Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống các nhà máy và phân xưởng cơ khí, máy tiện là dòng máy công cụ phổ thông chiếm tỷ trọng lớn nhất, chiếm từ 40% đến 50% tổng số lượng máy cắt kim loại. Máy tiện đảm nhận đa dạng các nguyên công gia công mặt tròn xoay ngoài và trong (mặt trụ, mặt côn, mặt định hình, mặt ren), xén mặt đầu, cắt đứt, cũng như có thể thực hiện khoan, khoét, doa. Trong thực tế sản xuất tại Việt Nam, máy tiện ren vít vạn năng 1K62 (và mẫu tương đương T620) là dòng máy hạng trung rất phổ biến, có độ tin cậy cao và tính công nghệ linh hoạt. Đồ án "Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng" được thực hiện nhằm giải quyết bài toán tính toán, thiết kế một máy tiện vạn năng hạng trung hoàn chỉnh dựa trên cơ sở phân tích và cải tiến từ máy mẫu 1K62.

Nhiệm vụ nghiên cứu của đồ án được xác định theo 5 nội dung chính:

  1. Khảo sát các thông số kỹ thuật của các dòng máy tiện cùng cỡ (1K62, 1A62, T616), phân tích chuyên sâu cấu trúc động học, hộp chạy dao và các cơ cấu chức năng đặc biệt của máy cơ sở 1K62.
  2. Thiết kế động học truyền dẫn tốc độ chính: xác định chuỗi vòng quay tiêu chuẩn ($Z = 23$, $\varphi = 1,26$, $n_{\min} = 14\text{ vg/ph}$, $n_{\text{đc}} = 1440\text{ vg/ph}$), lựa chọn phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT), xây dựng lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, tính toán số răng của 11 cặp bánh răng và kiểm nghiệm sai số vòng quay trong giới hạn cho phép $[\Delta n] \le 2,6%$.
  3. Thiết kế động học truyền dẫn hộp chạy dao: xác lập phương trình xích cắt ren (ren hệ mét, ren Anh, ren module, ren pitch) và xích tiện trơn (dọc, ngang); sắp xếp bước ren thành nhóm cơ sở Norton và nhóm gấp bội; tính toán các tỷ số truyền liên quan.
  4. Tính toán động lực học và sức bền máy cắt kim loại: xác định chế độ làm việc giới hạn, tính lực tác dụng lên hệ truyền dẫn, tính chọn công suất động cơ điện, xác định sơ bộ đường kính các trục, tính bền trục chính và kiểm nghiệm bền cặp bánh răng $27/54$ giữa trục V và trục VI.
  5. Thiết kế hệ thống điều khiển: lựa chọn nguyên lý cơ cấu gạt bánh răng di trượt, xây dựng bảng hệ thống điều khiển chung của hộp tốc độ và tính toán kết cấu cơ cấu điều khiển.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống truyền dẫn cơ khí của máy tiện ren vít vạn năng hạng trung dẫn động phân cấp. Phạm vi nghiên cứu tập trung vào việc tính toán thiết kế động học, động lực học và kết cấu máy cắt kim loại theo quy chuẩn kỹ thuật chuyên ngành Chế tạo máy tại Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội, dựa trên hệ quy chiếu máy cơ sở 1K62.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng các khung lý thuyết và phương pháp tính toán chuyên ngành máy cắt kim loại:

  • Khung lý thuyết và mô hình tính toán:
    • Lý thuyết chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn: Ứng dụng quy luật cấp số nhân với công bội tiêu chuẩn $\varphi = 1,26$ (với $E = 4$ theo chuẩn $\varphi = 1,06^E$) để phân bố các cấp tốc độ trục chính, đảm bảo tổn thất vận tốc cắt là nhỏ nhất trên toàn dải điều chỉnh.
    • Lý thuyết phân tích hộp tốc độ phân cấp: Sử dụng các điều kiện giới hạn tỷ số truyền nhóm ($1/4 \le i \le 2$) và giới hạn lượng mở tối đa của nhóm truyền dẫn ($\varphi^{X_{\max}} \le 8$) để tối ưu hóa kết cấu hộp tốc độ.
    • Lý thuyết xích chạy dao tiện ren: Ứng dụng mô hình cơ cấu Norton (tháp bánh răng) kết hợp nhóm bánh răng gấp bội với công bội $\varphi = 2$ ($1, 2, 4, 8$ hoặc $1/8, 1/4, 1/2, 1$) để tạo ra các bước ren theo cấp số nhân và cấp số cộng.
    • Lý thuyết sức bền chi tiết máy cắt kim loại: Phương pháp tính toán ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn của bộ truyền bánh răng và độ cứng vững, độ bền mỏi của trục chính.
  • Phương pháp nghiên cứu thực tế:
    • Phương pháp phân tích - so sánh máy mẫu: Khảo sát, đối chiếu thông số hình học, động học và công suất của 3 dòng máy 1K62, 1A62, T616 nhằm lựa chọn mô hình cơ sở phù hợp.
    • Phương pháp tổ hợp và tối ưu hóa giải tích: Phân tích tổ hợp $24$ phương án thứ tự ($4! = 24$) trên phương án không gian $2 \times 3 \times 2 \times 2$ để chọn phương án có lưới kết cấu tối ưu.
    • Phương pháp đồ thị động học: Xây dựng lưới kết cấu đối xứng dạng rẻ quạt và đồ thị vòng quay định lượng xác định chính xác các tỷ số truyền $i_1 \div i_{11}$.
    • Phương pháp xác định số răng: Tính toán số răng bánh răng theo bội số chung nhỏ nhất $K = (f_x + g_x)$ và số nguyên $E$ thỏa mãn điều kiện số răng nhỏ nhất không bị cắt chân răng ($Z_{\min} \ge 17$).
    • Phương pháp kiểm nghiệm sai số: Đánh giá độ chính xác động học theo công thức sai số $[\Delta n] = 10(\varphi - 1)%$.
  • Nguồn dữ liệu: Tài liệu kỹ thuật máy tiện 1K62, 1A62, T616; giáo trình và bảng tra tiêu chuẩn từ sách Tính toán thiết kế máy cắt kim loại (trang 14, Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội).

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Khảo sát máy tương tự

Tác giả tiến hành khảo sát các tính năng kỹ thuật của các dòng máy tiện ren vít vạn năng cùng cỡ hạng trung đang được sử dụng trong ngành cơ khí để lựa chọn máy cơ sở cho thiết kế.

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

Máy 1K62 được lựa chọn làm mẫu khảo sát chính vì có các thông số kỹ thuật tương đồng hoàn toàn với yêu cầu thiết kế và nguồn tư liệu đầy đủ.

Phân tích cấu trúc động học máy 1K62 cho thấy hệ thống truyền động chính được tổ chức thành hai đường truyền:

  • Đường truyền tốc độ thấp (gián tiếp): Truyền động từ động cơ qua bộ truyền đai ($i_đ = 142/254 \approx 0,56$) vào trục I $\rightarrow$ II $\rightarrow$ III $\rightarrow$ IV $\rightarrow$ V $\rightarrow$ VI (trục chính). Nhánh này có cấu trúc $2 \times 3 \times (2 \times 2 - 1) = 18$ cấp tốc độ, dải làm việc từ $n_1 \div n_{18} = 12,5 \div 630\text{ vg/ph}$.
  • Đường truyền tốc độ cao (trực tiếp): Truyền động từ trục I $\rightarrow$ II $\rightarrow$ III $\rightarrow$ VI (trục chính) gồm $2 \times 3 \times 1 = 6$ cấp tốc độ, dải làm việc từ $n_{19} \div n_{24} = 630 \div 2000\text{ vg/ph}$. Cấp tốc độ $630\text{ vg/ph}$ trùng nhau giữa hai đường truyền nên số cấp tốc độ làm việc thực tế của máy là 23 cấp.

Đồ án phân tích chi tiết nguyên lý làm việc và đặc điểm kỹ thuật của 4 cơ cấu chức năng đặc biệt trên máy 1K62:

  • Cơ cấu Norton: Sử dụng tháp bánh răng gồm 7 cấp ($Z = 26, 28, 32, 36, 40, 44, 48$) lắp cố định trên trục kết hợp bánh răng trung gian di trượt gạt $28-25-36$. Cơ cấu có ưu điểm nhỏ gọn, thực hiện được nhiều tỷ số truyền, tổn thất công suất thấp; nhược điểm là độ cứng vững kém do dùng bánh răng trung gian và khó bố trí bánh răng nghiêng.
  • Cơ cấu đai ốc bổ đôi: Sử dụng cơ cấu tay quay xoay đĩa điều khiển hai chốt trượt trong rãnh định hình để đóng/mở hai nửa đai ốc ren hình thang ăn khớp vào trục vít me ($t_v = 12\text{ mm}$), giúp thao tác đóng ngắt truyền động chính xác và có cơ cấu khử khe hở ren khi cắt ren chính xác.
  • Cơ cấu ly hợp siêu việt: Sử dụng cơ cấu con lăn kẹt một chiều truyền động từ xích chạy dao đến trục trơn XV. Khi động cơ chạy dao nhanh phụ ($N_{đc2} = 1\text{ kW}$, $n_{đc2} = 1410\text{ vg/ph}$) dẫn động trục trơn quay nhanh hơn, cơ cấu tự động ngắt truyền động cơ công tác mà không gây xung đột động học.
  • Cơ cấu ly hợp ma sát đĩa hai chiều trên trục I: Đặt trên trục vào I có tốc độ ổn định $n_0 = 800\text{ vg/ph}$ (mô-men xoắn nhỏ nhất), đường kính đĩa ma sát $D \approx 100\text{ mm}$, sử dụng các đĩa ma sát xen kẽ và đai ốc điều chỉnh khe hở mòn; cơ cấu giúp đóng mở máy, đảo chiều quay trục chính êm ái và chống quá tải cho toàn hệ thống.

Chương II: Thiết kế động học cho máy

Tác giả xác định các thông số thiết kế mới của máy gồm: $Z = 23$, $\varphi = 1,26$, $n_{\min} = 14\text{ vg/ph}$, động cơ dẫn động chính $n_{\text{đc}} = 1440\text{ vg/ph}$. Dãy tốc độ trục chính quy chuẩn 23 cấp gồm: $14, 18, 22,4, 28, 35,5, 45, 56, 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800, 2240\text{ vg/ph}$.

Quy trình thiết kế động học được triển khai qua các bước:

  • Xác định phương án không gian (PAKG): Số cấp tốc độ tính toán $Z_{ảo} = 24$. Số nhóm truyền tối thiểu $x = \lg(n_{\text{đc}}/n_{tc\min})/\lg 4 = \lg(1440/14)/\lg 4 \approx 3,34 \rightarrow$ chọn $x = 4$ nhóm truyền. So sánh 4 phương án ($3\times 2\times 2\times 2$, $2\times 3\times 2\times 2$, $2\times 2\times 3\times 2$, $2\times 2\times 2\times 3$), tác giả chọn phương án $2 \times 3 \times 2 \times 2$ vì cho phép bố trí ly hợp ma sát đảo chiều trên trục I nhỏ gọn nhất.
  • Xác định phương án thứ tự (PATT) và lưới kết cấu: Khảo sát 24 phương án thứ tự ($4! = 24$), nhận thấy tất cả các phương án đều có $\varphi^{X_{\max}} > 8$. Tác giả xử lý bằng cách phân tách hệ thống thành hai đường truyền độc lập:
    • Đường truyền gián tiếp: PAKG $2 \times 3 \times 2 \times 2$, PATT I-II-III-IV, lượng mở $[1][2][6][6]$, tạo $Z_1 = 18$ cấp tốc độ.
    • Đường truyền trực tiếp: PAKG $2 \times 3 \times 1$, PATT I-II-III, lượng mở $[1][2][0]$, tạo $Z_2 = 6$ cấp tốc độ.
    • Cấp tốc độ thứ 18 trùng nhau giữa hai đường truyền, rút gọn tổng số cấp tốc độ làm việc còn 23 cấp. Lưới kết cấu thu được có dạng rẻ quạt phân bố đều đặn và đối xứng.
  • Tính toán số răng các bánh răng trong hộp tốc độ: Xác định tốc độ trục đầu tiên $n_0 = 1440 \times (142/254) \times 0,985 \approx 793\text{ vg/ph} \rightarrow$ chọn $n_0 = n_{19} = 900\text{ vg/ph}$. Kết quả tính toán số răng của 11 cặp bánh răng cho máy mới được tổng hợp trong bảng:
Cặp bánh răng $i_1$ $i_2$ $i_3$ $i_4$ $i_5$ $i_6$ $i_7$ $i_8$ $i_9$ $i_{10}$ $i_{11}$
Bánh răng chủ động $Z_i$ 50 55 23 31 40 22 55 22 55 27 66
Bánh răng bị động $Z'_i$ 40 35 57 49 40 88 55 88 55 54 42
Vị trí trục truyền I-II I-II II-III II-III II-III III-IV III-IV IV-V IV-V V-VI III-VI
Mô-đun bánh răng $m$ - - - - - - - - - $m_1 = 4$ $m_2 = 3$
  • Kiểm nghiệm sai số vòng quay: Áp dụng công thức sai số $[\Delta n] = 10(\varphi - 1)% = 2,6%$. Kết quả tính toán kiểm nghiệm sai số vòng quay thực tế $n_{\text{tính}}$ so với vòng quay tiêu chuẩn $n_{\text{tc}}$ cho thấy toàn bộ 23 cấp tốc độ đều nằm trong phạm vi cho phép (ví dụ: $n_1 = 14,19\text{ vg/ph}$ đạt $+1,15%$; $n_{10} = 111,84\text{ vg/ph}$ đạt $-0,27%$; $n_{12} = 176,79\text{ vg/ph}$ đạt $-1,78%$; $n_{15} = 355,86\text{ vg/ph}$ đạt $+0,24%$).
  • Thiết kế hộp chạy dao: Thiết lập chuỗi truyền động cắt ren hệ mét ($t_p = 1,5 \div 16\text{ mm}$), ren Anh ($n = 48 \div 4\text{ ren/inch}$), ren module ($m = 0,75 \div 8\text{ mm}$) và ren pitch ($D_p = 96 \div 1$). Sắp xếp các bước ren thành nhóm cơ sở Norton và nhóm gấp bội có công bội $\varphi = 2$ ($1, 2, 4, 8$ hoặc $1/8, 1/4, 1/2, 1$), giảm thiểu số hàng ngang để thu hẹp khoảng cách gối tựa của bộ Norton nhằm tăng độ cứng vững.

