Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống sản xuất cơ khí, máy cắt kim loại đóng vai trò nền tảng tại các phân xưởng, nhà máy và doanh nghiệp chế tạo. Quá trình nghiên cứu và tối ưu hóa kết cấu máy công cụ nhằm nâng cao năng suất cắt gọt, giảm giá thành sản xuất và giải phóng sức lao động là yêu cầu liên tục của ngành cơ khí chế tạo máy. Dù xu hướng phát triển hiện nay tập trung vào các dòng máy tự động điều khiển số (NC, CNC), máy công cụ vạn năng truyền thống vẫn là nền tảng cơ sở để sinh viên và kỹ sư cơ khí nắm vững nguyên lý truyền động, động học và kết cấu máy.

Đề tài "Thiết kế máy cắt kim loại tối ưu cho ngành cơ khí" (Đề số 118, Đồ án môn học Thiết kế máy, Học kỳ 20222, Trường Cơ khí - Đại học Bách khoa Hà Nội do sinh viên Hoàng Hoài Nam thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Lê Đức Độ) tập trung giải quyết nhiệm vụ thiết kế một máy phay vạn năng mới có tính năng kỹ thuật nâng cao trên cơ sở phân tích, kế thừa các ưu điểm từ mẫu máy tham khảo tiêu chuẩn 6H82.

Nhiệm vụ thiết kế của đồ án được chia thành 4 phần trọng tâm:

  1. Nghiên cứu nhóm máy có tính năng kỹ thuật tương đương (cùng cỡ) đã có trong thực tế (máy phay 6H82).
  2. Thiết kế hệ thống truyền dẫn động học cho máy thiết kế mới (hộp tốc độ và hộp chạy dao).
  3. Tính toán công suất, xác định chế độ làm việc và tính toán sức bền cho một số cơ cấu chịu tải chính (cặp bánh răng truyền động và trục chính).
  4. Tính toán, thiết kế kết cấu hệ thống điều khiển các khối bánh răng di trượt bằng cơ cấu đĩa lỗ.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống truyền động cơ khí, kết cấu truyền lực và cơ cấu điều khiển của dòng máy phay vạn năng; phạm vi nghiên cứu bao gồm thiết kế động học, tính toán động lực học, kiểm nghiệm độ bền cơ học và kết cấu điều khiển hộp tốc độ.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc về máy công cụ, nguyên lý truyền dẫn cơ khí và tính toán sức bền chi tiết máy, dựa trên các tài liệu chuyên ngành:

  • Tính toán thiết kế máy cắt kim loại (Phạm Đắp, Nguyễn Đức Lộc, Phạm Thế Trường, Nguyễn Tiến Lưỡng, NXB Đại học và Trung học chuyên nghiệp, 1971).
  • Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 1 & Tập 2 (Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, NXB Giáo dục, 2020).
  • Cơ sở máy công cụ (Phạm Văn Hùng, Nguyễn Phương, NXB Khoa học và Kỹ thuật, 2007).
  • Dung sai và lắp ghép (Ninh Đức Tốn, NXB Giáo dục Việt Nam, 2003).

Phương pháp thực hiện xuyên suốt đồ án là phương pháp phân tích so sánh kết hợp tính toán thiết kế kỹ thuật:

  • Phương pháp giải tích động học: Tính toán cấp số nhân cho chuỗi số vòng quay và lượng chạy dao theo chuỗi số tiêu chuẩn; xây dựng lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, kiểm tra sai số tỷ số truyền so với tiêu chuẩn cho phép $[\Delta n] = \pm 10(\varphi - 1)%$.
  • Phương pháp giải tích sức bền và động lực học: Lập sơ đồ phân bố lực cắt, xác định mômen xoắn, lực vòng, lực hướng tâm và lực dọc trục tác dụng lên bánh răng và trục chính; sử dụng lý thuyết dầm siêu tĩnh 3 gối đỡ để thiết lập phương trình chính tắc, vẽ biểu đồ mômen uốn tổng hợp và kiểm tra hệ số an toàn mỏi, độ bền tĩnh.
  • Phương pháp thiết kế kết cấu cơ khí: Xác định hành trình gạt thực tế của các khối bánh răng di trượt $2$ bậc và $3$ bậc, thiết kế hệ thống đĩa lỗ điều khiển tập trung, tính toán số răng thanh răng và quạt răng truyền động.

