Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong ngành cơ khí chế tạo, máy công cụ giữ vai trò then chốt trong việc tạo hình và sản xuất các chi tiết cơ khí cấu thành nên toàn bộ hệ thống máy móc phục vụ công nghiệp hóa. Dù các dòng máy điều khiển số (CNC) ngày càng phát triển, tại các quốc gia đang phát triển như Việt Nam, các dòng máy tiện ren vít vạn năng kết hợp đồ gá chuyên dùng vẫn được khai thác phổ biến nhờ tính linh hoạt, chi phí đầu tư hợp lý và hiệu quả kinh tế kỹ thuật cao. Đồ án môn học Máy công cụ của tác giả Nguyễn Tuấn Điệp (Lớp 17C1B, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng), dưới sự hướng dẫn của thầy Nguyễn Phạm Thế Nhân (hoàn thành ngày 18 tháng 11 năm 2020), được thực hiện nhằm nghiên cứu thiết kế lại máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung trên cơ sở kế thừa và cải tiến các dòng máy công cụ tương đương như T616, 1K62, 16K20 và T6M16.

Mục tiêu nghiên cứu của đồ án là hoàn thiện hệ thống tính toán động học và kết cấu cho máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung nhằm đáp ứng khả năng gia công đa dạng chi tiết dạng tròn xoay và gia công được các loại ren tiêu chuẩn với độ chính xác cao. Để hiện thực hóa mục tiêu này, nhiệm vụ nghiên cứu được tác giả xác định và thực hiện theo 7 nội dung cụ thể:

  1. Phân tích khả năng công nghệ của phương pháp tiện và khảo sát các chuyển động tạo hình bề mặt cơ bản.
  2. Phân tích các phương án truyền động, thiết lập sơ đồ kết cấu động học và xây dựng phương trình xích tốc độ, xích cắt ren.
  3. Xác định các thông số kỹ thuật, thông số động học của máy gồm phạm vi đường kính, chiều sâu cắt, lượng chạy dao, chuỗi vòng quay trục chính, công bội và số cấp tốc độ.
  4. Tính toán chế độ cắt thử, xác định các thành phần lực cắt, lực chạy dao và tính chọn công suất động cơ điện dẫn động chính.
  5. Thiết kế động học hộp tốc độ: lựa chọn phương án không gian (PAKG), phương án thứ tự (PATT), xây dựng lưới kết cấu, vẽ đồ thị vòng quay, tính số răng các cặp bánh răng và kiểm tra sai số vòng quay.
  6. Thiết kế động học hộp chạy dao chính xác: lập bảng xếp các bước ren, thiết kế nhóm cơ sở bánh răng di trượt, nhóm gấp bội cơ cấu Me-an, tính toán bánh răng thay thế và kiểm tra sai số bước ren.
  7. Thiết kế kết cấu máy: tính toán động lực học phân bố công suất và mô men xoắn trên 23 trục; tính toán thiết kế bền bộ truyền bánh răng; thiết kế, kiểm nghiệm mỏi trục và chọn ổ lăn trong hộp chạy dao.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung cùng hai cụm kết cấu then chốt là hộp tốc độ (HTĐ) và hộp chạy dao (HCD). Phạm vi nghiên cứu về mặt không gian kỹ thuật giới hạn ở việc gia công chi tiết có đường kính lớn nhất trên thân máy $D_{max} = 320$ mm, đường kính nhỏ nhất $d_{min} = 30$ mm; chiều sâu cắt từ $t_{min} = 1$ mm đến $t_{max} = 5$ mm; lượng chạy dao từ $s_{min} = 0,07$ mm/vòng đến $s_{max} = 0,7$ mm/vòng. Phạm vi tính toán chế độ cắt thử nghiệm được thực hiện trên vật liệu phôi là thép 45, sử dụng dao tiện thường gắn hợp kim P15 với tuổi bền $T = 45$ phút.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Về khung lý thuyết, đồ án dựa trên lý thuyết nguyên lý máy và máy công cụ, tập trung vào nguyên lý tạo hình bề mặt chi tiết (bao gồm phương pháp chép hình, phương pháp bao hình và phương pháp cắt theo vết). Cơ sở tính toán động học hộp tốc độ dựa trên lý thuyết chuỗi số vòng quay phân bố theo cấp số nhân với công bội chuẩn $\phi = 1,41$ nhằm giảm thiểu tổn thất vận tốc cắt mà vẫn đảm bảo độ gọn nhẹ của kết cấu. Cơ sở động lực học và sức bền cơ khí dựa trên tiêu chuẩn tính toán độ bền mỏi uốn, độ bền mỏi tiếp xúc của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài, phương pháp kiểm nghiệm trục bậc chịu tải phức hợp (uốn - xoắn kết hợp) theo hệ số an toàn bền mỏi và phương pháp lựa chọn ổ lăn theo tải trọng động quy ước.

