Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống các xưởng cơ khí và nhà máy chế tạo máy, máy tiện là loại máy công cụ phổ thông chiếm từ 40% đến 50% tổng số lượng thiết bị gia công cắt gọt. Khả năng công nghệ của máy tiện bao gồm gia công các bề mặt tròn xoay ngoài và trong, mặt trụ, mặt côn, mặt định hình, cắt đứt, xén mặt đầu, gia công ren, cùng các nguyên công tạo lỗ như khoan, khoét, doa. Bên cạnh đó, thông qua các trang bị gá lắp chuyên dùng hoặc xích truyền động phụ trợ, máy tiện còn có khả năng mở rộng để gia công bề mặt không tròn xoay (cam, elip, đa giác) hoặc thực hiện phay, mài.

Đề tài "Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng" được thực hiện trong khuôn khổ học phần Dự án kỹ thuật PBL 4: Thiết kế máy công cụ tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng, dưới sự hướng dẫn của TS. Phạm Văn Trung và thực hiện bởi nhóm sinh viên Nguyễn Tâm Dương Lễ (MSSV: 101200105) và Từ Đức Ngọc (MSSV: 101200114), lớp 20C1B, ngành Công nghệ chế tạo máy.

Văn bản xác định các mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể như sau:

  1. Nhiệm vụ 1: Thu thập, phân tích thông số kỹ thuật của các dòng máy tiện chuẩn tương tự để lựa chọn mô hình máy tham khảo phù hợp với yêu cầu thiết kế ban đầu.
  2. Nhiệm vụ 2: Thiết kế động học hộp tốc độ, bao gồm xác định công bội, dải tốc độ, phân tích chọn phương án không gian (PAKG), phương án thứ tự (PATT), xây dựng lưới đồ thị kết cấu, đồ thị vòng quay, tính toán số răng cho từng nhóm truyền và kiểm tra sai số vòng quay.
  3. Nhiệm vụ 3: Thiết kế động học hộp chạy dao, phân tích khả năng cắt bốn nhóm ren (Quốc tế, Modun, Anh, Pitch), thiết kế nhóm cơ sở Norton, nhóm gấp bội, xác định bánh răng thay thế, xích cắt ren khuếch đại, xích tiện trơn và cơ cấu chạy dao nhanh.
  4. Nhiệm vụ 4: Xác định các chế độ làm việc giới hạn và chế độ cắt gọt (cực đại, tính toán, thử máy) làm cơ sở cho tính toán động lực học và sức bền máy.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống truyền động động học và kết cấu cơ khí của máy tiện ren vít vạn năng. Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào được giới hạn theo đề bài:

  • Đường kính gia công lớn nhất trên thân máy: $D_{\max} = 400\text{ mm}$.
  • Chiều dài băng máy (khoảng cách giữa hai đầu tâm): $L = 710\text{ mm}$.
  • Phạm vi thời gian thực hiện: Nhiệm vụ giao ngày 20/01/2024, hoàn thành ngày 08/12/2023 tại Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Đồ án áp dụng hệ thống cơ sở lý thuyết chuyên ngành về nguyên lý máy và thiết kế máy cắt kim loại:

  • Lý thuyết phân cấp chuỗi tốc độ trục chính: Chuỗi số vòng quay được xây dựng theo cấp số nhân với công bội tiêu chuẩn $\phi = 1,26$. Chuỗi vận tốc phân bố cấp số nhân đảm bảo độ giảm vận tốc cắt tương đối không vượt quá giới hạn cho phép giữa các cấp.
  • Lý thuyết mạng đồ thị kết cấu và đồ thị vòng quay: Sử dụng quy tắc phân tích nhóm truyền, điều kiện giới hạn tỷ số truyền của hộp tốc độ bánh răng di trượt ($1/4 \le i \le 2$) và giới hạn lượng mở nhóm truyền ($x \le 8$ đối với nhóm 2 tỷ số truyền).
  • Lý thuyết động học hộp chạy dao: Nguyên lý phân nhóm xích chạy dao thành nhóm cơ sở (cơ cấu bánh răng hình tháp Norton) phối hợp cùng nhóm gấp bội và bộ bánh răng thay thế để tạo bước dẫn cắt bốn hệ ren chuẩn: hệ Mét (Quốc tế), hệ Modun, hệ Anh (Withworth) và hệ Pitch (Diametral Pitch).
  • Khung tính toán chế độ cắt giới hạn: Xác định chế độ cắt gọt cực đại dựa trên mối tương quan với đường kính chi tiết lớn nhất $d_{\max} = 400\text{ mm}$, và chế độ cắt tính toán dựa trên phân bố công suất $N = \text{const}$ tại $3/4$ dải tốc độ cao nhằm tối ưu hóa tải trọng tính toán của các chi tiết máy.

Phương pháp nghiên cứu thực tế bao gồm:

  • Phương pháp phân tích so sánh kỹ thuật: Đối chiếu các thông số hình học và động lực học của ba mẫu máy chuẩn T616, T620 và T630 với yêu cầu đầu vào.
  • Phương pháp giải tích tổ hợp động học: Khảo sát, lập bảng ma trận so sánh 4 phương án không gian và 24 phương án thứ tự nhằm tìm cấu trúc tối ưu về chiều dài trục, số lượng bánh răng chịu mô-men xoắn lớn và tính khả thi bố trí ly hợp ma sát.
  • Phương pháp giải tích số học bánh răng: Tính toán số răng thông qua việc phân tích tỷ số truyền thành thừa số, xác định bội số chung nhỏ nhất $K$, chọn hệ số nhân $E$ nhằm thỏa mãn điều kiện tổng số răng $2Z_0 \le 120$ và số răng nhỏ nhất không bị cắt chân răng ($Z_{\min} \ge 18-20$).
  • Nguồn dữ liệu: Hồ sơ kỹ thuật máy tiện T620, bảng tra tiêu chuẩn số vòng quay máy công cụ, sổ tay thiết kế máy cắt kim loại.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Phân tích máy tương tự

Tác giả tiến hành thu thập và lập bảng đối chiếu đặc tính kỹ thuật của ba kiểu máy tiện ren vít vạn năng gồm T616, T620 và T630.

Đặc tính kỹ thuật Kiểu máy T616 Kiểu máy T620 Kiểu máy T630
Đường kính lớn nhất của chi tiết gia công trên thân máy (mm) 320 400 615
Khoảng cách giữa hai đầu tâm (mm) 750 710 / 1000 / 1400 1500 / 3000
Đường kính lớn nhất của chi tiết trên bàn dao (mm) 175 220 352
Chiều dài lớn nhất tiện được (mm) 700 640 / 930 / 1330 1310 / 2810
Số cấp tốc độ trục chính 12 24 18
Phạm vi tốc độ trục chính (vg/ph) 44 – 1980 12,5 – 2000 14 – 750
Công suất động cơ truyền động chính (kW) 4,5 7 10

Căn cứ vào hai thông số đầu vào bắt buộc là đường kính tiện qua thân máy 400 mm và chiều dài băng máy 710 mm, máy tiện T620 được chọn làm chuẩn thiết kế. Máy T620 có tổng trọng lượng 2200 kg, sử dụng động cơ truyền động chính công suất 7 kW, động cơ phụ chạy dao nhanh 1 kW (tốc độ 1410 vg/ph), dải tốc độ trục chính gồm 23 cấp thuận và 12 cấp nghịch.