Chương III: Thiết kế động học cho máy cắt kim loại

Chương này tập trung vào các nội dung tính toán động lực học và độ bền chi tiết máy:

  • Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy tiện và tính toán lực cắt tác dụng lên hệ truyền dẫn trong các điều kiện gia công nặng nhất.
  • Tính toán và lựa chọn công suất động cơ điện dẫn động chính ($N_{\text{đc}} = 10\text{ kW}$, tốc độ $1440\text{ vg/ph}$).
  • Tính sơ bộ đường kính các trục truyền động trong hộp tốc độ dựa trên mô-men xoắn danh nghĩa và ứng suất xoắn cho phép.
  • Tính toán kiểm nghiệm độ bền và độ cứng vững của trục chính máy tiện dưới tác dụng của lực cắt và lực ăn khớp bánh răng.
  • Tính toán kiểm nghiệm sức bền uốn và bền tiếp xúc cho cặp bánh răng chịu tải lớn nhất trong hộp tốc độ là cặp bánh răng $27/54$ bố trí giữa trục V và trục VI.

Chương IV: Thiết kế hệ thống điều khiển

Nội dung chương trình bày việc thiết kế cơ cấu điều khiển hộp tốc độ:

  • Phân tích cơ sở lý luận lựa chọn cơ cấu gạt bánh răng di trượt nhằm đảm bảo thao tác chuyển cấp tốc độ nhanh chóng và thuận tiện.
  • Xác định các yêu cầu kỹ thuật đối với hệ thống điều khiển: lực gạt vừa phải, định vị chính xác vị trí ăn khớp, có cơ cấu khóa liên động ngăn chặn hiện tượng gạt đồng thời hai khối bánh răng gây kẹt hộp tốc độ.
  • Lập bảng hệ thống điều khiển chung của hộp tốc độ máy tiện (bảng tổ hợp các vị trí tay gạt tương ứng với 23 cấp tốc độ trục chính).
  • Tính toán thiết kế kết cấu hệ thống điều khiển, càng gạt, cơ cấu dẫn hướng và cơ cấu định vị bi - lò xo.