Tác giả sử dụng các tài liệu kỹ thuật chuyên ngành và quy chuẩn gồm:

  • Tài liệu [1]: Giáo trình Máy cắt kim loại / Thiết kế máy cắt kim loại.
  • Sổ tay Công nghệ Chế tạo máy (STCNCTM) tập 2 (tra cứu chế độ cắt và số mũ thực nghiệm).
  • Giáo trình Thiết kế máy cắt kim loại của tác giả Nguyễn Ngọc Cẩn.
  • Giáo trình Thiết kế chi tiết máy (TKCTM), Nhà xuất bản Giáo dục.
  • Tiêu chuẩn ổ lăn GOST 8338-75.

Phương pháp nghiên cứu thực tế được triển khai qua các bước:

  • Phương pháp phân tích - so sánh: So sánh 3 phương án sơ đồ kết cấu động học để chọn phương án liên hệ động học trực tiếp giữa trục chính và bàn dao; so sánh 3 phương án không gian (PAKG: $3 \times 2 \times 2$, $2 \times 3 \times 2$, $2 \times 2 \times 3$) và 6 phương án thứ tự (PATT) để tìm phương án tối ưu về kích thước và điều kiện làm việc của bánh răng.
  • Phương pháp mô hình hóa động học: Xây dựng lưới kết cấu dạng rẻ quạt, đồ thị vòng quay và tính toán bội số chung nhỏ nhất để xác định số răng bánh răng chính xác.
  • Phương pháp giải tích và kiểm nghiệm kỹ thuật: Tính toán lực cắt giải tích ($P_z, P_y, P_x$), công suất cắt và lực chạy dao; kiểm nghiệm sai số vận tốc vòng quay trục chính và sai số bước ren cắt được so với giá trị danh định.

Nguồn dữ liệu tính toán được trích xuất từ thông số kỹ thuật của các máy tiện chuẩn tương đương gồm T616, 1K62, 16K20, T6M16 kết hợp các hằng số thực nghiệm cơ tính vật liệu thép 45, thép C35 và thép hợp kim 40X.

Thiết kế kỹ thuật và tính toán hệ thống cơ khí

Kiến trúc động học và cấu trúc xích truyền động

Hệ thống truyền động của máy được tổ chức thành hai xích động cơ bản: xích truyền động tốc độ chính và xích truyền động chạy dao. Qua phân tích 3 phương án kết cấu động học, tác giả chọn phương án 2 làm kiến trúc chuẩn:

Phương án Đặc điểm kết cấu động học Đánh giá kỹ thuật
Phương án 1 Nguồn động lực riêng rẽ, không có liên kết trực tiếp giữa tốc độ trục chính và lượng chạy dao. Khó điều chỉnh chế độ cắt khi gia công, khó xác định quan hệ giữa vận tốc cắt $V$ và lượng chạy dao $S$.
Phương án 2 Xích chạy dao nhận chuyển động trực tiếp từ trục chính qua hệ bánh răng liên kết cơ khí. Thiết lập mối quan hệ mật thiết giữa số vòng quay trục chính và lượng chạy dao $S$; dễ điều chỉnh chế độ cắt (Được lựa chọn).
Phương án 3 Sử dụng 2 động cơ điện độc lập cho chuyển động chính và chuyển động chạy dao. Bố trí cồng kềnh, tốn kém chi phí, thiếu liên hệ động học cơ khí chính xác.

Phương trình xích động học được xác lập:

  • Xích tốc độ: $n_{đc} \times i_{1-2} \times i_v \times i_{3-4} = n_{tc}$
  • Xích cắt ren: $1 \text{ vòng}{tc} \times i{4-5} \times i_s \times i_{6-7} \times t_x = t_p$

Trong đó $n_{đc}, n_{tc}$ lần lượt là số vòng quay động cơ và trục chính; $i_v, i_s$ là tỷ số truyền của hộp tốc độ và hộp chạy dao; $t_x$ là bước trục vít me ($t_x = 6$ mm); $t_p$ là bước ren gia công.