Chương này cũng phân tích kết cấu động học và chức năng của các cơ cấu chuyên dụng trên máy T620:

  • Cơ cấu Norton: Gồm khối 7 bánh răng xếp hình tháp ($Z_1 = 26, Z_2 = 28, Z_3 = 32, Z_4 = 36, Z_5 = 40, Z_6 = 44, Z_7 = 48$) phối hợp với bánh răng trung gian di trượt $Z_{25}$, $Z_{28}$ và bánh đệm $Z_{36}$.
  • Cơ cấu ly hợp siêu việt: Bố trí trên trục XVI tại vị trí bánh răng $Z_{56}$, cho phép kết hợp truyền động từ xích chạy dao công tác và chuyển động chạy dao nhanh từ động cơ phụ 1 kW mà không gây xoắn gãy trục trơn khi hai chuyển động diễn ra đồng thời.
  • Cơ cấu an toàn trong hộp chạy dao: Tự động ngắt liên kết truyền lực khi xảy ra quá tải trong xích tiện trơn.
  • Cơ cấu đai ốc chẻ đôi và cơ cấu chạc điều chỉnh bánh răng thay thế ($a, b, c, d$).

Chương 2: Thiết kế động học máy

Tác giả xác lập các thông số động học của máy: công bội chuẩn $\phi = 1,26$, dải tốc độ trục chính gồm $Z = 23$ cấp, số nhóm truyền tối thiểu $w = 4$.

Để lựa chọn cấu trúc động học, tác giả lập bảng so sánh bốn phương án không gian (PAKG) với số nhóm truyền $w = 4$:

Tiêu chuẩn so sánh Phương án (1): 3x2x2x2 Phương án (2): 2x3x2x2 Phương án (3): 2x2x3x2 Phương án (4): 2x2x2x3
Tổng số bánh răng 18 18 18 18
Tổng số trục ($S_{tr}$) 5 5 5 5
Chiều dài sơ bộ $19b + 18f$ $19b + 18f$ $19b + 18f$ $19b + 18f$
Số bánh răng chịu mô-men trục ra 2 2 2 3
Bố trí ly hợp ma sát trục I Phức tạp (3 cặp răng + ly hợp) Thuận tiện (2 cặp răng + ly hợp) Thuận tiện Thuận tiện

Phương án 2 ($2 \times 3 \times 2 \times 2$) được lựa chọn vì đảm bảo trục I ngắn gọn khi bố trí bộ ly hợp đảo chiều và giảm tải mô-men xoắn cho trục ra.

Khi khảo sát 24 phương án thứ tự (PATT) cho phương án không gian trên, tác giả phát hiện tất cả các phương án đều có lượng mở cực đại $x_{\max} = 12$, vượt quá giới hạn cho phép ($x_{\max} \le 8$ do $\phi^{12} = 1,26^{12} \approx 16 > 8$). Để giải quyết mâu thuẫn này, hệ thống được phân tách thành hai đường truyền:

  • Đường truyền gián tiếp (tốc độ thấp): PAKG $2 \times 3 \times 2 \times 2$, PATT I-II-III-IV, lượng mở [1][2][6][6], cho ra $2 \times 3 \times 2 \times 2 = 24$ cấp danh nghĩa, nhưng nhóm cuối giảm lượng mở xuống [6] nên số cấp thực tế là 18 cấp.
  • Đường truyền trực tiếp (tốc độ cao): PAKG $2 \times 3 \times 1$, PATT I-II-III, lượng mở [1][2][0], nhận chuyển động trực tiếp từ trục IV sang trục VI, cung cấp 6 cấp tốc độ cao.
  • Sự phối hợp hai đường truyền: Tốc độ cao nhất của đường truyền gián tiếp ($n_{18}$) được bố trí trùng với tốc độ thấp nhất của đường truyền trực tiếp, tạo ra tổng số cấp vận tốc thực tế của máy là $Z = 18 + 6 - 1 = 23$ cấp.

