Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong tiến trình phát triển của ngành chế tạo máy, cơ khí hóa và tự động hóa quá trình sản xuất đóng vai trò trọng tâm nhằm nâng cao năng suất lao động và phát triển nền kinh tế quốc dân. Trong hệ thống thiết bị cơ khí tại các nhà máy chế tạo, máy tiện là phân hệ máy công cụ phổ thông chiếm tỷ trọng lớn nhất, từ 40% đến 50% tổng số thiết bị nhờ khả năng gia công đa dạng: từ tiện các mặt tròn xoay (mặt trụ, mặt định hình, mặt nón, mặt ren vít) đến các nguyên công khoan, khoét, doa, tạo hình đa cạnh, elip, cam và cắt đứt.
Hầu hết các dòng máy tiện vạn năng trang bị tại các cơ sở sản xuất trong nước đều là các thế hệ máy có xuất xứ từ Liên Xô hoặc được sản xuất trong nước dựa trên mẫu máy Liên Xô nhưng đã được cải tiến để thích ứng với điều kiện sản xuất nội địa. Nhằm giải quyết yêu cầu kỹ thuật và nâng cao năng lực thiết kế máy công cụ, đồ án tập trung vào đề tài "Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng" (mã đồ án: T06), do sinh viên Đặng Duy Kiên (MSSV: 20100396) thực hiện tại Bộ môn Máy công cụ dưới sự hướng dẫn của thầy Bùi Tuấn Anh, hoàn thành ngày 10 tháng 02 năm 2014 tại Hà Nội.
Nhiệm vụ và mục tiêu nghiên cứu, thiết kế được phân định theo 5 nội dung chính:
- Phân tích máy tương tự nhằm lựa chọn máy mẫu cơ sở phục vụ khảo sát và thiết kế.
- Tính toán động học toàn máy bao gồm hộp tốc độ và hộp chạy dao.
- Tính toán và xác định công suất động cơ dẫn động chính và động cơ phụ.
- Tính toán sức bền và động lực học các chi tiết máy trọng yếu (trục chính, cặp bánh răng, kết cấu gối đỡ).
- Thiết kế hệ thống điều khiển và xây dựng bản vẽ khai triển, bản vẽ cắt hệ thống điều khiển cho hộp tốc độ và hộp chạy dao.
Số liệu thiết kế ban đầu được xác định cụ thể:
- Hộp tốc độ: Số cấp tốc độ $Z = 23$, số vòng quay nhỏ nhất của trục chính $n_{min} = 14\text{ vòng/phút}$, công bội $\phi = 1,26$.
- Hộp chạy dao: Sử dụng cơ cấu Noóc-tông (Norton), khả năng khuếch đại ren với tỉ số truyền khuếch đại lớn nhất $u_{kđmax} = 32$. Khả năng cắt 4 loại ren tiêu chuẩn: Ren hệ mét ($t_p = 1,5 \div 16\text{ mm}$), Ren Anh ($n = 48 \div 4\text{ ren/inch}$), Ren mô-đun ($m = 0,75 \div 8$), Ren Pitch ($D_p = 96 \div 8$). Lượng chạy dao giới hạn: $S_{dọc,min} = 2 \cdot S_{ngang,min} = 0,08\text{ mm/vòng}$.
- Động cơ điện chính: Công suất $N = 10\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n = 1440\text{ vòng/phút}$.
Đối tượng nghiên cứu là kết cấu động học và động lực học của máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung; phạm vi nghiên cứu giới hạn ở chuỗi truyền động cơ khí, sức bền trục chính và các cơ cấu hộp tốc độ, hộp chạy dao.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Đồ án vận dụng hệ thống lý thuyết chuyên ngành máy công cụ và nguyên lý cắt gọt kim loại:
- Lý thuyết phân cấp tốc độ theo cấp số nhân: Sử dụng quy luật cấp số nhân để phân bố các cấp vòng quay trục chính $n_z = n_1 \cdot \phi^{z-1}$ với công bội tiêu chuẩn $\phi = 1,26$, xác định dải điều chỉnh $R_n = \frac{n_{max}}{n_{min}}$ và số nhóm truyền tối thiểu theo quan hệ giải tích.