Biến đổi cấu trúc hộp tốc độ

Để chia 12 cấp tốc độ của hộp tốc độ đến trục chính, tác giả chọn phương án không gian gốc là PAKG $3 \times 2 \times 2$. Tuy nhiên, nhằm phù hợp với kết cấu máy chuẩn T616 (tách rời hộp tốc độ và hộp trục chính, liên kết bằng bộ truyền đai có đặc tính $x_i = 0$), cấu trúc được biến hình lần 1 thành công thức: $$Z_0 = 1[0] \cdot 2[6]$$ Do phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền trong nhóm truyền động cuối cùng đạt $R_i = \phi^6 = 1,41^6 = 8$, cả hai tỷ số truyền giới hạn đều chạm ngưỡng ($i_{max} = 2$ và $i_{min} = 1/4$). Để giảm kích thước hướng kính và giới hạn kích thước chi tiết, tác giả lấy $i_7 = 1$, đồng thời đưa thêm 1 trục trung gian để phân tách tỷ số truyền nhỏ nhất thành $i_6 = i_{6a} \cdot i_{6b}$. Từ đó, phương án bố trí không gian biến hình lần thứ hai được thiết lập: $$Z = 3 \times 2 \times 1 \times (1 + 1 \times 1)$$ Hệ thống tạo ra 2 đường truyền động:

  • Đường truyền trực tiếp: Động cơ (I) – (II) – (III) – (IV) – (V) – (VII) (trục chính), tạo nên 6 cấp tốc độ cao.
  • Đường truyền gián tiếp: Động cơ (I) – (II) – (III) – (IV) – (VI) – (VII) (trục chính), tạo nên 6 cấp tốc độ thấp thông qua trục trung gian và khối bánh răng phụ.

Thiết kế hộp chạy dao đa năng

Hộp chạy dao được thiết kế kết hợp giữa cơ cấu bánh răng di trượt ở nhóm cơ sở và cơ cấu Me-an ở nhóm gấp bội, đáp ứng yêu cầu tiện trơn và tiện 4 hệ ren tiêu chuẩn:

  • Nhóm cơ sở: Gồm 5 cặp bánh răng di trượt tạo ra 5 tỷ số truyền $i_{cs1} \div i_{cs5}$ với khoảng cách trục không đổi $A = 78$ mm, môđun $m = 2 \div 4$.
  • Nhóm gấp bội: Sử dụng cơ cấu Me-an tạo ra 4 tỷ số truyền chuẩn ($i_{gb} = 1/4; 1/2; 1/1; 2/1$), khoảng cách trục $A = 78$ mm, môđun $m = 2$.
  • Nhóm bánh răng thay thế: Phục vụ cắt ren Anh và ren môđun, trong đó ren Anh sử dụng bánh răng thay thế có số răng đặc thù $Z = 127$ để khử sai số quy đổi hệ inch ($1 \text{ inch} = 25,4$ mm).

Nội dung chính theo từng chương

CHƯƠNG I: Tìm hiểu khả năng công nghệ và thiết lập sơ đồ kết cấu động học của máy

Chương I phân tích tổng quan các tính năng kỹ thuật của phương pháp tiện và xác lập cấu trúc truyền động cho máy thiết kế:

  • Khả năng công nghệ: Máy tiện vạn năng có khả năng gia công mặt trụ ngoài, mặt trụ trong, tiện côn, tiện mặt đầu, tiện rãnh, tiện cắt đứt, khoan khoét lỗ và ta rô làm ren. Kích thước phôi gia công trên các dòng máy tiện phổ biến có thể đạt đường kính từ 95 mm đến 5000 mm, chiều dài từ 125 mm đến 24000 mm. Về gia công ren, máy tiện ren vít vạn năng có thể cắt ren Quốc tế (bước ren $1 \div 192$ mm), ren Anh (số ren trên 1 tấc Anh $n = 96 \div 1$), ren Pitch ($D_p = 96 \div 1$ môđun/tấc Anh) và ren môđun ($m \ge 0,8$ mm).
  • Chuyển động tạo hình: Bao gồm chuyển động chính là chuyển động quay tròn của phôi ($Q_1$) mang tốc độ cắt $V$, kết hợp chuyển động tịnh tiến của dao theo phương dọc trục ($T_2$) hoặc vuông góc trục ($T_3$) với lượng chạy dao $S$. Tác giả phân tích cụ thể 7 trường hợp gia công: tiện bằng dao phá thẳng, dao phá đầu cong, dao vai, dao xén mặt đầu, dao cắt đứt và dao tiện định hình. Các phương pháp tạo hình bề mặt được hệ thống hóa gồm phương pháp chép hình, phương pháp bao hình và phương pháp cắt theo vết.
  • Phân tích và lựa chọn sơ đồ kết cấu động học: Khảo sát 3 phương án bố trí xích động học. Tác giả lựa chọn Phương án 2 nhờ ưu điểm tạo liên kết động học trực tiếp giữa trục chính mang mâm cặp và bàn xe dao qua hộp chạy dao, giúp dễ dàng điều chỉnh và phối hợp chính xác tỷ lệ chuyển động $V$ và $S$.