Nội dung chính theo từng chương

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

Tác giả khảo sát các thông số kỹ thuật của mẫu máy phay tham khảo 6H82 và thiết lập bảng thông số kỹ thuật cho máy thiết kế mới:

Tính năng kỹ thuật Máy tham khảo 6H82 Máy thiết kế mới
Công suất động cơ chính ($N_c$, $n_p$) $7\text{ kW}$, $1440\text{ vg/ph}$ $7\text{ kW}$, $1440\text{ vg/ph}$
Công suất động cơ chạy dao ($N_{cd}$, $n_p$) $1,7\text{ kW}$, $1420\text{ vg/ph}$ $1,7\text{ kW}$, $1420\text{ vg/ph}$
Phạm vi điều chỉnh tốc độ trục chính $n_{TC}$ $30 \div 1500\text{ vg/ph}$ $33,5 \div 1704\text{ vg/ph}$
Số cấp tốc độ trục chính $Z_{TC}$ $18$ $18$
Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao dọc/ngang $S_{d,n}$ $23,5 \div 2300\text{ mm/ph}$ $16 \div 2300\text{ mm/ph}$
Lượng chạy dao đứng nhỏ nhất $S_{đ min}$ - $6\text{ mm/ph}$
Số lượng tốc độ chạy dao $Z_{cd}$ $18$ $18$
Công bội chuỗi tốc độ ($\varphi_{TC}$, $\varphi_{cd}$) $1,26$ $1,26$
Lượng chạy dao nhanh $S_{nh}$ $2300\text{ mm/ph}$ $2300\text{ mm/ph}$

Chương I đi sâu phân tích kết cấu máy phay 6H82:

  • Xích tốc độ: Truyền động từ động cơ chính $7\text{ kW}$ qua các khối bánh răng di trượt giữa các trục I đến V. Phương án không gian $\text{PAKG} = 3 \times 3 \times 2 = 18$, phương án thứ tự $\text{PATT}: \text{I - II - III}$, đặc trưng nhóm $[1][3][9]$. Việc sử dụng bánh răng dùng chung $Z = 39$ giữa trục II-III và III-IV giúp giảm số lượng chi tiết và làm hộp tốc độ gọn hơn.
  • Sai số vòng quay: Sai số cho phép $[\Delta n] = \pm 10(1,26 - 1) = \pm 2,6%$. Đồ thị sai số máy 6H82 cho thấy có 4 cấp tốc độ vượt giới hạn cho phép ($n_1 = -2,909%$, $n_4 = -4,179%$, $n_7 = -5,138%$, $n_{16} = -4,366%$), tuy nhiên được chấp nhận vì đây là các cấp ít sử dụng khi gia công.
  • Xích chạy dao: Sử dụng cơ cấu phản hồi giúp giảm bớt $1$ trục truyền dẫn, phân chia thành hai nhóm $Z_1 = 3 \times 3$ và $Z_2 = 2[9]$ kết hợp đường truyền chạy dao nhanh $2300\text{ mm/ph}$.
  • Các cơ cấu đặc biệt trên máy 6H82:
    • Cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me: Khắc phục hiện tượng bàn máy chuyển động không đều, giật cục và rung động khi thực hiện phay thuận do lực cắt tác dụng cùng chiều làm hở mặt ren tiếp xúc.
    • Cơ cấu chọn trước tốc độ kiểu đĩa lỗ: Giảm thời gian phụ bằng cách xoay chọn tốc độ trên núm vặn trước khi gạt cần để dịch chuyển các khối bánh răng.
    • Cụm ly hợp trên trục VI: Gồm ly hợp bi an toàn $M_2$ (chống quá tải), ly hợp vấu $M_3$ (đóng/ngắt chuyển động chạy dao công tác) và ly hợp ma sát $M_4$ (thực hiện chạy dao nhanh).
    • Kết cấu 3 ổ đỡ trên trục chính: Bố trí 2 ổ đũa côn đỡ chặn ở gần đầu gắn dao và 1 ổ bi đỡ bổ sung ở ngoài cùng để triệt tiêu biến dạng uốn, rung lắc do cặp bánh răng lớn $Z=71$ và lực cắt gây ra.