Kết quả và đóng góp

  • Kết quả kỹ thuật chính:
    • Hoàn thành thiết kế chuỗi động học hộp tốc độ 23 cấp với công bội $\varphi = 1,26$, dải tốc độ $n_{\min} = 14\text{ vg/ph}$ đến $n_{\max} \approx 2240\text{ vg/ph}$. Toàn bộ các cấp tốc độ đều đạt độ chính xác động học với sai số vòng quay $[\Delta n] \le 2,6%$.
    • Xác định đầy đủ bảng thông số số răng và mô-đun của 11 cặp bánh răng trong hộp tốc độ ($Z_1/Z'1 \div Z{11}/Z'_{11}$) cùng kích thước khoảng cách trục.
    • Thiết kế hoàn chỉnh hộp chạy dao cơ cấu Norton đảm bảo gia công tiện trơn và cắt được 4 loại ren thông dụng (mét, Anh, module, pitch).
    • Kiểm nghiệm an toàn về sức bền uốn và tiếp xúc cho cặp bánh răng tải nặng $27/54$ trên trục V/VI cũng như kiểm nghiệm bền trục chính.
  • Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất:
    • Phân chia hệ thống truyền dẫn thành hai đường truyền độc lập (đường truyền trực tiếp 6 cấp và đường truyền gián tiếp 18 cấp có 1 cấp trùng), giúp giải quyết triệt để bài toán vượt giới hạn lượng mở ($\varphi^{X_{\max}} \le 8$), đồng thời giảm tiếng ồn, giảm rung động và tăng hiệu suất khi gia công ở dải tốc độ cao.
    • Bố trí bộ ly hợp ma sát đĩa hai chiều ngay trên trục vào I với tốc độ $n_0 \approx 800\text{ vg/ph}$, tận dụng bánh răng lớn làm vỏ ly hợp giúp giảm kích thước cụm đĩa ma sát ($D \approx 100\text{ mm}$) và tăng độ cứng vững cho cụm trục.
  • Đóng góp so với máy mẫu 1K62: Kế thừa toàn bộ các ưu điểm kết cấu của máy 1K62 (cơ cấu Norton, đai ốc bổ đôi, ly hợp siêu việt, ly hợp ma sát), đồng thời chuẩn hóa lại chuỗi vòng quay trục chính theo dải tiêu chuẩn mới ($n_{\min} = 14\text{ vg/ph}$ so với $12,5\text{ vg/ph}$ của máy 1K62) phù hợp hơn với các chế độ cắt gọt công nghiệp hiện hành.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Phạm vi khảo sát máy mẫu ban đầu chỉ giới hạn ở 3 mẫu máy (1K62, 1A62, T616) do hạn chế về nguồn tài liệu tiếp cận và kinh nghiệm thực tế của sinh viên.
    • Hộp chạy dao sử dụng cơ cấu Norton tuy nhỏ gọn nhưng độ cứng vững còn hạn chế do sử dụng bánh răng trung gian và khó sử dụng bánh răng nghiêng.
    • Hệ thống điều khiển hoàn toàn là cơ cấu gạt cơ khí truyền thống, chưa tích hợp điều khiển vô cấp hoặc hệ thống điều khiển số.
  • Hướng nghiên cứu tiếp:
    • Nghiên cứu cải tiến cơ cấu hộp chạy dao bằng cách sử dụng các khối bánh răng di trượt nhằm nâng cao độ cứng vững và khả năng chịu tải.
    • Khảo sát phương án tích hợp biến tần điều khiển vô cấp tốc độ trục chính kết hợp phân dải cơ khí để nâng cao hiệu suất và mức độ tự động hóa của máy công cụ.

Giá trị tham khảo

  • Đối tượng sử dụng:
    • Sinh viên và giảng viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử sử dụng làm tài liệu tham khảo cho đồ án môn học Thiết kế máy, Đồ án Thiết kế máy cắt kim loại hoặc Khóa luận tốt nghiệp.
    • Kỹ sư cơ khí, cán bộ kỹ thuật bảo trì và vận hành máy công cụ tại các nhà máy cơ khí cần tài liệu tra cứu sơ đồ động học và nguyên lý của dòng máy tiện ren vít vạn năng hạng trung (nhóm máy 1K62, T620).
  • Nội dung đáng tham khảo nhất:
    • Phương pháp phân tích và lựa chọn phương án không gian (PAKG), phương án thứ tự (PATT) từ 24 phương án tổ hợp để xây dựng lưới kết cấu dạng rẻ quạt tối ưu.
    • Thuật toán và công thức tính toán số răng bánh răng theo bội số chung nhỏ nhất $K$ kết hợp kiểm soát sai số vòng quay.
    • Bản phân tích chi tiết cấu tạo, nguyên lý vận hành và ưu nhược điểm của 4 cơ cấu máy công cụ đặc thù: cơ cấu Norton, cơ cấu đai ốc bổ đôi, cơ cấu ly hợp siêu việt và cơ cấu ly hợp ma sát đĩa hai chiều.