Kết quả tính toán thông số các nhóm truyền bánh răng hộp tốc độ đạt được:

  • Nhóm 1 (Trục I sang Trục II): Chọn giải pháp tăng tốc ($i_1 = 1,26$; $i_2 = 1,58$) để tận dụng bánh răng lớn làm vỏ ly hợp ma sát, giúp giảm số lượng đĩa ma sát. Số răng: $Z_1 = 50, Z_1' = 40$; $Z_2 = 55, Z_2' = 35$ (tổng số răng $2Z_0 = 90$).
  • Nhóm 2 (Trục II sang Trục III): Tỷ số truyền $i_3, i_4, i_5 = 1$. Số răng: $Z_3 = 31, Z_3' = 77$; $Z_4 = 42, Z_4' = 66$; $Z_5 = Z_5' = 54$ ($2Z_0 = 108$).
  • Nhóm 3 (Trục III sang Trục IV): Tỷ số truyền $i_7, i_8 = 1$. Số răng: $Z_7 = 22, Z_7' = 88$; $Z_8 = Z_8' = 55$ ($2Z_0 = 110$).
  • Nhóm 4 (Trục IV sang Trục V): Tỷ số truyền $i_9, i_{10} = 1$. Số răng: $Z_9 = 22, Z_9' = 88$; $Z_{10} = Z_{10}' = 55$ ($2Z_0 = 110$).
  • Nhóm 5 (Trục V sang Trục VI - gián tiếp): Tỷ số truyền $i_{11}$. Số răng: $Z_{11} = 27, Z_{11}' = 54$ ($2Z_0 = 81$).
  • Nhóm 6 (Trục III sang Trục VI - trực tiếp): Tỷ số truyền $i_6$. Số răng: $Z_6 = 66, Z_6' = 42$ ($2Z_0 = 108$).

Đối với hộp chạy dao, tác giả phân chia bước ren cần tiện thành bảng ma trận nhóm cơ sở và nhóm gấp bội gồm 4 cột (tương ứng 4 tỷ số truyền: $1/8; 1/4; 1/2; 1/1$):

  • Ren Quốc tế: $t_p = 1 \text{ đến } 12\text{ mm}$.
  • Ren Modun: $m = 0,5 \text{ đến } 6$.
  • Ren Anh: $n = 24 \text{ đến } 2\text{ ren/inch}$.
  • Ren Pitch: $D_p = 96 \text{ đến } 7$.

Để tối ưu cơ cấu Norton, tác giả loại bỏ bánh răng $Z_{38}$ (vốn chỉ dùng riêng để cắt bước ren Anh 4,75) nhằm giữ kết cấu tháp 7 bánh gọn nhẹ ($Z = 26, 28, 32, 36, 40, 44, 48$), bước ren 4,75 được bù thông qua bộ bánh răng thay thế. Nhóm gấp bội sử dụng PAKG $2 \times 2$, PATT I-II với 4 cặp bánh răng có số răng tính toán: cặp 1 ($18/45$), cặp 2 ($28/35$), cặp 3 ($15/48$), cặp 4 ($35/28$). Do $Z_2'$ và $Z_4$ đều có 35 răng và cùng nằm trên trục II nên được thiết kế thành khối bánh răng dùng chung. Trên trục IX bố trí thêm cặp bánh răng $Z_1 = 28$ và $Z_2 = 56$ tạo xích cắt ren khuếch đại, đồng thời toàn bộ đường tiện trơn được dẫn xuất từ đường tiện ren qua cặp bánh răng này vào hộp xe dao.

Chương 3: Tính toán sức bền và thiết kế kết cấu máy

Chương 3 đề cập đến việc xác định các lực tác dụng trong hệ thống truyền động và phương pháp xác lập chế độ làm việc giới hạn của máy tiện:

  • Chế độ cắt gọt cực đại: Tính toán vận tốc $v$, lượng chạy dao $s$ và chiều sâu cắt $t$ theo đường kính gia công lớn nhất $d_{\max} = 400\text{ mm}$ với hệ số vật liệu thép $C = 0,7$. Chế độ này gây ra tải trọng cực đại toàn hệ thống, làm kích thước máy cồng kềnh.
  • Chế độ cắt gọt tính toán: Dựa trên số liệu thống kê thực tế, máy thường xuyên làm việc ở hai khoảng $1/4$ ở giữa của dải tốc độ. Do đó, việc tính toán sức bền và mô-men xoắn được xác định theo giá trị $n_{\text{tính}}$, trong đó $3/4$ dải tốc độ phía trên vận hành ở công suất không đổi ($N = \text{const}$), còn $1/4$ dải tốc độ thấp được hạ công suất nhằm bảo vệ tuổi thọ chi tiết máy và giảm khối lượng kết cấu.
  • Chế độ cắt gọt thử máy: Quy định các chế độ tải phục vụ công tác kiểm tra nghiệm thu máy sau chế tạo.