Chương II: Thiết kế truyền dẫn máy thiết kế mới

Nội dung chương tập trung tính toán, thiết kế động học hoàn chỉnh cho máy mới:

  • Thiết kế hộp tốc độ:
    • Tính toán chuỗi $18$ cấp số vòng quay từ $n_{min} = 33,5\text{ vg/ph}$ đến $n_{max} = 1704\text{ vg/ph}$ với công bội $\varphi = 1,26$ ($R_n = \varphi^{17} \approx 50,85$).
    • So sánh các phương án không gian ($\text{PAKG}$) và phương án thứ tự ($\text{PATT}$), lựa chọn phương án tối ưu có lưới kết cấu dạng rẻ quạt cân đối, tỷ số truyền giảm dần đều đặn để hạn chế kích thước trục và mômen xoắn.
    • Tính toán số răng cụ thể cho từng nhóm truyền và xác định sai số vòng quay của từng cấp.
  • Thiết kế hộp chạy dao:
    • Xác định chuỗi $18$ cấp lượng chạy dao tiêu chuẩn với dải chạy dao dọc, ngang từ $16 \div 2300\text{ mm/ph}$ và chạy dao đứng từ $6\text{ mm/ph}$.
    • Thiết kế phương án không gian $3 \times 3 \times 2$ có tích hợp cơ cấu phản hồi nhằm rút gọn kích thước bao hộp máy.
    • Xây dựng đồ thị vòng quay, đồ thị sai số lượng chạy dao và sơ đồ động toàn máy.

Chương III: Tính toán công suất và tính bền cho một số cơ cấu chính

Chương III thực hiện tính toán chế độ cắt, động lực học và kiểm nghiệm độ bền:

  • Xác định vật liệu chế tạo:
    • Bánh răng nhỏ: Thép hợp kim $40\text{X}$ thấm nitơ, độ cứng bề mặt đạt $60\text{ HRC}$, giới hạn bền kéo $\sigma_b = 1000\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 800\text{ MPa}$.
    • Bánh răng lớn: Thép cacbon kết cấu $\text{C45}$ thường hóa, độ cứng $35\text{ HRC}$ ($325\text{ HB}$), $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$.
  • Tính toán và kiểm nghiệm cặp bánh răng chịu tải nặng nhất ($18/72$ trên trục chính):
    • Mômen xoắn trên trục truyền: $T_1 = 201734,95\text{ N.mm}$.
    • Xác định môđun pháp diện theo độ bền tiếp xúc và uốn: Chọn môđun chuẩn $m = 4\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b = 30\text{ mm}$ (cặp bánh răng $31/39$ khi kiểm tra với $m = 3\text{ mm}$ không đủ bền uốn nên toàn bộ hộp tốc độ thống nhất dùng $m = 4\text{ mm}$).
    • Kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H \le [\sigma_H]$.
    • Kết quả kiểm nghiệm ứng suất uốn: $\sigma_{F1} < [\sigma_F]$ và $\sigma_{F2} < [\sigma_F]$.

Thông số hình học các cặp bánh răng trong hộp tốc độ ($m = 4\text{ mm}$, $b = 30\text{ mm}$):