- Lý thuyết động học xích truyền động cơ khí: Xây dựng phương trình cân bằng xích tốc độ và xích chạy dao cắt ren tổng quát: $$1\text{ vòng trục chính} \times i_{cố định} \times i_{thay thế} \times i_{cơ sở} \times i_{gấp bội} \times t_v = t_p$$
- Lý thuyết tính toán lực cắt và công suất cắt: Xác định chiều sâu cắt giới hạn $t_{max} = C \cdot \sqrt[8]{d_{max}}$ (với $C = 0,7$ đối với thép), các thành phần lực cắt đơn vị $P_x, P_y, P_z$ và mômen xoắn.
- Công thức thực nghiệm của D. Rê-sê-tốp và T. Lê-vít: Tính toán lực cản chạy dao $Q$ trên sống trượt lăng trụ máy tiện: $$Q = k \cdot P_x + f \cdot (P_y + P_z + G)$$ Trong đó $G$ là trọng lượng cụm chi tiết di trượt ($G = 2500\text{ N}$), $f$ là hệ số ma sát thu gọn ($f = 0,15 \div 0,18$), $k$ là hệ số tăng lực ma sát do mômen lật ($k = 1,15$).
- Lý thuyết sức bền và động lực học trục máy công cụ: Tính toán kích thước sơ bộ trục theo mômen xoắn $M_x = 716200 \cdot \frac{N_{trục}}{n_{tính}}$, xác định đường kính $d = C \cdot \sqrt[3]{\frac{N_{trục}}{n_{tính}}}$ ($C = 120$), giải bài toán uốn - xoắn đồng thời trên hệ dầm tĩnh định trong hai mặt phẳng vuông góc $xOy$ và $xOz$.
Phương pháp thiết kế được áp dụng là phương pháp so sánh - phân tích máy tương tự kết hợp giải tích tối ưu hóa:
- Khảo sát đặc tính kỹ thuật các máy tiện chuẩn (T620, 1K62, T616) để chọn mẫu thiết kế phù hợp.
- Phương pháp đồ thị động học: Lập lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, đồ thị kiểm nghiệm sai số vòng quay $[\Delta n] \le 10(\phi - 1) = 2,6%$.
- Phương pháp tối ưu tổ hợp: So sánh các phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT) để tìm cấu trúc truyền động tối ưu về số lượng trục, bánh răng và chiều dài hộp tốc độ.
Thiết kế và triển khai hệ thống máy
Hệ thống truyền động cơ khí của máy tiện ren vít vạn năng được thiết kế hoàn chỉnh qua các khối chức năng chính:
[Động cơ chính N=10kW, n=1440v/p]
-
Chuỗi truyền động hộp tốc độ: Dẫn động từ động cơ điện ($N = 10\text{ kW}, n = 1440\text{ vòng/phút}$) qua bộ truyền đai có tỉ số truyền $i_{đt} = 0,630$ vào trục I/II với số vòng quay tính toán $n_0 = 900\text{ vòng/phút}$. Cấu trúc phân nhánh gồm đường truyền tắt cho tốc độ cao ($Z_2 = 2 \times 3 \times 1 = 6$ cấp) và đường truyền tốc độ thấp qua cụm bánh răng khuếch đại ($Z_1 = 18$ cấp). Hệ thống đạt tổng cộng 23 cấp tốc độ làm việc thực tế ($n = 14 \div 2261\text{ vòng/phút}$) sau khi khử 1 cấp tốc độ trùng nhau ($n_{18} \equiv n_{19}$).
-
Chuỗi truyền động hộp chạy dao: Sử dụng cơ cấu Noóc-tông 7 bậc kết hợp nhóm gấp bội $2 \times 2$ để tiện 4 loại ren tiêu chuẩn và truyền động tiện trơn:
- Dẫn động tiện ren qua trục vít me ($t_x = 12\text{ mm}$).
- Dẫn động tiện trơn dọc qua trục trơn đến bánh vít 28 (trục XVII), cặp bánh răng 14/60, ăn khớp với thanh răng ($m = 3\text{ mm}, t = 10\text{ mm}$).
- Dẫn động tiện trơn ngang qua vít me ngang bước $t = 5\text{ mm}$.