CHƯƠNG II: Thiết kế động học máy

Chương II tập trung giải quyết toàn bộ các bài toán tính toán động học và động lực học sơ bộ:

  • Xác định thông số kỹ thuật và chuỗi số vòng quay: Với đường kính gia công lớn nhất $D_{max} = 320$ mm và nhỏ nhất $d_{min} = 30$ mm, chiều sâu cắt $t = 1 \div 5$ mm, lượng chạy dao $s = 0,07 \div 0,7$ mm/vòng, tuổi bền dao $T = 45$ phút. Tác giả tính toán và xác định số vòng quay tới hạn: $n_{min} = 22,4$ vg/ph và $n_{max} = 1000$ vg/ph; phạm vi điều chỉnh số vòng quay $R_n = 45$. Chọn công bội cấp số nhân $\phi = 1,41$ và số cấp tốc độ $Z = 12$. Dãy tốc độ trục chính tiêu chuẩn gồm: 22,4; 31,5; 45; 63; 90; 125; 180; 250; 355; 500; 710 và 1000 vg/ph.
  • Xác định lực cắt và chọn công suất động cơ: Lựa chọn chế độ thử công suất có tải trên phôi thép 45 với dao tiện P15 ($V = 45$ m/ph, $t = 6$ mm, $s = 0,52$ mm/vòng). Tác giả xác định 3 thành phần lực cắt: lực tiếp tuyến $P_z$, lực hướng kính $P_y$ và lực chạy dao dọc $P_x$. Lực chạy dao tổng hợp được tính theo công thức: $$Q = k \times P_x + f \times (P_z + G) = 1,15 \times P_x + 0,16 \times (P_z + 2000) = 1535,35 \text{ N}$$ Công suất cắt tính được $N_c = 4,119$ kW, công suất chạy dao $N_{cd} = 0,079$ kW. Công suất động cơ tổng cộng yêu cầu là $N_{đc} = 4,198$ kW. Theo tiêu chuẩn công nghiệp, tác giả chọn động cơ điện có công suất danh định $N_{đc} = 4,5$ kW, số vòng quay đồng bộ $n = 1440$ vg/ph.
  • Thiết kế động học hộp tốc độ:
    • So sánh 3 phương án không gian: PAKG $3 \times 2 \times 2$, $2 \times 3 \times 2$ và $2 \times 2 \times 3$. Cả ba phương án đều có số trục $S_{tr} = 4$, tổng số bánh răng $S_{br} = 14$, chiều dài sơ bộ hộp $L = 402$ mm. Tác giả chọn PAKG $3 \times 2 \times 2$ kết hợp PATT $I - II - III$ (lưới kết cấu hình rẻ quạt) vì tỷ số truyền thay đổi đều đặn, bánh răng làm việc ở miền tốc độ cao.
    • Biến hình kết cấu và tính số răng: Áp dụng cấu trúc biến hình $Z = 3 \times 2 \times 1 \times (1 + 1 \times 1)$. Bằng phương pháp lập bội số chung nhỏ nhất, số răng các nhóm truyền được xác định:
      • Nhóm I ($\sum Z = 108$): các cặp bánh răng $21/87, 29/79, 39/69$.
      • Nhóm II ($\sum Z = 96$): các cặp bánh răng $24/72, 41/55$.
      • Nhóm III: cặp bánh răng trực tiếp có $\sum Z = 54$ ($27/27$); các cặp qua trục trung gian có $\sum Z = 102$ ($18/84, 42/60$).
    • Kiểm tra sai số vòng quay: So sánh số vòng quay tính toán ($n_{tt}$) với dãy số vòng quay tiêu chuẩn ($n_{tc}$):
Cấp tốc độ $n_{tc}$ (vg/ph) $n_{tt}$ (vg/ph) Sai số $\Delta$ (%)
1 22,4 22,6 +0,90
2 31,5 32,4 +2,86
3 45,0 46,2 +1,24
4 63,0 63,5 +0,80
5 90,0 90,7 +0,80
6 125,0 129,5 +3,60
7 180,0 175,0 -2,80
8 250,0 250,0 0,00
9 355,0 357,0 +0,60
10 500,0 490,0 -2,00
11 710,0 700,0 -1,40
12 1000,0 1000,0 0,00

Mọi sai số đều nằm trong phạm vi cho phép $\pm 10(\phi - 1)% = \pm 4,1%$.

