Đồ Án Thiết Kế Máy Cắt Kim Loại Tại Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội

Đồ án kỹ thuật nghiên cứu thiết kế máy nghiên cứu các nhóm máy có tính năng kỹ thuật tương đương cùng cỡ đã có, thiết kế chi tiết, tính toán kỹ thuật theo tiêu chuẩn, đánh giá

• Tác giả: Nguyễn Hoàng Hà
• Người hướng dẫn: TS. Trần Văn Thực
• Trường học: Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội
• Chuyên ngành: Cơ Khí
• Đề tài: Đồ Án Thiết Kế Máy Cắt Kim Loại
• Loại tài liệu: đồ án
• Năm xuất bản: 2021
• Địa điểm: Hà Nội

Mục lục chi tiết

• LỜI NÓI ĐẦU
• 1. CHƯƠNG 1: NGHIÊN CỨU CÁC NHÓM MÁY CÓ TÍNH NĂNG KỸ THUẬT TƯƠNG ĐƯƠNG ( CÙNG CỠ ) ĐÃ CÓ
• 1.1. Tính năng kỹ thuật của các máy cùng cỡ
• 1.2. Phân tích máy tham khảo- Máy 6H82
• 2. CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ TRUYỀN DẪN MÁY THIẾT KẾ MỚI
• 2.1. Thiết kế sơ đồ kết cấu động học
• 2.2. Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ
• 2.3. Chuỗi số vòng quay
• 2.4. Xác định các PAKG, lập bảng so sánh PAKG, PATT vẽ sơ đồ động
• 2.5. Chọn phương án thứ tự, bảng so sánh. Một vài lưới kết cấu đặc trưng
• 2.6. Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm
• 2.7. Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền. Tính sai số vòng quay và đồ thị sai số vòng quay hộp tốc độ
• 2.8. Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao. Chuỗi số vòng quay
• 2.9. Chọn phương án không gian, lập bảng so sánh phương án không gian, vẽ sơ đồ động
• 2.10. Phương án thứ tự, bảng so sánh. Một vài lưới kết cấu đặc trưng
• 2.11. Đồ thị vòng quay, tỷ số truyền các nhóm
• 2.12. Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm. Tính sai số vòng quay
• 3. CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT SỐ CƠ CẤU CHÍNH
• 3.1. Công suất động cơ chính, lập bảng tính sơ bộ trục
• 3.2. Tính bánh răng
• 3.3. Tính trục chính, tính bền trục chính
• 3.4. Tính đường kính các đoạn trục
• 4. CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ KẾT CẤU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN
• 4.1. Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển
• 4.2. Tính toán hành trình gạt của các bánh răng di trượt theo kích thước thực trên các bản vẽ
• TÀI LIỆU THAM KHẢO

Tóm tắt

I. Tổng quan về Đồ Án Thiết Kế Máy Cắt Kim Loại

Đồ án thiết kế máy cắt kim loại tại Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội là một phần quan trọng trong chương trình đào tạo ngành cơ khí. Mục tiêu của đồ án là nghiên cứu, thiết kế và chế tạo một máy cắt kim loại có tính năng kỹ thuật tương đương với các máy hiện có trên thị trường. Đồ án không chỉ giúp sinh viên nắm vững kiến thức lý thuyết mà còn rèn luyện kỹ năng thực hành trong việc thiết kế và chế tạo máy.

1.1. Mục tiêu và ý nghĩa của đồ án thiết kế máy

Mục tiêu chính của đồ án là phát triển một máy cắt kim loại có hiệu suất cao, đáp ứng nhu cầu sản xuất hiện đại. Ý nghĩa của đồ án không chỉ nằm ở việc tạo ra sản phẩm mà còn giúp sinh viên hiểu rõ quy trình thiết kế máy, từ khâu nghiên cứu đến thực hiện.

1.2. Các bước thực hiện đồ án thiết kế máy

Quy trình thực hiện đồ án bao gồm các bước như nghiên cứu thị trường, phân tích các máy tương tự, thiết kế sơ đồ động học, tính toán công suất và thiết kế hệ thống điều khiển. Mỗi bước đều có vai trò quan trọng trong việc đảm bảo chất lượng của sản phẩm cuối cùng.

II. Vấn đề và thách thức trong thiết kế máy cắt kim loại

Trong quá trình thiết kế máy cắt kim loại, nhiều vấn đề và thách thức cần được giải quyết. Các yếu tố như độ chính xác, hiệu suất cắt, và khả năng điều khiển tự động là những vấn đề quan trọng. Việc lựa chọn vật liệu chế tạo cũng ảnh hưởng lớn đến chất lượng và tuổi thọ của máy.