- Chạy dao nhanh bằng động cơ độc lập $N = 1\text{ kW}, n = 1410\text{ vòng/phút}$ nối trực tiếp vào trục trơn XVI.
-
Tích hợp các cơ cấu an toàn và điều khiển đặc thù:
- Ly hợp ma sát nhiều đĩa và cơ cấu đảo chiều: Đặt trên trục đầu vào của hộp tốc độ nhằm đảo chiều quay trục chính và bảo vệ quá tải cho nguồn động lực.
- Ly hợp siêu việt: Bố trí trên xích truyền động trục trơn, ngăn ngừa hiện tượng xoắn gãy trục khi đồng thời đóng động cơ chạy dao nhanh và xích chạy dao tự động hoặc khi đảo chiều quay trục chính.
- Đai ốc mở đôi: Đảm bảo đóng mở ăn khớp chính xác với trục vít me trong hộp xe dao.
- Cơ cấu an toàn hộp chạy dao: Tự động ngắt liên kết truyền động khi xuất hiện quá tải trong quá trình tiện trơn.
Nội dung chính theo từng chương
Chương I: Phân tích máy tương tự
Chương I thực hiện khảo sát các đặc tính kỹ thuật cơ bản của ba dòng máy tiện vạn năng phổ biến: T620, 1K62 và T616.
| Đặc tính kỹ thuật | Máy T620 | Máy 1K62 | Máy T616 |
|---|---|---|---|
| Chiều cao tâm máy ($mm$) | 200 | 200 | 160 |
| Khoảng cách hai mũi tâm ($mm$) | 1400 | 1500 | 700 |
| Đường kính phôi gia công lớn nhất $D_{max}$ ($mm$) | 400 | 400 | 320 |
| Số cấp tốc độ ($Z$) | 23 | 21 | 12 |
| Phạm vi số vòng quay $n_{min} \div n_{max}$ ($v/p$) | 12,5 $\div$ 2000 | 11,5 $\div$ 1200 | 44 $\div$ 1980 |
| Lượng chạy dao dọc ($mm/v$) | 0,07 $\div$ 4,16 | 0,08 $\div$ 21,59 | 0,06 $\div$ 1,07 |
| Lượng chạy dao ngang ($mm/v$) | 0,035 $\div$ 2,0 | 0,027 $\div$ 0,527 | 0,04 $\div$ 0,78 |
| Công suất trục chính ($kW$) | 10 | 7 | 4,5 |
| Lực chạy dao lớn nhất $P_{xmax}$ ($N$) | 3530 | 3430 | 3000 |
| Lực chạy dao lớn nhất $P_{ymax}$ ($N$) | 5400 | 5400 | 8100 |
| Khả năng tiện ren quốc tế ($t_p$) | 1 $\div$ 192 | Có | Có |
| Khả năng tiện ren mô-đun ($m$) | 0,5 $\div$ 48 | Có | Có |
| Khả năng tiện ren Anh ($n$) | 2 $\div$ 42 | Có | Có |
| Khả năng tiện ren Pitch ($D_p$) | 96 $\div$ 1 | Có | Có |
Dựa trên yêu cầu thiết kế, máy T620 có các đặc tính kỹ thuật tương đồng nhất về dải tốc độ ($Z = 23$), dải ren gia công và công suất động cơ chính ($N = 10\text{ kW}$), do đó được chọn làm máy mẫu để phân tích động học.
Tác giả đi sâu giải tích cấu trúc động học máy T620:
- Xích tốc độ có công bội $\phi = 1,26$. Đường truyền tốc độ cao cho $2 \times 3 \times 1 = 6$ cấp; đường truyền tốc độ thấp qua khối bánh răng di trượt giữa trục IV và VI cho 3 tỉ số truyền thực tế ($1, \frac{1}{4}, \frac{1}{16}$), tạo ra 18 cấp tốc độ thực tế. Tổng cộng có $18 + 6 = 24$ cấp, trùng 1 cấp ($n_{18} \equiv n_{19}$), tạo ra 23 cấp tốc độ độc lập.
- Xích chạy dao sử dụng cơ cấu Noóc-tông và khối bánh răng gấp bội, cho phép tiện 4 loại ren và kết hợp bộ truyền bánh răng thay thế $\frac{64}{97}$ và $\frac{42}{50}$.