  • Thiết kế hộp chạy dao:
    • Nhóm cơ sở: Khoảng cách trục $A = 78$ mm, chọn được 5 tỷ số truyền với số răng: $i_{cs1} = 26/52$, $i_{cs2} = 30/48$, $i_{cs3} = 27/36$, $i_{cs4} = 21/24$, $i_{cs5} = 27/24$.
    • Nhóm gấp bội Me-an: Khoảng cách trục $A = 78$ mm, môđun $m = 2$, chọn số răng $Z_A = 26$, $Z_1 = Z'_1 = 39$, $Z_2 = 26$, $Z'_2 = 52$.
    • Bánh răng thay thế và kiểm tra sai số bước ren: Cắt thử ren Quốc tế ($t_p = 3,5$ mm) đạt sai số 0%. Cắt ren môđun ($m = 2$ mm) sử dụng bộ bánh răng thay thế $a = 65, b = 45, c = 87, d = 30$ cho bước ren $t'_p = 6,2833$ mm so với lý thuyết $6,2832$ mm, sai số tương đối không đáng kể ($0,0016%$). Cắt ren hệ Anh ($n = 5$ ren/inch) sử dụng bộ bánh răng thay thế có bánh 127 răng ($a = 60, b = 45, c = 127, d = 75$) cho kết quả chính xác tuyệt đối, sai số bằng 0.

CHƯƠNG 3: Thiết kế kết cấu máy

Chương 3 triển khai tính toán động lực học chi tiết cho toàn bộ các trục và thiết kế độ bền cho các chi tiết máy điển hình:

  • Tính toán động lực học 23 trục: Thiết lập bảng tính toán động lực C1, xác định dải tốc độ ($n_{min}, n_{max}$), vận tốc tính toán ($n_{tính}$), công suất ($N$), mô men xoắn tính toán ($M_x$) và đường kính trục sơ bộ ($d_{sb}$), đường kính tiêu chuẩn ($d_{chọn}$).

Trích lược các trục tiêu biểu trong hệ thống 23 trục:

Trục Vị trí / Cụm kết cấu $n_{tính}$ (vg/ph) $N$ (kW) $M_x$ (N.mm) $d_{sb}$ (mm) $d_{chọn}$ (mm)
I Trục động cơ vào hộp tốc độ 1440 4,50 29.844 16,0 30
II Trục trung gian nhóm I 1000 4,34 41.447 18,0 30
VI Trục trung gian cấp chậm 97 3,66 360.340 37,0 40
VII Trục chính mang mâm cặp 58 3,51 577.934 43,0 60
VIII Trục đầu vào xích chạy dao 92 0,068 7.059 10,0 25
XIV Trục nhóm cơ sở hộp chạy dao 10 0,043 41.065 18,0 28
XVII Trục đảo chiều xích chạy dao 10 0,0418 39.919 17,7 25 (28)
XXIII Trục cuối xích truyền bàn dao 663 0,029 418 4,0 25
  • Thiết kế bộ truyền bánh răng hộp chạy dao (cặp bánh răng trục XIV – Trục XV):
    • Thông số: $Z_1 = 39, Z_2 = 39$, tỷ số truyền $i = 1$, tốc độ quay tính toán $n_1 = n_2 = 10$ vg/ph.
    • Vật liệu: Bánh răng nhỏ làm bằng Thép C45 thường hóa ($\sigma_{bk} = 580$ N/mm², $\sigma_{ch} = 290$ N/mm², độ rắn HB 200); bánh răng lớn làm bằng Thép C35 thường hóa ($\sigma_{bk} = 480$ N/mm², $\sigma_{ch} = 240$ N/mm², độ rắn HB 170).
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma]{tx1} = 490$ N/mm², $[\sigma]{tx2} = 216$ N/mm². Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma]{u1} = 103,5$ N/mm², $[\sigma]{u2} = 85,5$ N/mm².
    • Kết quả kích thước: Khoảng cách trục tiêu chuẩn $A = 90$ mm, môđun pháp $m_n = 2,5$ mm, góc ăn khớp $\alpha_n = 20^\circ$, bề rộng vành răng bánh nhỏ $b_1 = 29$ mm, bánh lớn $b_2 = 27$ mm.
    • Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_{tx} = 205,3$ N/mm² $\le [\sigma]{tx2} = 216$ N/mm²; ứng suất uốn tính toán bánh nhỏ $\sigma{u1} = 12,8$ N/mm² $\le [\sigma]{u1}$, bánh lớn $\sigma{u2} = 12,8$ N/mm² $\le [\sigma]_{u2}$. Các điều kiện bền đều thỏa mãn. Lực vòng tác dụng $F = 842$ N, lực hướng tâm $F_r = 307$ N.
  • Thiết kế trục XVII và chọn ổ lăn trong hộp chạy dao:
    • Vật liệu trục: Thép hợp kim 40X tôi cải thiện có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 900$ N/mm², giới hạn bền chảy $\sigma_{ch} = 700$ N/mm², độ rắn HB 260.
    • Xác định phản lực gối đỡ và mô men uốn tổng cộng tại các tiết diện nguy hiểm: tiết diện $n-n$ đạt $M_u = 30.140$ N.mm, tiết diện $m-m$ đạt $M_u = 48.000$ N.mm. Mô men tương đương lớn nhất $M_{tđ} = 53.000$ N.mm.
    • Đường kính trục tại vị trí nguy hiểm tính được $d = 26,5$ mm, tác giả chọn đường kính tiêu chuẩn $d = 28$ mm (có then hoa), ngõng trục lắp ổ lăn chọn $\phi 20$ mm.
    • Kiểm nghiệm mỏi: Hệ số an toàn bền mỏi uốn và xoắn đạt $n = 2,5 \ge [n] = 2$, đảm bảo trục làm việc an toàn.
    • Chọn ổ lăn: Chọn ổ đũa côn đỡ chặn số hiệu 104 (hoặc ổ bi đỡ 304 theo GOST 8338-75) có kích thước ngõng trục $d = 20$ mm, đường kính ngoài $D = 52$ mm, bề rộng $B = 15$ mm. Khả năng tải động của ổ theo bảng tra là $C_{bảng} = 7940$, lớn hơn tải trọng động quy ước tính toán $C_{tính} = 7402$ (với tuổi thọ thiết kế $h = 16.000$ giờ).
  • Phân tích cơ cấu Me-an: Đánh giá cơ cấu Me-an kiểu trực tiếp (tương tự máy T616). Cơ cấu này có ưu điểm cứng vững nhưng số tỷ số truyền bằng đúng tổng số bánh răng. Nếu bố trí dải tỷ số truyền lớn ($6 \div 8$), chiều dài trục sẽ bị kéo dài đáng kể, làm giảm độ cứng vững uốn của trục.