2.1. Độ chính xác và hiệu suất cắt

Độ chính xác trong quá trình cắt kim loại là yếu tố quyết định đến chất lượng sản phẩm. Cần phải tính toán kỹ lưỡng để đảm bảo máy hoạt động hiệu quả, giảm thiểu sai số trong quá trình gia công.

2.2. Lựa chọn vật liệu chế tạo máy

Vật liệu chế tạo máy cắt kim loại cần phải có độ bền cao, khả năng chịu nhiệt tốt và dễ gia công. Việc lựa chọn vật liệu phù hợp sẽ giúp tăng cường độ bền và hiệu suất của máy.

III. Phương pháp thiết kế máy cắt kim loại hiệu quả

Để thiết kế máy cắt kim loại hiệu quả, cần áp dụng các phương pháp khoa học và công nghệ hiện đại. Việc sử dụng phần mềm mô phỏng và tính toán sẽ giúp tối ưu hóa thiết kế và giảm thiểu thời gian thực hiện.

3.1. Sử dụng phần mềm mô phỏng trong thiết kế

Phần mềm mô phỏng giúp kiểm tra và tối ưu hóa thiết kế trước khi chế tạo thực tế. Điều này không chỉ tiết kiệm thời gian mà còn giảm thiểu rủi ro trong quá trình sản xuất.

3.2. Tính toán công suất và sức bền cho máy

Tính toán công suất và sức bền là bước quan trọng trong thiết kế máy. Cần phải đảm bảo rằng máy có thể hoạt động ổn định dưới tải trọng lớn mà không bị hư hỏng.

IV. Ứng dụng thực tiễn của máy cắt kim loại

Máy cắt kim loại có nhiều ứng dụng trong ngành công nghiệp chế tạo. Từ việc gia công các chi tiết máy đến sản xuất hàng loạt, máy cắt kim loại đóng vai trò quan trọng trong việc nâng cao năng suất và chất lượng sản phẩm.

4.1. Ứng dụng trong ngành chế tạo máy

Máy cắt kim loại được sử dụng rộng rãi trong ngành chế tạo máy, giúp gia công các chi tiết phức tạp với độ chính xác cao. Điều này góp phần nâng cao chất lượng sản phẩm và giảm thiểu chi phí sản xuất.

4.2. Ứng dụng trong sản xuất hàng loạt

Trong sản xuất hàng loạt, máy cắt kim loại giúp tăng tốc độ gia công và giảm thiểu thời gian chờ đợi. Việc tự động hóa quy trình cắt giúp tiết kiệm chi phí lao động và nâng cao hiệu quả sản xuất.

V. Kết luận và tương lai của thiết kế máy cắt kim loại

Thiết kế máy cắt kim loại tại Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội không chỉ là một đồ án học thuật mà còn là bước đệm cho sự nghiệp của sinh viên trong ngành cơ khí. Tương lai của thiết kế máy cắt kim loại sẽ tiếp tục phát triển với sự hỗ trợ của công nghệ mới và các phương pháp thiết kế tiên tiến.

5.1. Xu hướng phát triển công nghệ trong thiết kế máy

Công nghệ 4.0 đang thay đổi cách thức thiết kế và sản xuất máy cắt kim loại. Việc áp dụng trí tuệ nhân tạo và tự động hóa sẽ giúp nâng cao hiệu quả và độ chính xác trong thiết kế.

5.2. Tương lai của ngành cơ khí tại Việt Nam

Ngành cơ khí tại Việt Nam đang trên đà phát triển mạnh mẽ. Việc đầu tư vào nghiên cứu và phát triển sẽ giúp nâng cao năng lực cạnh tranh của ngành cơ khí trong bối cảnh hội nhập quốc tế.

Nội dung chính

Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Máy cắt kim loại giữ vai trò cốt lõi trong các phân xưởng cơ khí, nhà máy chế tạo và đóng góp trực tiếp vào sự tiến bộ của ngành công nghiệp chế tạo máy. Trong bối cảnh khoa học kỹ thuật hiện đại, xu hướng phát triển chung trên thế giới là tự động hóa quá trình điều khiển và nâng cao độ chính xác gia công thông qua các dòng máy điều khiển số (NC, CNC). Tuy nhiên, kiến thức và nguyên lý thiết kế hệ thống truyền động trên máy công cụ vạn năng truyền thống vẫn là nền tảng lý thuyết bắt buộc đối với kỹ sư cơ khí, đóng vai trò cơ sở để nghiên cứu, cải tiến và phát triển các hệ thống gia công tự động phức tạp hơn.

Đồ án "Thiết kế máy" do sinh viên Nguyễn Hoàng Hà (MSSV: 20171253) thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Trần Văn Thực tại Bộ môn Máy và Ma sát học, Viện Cơ khí – Trường Đại học Bách khoa Hà Nội (năm 2021) tập trung giải quyết bài toán thiết kế động học và kết cấu truyền dẫn cho một máy phay vạn năng mới cỡ số 2.

Nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế của đề tài được xác định cụ thể theo các nội dung sau:

1. Nghiên cứu, khảo sát và phân tích tính năng kỹ thuật của các dòng máy công cụ cùng cỡ đã có trong thực tế sản xuất (điển hình là máy phay 6H82 và 6H81), từ đó kế thừa các giải pháp kết cấu tối ưu.
2. Thiết kế sơ đồ kết cấu động học toàn máy và tính toán chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn theo cấp số nhân với công bội $\varphi = 1,26$.
3. Thiết kế hệ thống truyền dẫn hộp tốc độ ($Z_{TC} = 18$ cấp tốc độ, phạm vi $n = 31,5 \div 1601,8$ vòng/phút, công suất động cơ chính $7\text{ kW}$) bao gồm: chọn phương án không gian (PAKG), phương án thứ tự (PATT), xây dựng lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, xác định số răng của các cặp bánh răng ăn khớp và đánh giá sai số tốc độ quay.
4. Thiết kế hệ thống truyền dẫn hộp chạy dao ($Z_{cd} = 18$ cấp lượng chạy dao, $S_{dọc, min} = 18\text{ mm/phút}$, bước vít me $t_v = 6\text{ mm}$, công suất động cơ chạy dao $1,7\text{ kW}$, có đường chạy dao nhanh $2300\text{ mm/phút}$) sử dụng cơ cấu phản hồi để tối ưu hóa không gian buồng máy.
5. Tính toán sơ bộ công suất, kiểm nghiệm sức bền cho các chi tiết then chốt (trục chính, trục truyền, bánh răng) và thiết kế kết cấu hệ thống điều khiển tay gạt.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống truyền động động học, cơ cấu truyền lực và các cụm cơ cấu đặc biệt (cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me khi phay thuận/nghịch, cơ cấu chọn trước tốc độ quay kiểu đĩa lỗ, hệ thống ly hợp bảo vệ) của máy phay ngang vạn năng. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán thiết kế kỹ thuật cơ khí theo số liệu đề bài giao tại Viện Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Hệ thống tính toán trong đồ án được xây dựng dựa trên lý thuyết thiết kế máy cắt kim loại và nguyên lý truyền dẫn động học máy công cụ:

• Quy luật cấp số nhân của chuỗi số vòng quay: Chuỗi số vòng quay của trục chính và trục vít me được thiết lập theo cấp số nhân với công bội tiêu chuẩn $\varphi = 1,26$ (tương ứng với cấp số chuẩn $E = 4$). Phạm vi điều chỉnh tốc độ trục chính được xác định theo công thức $R_n = \frac{n_{max}}{n_{min}} = \varphi^{Z-1} = 1,26^{17} \approx 50,85$, từ đó xác định $n_{max} = n_{min} \cdot \varphi^{17} = 31,5 \cdot 50,85 \approx 1601,8\text{ vòng/phút}$.
• Giới hạn tỷ số truyền và điều kiện mở nhóm truyền: Giới hạn tỷ số truyền của các cặp bánh răng trong hộp tốc độ tuân thủ điều kiện $0,25 \le i_v \le 2$. Lượng mở lớn nhất của một nhóm truyền không được vượt quá giới hạn cho phép: $\varphi^{X_{max}} \le 8$.
• Số nhóm truyền tối thiểu: Được tính toán dựa trên quan hệ giữa tỷ số truyền giới hạn và phạm vi giảm tốc tổng thể: $$x \ge \frac{\lg\left(\frac{n_{đc}}{n_{min}}\right)}{\lg 4} = \frac{\lg\left(\frac{1440}{31,5}\right)}{\lg 4} \approx 2,75 \implies \text{chọn } x = 3\text{ nhóm truyền}$$
• Thuật toán tính số răng bánh răng: Dựa trên bội số chung nhỏ nhất $K$ của tổng số răng các cặp ăn khớp song song trong nhóm $(f_x + g_x)$, hệ số nguyên $E$ được chọn để đảm bảo bánh răng nhỏ nhất trong nhóm không bị cắt chân răng theo điều kiện $Z_{min} = 17$ răng: $$Z_x = E \cdot K \frac{f_x}{f_x + g_x}; \quad Z'_x = \sum Z - Z_x$$
• Công thức kiểm nghiệm sai số vòng quay: Đánh giá độ chính xác của chuỗi số vòng quay thực tế so với chuỗi tiêu chuẩn: $$\Delta n% = \frac{n_{tc} - n_{tt}}{n_{tc}} \times 100%$$ Yêu cầu sai số thực nghiệm phải nằm trong phạm vi cho phép: $-2,6% \le \Delta n% \le +2,6%$.