Cặp bánh răng Số răng ($Z / Z'$) Đường kính chia $d_c$ (mm) Đường kính đỉnh $d_e$ (mm) Đường kính đáy $d_f$ (mm) Bề rộng $b$ (mm)
$Z_1 / Z_1'$ $17 / 43$ $68 / 172$ $76 / 180$ $58 / 162$ $30$
$Z_2 / Z_2'$ $20 / 40$ $80 / 160$ $88 / 168$ $70 / 150$ $30$
$Z_3 / Z_3'$ $23 / 37$ $92 / 148$ $100 / 156$ $82 / 138$ $30$
$Z_4 / Z_4'$ $20 / 50$ $80 / 200$ $88 / 208$ $70 / 190$ $30$
$Z_5 / Z_5'$ $31 / 39$ $124 / 156$ $132 / 164$ $114 / 146$ $30$
$Z_6 / Z_6'$ $43 / 27$ $172 / 108$ $180 / 116$ $162 / 98$ $30$
$Z_7 / Z_7'$ $18 / 72$ $72 / 288$ $80 / 296$ $62 / 278$ $30$
$Z_8 / Z_8'$ $60 / 30$ $240 / 120$ $248 / 128$ $230 / 110$ $30$
$Z_0 / Z_0'$ $18 / 31$ $72 / 124$ $80 / 132$ $62 / 114$ $30$
  • Tính toán và kiểm nghiệm trục chính (Trục V):
    • Vật liệu trục: Thép $\text{C45}$ có $\sigma_b = 800\text{ MPa}$, $\sigma_c = 400\text{ N/mm}^2$, giới hạn mỏi uốn $\sigma_{-1} = 348,8\text{ MPa}$, mỏi xoắn $\tau_{-1} = 202,3\text{ MPa}$.
    • Tải trọng tác dụng: Lực vòng bánh răng $P_{t1} = 17711,38\text{ N}$, lực hướng tâm bánh răng $P_{r1} = 6446,42\text{ N}$; lực cắt chính $P_{t2} = P_0 = 37575,40\text{ N}$, lực hướng tâm dao $P_{r2} = 22545,24\text{ N}$, mômen xoắn cực đại $T_V = 637609,66\text{ N.mm}$.
    • Giải hệ dầm siêu tĩnh 3 gối tựa (A, B, D) trên hai mặt phẳng $YOZ$ và $XOZ$, xác định mômen uốn tổng hợp lớn nhất tại cổ trục $M_{u1} = 4616,03\text{ N.m}$.
    • Đường kính trục xác định tại gối đỡ D là $d = 90\text{ mm}$, tại gối B là $d = 52,49\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện D ($d = 90\text{ mm}$): Hệ số an toàn uốn $s_\sigma = 1,78$, hệ số an toàn xoắn $s_\tau = 53,52$, hệ số an toàn tổng hợp: $$s = \frac{s_\sigma s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}} = \frac{1,78 \cdot 53,52}{\sqrt{1,78^2 + 53,52^2}} = 1,78 \ge [s] = 1,5 \div 2$$
    • Kiểm nghiệm bền tĩnh: $\sigma_{td} \approx 85,84\text{ MPa} \le [\sigma] = 256\text{ MPa}$, kết cấu trục đảm bảo an toàn.

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

Chương IV thiết kế hệ thống điều khiển tập trung cho hộp tốc độ bằng cơ cấu hai đĩa lỗ:

  • Xác định hành trình gạt các khối bánh răng di trượt:
    • Khối A ($3$ bậc, trục II): $L_T = L_P = 66\text{ mm}$ (gạt gián tiếp qua bánh răng khuếch đại).
    • Khối B ($2$ bậc, trục IV): $L_T = L_P = 33\text{ mm}$ (gạt trực tiếp).
    • Khối C ($1$ bậc, trục IV): $L_C = 33\text{ mm}$ (gạt trực tiếp, liên động với khối B: khi B làm việc thì C không làm việc và ngược lại).
    • Khối D ($2$ bậc, trục IV sang V): $L_D = 66\text{ mm}$ (gạt gián tiếp qua khuếch đại).
  • Thiết kế đĩa lỗ và chốt định vị:
    • Cơ cấu sử dụng $2$ đĩa lỗ tròn đường kính $D = 200\text{ mm}$, chiều dày đĩa $8\text{ mm}$, khoảng cách giữa $2$ đĩa $L_{đĩa} = 33\text{ mm}$.
    • Đường kính chốt $d_c = 8\text{ mm}$; chiều dài chốt điều khiển khối C là $L_{chốt C} = 33\text{ mm}$, chiều dài chốt điều khiển các khối A, B, D là $L_{chốt} = 66\text{ mm}$.
    • Vị trí vòng tròn bố trí lỗ trên đĩa: Khối A trên vòng tròn $\varnothing 190$ và $\varnothing 180$; Khối D trên vòng tròn $\varnothing 160$ và $\varnothing 150$; Khối B trên vòng tròn $\varnothing 130$; Khối C trên vòng tròn $\varnothing 110$.
  • Tính toán cơ cấu bánh răng - thanh răng điều khiển:
    • Bánh răng điều khiển khối B và C: $Z = 16$ răng; bánh răng khuếch đại khối A: tỷ số $32/16$; khối D: tỷ số $24/16$.
    • Số răng thanh răng mang càng gạt: $Z_{TRC} = 7$ răng, $Z_{TRB} = 9$ răng, $Z_{TRA} = 15$ răng, $Z_{TRD} = 9$ răng.
    • Bánh răng quạt điều khiển hành trình đĩa có môđun $m = 2\text{ mm}$, số răng $Z_{quạt} = 24$ răng, góc làm việc $240^\circ$.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Động học truyền dẫn

Hệ thống truyền động của máy phay mới gồm hai xích truyền động độc lập:

  1. Xích tốc độ: Động cơ chính ($7\text{ kW}, 1440\text{ vg/ph}$) truyền qua 4 trục trung gian và trục chính với cấu trúc $3 \times 3 \times 2 = 18$ cấp tốc độ ($33,5 \div 1704\text{ vg/ph}$). Đồ thị vòng quay dạng rẻ quạt giúp giảm kích thước hộp và mômen uốn trên các trục sơ cấp.
  2. Xích chạy dao: Động cơ chạy dao ($1,7\text{ kW}, 1420\text{ vg/ph}$) dẫn động qua hộp chạy dao $18$ cấp ($16 \div 2300\text{ mm/ph}$) có cơ cấu phản hồi và đường truyền chạy dao nhanh ($2300\text{ mm/ph}$).

Kết cấu cơ khí và sức bền

  • Các bánh răng trong hộp tốc độ được tiêu chuẩn hóa với môđun $m = 4\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b = 30\text{ mm}$, làm từ thép $40\text{X}$ thấm nitơ và $\text{C45}$ thường hóa nhằm tối ưu kích thước và hạn chế mài mòn.
  • Trục chính dạng rỗng ($\xi = 0,5$) được lắp trên hệ $3$ gối đỡ gồm $2$ ổ đũa côn đỡ chặn ($7313$, $7518$) và $1$ ổ bi đỡ phụ ($310$). Đường kính cổ trục tại vị trí lắp ổ chính đạt $d = 90\text{ mm}$, đảm bảo điều kiện an toàn chịu mỏi ($s = 1,78 \ge [s] = 1,5 \div 2$) và bền tĩnh ($\sigma_{td} = 85,84\text{ MPa} \le 256\text{ MPa}$).

Hệ thống điều khiển hộp tốc độ

Hệ thống điều khiển tập trung vận hành bằng cơ cấu chọn trước tốc độ kiểu 2 đĩa lỗ ($\varnothing 200\text{ mm}$) quay quanh trục, kết hợp các cặp chốt trượt ($\varnothing 8\text{ mm}$), bánh răng quạt ($Z = 24$, góc quay $240^\circ$) và $4$ thanh răng mang càng gạt để chuyển đổi vị trí ăn khớp của $4$ khối bánh răng di trượt A, B, C, D một cách chính xác.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

  1. Thông số kỹ thuật được mở rộng: Máy thiết kế mới đạt dải tốc độ trục chính $33,5 \div 1704\text{ vg/ph}$ (cao hơn so với dải $30 \div 1500\text{ vg/ph}$ của máy 6H82) và dải lượng chạy dao $16 \div 2300\text{ mm/ph}$ (mở rộng về phía giá trị nhỏ so với $23,5\text{ mm/ph}$ của 6H82), cho phép gia công cắt gọt đa dạng hơn các loại vật liệu và kích thước chi tiết.
  2. Tối ưu hóa kết cấu truyền động: Ứng dụng thành công cơ cấu phản hồi trong hộp chạy dao và tách khối bánh răng 3 bậc thành các khối $1$ bậc và $2$ bậc liên động, giúp thu gọn thể tích hộp máy và giảm chiều dài các trục truyền.
  3. Đảm bảo độ tin cậy và sức bền: Tính toán, kiểm nghiệm toàn diện cặp bánh răng chịu lực lớn nhất và kết cấu trục chính siêu tĩnh $3$ gối đỡ, đảm bảo độ cứng vững, triệt tiêu rung giật khi phay thuận và hạn chế biến dạng khi chịu lực cắt lớn ($P_0 = 37575,40\text{ N}$).
  4. Chuẩn hóa cơ cấu điều khiển: Thiết kế chi tiết bản vẽ khai triển và định vị hệ thống lỗ trên 2 đĩa lỗ điều khiển tập trung, rút ngắn thời gian phụ khi chuyển đổi chế độ cắt.