Kết quả và giải pháp kỹ thuật đạt được

Đồ án đã đạt được các kết quả kỹ thuật cụ thể với đầy đủ số liệu tính toán kiểm chứng:

  • Thiết lập hoàn chỉnh chuỗi thông số kỹ thuật của máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung: đường kính tiện lớn nhất $D_{max} = 320$ mm, công suất động cơ dẫn động chính $N_{đc} = 4,5$ kW ở tốc độ 1440 vg/ph; dải số vòng quay trục chính 12 cấp từ $22,4$ đến $1000$ vg/ph với công bội tiêu chuẩn $\phi = 1,41$.
  • Toàn bộ 12 cấp số vòng quay thực tế của hộp tốc độ đều thỏa mãn điều kiện sai số vận tốc cho phép, với độ lệch lớn nhất chỉ đạt $+3,6%$ (tại cấp 125 vg/ph) và $-2,8%$ (tại cấp 180 vg/ph), nhỏ hơn giới hạn cho phép $\pm 4,1%$.
  • Thiết kế thành công kết cấu hộp tốc độ biến hình 2 đường truyền $Z = 3 \times 2 \times 1 \times (1 + 1 \times 1)$, giúp thu gọn kích thước cụm bánh răng trục chính và giải quyết triệt để vấn đề vượt giới hạn tỷ số truyền nhóm cuối ($\phi^6 = 8$).
  • Giải quyết bài toán cắt 4 loại ren tiêu chuẩn trên cùng một hộp chạy dao: cắt ren Quốc tế và ren Anh đạt sai số bằng 0 nhờ ứng dụng bánh răng thay thế 127 răng; cắt ren môđun với sai số bước ren thực tế chỉ $0,0016%$.
  • Lập bảng tính toán động lực học đồng bộ cho 23 trục truyền động của máy, kiểm nghiệm thành công độ bền uốn, độ bền tiếp xúc của cặp bánh răng trục XIV – XV ($A = 90$ mm, $m_n = 2,5$ mm), kiểm nghiệm độ bền mỏi trục then hoa XVII và khả năng tải của ổ đũa đỡ chặn số hiệu 104.

Các giải pháp kỹ thuật do tác giả đề xuất:

  • Đề xuất áp dụng sơ đồ động học liên kết trực tiếp giữa trục chính và hộp chạy dao, loại bỏ phương án sử dụng 2 động cơ độc lập nhằm giảm chi phí chế tạo và tăng tính cứng vững động học.
  • Đề xuất cấu trúc nhóm gấp bội Me-an 4 tỷ số truyền kết hợp nhóm cơ sở 5 tỷ số truyền để tối ưu hóa không gian lắp đặt của hộp chạy dao.

Đóng góp kỹ thuật mà tác giả tự nêu trong văn bản:

  • Hệ thống hóa toàn bộ phương pháp luận và quy trình tính toán, thiết kế lại máy công cụ cắt gọt kim loại, liên kết chặt chẽ giữa lý thuyết động học máy và bài toán thiết kế kết cấu chi tiết máy thực tế.
  • Xây dựng tài liệu kỹ thuật hoàn chỉnh về sơ đồ động, đồ thị vòng quay, lưới kết cấu và bảng động lực học phục vụ công tác nghiên cứu, chế tạo máy tiện cỡ trung.