Phương pháp thực hiện bao gồm: phân tích so sánh kỹ thuật với máy mẫu thực tế (máy phay 6H82 và 6H81 của Liên Xô); phương pháp đồ thị logarit để vẽ lưới kết cấu và đồ thị vòng quay; phương pháp phân tích động học hệ thống truyền dẫn cơ khí và tính toán sức bền chi tiết máy.

Thiết kế và triển khai hệ thống truyền động

Hệ thống truyền động của máy thiết kế mới gồm hai xích truyền động độc lập được thiết lập đồng bộ:

Phương trình xích tốc độ tổng quát: n_đc * i_v = n_tc
Phương trình xích chạy dao tổng quát: n_đc * i_s * t_x = S (dọc, ngang, đứng)

Cụm truyền động	Thông số thiết kế đầu vào	Giải pháp kết cấu & Động học	Kết quả kiểm nghiệm sai số
Hộp tốc độ	$Z_{TC} = 18$; $\varphi = 1,26$; $n_{min} = 31,5\text{ v/p}$; $n_{max} = 1601,8\text{ v/p}$; Động cơ: $7\text{ kW} - 1440\text{ v/p}$	PAKG: $3 \times 3 \times 2$; PATT: I - II - III; Đặc tính nhóm: $[1][3][9]$; Lưới kết cấu hình rẻ quạt đều	Tất cả 18 cấp tốc độ đều có sai số nằm hoàn toàn trong phạm vi cho phép $-2,6% \div +2,6%$
Hộp chạy dao	$Z_{cd} = 18$; $\varphi = 1,26$; $S_{min} = 18\text{ mm/p}$; $S_{nhanh} = 2300\text{ mm/p}$; Động cơ: $1,7\text{ kW} - 1420\text{ v/p}$; $t_v = 6\text{ mm}$	PAKG: $3 \times 3 \times 2$; PATT: II - I - III; Lượng mở: $[3][1][9]$; Ứng dụng cơ cấu phản hồi từ trục V về trục IV	Sai số $\Delta S%$ kiểm soát dưới $2,6%$, giá trị cực đại đạt $2,52%$ tại cấp $n_9$

Thiết kế chi tiết hộp tốc độ

• Phương án kết cấu: Chọn phương án không gian $3 \times 3 \times 2 = 18$ với tổng số 4 trục truyền, tổng số 16 bánh răng. Trục cuối cùng (trục chính) chỉ bố trí 2 bánh răng chịu mô-men xoắn lớn nhất $M_{x,max}$, giúp giảm tải trọng tác dụng lên trục chính và nâng cao độ cứng vững khi gia công.
• Phương án thứ tự và lưới kết cấu: Áp dụng phương án thứ tự I - II - III có đặc tính nhóm $[1][3][9]$. Dạng lưới kết cấu rẻ quạt phân bố đối xứng giúp tỷ số truyền biến thiên êm ái, tránh đột ngột và thu gọn kích thước vỏ hộp.
• Phân phối tỷ số truyền và số răng:
  • Nhóm truyền 1 (trục I $\to$ trục II): $i_1 = 17/43$; $i_2 = 20/40$; $i_3 = 23/37$ (Tổng số răng $\sum Z = 60$).
  • Nhóm truyền 2 (trục II $\to$ trục III): $i_4 = 20/50$; $i_5 = 31/39$; $i_6 = 43/27$ (Tổng số răng $\sum Z = 70$).
  • Nhóm truyền 3 (trục III $\to$ trục IV): $i_7 = 18/72$; $i_8 = 60/30$ (Tổng số răng tương ứng $\sum Z = 90$).

Thiết kế chi tiết hộp chạy dao và cụm phản hồi

• Đặc thù xích chạy dao: Hộp chạy dao sử dụng cùng một mô-đun bánh răng trên các nhóm truyền trung gian. Để tích hợp cả xích chạy dao làm việc (dọc, ngang, đứng) và xích chạy dao nhanh ($2300\text{ mm/phút}$) trong một không gian hẹp mà không cần ngắt động cơ hay lắp thêm động cơ phụ, tác giả ứng dụng cơ cấu phản hồi truyền ngược từ trục V về trục IV.
• Phương án thứ tự hộp chạy dao: Lưới kết cấu biến hình được phân tách thành hai phần: $Z_1 = 3 \times 3$ với lượng mở $[3][1]$ và $Z_2 = 2$ với lượng mở $[9]$ (gồm một nhánh truyền trực tiếp và một nhánh truyền phản hồi).
• Thông số các cặp bánh răng hộp chạy dao:
  • Cặp dẫn động ban đầu: $i_{01} = 26/54$; $i_{02} = 24/54$.
  • Nhóm truyền 3: $i_1 = 18/36$; $i_2 = 27/27$; $i_3 = 36/18$.
  • Nhóm truyền 4: $i_4 = 18/45$; $i_5 = 21/42$; $i_6 = 24/39$.
  • Nhóm truyền phản hồi (đảm bảo khoảng cách trục $a = 31,5m$): $i_7 = 15/48$; $i_8 = 18/45$.
  • Các cặp truyền ra cơ cấu chấp hành: $i_9 = 45/45$; $i_{10} = 28/35$; $i_{11} = 25/50$; $i_{12} = 50/63$; $i_{13} = 63/50$; $i_{14} = 18/18$.