Chương II: Thiết kế truyền dẫn máy mới
Chương II giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế động học hộp tốc độ và hộp chạy dao:
- Thiết kế hộp tốc độ:
- Chuỗi số vòng quay cấp số nhân với $n_{min} = 14\text{ v/p}, \phi = 1,26, Z = 23 \rightarrow n_{max} = 2261\text{ v/p}$. Số nhóm truyền tối thiểu $i = 4$.
- So sánh 4 phương án không gian (PAKG: $3 \times 2 \times 2 \times 2$; $2 \times 2 \times 3 \times 2$; $2 \times 3 \times 2 \times 2$; $2 \times 2 \times 2 \times 3$). Tác giả lựa chọn PAKG $2 \times 3 \times 2 \times 2$ vì bảo đảm tỉ số truyền giảm dần, phân bố số bánh răng đồng đều trên các trục và số bánh răng chịu mômen xoắn cực đại $M_{max}$ trên trục chính là ít nhất (2 bánh răng).
- So sánh 24 phương án thứ tự (PATT). Chọn PATT I-II-III-IV với đặc tính nhóm $[1][2][6][12]$. Để thỏa mãn điều kiện $x_{max} \le 8$, tác giả thu hẹp lượng mở tối đa từ $x_{max} = 12$ xuống $x_{max} = 6$, làm giảm số cấp tốc độ xuống $Z_1 = 18$. Sau đó, bổ sung đường truyền tắt tốc độ cao $Z_2 = 2 \times 3 \times 1 = 6$ cấp. Tổng số cấp là $Z = Z_1 + Z_2 = 24$, trùng 1 cấp nên đạt đúng $Z = 23$ cấp theo yêu cầu.
- Xác định chính xác số răng của các cặp bánh răng truyền động ($Z_1 \div Z_{11}$ và $Z'1 \div Z'{11}$):
| Cặp bánh răng | $Z_i$ tính toán | $Z'_i$ tính toán | $Z_i$ quy chuẩn | $Z'_i$ quy chuẩn |
|---|---|---|---|---|
| Nhóm 1 (Trục I - II) | 50 | 40 | 51 / 56 | 39 / 34 |
| Nhóm 2 (Trục II - III) | 55 | 35 | 21 / 29 / 38 | 55 / 47 / 38 |
| Nhóm 3 (Trục III - IV) | 22 | 88 | 22 / 45 | 88 / 45 |
| Nhóm 4 (Trục IV - V) | 22 | 88 | 22 / 45 | 88 / 45 |
| Nhóm 5 (Trục V - VI) | 27 | 54 | 27 | 54 |
| Nhóm 6 (Trục III - VI) | 66 | 42 | 65 | 43 |
- Kiểm nghiệm sai số số vòng quay trục chính: Sai số $\Delta n = \frac{n_{t/c} - n_{tính}}{n_{t/c}} \cdot 100%$ nằm trong dải cho phép từ $-0,36%$ đến $+2,49%$, triệt để thỏa mãn điều kiện $[\Delta n] \le 2,6%$.
- Thiết kế hộp chạy dao:
- Lập bảng xếp ren và thiết kế cơ cấu Noóc-tông 7 tầng bánh răng: $Z_1 = 24, Z_2 = 26, Z_3 = 28, Z_4 = 32, Z_5 = 36, Z_6 = 40, Z_7 = 44$. Bánh răng $Z = 38$ (dùng cho ren Anh $n = 19$) được loại bỏ để tăng độ cứng vững cho trục Noóc-tông mà không ảnh hưởng đến các loại ren còn lại.
- Nhóm gấp bội chọn PAKG $2 \times 2$, gồm 4 tỉ số truyền ($\frac{1}{4}; \frac{1}{2}; 1; 2$).
- Tính toán cơ cấu khuếch đại ren trên trục IX bổ sung cặp bánh răng di trượt $Z_1 = 28, Z_2 = 56$ để đạt các tỉ số khuếch đại $i_{kđ} = 2; 8; 16; 32$.