Hạn chế và hướng phát triển đề tài

Các hạn chế được tác giả thừa nhận và chỉ ra trong văn bản:

  • Do giới hạn về mặt thời gian và kiến thức chuyên môn của sinh viên thực hiện, đồ án không tránh khỏi những sai sót nhất định trong quá trình tính toán.
  • Đồ án mới chỉ tập trung tính toán thiết kế bền chi tiết cho 01 bộ truyền bánh răng đại diện trong hộp chạy dao (trục XIV – Trục XV), 01 trục (trục XVII) và 01 cụm ổ lăn đỡ chặn; chưa thực hiện tính toán kiểm nghiệm bền chi tiết cho toàn bộ các cặp bánh răng và trục còn lại trong tổng số 23 trục.
  • Chưa đi sâu vào việc tính toán nhiệt trị, hệ thống bôi trơn cưỡng bức và bài toán dao động, độ cứng vững động lực học của vỏ hộp tốc độ khi làm việc ở chế độ cắt gọt tải trọng nặng.

Hướng phát triển tiếp theo dựa trên phạm vi nghiên cứu:

  • Mở rộng tính toán kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ võng uốn cho toàn bộ các trục trên xích tốc độ (đặc biệt là trục chính số VII chịu mô men xoắn lớn $M_x = 577.934$ N.mm) và các cặp bánh răng di trượt trong hộp tốc độ.
  • Thiết kế hoàn thiện hệ thống cơ cấu điều khiển gạt phân độ cho nhóm cơ sở và cơ cấu Mean, bổ sung cơ cấu ly hợp an toàn và cơ cấu tự động ngắt xích chạy dao khi quá tải.
  • Nghiên cứu khả năng tích hợp bộ biến tần điều khiển vô cấp tốc độ động cơ kết hợp hộp số 2 - 3 cấp cơ khí nhằm tối ưu hóa chế độ cắt gọt.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích đối với:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Máy công cụ, đồ án môn học Chi tiết máy hoặc đồ án tốt nghiệp thiết kế máy cắt gọt kim loại.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí và kỹ thuật viên tại các xưởng chế tạo, sửa chữa máy công cụ cần tài liệu tra cứu thông số động học, phương pháp phân tích xích truyền động máy tiện và phương pháp quy đổi bánh răng thay thế khi gia công ren hệ Anh.

Các phần nội dung có giá trị tham khảo chuyên sâu:

  • Quy trình phân tích, biến hình lưới kết cấu hộp tốc độ từ dạng cơ sở sang dạng tách hộp tốc độ và hộp trục chính qua đai truyền (công thức $Z = 3 \times 2 \times 1 \times (1 + 1 \times 1)$).
  • Phương pháp tính toán bánh răng thay thế khi gia công ren môđun và ren Anh sử dụng bánh răng 127 răng.
  • Bảng tổng hợp tính toán động lực học 23 trục (Bảng C1), cung cấp phương pháp mẫu về phân phối tỷ số truyền, hiệu suất và mô men xoắn trên các trục máy tiện.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án phải biến đổi phương án không gian hộp tốc độ từ $Z = 3 \times 2 \times 2$ thành công thức $Z = 3 \times 2 \times 1 \times (1 + 1 \times 1)$?

Phương án gốc $3 \times 2 \times 2$ là phương án không gian tập trung. Tuy nhiên, theo kết cấu tham khảo từ máy chuẩn T616, hộp tốc độ và hộp trục chính được bố trí tách rời và liên kết qua bộ truyền đai ($x_i = 0$). Ngoài ra, do công bội $\phi = 1,41$, phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền ở nhóm truyền cuối cùng là $R_i = \phi^6 = 1,41^6 = 8$, khiến tỷ số truyền $i_{min} = 1/4$ chạm giới hạn kỹ thuật cho phép. Tác giả phải bổ sung 1 trục trung gian để tách $i_6 = i_{6a} \cdot i_{6b}$, đưa về cấu trúc $Z = 3 \times 2 \times 1 \times (1 + 1 \times 1)$ nhằm tạo 2 đường truyền: truyền trực tiếp cho 6 cấp tốc độ cao và truyền gián tiếp qua khối bánh răng cấp chậm cho 6 cấp tốc độ thấp mà không làm tăng kích thước hướng kính của hộp.