Nội dung chính theo từng chương

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

Chương này thực hiện khảo sát toàn diện các dòng máy phay cùng cỡ trên thị trường, trọng tâm là so sánh các thông số kỹ thuật giữa máy 6H82, 6H81 và máy mới dự kiến thiết kế:

Tính năng kỹ thuật	Máy 6H82	Máy 6H81	Máy mới thiết kế
Công suất động cơ chính / chạy dao ($\text{kW}$)	$7 / 1,7$	$4,5 / 1,7$	$7 / 1,7$
Phạm vi điều chỉnh tốc độ trục chính $n_{min} \div n_{max}$ ($\text{v/p}$)	$30 \div 1500$	$65 \div 1800$	$31,5 \div 1601,8$
Số cấp tốc độ trục chính $Z_n$	18	16	18
Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao $S_{min} \div S_{max}$ ($\text{mm/p}$)	$23,5 \div 1800$	$35 \div 980$	$18 \div 2300$
Công bội chuỗi số vòng quay $\varphi$	1,26	1,26	1,26
Số cấp lượng chạy dao $Z_s$	18	16	18

Tác giả phân tích chuyên sâu máy phay 6H82 làm máy chuẩn tham khảo:

• Thiết lập phương trình xích tốc độ, tính toán chuỗi số vòng quay thực tế, vẽ đồ thị sai số và chỉ ra 4 giá trị sai số vượt ngưỡng $\pm 2,6%$ trên máy 6H82 do quá trình làm tròn tỷ số truyền.
• Phân tích động học hộp chạy dao máy 6H82: xích chạy dao dọc, cơ cấu đảo chiều và đường chạy dao nhanh.
• Nghiên cứu nguyên lý hoạt động của các cơ cấu phụ trợ và an toàn đặc biệt:
  • Cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me bàn máy: Phân tích hiện tượng va đập, rung động và chuyển động giật cục của bàn máy khi thực hiện phay thuận do lực cắt kéo phôi cùng chiều chuyển động. Giải pháp kết cấu được phân tích gồm đai ốc chính, đai ốc phụ và trục vít rỗng có xẻ rãnh dọc; khi siết đai ốc điều chỉnh, bạc côn ép chặt ren trục vít rỗng bó sát ren vít me để triệt tiêu toàn bộ khe hở tiếp xúc.
  • Cơ cấu chọn trước tốc độ quay kiểu đĩa lỗ: Giúp người vận hành cài đặt sẵn cấp tốc độ hoặc lượng chạy dao tiếp theo bằng núm vặn trong khi máy đang gia công nhằm cắt giảm thời gian phụ, sau đó điều khiển hệ thống càng gạt đẩy các khối bánh răng di trượt vào vị trí ăn khớp.
  • Cụm ly hợp bảo vệ: Phân tích nguyên lý làm việc của ly hợp bi an toàn chống quá tải, ly hợp vấu $M_3$ đóng ngắt đường chạy dao công tác/chạy dao nhanh và ly hợp ma sát $M_4$ đặt trên trục IV.

Chương II: Thiết kế truyền dẫn máy thiết kế mới

Nội dung trọng tâm của đồ án được triển khai chi tiết trong chương này:

• Xây dựng sơ đồ kết cấu động học toàn máy cho các chuyển động: quay trục chính ($i_v$), chạy dao dọc ($S_d$), chạy dao ngang ($S_{ng}$) và chạy dao đứng ($S_đ$).
• Xác định chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn của hộp tốc độ (18 cấp: $31,5; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250; 1600\text{ vòng/phút}$) và hộp chạy dao.
• So sánh các phương án không gian khả dĩ ($6 \times 3$, $3 \times 6$, $9 \times 2$, $2 \times 9$, $2 \times 3 \times 3$, $3 \times 2 \times 3$, $3 \times 3 \times 2$); chứng minh phương án $3 \times 3 \times 2$ là tối ưu nhất về chiều dài trục và độ cứng vững trục chính.
• So sánh 6 phương án thứ tự tương ứng với $3! = 6$; lựa chọn PATT I - II - III với lượng mở $[1][3][9]$ cho hộp tốc độ vì thỏa mãn điều kiện $\varphi^{X_{max}} = 1,26^9 \approx 8 \le 8$ và tạo ra lưới kết cấu rẻ quạt nhỏ gọn.
• Chọn số vòng quay trục trung gian $n_0 = n_{15} = 800\text{ vòng/phút}$ ($i_0 = 800/1440 = 5/9$) để giảm mô-men xoắn trên các trục phía trước, giúp giảm kích thước bánh răng và trục.
• Tính toán chi tiết số răng bánh răng cho từng nhóm truyền và kiểm tra điều kiện không cắt chân răng ($Z_{min} \ge 17$).
• Thiết kế hộp chạy dao với cơ cấu phản hồi $3[3] \times 3[1] \times 2[9]$, chọn bước vít me $t_v = 6\text{ mm}$, tính toán số răng cho tất cả các nhánh truyền dẫn.
• Lập bảng tổng hợp và vẽ đồ thị sai số vòng quay, chứng minh tất cả các cấp tốc độ thiết kế đều đạt chuẩn sai số cho phép.