Thiết kế và kiểm nghiệm kỹ thuật

Đồ án triển khai các giải pháp thiết kế kết cấu cơ khí cụ thể nhằm đảm bảo chỉ tiêu động học và độ tin cậy vận hành:

  • Giải pháp bánh răng dùng chung trong nhóm gấp bội: Thiết kế tích hợp bánh răng có số răng $Z = 35$ làm khâu trung gian dùng chung giữa hai tỷ số truyền trên trục II của hộp chạy dao, giúp rút ngắn chiều dài trục và giảm kích thước bao của vỏ hộp.
  • Ứng dụng ly hợp siêu việt bảo vệ trục trơn: Kết cấu ly hợp một chiều bi - lò xo lắp trên cụm bánh răng $Z_{56}$ của trục XVI cho phép trục quay nhanh hơn tốc độ cấp của xích tiện trơn khi khởi động động cơ chạy dao nhanh 1 kW ($n = 1410\text{ vg/ph}$), loại bỏ hoàn toàn hiện tượng xung đột tốc độ gây xoắn gãy trục.
  • Tối ưu hóa kích thước vỏ ly hợp trục chính: Lựa chọn nhóm truyền tăng tốc tại trục I ($i_1 = 1,26; i_2 = 1,58$) tạo điều kiện sử dụng bánh răng bị động có đường kính lớn làm vỏ bọc ngoài cho ly hợp ma sát, giúp chứa được các đĩa ma sát kích thước lớn và giảm bớt số lượng đĩa cần lắp.
  • Kiểm soát sai số vòng quay và bước ren: Thiết lập sai số động học vòng quay trục chính nằm trong giới hạn cho phép $\Delta n \le [\Delta n]$; đồng thời kiểm chứng sai số bước ren cho 4 loại ren, đảm bảo không vượt quá dung sai đường kính trung bình của ren gia công ($\delta \le [\delta_t] = 0,02\text{ mm}$).

Kết quả và đóng góp

Các kết quả kỹ thuật cụ thể được tổng hợp trong đồ án bao gồm:

  • Xác lập chuỗi thông số kỹ thuật hoàn chỉnh cho máy tiện ren vít vạn năng với $D_{\max} = 400\text{ mm}$, khoảng cách hai mũi tâm $710\text{ mm}$, công bội $\phi = 1,26$, cung cấp 23 cấp tốc độ trục chính thuận và 12 cấp nghịch.
  • Thiết kế hoàn chỉnh hệ thống số răng của 6 nhóm truyền hộp tốc độ thỏa mãn tuyệt đối điều kiện không gian $2Z_0 \le 120$ và điều kiện không cắt chân răng.
  • Xây dựng sơ đồ động hộp chạy dao cắt được bốn hệ ren (Quốc tế, Modun, Anh, Pitch) với dải bước ren rộng, kết hợp xích ren khuếch đại và cơ cấu chạy dao nhanh độc lập.