- Kiểm nghiệm sai số bước ren: Với ren Anh $n = 16$, bước ren lý thuyết $t_p = 1,5875\text{ mm}$, bước ren tính toán $t_p = 1,5967\text{ mm}$, sai số tuyệt đối chỉ $0,0092\text{ mm}$, nằm trong giới hạn dung sai cho phép.
- Điều chỉnh cặp bánh răng trong hộp xe dao sang tỉ số $\frac{4}{28}$ (từ $\frac{6}{28}$) để đạt lượng chạy dao tối thiểu chính xác: $S_{dọc,min} = 0,08\text{ mm/vòng}$ và $S_{ngang,min} = 0,04\text{ mm/vòng}$.
Chương III: Tính toán sức bền các chi tiết máy
Chương III tập trung vào động lực học và độ bền của các kết cấu chịu tải:
-
Xác định chế độ cắt gọt giới hạn và thử máy:
- Chế độ thử có tải: Phôi thép 45 ($\text{HRB} = 207$), chiều dài $l = 2000\text{ mm}$, dao thép gió P18, tốc độ $n = 40\text{ v/p}$, bước tiến $s = 1,4\text{ mm/v}$, chiều sâu cắt $t = 6\text{ mm}$.
- Chế độ thử công suất: Phôi thép 45, chiều dài $l = 350\text{ mm}$, dao hợp kim T15K6, tốc độ $n = 400\text{ v/p}$, bước tiến $s = 0,39\text{ mm/v}$, chiều sâu cắt $t = 5\text{ mm}$.
-
Tính toán lực cắt và công suất động cơ:
- Tính toán các thành phần lực cắt $P_x, P_y, P_z$.
- Tính công suất cắt danh định $N_c = 7,23\text{ kW}$. Với hiệu suất bộ truyền $\eta = 0,8$, công suất động cơ tính toán: $$N_{đc} = \frac{N_c}{\eta} = \frac{7,23}{0,8} = 9,04\text{ kW}$$ Quy chuẩn lựa chọn động cơ điện chính công suất $N = 10\text{ kW}$.
-
Lập bảng tính toán động lực học cho các trục truyền:
| Trục | $n_{tính}$ ($v/p$) | $N_{trục}$ ($kW$) | $M_{x,tính}$ ($N.mm$) | $d_{sơ,bộ}$ ($mm$) | $d_{chọn}$ ($mm$) |
|---|---|---|---|---|---|
| Động cơ | 1440 | 10 | 4973 | 19,07 | 25 |
| Trục I | 750 | 9,85 | 9406 | 23,60 | 25 |
| Trục II | 1003 | 9,56 | 6828 | 21,20 | 25 |
| Trục III | 499 | 9,27 | 13304 | 26,50 | 30 |
| Trục IV | 178 | 8,99 | 36172 | 36,96 | 40 |
| Trục V | 62,5 | 8,72 | 99924 | 51,86 | 55 |
| Trục VI | 42 | 8,46 | 144263 | 58,61 | 60 |
- Tính toán sức bền trục chính:
- Chọn vật liệu chế tạo trục chính: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng $\text{HB} = 230 \div 260$.
- Phân tích vị trí ăn khớp bánh răng không gian: Khảo sát 4 vị trí không gian (I, II, III, IV) của cặp bánh răng $Z27/Z54$. Tác giả chọn vị trí IV vì vị trí này hạn chế tối đa ảnh hưởng bất lợi của phản lực ăn khớp lên độ chính xác gia công của trục chính.
- Thiết lập sơ đồ chịu tải không gian: Mô hình hóa trục chính thành dầm đặt trên hai gối tựa A và D (với gối đỡ phụ tại E), chịu các lực cắt $P_x, P_y, P_z$ từ phôi và các lực ăn khớp vòng, lực hướng tâm từ các cặp bánh răng $Z27/Z54$ và $Z60/Z60$. Khoảng cách giữa các tiết diện chịu lực được xác định: $l_{AB} = 285\text{ mm}$, $l_{BC} = 200\text{ mm}$, $l_{CD} = 175\text{ mm}$, $l_{DE} = 370\text{ mm}$. Thiết lập hệ phương trình cân bằng tĩnh học trong hai mặt phẳng $xOy$ và $xOz$ để tính phản lực gối tựa $Y_A, Y_D, Z_A, Z_D$.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh các nội dung kỹ thuật theo đề bài:
-
Thông số kỹ thuật của hệ thống máy thiết kế:
- Hộp tốc độ: 23 cấp tốc độ phân bố từ $14\text{ v/p}$ đến $2261\text{ v/p}$, công bội $\phi = 1,26$, sai số vòng quay $[\Delta n] \le 2,49%$ (nhỏ hơn mức cho phép $2,6%$).