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

Chương này trình bày các nội dung tính toán cơ học và sức bền:

• Tính toán và xác định công suất động cơ chính ($P = 7\text{ kW}$) và động cơ chạy dao ($P = 1,7\text{ kW}$).
• Lập bảng tính toán sơ bộ đường kính các trục truyền dẫn trong hộp tốc độ và hộp chạy dao dựa trên mô-men xoắn truyền động.
• Tính toán sức bền tiếp xúc và sức bền uốn của các bộ truyền bánh răng trong các nhóm truyền.
• Tính toán kiểm nghiệm độ bền, độ cứng vững và biến dạng đàn hồi của trục chính máy phay dưới tác dụng đồng thời của lực cắt gọt và mô-men xoắn cực đại.

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

Nội dung chương tập trung vào hệ thống điều khiển cơ khí:

• Lựa chọn kiểu dáng, bố trí kết cấu tay gạt điều khiển tốc độ và lượng chạy dao trên thân máy.
• Tính toán hành trình dịch chuyển của các càng gạt và khối bánh răng di trượt tương ứng với kích thước hình học thực tế trên bản vẽ kết cấu.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Đồ án đã hoàn thành đầy đủ các mục tiêu thiết kế hệ thống truyền dẫn cho máy phay vạn năng mới:

• Xác lập bộ thông số động học hoàn chỉnh: Thiết kế thành công hộp tốc độ 18 cấp ($31,5 \div 1601,8\text{ vòng/phút}$) và hộp chạy dao 18 cấp ($18 \div 2300\text{ mm/phút}$) với công bội chuẩn $\varphi = 1,26$, đáp ứng dải gia công rộng cho nhiều loại vật liệu và dao phay.
• Tối ưu hóa kết cấu truyền động: Ứng dụng thành công phương án không gian $3 \times 3 \times 2$ kết hợp phương án thứ tự I - II - III $[1][3][9]$ trên hộp tốc độ, đảm bảo số bánh răng chịu tải nặng trên trục chính là ít nhất (2 bánh răng).
• Ứng dụng cơ cấu phản hồi hiệu quả: Thiết kế hộp chạy dao có cơ cấu phản hồi $3[3] \times 3[1] \times 2[9]$ giúp lồng ghép đường chạy dao làm việc và chạy dao nhanh trong cùng một buồng máy nhỏ gọn mà không cần ngắt động cơ hay bổ sung động cơ phụ.
• Độ chính xác động học cao: Sai số vòng quay thực tế trên tất cả các cấp tốc độ của hộp tốc độ và hộp chạy dao đều được khống chế nghiêm ngặt trong giới hạn tiêu chuẩn cho phép ($-2,6% \le \Delta n% \le +2,6%$), khắc phục được các điểm vượt sai số từng tồn tại trên máy chuẩn 6H82.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

• Hạn chế: Đồ án mới dừng lại ở phạm vi thiết kế máy công cụ vạn năng điều khiển bằng cơ cấu cơ khí truyền thống (tay gạt, đĩa lỗ); cơ cấu chọn trước tốc độ bằng đĩa lỗ đòi hỏi phải dừng máy khi chuyển cấp tốc độ, chưa thể thay đổi tốc độ cắt liên tục hoặc tự động hóa linh hoạt trong lúc dao đang làm việc. Các phần tính toán sức bền và điều khiển ở Chương III và IV chỉ dừng ở mức tính toán lý thuyết phục vụ đồ án môn học.
• Hướng phát triển: Nghiên cứu tích hợp hệ thống điều khiển số CNC hoặc trang bị biến tần điều khiển vô cấp tốc độ động cơ chính; ứng dụng các phần mềm mô phỏng động lực học và phần tử hữu hạn (FEA) để kiểm nghiệm biến dạng nhiệt và dao động cưỡng bức của hệ thống trục chính khi cắt gọt ở vận tốc cao.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo chuyên khảo có giá trị kỹ thuật cao dành cho sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử và các kỹ sư thiết kế máy công cụ:

• Cung cấp quy trình bài bản về phương pháp xây dựng lưới kết cấu, đồ thị vòng quay ô loga và thuật toán chọn số răng bánh răng chuẩn theo điều kiện không cắt chân răng ($Z_{min} \ge 17$).
• Phần phân tích chi tiết nguyên lý làm việc của cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me phay thuận/nghịch và cơ cấu chọn trước tốc độ kiểu đĩa lỗ là tài liệu thực tế hữu ích cho việc nghiên cứu kết cấu máy cắt kim loại.
• Phương pháp tính toán cụm bánh răng phản hồi trong hộp chạy dao cung cấp giải pháp tham khảo rõ ràng cho các bài toán tối ưu hóa không gian lắp đặt bộ truyền.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án lại lựa chọn phương án không gian $3 \times 3 \times 2$ thay vì các phương án $2 \times 3 \times 3$ hay $3 \times 2 \times 3$ cho hộp tốc độ?
Trục cuối cùng (trục chính) là trục chịu mô-men xoắn lớn nhất ($M_{x,max}$) khi làm việc ở tốc độ thấp ($n_{min}$). Việc chọn phương án $3 \times 3 \times 2$ giúp giảm số lượng bánh răng lắp trên trục cuối cùng xuống chỉ còn 2 bánh răng (thay vì 3 bánh răng như các phương án khác), từ đó làm giảm tải trọng phụ, thu gọn kích thước trục và nâng cao độ cứng vững, độ chính xác quay của trục chính.

2. Vai trò của cơ cấu phản hồi trong hộp chạy dao máy phay là gì?
Hộp chạy dao máy phay cần đảm bảo đồng thời đường truyền chạy dao làm việc (tốc độ thấp và trung bình) và đường truyền chạy dao nhanh ($2300\text{ mm/phút}$). Sử dụng cơ cấu phản hồi từ trục V về trục IV cho phép tạo ra các tỷ số giảm tốc sâu trong không gian buồng máy thu gọn mà không cần ngắt động cơ hay lắp thêm động cơ riêng biệt cho xích chạy dao nhanh.

3. Tại sao khi phay thuận lại bắt buộc phải có cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me?
Khi phay thuận, chiều quay của dao phay và chiều tiến của bàn máy cùng chiều nhau, lực cắt có xu hướng kéo bàn máy về phía trước. Sự xuất hiện khe hở giữa ren trục vít me và đai ốc sẽ khiến bàn máy bị giật cục, chuyển động không đều và gây rung động mạnh làm hỏng dao hoặc bề mặt gia công. Cơ cấu hiệu chỉnh sử dụng trục vít rỗng xẻ rãnh và đai ốc phụ để ép sát hai mặt ren vít me, triệt tiêu hoàn toàn khe hở này.

4. Sai số vòng quay giữa tính toán thực tế và chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn của máy mới có đạt yêu cầu kỹ thuật không?
Toàn bộ sai số vòng quay của hộp tốc độ thiết kế mới đều nằm trong khoảng tiêu chuẩn cho phép từ $-2,6%$ đến $+2,6%$. Đối với hộp chạy dao, sai số lớn nhất ghi nhận là $2,52%$ tại cấp $n_9$, vẫn nằm hoàn toàn trong giới hạn quy định.

5. Cơ cấu chọn trước tốc độ quay kiểu đĩa lỗ có ưu điểm và nhược điểm gì?
Ưu điểm lớn nhất của cơ cấu đĩa lỗ là cho phép người vận hành cài đặt trước tốc độ quay hoặc lượng chạy dao cho nguyên công tiếp theo ngay trong lúc máy đang gia công, giúp giảm đáng kể thời gian phụ. Tuy nhiên, nhược điểm là cơ cấu không thể tự động đổi tốc độ khi đang làm việc mà bắt buộc phải dừng máy để thực hiện gạt khối bánh răng ăn khớp.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế máy" của sinh viên Nguyễn Hoàng Hà đã hoàn thành xuất sắc nhiệm vụ tính toán thiết kế hệ thống truyền dẫn cho máy phay vạn năng 18 cấp tốc độ dựa trên việc kế thừa và cải tiến máy mẫu 6H82. Bằng việc tối ưu hóa phương án không gian $3 \times 3 \times 2$, phương án thứ tự $[1][3][9]$ và ứng dụng cơ cấu phản hồi trong hộp chạy dao, công trình đã đảm bảo kết cấu máy nhỏ gọn, giảm tải trọng trục chính và khống chế sai số vòng quay trong giới hạn tiêu chuẩn cho phép $\pm 2,6%$. Đây là tài liệu đồ án kỹ thuật mẫu mực, phản ánh đầy đủ quy trình tính toán động học và kết cấu máy công cụ cắt gọt kim loại.