Đóng góp kỹ thuật mà đồ án nêu rõ:

  • Đề xuất phương án tách đường truyền hộp tốc độ thành đường truyền gián tiếp (18 cấp) và đường truyền trực tiếp (6 cấp) kết hợp trùng một cấp tốc độ cao, giải quyết triệt để bài toán lượng mở vượt ngưỡng ($x_{\max} = 12 > 8$) mà không cần tăng thêm số trục trung gian.
  • Tối ưu hóa khối bánh răng hình tháp Norton bằng cách loại bỏ bánh răng đơn lẻ $Z_{38}$ và bù bước ren bằng bộ bánh răng thay thế, giúp cơ cấu Norton giữ được độ cứng vững cao và kích thước nhỏ gọn.
  • Ứng dụng bánh răng dùng chung $Z = 35$ trong nhóm gấp bội hộp chạy dao, giảm thiểu số lượng chi tiết chế tạo và thể tích hộp máy.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản đồ án phản ánh các điểm giới hạn kỹ thuật sau:

  • Nội dung văn bản dừng lại ở phần mở đầu của Chương 3 (xác định chế độ cắt gọt giới hạn và thử máy), chưa hoàn thiện đầy đủ các tính toán kiểm nghiệm sức bền chi tiết máy (tính then, kiểm nghiệm bền bánh răng, tính biến dạng trục chính và chọn ổ lăn đỡ trục).
  • Việc cắt bước ren Anh có $n = 4,75\text{ ren/inch}$ chưa được thực hiện trực tiếp trên cơ cấu Norton mà phải thao tác đổi bánh răng thay thế thủ công, làm tăng thời gian phụ khi chuẩn bị công nghệ.

Hướng phát triển tiếp theo được xác định dựa trên phạm vi kỹ thuật của đề tài:

  • Hoàn thiện toàn bộ các bước tính toán động lực học, kiểm nghiệm độ cứng vững uốn và xoắn của trục chính dưới tác dụng của lực cắt ba chiều ($P_x, P_y, P_z$).
  • Nghiên cứu kết cấu hệ thống bôi trơn cưỡng bức và cơ cấu an toàn ngắt truyền động tự động khi quá tải cho bàn xe dao.
  • Khảo sát khả năng tích hợp biến tần điều khiển động cơ chính nhằm giảm bớt số cấp bánh răng cơ khí trong các nghiên cứu cải tiến sau này.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị thực tiễn đối với:

  • Sinh viên chuyên ngành Cơ khí, Cơ kỹ thuật và Công nghệ chế tạo máy đang thực hiện đồ án môn học Thiết kế máy công cụ (học phần PBL 4 hoặc đồ án tương đương).
  • Cán bộ kỹ thuật và kỹ sư thiết kế máy công cụ cần tài liệu mẫu về phương pháp tính toán phân tích động học máy tiện ren vít vạn năng.

Các phần nội dung có giá trị tham khảo chuyên môn sâu nhất bao gồm:

  • Quy trình phân tích lựa chọn phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT) kèm kỹ thuật phân nhánh đường truyền trực tiếp/gián tiếp để xử lý lượng mở lớn.
  • Bảng phương pháp xác định số răng bánh răng bằng phương pháp lập thừa số chung nhỏ nhất ($K$) và kiểm tra điều kiện không gian ($2Z_0$).
  • Bảng ma trận sắp xếp bước ren bốn hệ và phương pháp thiết lập tỷ số truyền nhóm cơ sở Norton phối hợp nhóm gấp bội.

Câu hỏi thường gặp

  1. Tại sao máy tiện thiết kế chỉ có 23 cấp tốc độ trục chính dù tổng số cấp của hai đường truyền là 18 và 6 cấp? Theo tính toán động học, đường truyền gián tiếp cung cấp 18 cấp tốc độ và đường truyền trực tiếp cung cấp 6 cấp tốc độ (tổng cộng 24 cấp danh nghĩa). Tuy nhiên, tốc độ cao nhất của đường truyền gián tiếp ($n_{18}$) được chọn trùng với tốc độ thấp nhất của đường truyền trực tiếp nhằm thu hẹp lượng mở của nhóm truyền cuối về giá trị bằng 6, do đó số cấp tốc độ làm việc thực tế của máy là $Z = 18 + 6 - 1 = 23$ cấp.