Hạn chế và phạm vi nghiên cứu

  • Phạm vi tính toán chi tiết: Đồ án tập trung tính toán sức bền chuyên sâu cho cặp bánh răng chịu tải lớn nhất ($Z = 18/72$, $Z = 31/39$) và trục chính (Trục V); các cặp bánh răng và trục truyền động còn lại trong hộp tốc độ và hộp chạy dao chủ yếu được xác định thông số hình học dựa trên tiêu chuẩn hóa môđun ($m = 4\text{ mm}$) mà chưa trình bày toàn bộ bảng kiểm nghiệm ứng suất riêng lẻ.
  • Phạm vi công nghệ điều khiển: Đề tài nghiên cứu máy công cụ cơ khí vạn năng truyền thống điều khiển bằng tay gạt cơ khí và đĩa lỗ, chưa tích hợp hệ thống điều khiển tự động hóa điện - thủy lực hay điều khiển số NC/CNC.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo thiết thực cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Thiết kế máy, đồ án Chi tiết máy hoặc đồ án Tốt nghiệp kỹ sư cơ khí.
  • Tham khảo phương pháp tính toán động học hộp tốc độ, hộp chạy dao cấp số nhân và cách xây dựng lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, đồ thị sai số.
  • Cung cấp bài toán mẫu chi tiết về tính toán trục chính dầm siêu tĩnh 3 gối đỡ bằng phương pháp lực/phương trình chính tắc và phương pháp thiết kế hệ thống điều khiển đĩa lỗ trên máy phay.

Câu hỏi thường gặp

1. Đồ án lựa chọn mẫu máy nào làm cơ sở phân tích và kế thừa kết cấu?
Đồ án khảo sát và phân tích toàn diện máy phay vạn năng 6H82 làm máy tham khảo cơ sở để xây dựng phương án không gian, phương án thứ tự và kế thừa các cơ cấu truyền dẫn.

2. Công suất và phạm vi điều chỉnh tốc độ trục chính của máy thiết kế mới là bao nhiêu?
Máy mới sử dụng động cơ chính công suất $7\text{ kW}$ ($1440\text{ vg/ph}$), trục chính có $18$ cấp tốc độ với phạm vi điều chỉnh từ $33,5\text{ vg/ph}$ đến $1704\text{ vg/ph}$ theo công bội tiêu chuẩn $\varphi = 1,26$.

3. Tại sao trục chính của máy phay cần bố trí kết cấu 3 gối đỡ?
Do trên trục chính lắp cặp bánh răng truyền động lớn ($Z=71$ và $Z=38$) chịu mômen xoắn lớn và lực cắt gọt lớn từ dao phay ($P_0 = 37575,40\text{ N}$) gây biến dạng uốn và rung lắc. Việc bố trí thêm một ổ bi đỡ ngoài cùng đóng vai trò gối đỡ phụ kết hợp cùng hai ổ đũa côn giúp tăng độ cứng vững và đảm bảo độ chính xác gia công.

4. Môđun bánh răng hộp tốc độ được lựa chọn là bao nhiêu và căn cứ vào đâu?
Toàn bộ bánh răng trong hộp tốc độ được chọn thống nhất môđun $m = 4\text{ mm}$. Quyết định này được đưa ra sau khi tính toán cặp bánh răng chịu tải nặng nhất $18/72$ và kiểm nghiệm cặp bánh răng $31/39$ (khi dùng $m = 3\text{ mm}$ không thỏa mãn điều kiện bền uốn nên phải tăng lên $m = 4\text{ mm}$).

5. Cơ cấu điều khiển tốc độ kiểu đĩa lỗ hoạt động theo nguyên lý nào?
Cơ cấu sử dụng $2$ đĩa lỗ đường kính $200\text{ mm}$ xếp song song. Khi người vận hành xoay vô lăng chọn tốc độ, đĩa lỗ quay đến góc tương ứng. Khi gạt tay gạt, các chốt xuyên qua hoặc tỳ vào mặt đĩa lỗ sẽ đẩy các thanh răng di chuyển một đoạn hành trình xác định, dẫn động càng gạt đưa các khối bánh răng di trượt A, B, C, D vào đúng vị trí ăn khớp.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế máy cắt kim loại tối ưu cho ngành cơ khí" của sinh viên Hoàng Hoài Nam đã hoàn thành trọn vẹn 4 nhiệm vụ thiết kế máy phay vạn năng mới $18$ cấp tốc độ dựa trên nền tảng máy 6H82. Đề tài đã giải quyết đầy đủ từ khâu phân tích động học, tính toán chuỗi số vòng quay và lượng chạy dao, kiểm nghiệm bền trục chính và bánh răng, đến thiết kế chi tiết hệ thống điều khiển bằng cơ cấu đĩa lỗ. Toàn bộ tính toán được trình bày logic, bám sát các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành và cung cấp giải pháp kết cấu máy hoàn chỉnh, có độ tin cậy cao.