 3 trục, tạo ra 4 tỷ số truyền phân nhánh theo công bội $\phi = 2$:

Nhóm truyền gấp bội Bánh răng chủ động ($Z$) Bánh răng bị động ($Z'$) Tỷ số truyền ($i_{gb}$)
Cặp 1 18 45 1/2,5 (tương đương cấp 1/8 tổng thể)
Cặp 2 28 35 1/1,25 (tương đương cấp 1/4 tổng thể)
Cặp 3 15 48 1/3,2 (tương đương cấp 1/2 tổng thể)
Cặp 4 35 28 1,25 (tương đương cấp 1 tổng thể)

Sự kết hợp giữa nhóm cơ sở và nhóm gấp bội thông qua các bánh răng thay thế và bánh răng bù ($i_{bù}$) cho phép cắt đầy đủ 4 loại ren tiêu chuẩn mà không làm gia tăng kích thước bao của vỏ hộp chạy dao.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế động học và kết cấu sơ bộ cho máy tiện ren vít vạn năng hạng trung mới:

  • Thiết lập chuỗi 23 cấp tốc độ trục chính chuẩn từ $11,2\text{ vg/ph}$ đến $1800\text{ vg/ph}$ với công bội $\phi = 1,26$. Kết quả tính toán sai số động học trên 23 cấp tốc độ dao động từ $-1,97%$ đến $+2,04%$, hoàn toàn nằm trong giới hạn dung sai cho phép $[\Delta n] \le \pm 2,6%$.
  • Khắc phục nhược điểm cốt lõi của máy cơ sở 1K62: Trong khi máy 1K62 có 7 cấp tốc độ bị sai số vượt ngưỡng cho phép (ảnh hưởng tiêu cực đến chất lượng tiện và tuổi thọ dao cắt), phương án chọn số răng mới đã triệt tiêu hiện tượng này.
  • Tối ưu hóa kết cấu bố trí: Bố trí cụm ly hợp ma sát đảo chiều đĩa phẳng ngay trên trục vào I ở tốc độ $710\text{ vg/ph}$, tận dụng moay-ơ bánh răng làm vỏ ly hợp, giúp giảm mô men xoắn truyền động, thu gọn đường kính đĩa ma sát và giảm số lượng đĩa cần dùng.
  • Hoàn thiện tính toán xích cắt ren cho 4 loại ren thông dụng (mét, Anh, mô-đun, Pitch) và 2 lượng chạy dao tiện trơn dọc - ngang thông qua sự kết hợp của cơ cấu Norton 7 bậc và nhóm gấp bội $2 \times 2$.
  • Thiết kế hệ thống cam điều khiển gạt số cơ khí chính xác, định vị tin cậy các khối bánh răng di trượt A, B, C, D, E mà không xảy ra va chạm gài đôi.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Về mặt hạn chế, văn bản đồ án tập trung chủ yếu vào phần thiết kế động học hộp tốc độ, hộp chạy dao và tính toán động lực học cho các chi tiết đại diện (trục chính, cụm ly hợp ma sát trục I, một cặp bánh răng chịu tải lớn). Các cơ cấu truyền động còn lại trong hộp xe dao, bàn dao và cụm ụ động chưa được tính toán kiểm nghiệm sức bền mỏi và độ cứng vững uốn - xoắn chi tiết. Hệ thống điều khiển mới dừng lại ở tính toán hình học biên dạng cam và cơ cấu tay gạt thủ công, chưa nghiên cứu tự động hóa hay tích hợp cơ cấu an toàn chống quá tải điện tử.

Hướng nghiên cứu tiếp theo được xác định dựa trên phạm vi thiết kế:

  • Hoàn thiện tính toán kiểm nghiệm ứng suất động, độ võng và góc xoay cho toàn bộ các trục truyền dẫn trung gian (trục II, III, IV, V).
  • Kiểm nghiệm nhiệt và độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của toàn bộ các cặp bánh răng trong hộp tốc độ và hộp chạy dao theo tải trọng thay đổi.
  • Thiết kế chi tiết bản vẽ lắp toàn máy, bản vẽ chế tạo cho các chi tiết phi tiêu chuẩn và xây dựng quy trình công nghệ gia công trục chính, thân hộp.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án là tài liệu tham khảo 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, đồ án Chi tiết máy hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành Máy công cụ.

