Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong nền sản xuất công nghiệp hiện đại, máy công cụ đóng vai trò then chốt trong việc tạo ra phần lớn các sản phẩm cơ khí và trang thiết bị công nghiệp. Trình độ, năng suất và độ chính xác của các loại máy công cụ quyết định trực tiếp đến chất lượng sản phẩm và sự phát triển của toàn ngành cơ khí chế tạo. Đề tài "Thiết kế máy phay vạn năng" (Mã đề 73, học kỳ 2022-2) được thực hiện tại Bộ môn Máy và Ma sát học, Viện Cơ khí – Đại học Bách Khoa Hà Nội, dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Mạnh Toàn, nhằm giải quyết bài toán tính toán, thiết kế động học và kết cấu cho một máy phay vạn năng mới đáp ứng yêu cầu công nghệ gia công cơ khí đa dạng.
Mục tiêu tổng quát của đề tài là xây dựng hoàn chỉnh phương án thiết kế hệ thống truyền động chính (hộp tốc độ) và hệ thống truyền động chạy dao (hộp chạy dao) cho máy phay vạn năng từ các thông số kỹ thuật cho trước, đồng thời tính toán kiểm nghiệm độ bền cho các cơ cấu chịu tải trọng chính và thiết kế hệ thống điều khiển.
Nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể bao gồm:
- Nghiên cứu, khảo sát và phân tích tính năng kỹ thuật của các dòng máy phay cùng cỡ hiện có (P80, P81, 6H82) để lựa chọn máy mẫu tham khảo.
- Thiết kế sơ đồ kết cấu động học và tính toán truyền dẫn hộp tốc độ ($Z_{TC} = 18$ cấp, dải tốc độ $n = 25 \div 1250\text{ vg/ph}$, công bội $\varphi = 1,26$).
- Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao ($Z_{cd} = 18$ cấp, $S_{min} = 22,4\text{ mm/ph}$, $S_{nhanh} = 2300\text{ mm/ph}$, công bội $\varphi = 1,26$) cho cả 3 chuyển động chạy dao dọc, ngang và đứng.
- Tính toán công suất động cơ, xác định mômen xoắn, sơ bộ đường kính trục và kiểm nghiệm sức bền các chi tiết máy then chốt (bộ truyền đai, cặp bánh răng chịu lực $18/72$, trục chính).
- Thiết kế hệ thống điều khiển tay gạt và phân tích nguyên lý cơ cấu chọn trước tốc độ kiểu đĩa lỗ.
Đối tượng nghiên cứu là kết cấu cơ khí và chuỗi xích động học của máy phay ngang vạn năng cỡ trung bình. Phạm vi nghiên cứu tập trung vào thiết kế động học hộp tốc độ, hộp chạy dao, tính toán sức bền tĩnh và mỏi cho trục chính cùng bộ truyền bánh răng chịu tải nặng nhất, dựa trên mẫu tham chiếu máy phay 6H82 của Liên Xô.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp nghiên cứu
Nghiên cứu ứng dụng lý thuyết thiết kế máy cắt kim loại và nguyên lý truyền động cơ khí:
- Quy luật phân bố tốc độ theo cấp số nhân: Sử dụng chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn với công bội $\varphi = 1,26$ ($R_n = \varphi^{Z-1} \approx 50,85$), bảo đảm tỷ lệ tổn thất tốc độ cực đại là không đổi trên toàn dải điều chỉnh.
- Lý thuyết phân tích phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT): Tối ưu hóa chuỗi truyền động bằng cách xác định số nhóm truyền tối thiểu ($x \ge 3$), hạn chế độ mở nhóm tối đa ($\varphi^{X_{max}} \le 8$), và giới hạn tỷ số truyền cho phép ($1/4 \le i \le 2$).
- Phương pháp bội số chung nhỏ nhất (BSCNN): Dùng để xác định số răng chính xác của các cặp bánh răng trong từng nhóm truyền động bánh răng di trượt nhằm đảm bảo khoảng cách trục không đổi và sai số vòng quay nằm trong giới hạn cho phép ($\Delta n \le \pm 2,6%$).
- Lý thuyết sức bền vật liệu và chi tiết máy: Phương pháp tính toán tải trọng tương đương, xây dựng biểu đồ mômen uốn - xoắn không gian, xác định hệ số an toàn mỏi và kiểm nghiệm độ bền tĩnh cho trục chính và bộ truyền bánh răng.
Phương pháp nghiên cứu thực tế gồm phương pháp kế thừa - so sánh phân tích máy mẫu (khảo sát kết cấu 6H82), phương pháp giải tích kết hợp đồ giải (xây dựng lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, đồ thị sai số tốc độ) và phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật cơ khí.
Nguồn dữ liệu sử dụng từ các thông số thực tế của máy phay 6H82, tài liệu tiêu chuẩn thiết kế máy công cụ và sổ tay tính toán chi tiết máy.
Thiết kế và triển khai hệ thống truyền dẫn cơ khí
1. Thông số kỹ thuật ban đầu của máy thiết kế
Hệ thống truyền dẫn được thiết kế dựa trên các thông số kỹ thuật định mức:
- Động cơ chính: $N_c = 7\text{ kW}$, tốc độ quay $n = 1440\text{ vg/ph}$.
- Động cơ chạy dao: $N_{cd} = 1,7\text{ kW}$, tốc độ quay $n = 1420\text{ vg/ph}$.