- Hộp chạy dao: Cơ cấu Noóc-tông 7 bậc kết hợp nhóm gấp bội $2 \times 2$, gia công được 4 hệ ren tiêu chuẩn và thực hiện tiện trơn với dải bước tiến chính xác ($S_{dọc,min} = 0,08\text{ mm/v}$, $S_{ngang,min} = 0,04\text{ mm/v}$).
- Nguồn dẫn động: Động cơ chính $N = 10\text{ kW}$, động cơ chạy dao nhanh độc lập $N = 1\text{ kW}$.
- Trục chính: Vật liệu thép 45 tôi cải thiện ($\text{HB} = 230 \div 260$), gối tựa ổ lăn có sơ đồ bố trí lực hợp lý.
-
Giải pháp kỹ thuật nổi bật:
- Tối ưu hóa lưới kết cấu bằng đường truyền tắt: Giải pháp thu hẹp lượng mở $x_{max} = 6$ kết hợp đường truyền tốc độ cao độc lập $Z_2 = 6$ giúp thỏa mãn triệt để điều kiện giới hạn tỉ số truyền ($x_{max} \le 8$), giữ kết cấu hộp tốc độ nhỏ gọn mà vẫn đảm bảo đủ 23 cấp tốc độ.
- Cải tiến rút gọn tháp bánh răng Noóc-tông: Việc loại bỏ bánh răng $Z = 38$ giúp rút ngắn khoảng cách giữa hai gối đỡ trục Noóc-tông từ 8 bậc xuống 7 bậc, tăng độ cứng vững chống uốn cho trục mà vẫn đảm bảo tính vạn năng khi cắt ren.
- Tối ưu hóa vị trí ăn khớp bánh răng trên trục chính: Phân tích động lực học không gian và lựa chọn bố trí cặp bánh răng truyền lực ở vị trí IV, giảm thiểu độ võng và tăng độ chính xác truyền động của trục chính.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Do giới hạn phạm vi tính toán thiết kế của đồ án môn học/tốt nghiệp, nội dung tính toán sức bền tập trung chủ yếu vào trục chính và các trục truyền động hộp tốc độ trong điều kiện tải tĩnh và chế độ cắt thử nghiệm điển hình; chưa kiểm nghiệm ứng xử động lực học (dao động cưỡng bức, rung động tự kích) của toàn máy khi làm việc ở các vùng tốc độ cộng hưởng.
- Hướng nghiên cứu tiếp:
- Mở rộng tính toán sức bền mỏi và tuổi thọ làm việc của toàn bộ hệ thống bánh răng, ổ lăn trong hộp tốc độ và hộp chạy dao.
- Thiết kế hoàn chỉnh hệ thống bôi trơn cưỡng bức, hệ thống làm mát và cơ cấu gạt phoi tự động.
- Nghiên cứu khả năng tích hợp hệ thống điều khiển số (NC/CNC hóa một phần) trên nền tảng khung thân máy cơ sở để nâng cao mức độ tự động hóa.
Giá trị tham khảo
Tài liệu là nguồn tham khảo kỹ thuật cho sinh viên, giảng viên và kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Chế tạo máy, Công nghệ Kỹ thuật Cơ điện tử:
- Cung cấp phương pháp luận và trình tự tính toán động học hộp tốc độ (cách lập PAKG, PATT, thu hẹp lượng mở, thiết kế đường truyền tắt và kiểm nghiệm sai số vòng quay).
- Cung cấp phương pháp thiết kế xích chạy dao phức tạp sử dụng cơ cấu Noóc-tông và nhóm gấp bội để cắt 4 loại ren tiêu chuẩn quốc tế.
- Cung cấp biểu mẫu tính toán động lực học, phân tích lực ăn khớp bánh răng trong không gian và phương pháp lập sơ đồ tính dầm trục chính trên máy cắt kim loại.