Các nội dung có giá trị tham khảo chuyên môn cao bao gồm:

  • Phương pháp lý luận so sánh, lựa chọn phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT) từ một số cấp tốc độ nguyên tố ($Z = 23$) bằng kỹ thuật tạo cấp tốc độ ảo và ghép đường truyền trực tiếp - gián tiếp.
  • Quy trình ứng dụng thuật toán BCNN để tính toán số răng bánh răng hộp tốc độ thỏa mãn đồng thời khoảng cách trục và điều kiện sai số vòng quay.
  • Phương pháp phân tích và lập bảng tính xếp ren cho cơ cấu Norton kết hợp nhóm gấp bội trong máy công cụ truyền thống.
  • Phương pháp thiết kế biên dạng cam phẳng điều khiển cơ cấu di trượt bánh răng bằng tay gạt cơ khí.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao máy thiết kế có $Z = 23$ cấp tốc độ nhưng khi phân tích phương án không gian lại chọn $Z_{ảo} = 24$?
Do 23 là số nguyên tố, không thể phân tích thành tích của các thừa số nguyên để thiết lập các nhóm truyền bánh răng. Do đó, tác giả chọn số cấp danh nghĩa là $Z_{ảo} = 24 = 2 \times 3 \times 2 \times 2$, sau đó thiết kế một cấp tốc độ trùng ($n_{18} = 560\text{ vg/ph}$) xuất hiện trên cả đường truyền trực tiếp và đường truyền gián tiếp, đưa số cấp tốc độ thực tế của trục chính về đúng 23 cấp.

2. Vì sao ly hợp ma sát đảo chiều được bố trí trên trục I thay vì các trục truyền phía sau?
Trục I là trục vào đầu tiên của hộp tốc độ, nhận truyền động từ động cơ qua bộ truyền đai nên có tốc độ quay cao và ổn định ($710\text{ vg/ph}$). Ở tốc độ cao, mô men xoắn trên trục I là nhỏ nhất trong toàn bộ hệ thống, giúp kích thước cụm ly hợp nhỏ gọn (đường kính đĩa khoảng $100\text{ mm}$), số đĩa ma sát cần dùng ít và có thể tận dụng lòng moay-ơ của bánh răng lớn trên trục I làm vỏ ly hợp.

3. Khác biệt lớn nhất về sai số vòng quay giữa máy thiết kế mới và máy cơ sở 1K62 là gì?
Trên máy cơ sở 1K62, có tới 7 trên tổng số 23 cấp tốc độ có sai số vòng quay thực tế vượt quá dung sai cho phép $\pm 2,6%$ (cá biệt có cấp sai số lên đến $4,94%$). Trong khi đó, máy thiết kế mới đã tính toán lại số răng của toàn bộ các cặp bánh răng, đưa sai số của tất cả 23 cấp tốc độ về trong phạm vi từ $-1,97%$ đến $+2,04%$, hoàn toàn đạt tiêu chuẩn kỹ thuật máy cắt kim loại.

4. Cơ cấu ly hợp siêu việt trong xích chạy dao của máy có chức năng gì?
Ly hợp siêu việt cho phép ngắt tự động chuyển động chạy dao công tác (nhận từ trục chính qua hộp chạy dao) khi bật động cơ phụ $1\text{ kW}$ để truyền động chạy dao nhanh cho trục trơn. Khi lõi ly hợp nhận tốc độ quay nhanh cùng chiều từ động cơ phụ, các con lăn tự động tách khớp, giúp trục trơn quay nhanh mà không làm hỏng hoặc gây quá tải ngược lại toàn bộ xích động học của hộp chạy dao.

5. Nhóm cơ sở Norton trong hộp chạy dao được chọn gồm bao nhiêu bánh răng và số răng cụ thể là bao nhiêu?
Nhóm cơ sở Norton được chọn gồm một tháp 7 bánh răng hình nón có số răng lần lượt là: $Z_1 = 32$, $Z_2 = 36$, $Z_3 = 40$, $Z_4 = 44$, $Z_5 = 48$, $Z_6 = 56$, $Z_7 = 60$. Các tỷ số truyền này tương ứng với dãy tỷ lệ bước ren cơ sở 8 : 9 : 10 : 11 : 12 : 14 : 15, cho phép cắt các bước ren tiêu chuẩn của cả 4 hệ ren (quốc tế, Anh, mô-đun, Pitch).

Kết luận

Đồ án môn học Thiết kế máy của sinh viên Vũ Minh Trưởng đã hoàn thành trọn vẹn nhiệm vụ tính toán thiết kế động học và kết cấu cơ bản cho máy tiện ren vít vạn năng hạng trung công suất $10\text{ kW}$. Bằng việc kết hợp hợp lý giữa đường truyền tốc độ cao trực tiếp và đường truyền tốc độ thấp gián tiếp, phương án thiết kế đã xác lập được chuỗi 23 tốc độ vòng quay đạt độ chính xác cao, triệt tiêu các sai số động học vượt ngưỡng tồn tại trên mẫu máy cơ sở 1K62. Hệ thống hộp chạy dao Norton cùng cơ cấu cam điều khiển gạt số được tính toán chi tiết, đảm bảo tính khả thi về mặt cơ khí chế tạo và cung cấp tài liệu kỹ thuật có giá trị cho công tác học tập, nghiên cứu thiết kế máy cắt gọt kim loại.