2. Hộp chạy dao của máy được thiết kế để gia công những loại ren nào và phương pháp xử lý bước ren hệ Anh ra sao?

Hộp chạy dao được thiết kế để gia công 4 hệ ren tiêu chuẩn: ren Quốc tế (ren mét), ren Anh, ren môđun và ren Pitch. Khi gia công ren hệ Anh, do đơn vị đo tính bằng số ren trên 1 inch ($1 \text{ inch} = 25,4$ mm), bước ren có chứa thừa số vô tỷ khi quy đổi sang hệ mét ($25,4/n = 127 / (5n)$). Để khử triệt để sai số này, xích cắt ren của máy sử dụng bộ bánh răng thay thế có bánh răng mang số răng chuyên dụng $Z = 127$, giúp tiện các bước ren hệ Anh (như $n = 5$ ren/inch) với sai số bước ren bằng 0.

3. Động cơ điện dẫn động chính được tính chọn với công suất bao nhiêu và dựa trên chế độ cắt thử nào?

Động cơ điện được tính chọn dựa trên chế độ cắt thử có tải chi tiết thép 45 với dao tiện P15 ($V = 45$ m/ph, chiều sâu cắt $t = 6$ mm, lượng chạy dao $s = 0,52$ mm/vòng). Kết quả tính toán giải tích xác định công suất cắt $N_c = 4,119$ kW và công suất chạy dao $N_{cd} = 0,079$ kW, cho công suất tổng cộng yêu cầu là $4,198$ kW. Tác giả đã lựa chọn động cơ điện xoay chiều tiêu chuẩn có công suất danh định $N_{đc} = 4,5$ kW và số vòng quay $n = 1440$ vg/ph.

4. Kết quả kiểm nghiệm bền bộ truyền bánh răng trong hộp chạy dao tại Chương 3 đạt các chỉ số kỹ thuật nào?

Bộ truyền bánh răng được tính toán kiểm nghiệm đặt giữa trục XIV và trục XV ($Z_1 = 39, Z_2 = 39, n = 10$ vg/ph), chế tạo từ Thép C45 thường hóa (bánh nhỏ) và Thép C35 thường hóa (bánh lớn) với khoảng cách trục $A = 90$ mm, môđun pháp $m_n = 2,5$ mm, bề rộng vành răng $b_1 = 29$ mm, $b_2 = 27$ mm. Ứng suất tiếp xúc tính toán đạt $\sigma_{tx} = 205,3$ N/mm², nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma]{tx2} = 216$ N/mm². Ứng suất uốn tính toán đạt $\sigma{u1} = \sigma_{u2} = 12,8$ N/mm², nhỏ hơn rất nhiều so với ứng suất uốn cho phép ($[\sigma]{u1} = 103,5$ N/mm² và $[\sigma]{u2} = 85,5$ N/mm²), đảm bảo bộ truyền vận hành an toàn.

5. Trục then hoa XVII trong hộp chạy dao được kiểm nghiệm mỏi với các hệ số an toàn như thế nào?

Trục XVII được chế tạo bằng thép hợp kim 40X tôi cải thiện ($\sigma_b = 900$ N/mm²), đường kính thân trục có rãnh then hoa $d = 28$ mm và ngõng trục lắp ổ lăn $\phi 20$ mm. Tại các tiết diện nguy hiểm chịu mô men tương đương lớn nhất $M_{tđ} = 53.000$ N.mm, trục được kiểm nghiệm mỏi uốn và mỏi xoắn theo chu kỳ đối xứng và mạch động, đạt hệ số an toàn thực tế $n = 2,5$, vượt mức hệ số an toàn cho phép $[n] = 2,0$. Trục được đỡ bằng cặp ổ đũa côn đỡ chặn số hiệu 104 có tải trọng động bảng tra $C_{bảng} = 7940$, lớn hơn tải trọng động tính toán $C_{tính} = 7402$.

Kết luận

Đồ án môn học Máy công cụ của sinh viên Nguyễn Tuấn Điệp đã hoàn thành nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế lại máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung ($D_{max} = 320$ mm) trên cơ sở kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết động học máy cắt gọt và thực tiễn từ các dòng máy công nghiệp T616, 1K62, T6M16. Hệ thống tính toán đã xác lập được cấu trúc hộp tốc độ 12 cấp phân bố theo công bội $\phi = 1,41$ ($22,4 \div 1000$ vg/ph) với sai số nhỏ hơn $\pm 3,6%$, đồng thời giải quyết thành công hộp chạy dao gia công chính xác 4 hệ ren tiêu chuẩn thông qua cơ cấu Me-an và bánh răng thay thế 127 răng. Toàn bộ thông số động lực học trên 23 trục cùng độ bền mỏi của các bộ truyền bánh răng, trục và ổ lăn then chốt đều được kiểm nghiệm đạt chuẩn kỹ thuật, tạo nên một tài liệu thiết kế cơ khí có độ tin cậy và giá trị ứng dụng cao.