Câu hỏi thường gặp

  • Tại sao đồ án lựa chọn phương án không gian $2 \times 3 \times 2 \times 2$ thay vì phương án $3 \times 2 \times 2 \times 2$?
    Theo lý thuyết, phương án $3 \times 2 \times 2 \times 2$ giúp giảm tỷ số truyền từ từ và mô-men xoắn phân bố đều hơn do trục đầu có nhiều tỷ số truyền. Tuy nhiên, trên trục vào I của máy tiện bắt buộc phải bố trí bộ ly hợp ma sát hai chiều để thực hiện quay thuận, quay nghịch và đảo chiều chạy dao. Nếu chọn nhóm 3 tỷ số truyền trên trục I thì kích thước cụm ly hợp và hộp tốc độ sẽ rất cồng kềnh. Do đó, phương án $2 \times 3 \times 2 \times 2$ là phương án hợp lý nhất về mặt kết cấu không gian.

  • Cơ cấu ly hợp ma sát đĩa trên trục I có nhiệm vụ gì và vì sao lại được bố trí ở trục I?
    Ly hợp ma sát đĩa hai chiều trên trục I có nhiệm vụ đóng mở máy, đảo chiều quay trục chính êm dịu, không gây va đập khi đảo chiều thường xuyên và đóng vai trò cơ cấu an toàn phòng ngừa quá tải. Cơ cấu được đặt trên trục I vì đây là trục vào có tốc độ ổn định ($n_0 \approx 800\text{ vg/ph}$) và mô-men xoắn nhỏ nhất trong hộp tốc độ, giúp kích thước đĩa ma sát nhỏ gọn ($D \approx 100\text{ mm}$) và giảm bớt số lượng đĩa ma sát cần dùng.

  • Mục đích của việc phân chia hộp tốc độ thành 2 đường truyền (trực tiếp và gián tiếp) là gì?
    Việc chia làm 2 đường truyền nhằm thỏa mãn điều kiện giới hạn lượng mở tối đa $\varphi^{X_{\max}} \le 8$. Đường truyền trực tiếp (6 cấp tốc độ cao) đi qua ít cặp bánh răng giúp giảm tiếng ồn, giảm rung động, giảm ma sát và tăng hiệu suất khi máy làm việc ở tốc độ cao. Đường truyền gián tiếp (18 cấp tốc độ thấp, 1 cấp trùng) giúp giảm bớt các cấp tốc độ có hiệu suất thấp, giữ kích thước hộp tốc độ nhỏ gọn.

  • Cơ cấu ly hợp siêu việt trên xích chạy dao vận hành như thế nào khi chuyển sang chế độ chạy dao nhanh?
    Khi tiện trơn thông thường, ly hợp siêu việt truyền chuyển động từ xích chạy dao sang trục trơn XV nhờ con lăn bị nêm kẹt giữa vỏ và lõi. Khi bật động cơ chạy dao nhanh phụ ($N_{\text{đc}2} = 1\text{ kW}$, $n_{\text{đc}2} = 1410\text{ vg/ph}$), lõi ly hợp được dẫn động quay nhanh hơn vỏ theo chiều làm việc; lực ma sát làm con lăn tự động giải phóng khỏi vị trí kẹt, xích chạy dao cơ công tác bị ngắt tự động và trục trơn quay theo tốc độ nhanh của động cơ phụ.

  • Giới hạn sai số vòng quay cho phép $[\Delta n]$ của máy thiết kế là bao nhiêu và kết quả tính toán có đạt yêu cầu không?
    Với công bội $\varphi = 1,26$, sai số vòng quay cho phép được xác định theo công thức $[\Delta n] = 10(\varphi - 1)% = 2,6%$. Kết quả tính toán kiểm nghiệm sai số thực tế trên toàn bộ 23 cấp tốc độ của máy thiết kế đều nằm trong phạm vi cho phép (ví dụ: $n_1$ sai số $+1,15%$, $n_{10}$ sai số $-0,27%$, $n_{12}$ sai số $-1,78%$, $n_{15}$ sai số $+0,24%$).

Kết luận

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán tính toán, thiết kế động học và động lực học cho máy tiện ren vít vạn năng hạng trung 23 cấp tốc độ dựa trên nền tảng máy mẫu 1K62. Hệ thống truyền dẫn được tối ưu hóa thông qua việc phân chia hai đường truyền độc lập, bố trí hợp lý cụm ly hợp ma sát trên trục I và thiết kế hộp chạy dao cơ cấu Norton đáp ứng đầy đủ 4 loại ren tiêu chuẩn. Toàn bộ các kết quả tính toán số răng, kiểm nghiệm sai số vòng quay và kiểm nghiệm bền chi tiết máy đều thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành của ngành chế tạo máy.