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao đồ án lựa chọn phương án không gian (PAKG) $2 \times 3 \times 2 \times 2$ cho hộp tốc độ?
Phương án $2 \times 3 \times 2 \times 2$ được lựa chọn vì đảm bảo tỉ số truyền giảm dần đều đặn từ trục đầu vào đến trục cuối, số lượng bánh răng phân bố đồng đều giữa các trục, và quan trọng nhất là số lượng bánh răng chịu mômen xoắn cực đại $M_{max}$ trên trục chính là ít nhất (chỉ 2 bánh răng), giúp kết cấu trục chính gọn nhẹ và an toàn.
2. Mục đích của việc thu hẹp lượng mở từ $x_{max} = 12$ xuống $x_{max} = 6$ và tác giả khắc phục việc giảm số cấp tốc độ như thế nào?
Lượng mở $x_{max} = 12$ dẫn tới tỉ số truyền $\phi^{12} = 1,26^{12} \approx 16 > 8$, vi phạm điều kiện giới hạn tỉ số truyền cực tiểu trong hộp tốc độ ($\frac{1}{4} \le i \le 2$). Do đó, phải thu hẹp lượng mở xuống $x_{max} = 6$, làm giảm số cấp tốc độ của xích truyền chính xuống $Z_1 = 18$. Để bù lại số cấp tốc độ bị mất, tác giả thiết kế thêm đường truyền tắt tốc độ cao $Z_2 = 2 \times 3 \times 1 = 6$ cấp, nâng tổng số cấp lên $Z = 18 + 6 = 24$ (trùng 1 cấp còn 23 cấp thực tế).
3. Vì sao tác giả loại bỏ bánh răng $Z_5 = 38$ trong cơ cấu Noóc-tông?
Bánh răng $Z_5 = 38$ chỉ phục vụ cắt duy nhất loại ren Anh có bước ren $n = 19\text{ ren/inch}$ (ít phổ biến) và không tham gia vào chuỗi truyền động của 3 loại ren còn lại (mét, mô-đun, pitch). Việc loại bỏ bánh răng này giúp giảm số bậc của tháp bánh răng từ 8 xuống 7, rút ngắn khoảng cách giữa hai gối đỡ, qua đó nâng cao độ cứng vững và tránh hiện tượng uốn trục Noóc-tông khi làm việc.
4. Tại sao vị trí IV lại được chọn khi bố trí không gian cho cặp bánh răng $Z27/Z54$ trên trục chính?
Khi khảo sát 4 vị trí không gian (I, II, III, IV) của bánh răng chủ động $Z27$ quay quanh bánh răng bị động $Z54$ trên trục chính, vị trí IV có hướng lực tác dụng tạo ra trạng thái cân bằng lực tối ưu nhất với phản lực cắt gọt, giảm thiểu độ võng trục chính và hạn chế tối đa sai số gia công phôi.
5. Cơ cấu ly hợp siêu việt có vai trò gì trong truyền động máy tiện?
Ly hợp siêu việt được bố trí trong xích chạy dao nhanh nối với trục trơn XVI. Cơ cấu này cho phép trục trơn nhận truyền động quay nhanh từ động cơ phụ ($N = 1\text{ kW}, n = 1410\text{ v/p}$) mà không truyền ngược mômen xoắn lớn về xích truyền động chính, ngăn ngừa hiện tượng xoắn, gãy trục trơn khi đóng đồng thời hai đường truyền hoặc khi đảo chiều quay trục chính.
Kết luận
Đồ án đã hoàn thành nhiệm vụ tính toán và thiết kế máy tiện ren vít vạn năng (mã T06) dựa trên sự cải tiến máy mẫu T620. Các chuỗi truyền động hộp tốc độ ($Z = 23$), hộp chạy dao cắt 4 loại ren (cơ cấu Noóc-tông 7 tầng) và sức bền trục chính được tính toán giải tích chặt chẽ, bảo đảm các sai số động học và điều kiện bền nằm trong giới hạn cho phép. Công trình thể hiện phương pháp luận thiết kế máy công cụ hệ thống, có giá trị học thuật và kỹ thuật thực tiễn cao trong lĩnh vực cơ khí chế tạo máy.