  2. Vì sao nhóm truyền từ trục I sang trục II của hộp tốc độ lại chọn phương án tăng tốc thay vì giảm tốc? Mặc dù xu hướng chung của hộp tốc độ là giảm tốc từ động cơ điện ($n_{\text{đc}} = 1440 - 1450\text{ vg/ph}$), nhóm truyền đầu tiên được chọn tăng tốc ($i_1 = 1,26; i_2 = 1,58$) để bánh răng bị động trên trục II có kích thước lớn. Bánh răng lớn này được tận dụng làm vỏ bọc ngoài chứa cụm ly hợp ma sát, giúp lắp được các đĩa ma sát có đường kính lớn, qua đó giảm bớt số lượng đĩa ma sát cần dùng và rút ngắn chiều dài trục I.

  3. Lý do tác giả loại bỏ bánh răng Z38 trong khối bánh răng hình tháp của cơ cấu Norton là gì? Khi lập bảng phân nhóm bước ren, bánh răng $Z_{38}$ chỉ phục vụ duy nhất một bước ren hệ Anh ($n = 4,75\text{ ren/inch}$) và không thể dùng chung cho bất kỳ bước ren nào của ba hệ ren còn lại (Quốc tế, Modun, Pitch). Để tránh làm tăng chiều dài khối hình tháp gây giảm độ cứng vững của trục gá Norton, tác giả loại bỏ bánh răng này và sử dụng bộ bánh răng thay thế bên ngoài chạc điều chỉnh khi cần cắt bước ren 4,75.

  4. Ly hợp siêu việt lắp trên trục XVI của hộp chạy dao hoạt động theo nguyên lý nào? Ly hợp siêu việt sử dụng cơ cấu bi và rãnh chêm kẹp có lò xo đẩy. Khi máy chạy dao công tác bình thường, chuyển động từ động cơ chính truyền vào vỏ ngoài làm bi bị chêm chặt vào rãnh tiếp xúc của lõi, truyền mô-men quay sang trục trơn XVI với tốc độ $n_1$. Khi bật động cơ phụ để chạy dao nhanh, lõi trục trơn quay với tốc độ $n_2$ lớn hơn rất nhiều so với $n_1$, viên bi bị đẩy lùi vào khoảng không gian rộng của rãnh, giúp lõi và vỏ tách rời nhau mà không gây xung đột hay gãy trục.

  5. Việc xác định chế độ cắt gọt tính toán khác với chế độ cắt gọt cực đại như thế nào trong thiết kế kết cấu? Chế độ cắt cực đại tính theo kích thước chi tiết lớn nhất $d_{\max} = 400\text{ mm}$ sẽ khiến toàn bộ chi tiết máy phải chịu tải đỉnh, làm tăng kích thước và khối lượng máy không cần thiết. Ngược lại, chế độ cắt tính toán căn cứ vào thống kê thực tế (máy chủ yếu dùng ở hai khoảng giữa của dải tốc độ), duy trì công suất tính toán không đổi ($N = \text{const}$) ở $3/4$ dải tốc độ trên và giảm công suất ở $1/4$ dải tốc độ thấp nhất, giúp kích thước các bộ truyền nhỏ gọn hơn mà vẫn đảm bảo độ bền và tuổi thọ chi tiết.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng" của sinh viên Nguyễn Tâm Dương Lễ và Từ Đức Ngọc đã giải quyết trọn vẹn nhiệm vụ tính toán thiết kế động học cho cả hộp tốc độ và hộp chạy dao dựa trên mô hình chuẩn máy tiện T620. Các giải pháp kỹ thuật nổi bật như chia tách đường truyền trực tiếp - gián tiếp xử lý lượng mở, tích hợp bánh răng dùng chung $Z = 35$, tối ưu hóa cơ cấu Norton và sử dụng ly hợp siêu việt đã chứng minh tính hợp lý về mặt cơ học máy công cụ. Báo cáo cung cấp bộ số liệu tính toán chi tiết về số răng, sai số động học và phương pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn, là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích cho sinh viên và kỹ sư ngành chế tạo máy.