Trích đoạn nội dung tài liệu

CHƯƠNG I:NGHIÊN CỨU CÁC NHÓM MÁY CÓ TÍNH NĂNG KỸ THUẬT TƯƠNG ĐƯƠNG ( CÙNG CỠ ) ĐÃ CÓ Từ số liệu đề bài đã cho với: ZTC = 18 TC = 1,26 nmin = 31,5 (v/p) Ta tính được nmax = 𝑛𝑚𝑖𝑛 × 1,26𝑧−1 = 1601,8(v/p) Rn = 𝜑17 =50,85 1.1 Tính năng kỹ thuật của các máy cùng cỡ Trước khi đi thiết kế máy mới chúng ta hãy đi tìm hiểu khảo sát các máy công cụ của các nước, đem so sánh chúng để từ đó tìm ra được máy tốt nhất trên cơ sở đó ta đi thiết kế máy mới. *) Tính năng kĩ thuật của một số máy tương tự: So sánh tính năng kĩ thuật của một số máy tương tự như 6H82, 6H81, để từ đó tìm ra được máy có tính năng nổi trội nhất để đi khảo sát. Ta có bảng sau: Tính Năng Kỹ thuật 6H82 6H81 Máy mới Công suất động cơ (kW) 7/1,7 4,5/1,7 7/1,7 Phạm vi điều chỉnh tốc độ 301500 651800 31,51601.8 nmin- nmax Số cấp tốc độ Zn 18 16 18 Phạm vi điều chỉnh lượng 23,51800 35980 182300 chạy dao : smin – smax Công bội  1,26 1,26 1,26 Số lượng chạy dao Zs 18 16 18 Bảng 1.1: Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ Từ bảng phân tích các đặc tính trên ta đi nghiên cứu cụ thể máy 6H82 là loại máy tiêu biểu để có thể biết được phương án không gian, phương án cấu trúc của máy để trên cơ sở đó thiết kế máy mới kế thừa những ưu điểm của máy đã sản xuất.2 Phân tích máy tham khảo- Máy 6H82. 4 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: TS.

TRẦN VĂN THỰC Hình 1.1: Sơ đồ động máy phay 6H82 Công bội φ của máy 6H82 được tính theo công thức: 18−1 1500 𝜑= √ = 1,2587 ≈ 1,26 30 1.1 Hộp tốc độ Từ sơ đồ động của máy 6H82 đã có ta viết được: a) Phương trình xích tốc độ: 19 18 36 47 19 26 22 39 nđc1( 1440(vg/ph)). b) Bảng kết quả số vòng quay của hộp tốc độ 5 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: TS. TRẦN VĂN THỰC N Phương trình xích n = nlt nt.2: Chuỗi số vòng quay c) Đồ thị sai số vòng quay 6 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: TS. TRẦN VĂN THỰC Hình 1.2: Đồ thị sai số vòng quay => Nhận xét: Sai số Δn là sai số thực tế giới hạn vòng quay so với tiêu chuẩn, theo như đồ thị trên ta thấy có một số điểm vượt quá giới hạn cho phép -2,6÷ 2,6% là do sai số khi tính toán và làm tròn dẫn tới và các tốc đọ này ít được sử dụng.

d) Đồ thị sai số vòng quay, lưới kết cấu thực tế của hộp tốc độ máy 6H82 Với 𝜑 = 1,26 ; - Từ trục I đến trục II ta có tỷ số truyền của bộ truyền là i0 : 26 𝑖0 = = 𝜑 𝑋0 ⇒ 𝑋0 = −3.765 36 22 - Từ trục II – III có 3 tỷ số truyền: 𝑖2 = = 𝜑 𝑋2 => 𝑋2 = −1.855 { 3 39 𝑋1 ≈ −3 {𝑋2 ≈ −2 𝑋3 ≈ −4 7 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: TS.206 37 18 - Từ trục III – IV có 3 tỷ số truyền: 𝑖5 = = 𝜑 𝑋5 => 𝑋5 = −4.704 71 - Từ trục IV – V có 2 tỷ số truyền : { 82 ⇒ 𝑖8 = = 𝜑 𝑋8 => 𝑋8 = 3.328 38 𝑋 ≈ −6 { 7 𝑋8 ≈ 3 Từ những tính toán trên ta vẽ được đồ thị vòng quay của hộp tốc độ máy phay như sau: IV Hình 1.3: Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ 8 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: TS. TRẦN VĂN THỰC Từ thông số của máy 6H82 ta thấy tốc độ lần lượt thay đổi do thay đổi vị trí của các nhóm bánh răng.