- Hộp tốc độ: $Z_{TC} = 18$ cấp, $\varphi = 1,26$, dải tốc độ $n = 25 \div 1250\text{ vg/ph}$, phạm vi điều chỉnh $R_n = 50,85$.
- Hộp chạy dao: $Z_{cd} = 18$ cấp, $\varphi = 1,26$, $S_{d,min} = S_{ng,min} = 3S_{đ,min} = 22,4\text{ mm/ph}$, $S_{nhanh} = 2300\text{ mm/ph}$, bước trục vít me $t_v = 6\text{ mm}$.
| Thông số kỹ thuật |
Máy P80 |
Máy P81 |
Máy tham khảo 6H82 |
Máy thiết kế mới |
| Kích thước bàn máy (mm) |
$200 \times 500$ |
$250 \times 1000$ |
$320 \times 1250$ |
$320 \times 1250$ |
| Công suất động cơ chính (kW) |
2,8 |
4,5 |
7,0 |
7,0 |
| Số cấp tốc độ trục chính |
12 |
16 |
18 |
18 |
| Phạm vi tốc độ trục chính (vg/ph) |
$50 \div 2240$ |
$65 \div 1800$ |
$31,5 \div 1600$ |
$25 \div 1250$ |
| Công suất động cơ chạy dao (kW) |
0,6 |
1,7 |
1,7 |
1,7 |
| Số cấp lượng chạy dao |
12 |
16 |
18 |
18 |
| Công bội $\varphi$ |
1,41 |
1,26 |
1,26 |
1,26 |
| Phạm vi lượng chạy dao (mm/ph) |
$25 \div 285$ |
$35 \div 980$ |
$23,5 \div 1800$ |
$22,4 \div 2300$ |
2. Thiết kế động học hộp tốc độ
- Cấu trúc động học: Chọn phương án không gian $\text{PAKG} = 3 \times 3 \times 2 = 18$ cấp tốc độ và phương án thứ tự $\text{PATT} = \text{I - II - III}$ với đặc tính nhóm $[1][3][9]$. Tỷ số truyền nhóm mở rộng cực đại đạt $\varphi^9 = 8,00$ thỏa mãn điều kiện $\varphi^{X_{max}} \le 8$.
- Đường truyền trục vào: Tốc độ trục I được chọn $n_0 = 630\text{ vg/ph}$, thông qua bộ truyền bánh răng $i_0 = 21/48$.
- Phân phối số răng các nhóm truyền:
- Nhóm I (trục II $\to$ III): 3 tỷ số truyền với số răng $18/45$, $21/42$, $24/39$ ($\sum Z = 63$).
- Nhóm II (trục III $\to$ IV): 3 tỷ số truyền với số răng $18/45$, $28/35$, $39/24$ ($\sum Z = 63$). Trục III dùng chung bánh răng $Z = 39$.
- Nhóm III (trục IV $\to$ V): 2 tỷ số truyền với số răng $18/72$, $60/30$ ($\sum Z = 90$).
3. Thiết kế động học hộp chạy dao
- Cấu trúc truyền động: Chọn phương án $\text{PAKG} = 3 \times 3 \times 2$, phân tách thành hai phần: $Z_1 = 3 \times 3$ (đặc tính $[3][1]$) và $Z_2 = 2$ (đặc tính $[9]$).
- Cơ cấu phản hồi: Thay vì bố trí 4 trục nối tiếp, hộp chạy dao sử dụng đường truyền phản hồi từ trục V quay trở lại trục IV thông qua các cặp bánh răng $15/48$ và $18/45$ với khoảng cách trục $a_w = 31,5m$ ($Z + Z' = 63$). Giải pháp này giúp giảm số lượng trục, tiết kiệm vật liệu chế tạo và thu gọn đáng kể thể tích hộp.
- Xích chạy dao nhanh: Được dẫn động trực tiếp từ động cơ chạy dao ($N_{cd} = 1,7\text{ kW}$, $n = 1420\text{ vg/ph}$) qua các bộ truyền cố định $26/44, 44/57, 57/43, 28/35, 18/33, 33/37, 18/16, 18/18$ nối thẳng tới vít me dọc để đạt vận tốc $S_{nhanh} = 2300\text{ mm/ph}$ ($n_{vít} = 376\text{ vg/ph}$) mà không qua các cấp giảm tốc công tác.
Nội dung chính theo từng chương
Chương I: Nghiên cứu nhóm máy có tính năng kỹ thuật tương đương (cùng cỡ) đã có
Chương I tiến hành khảo sát các dòng máy phay cỡ trung bình P80, P81 và 6H82. Tác giả lựa chọn máy 6H82 làm máy chuẩn tham khảo do sự tương đồng về công suất động cơ chính (7 kW), động cơ chạy dao (1,7 kW), số cấp tốc độ ($Z = 18$) và công bội $\varphi = 1,26$.
Qua phân tích chuỗi xích động của máy 6H82, tác giả chỉ ra các đặc điểm nổi bật và hạn chế:
- Hộp tốc độ 6H82: Bố trí theo $\text{PAKG} = 3 \times 3 \times 2$, $\text{PATT} = \text{I - II - III} [1][3][9]$, sử dụng lưới kết cấu rẻ quạt nhỏ gọn. Tuy nhiên, sai số tốc độ tại một số cấp vượt quá phạm vi $\pm 2,6%$ (cụ thể: $n_1 = 2,83%$, $n_4 = 4,00%$, $n_7 = 3,24%$, $n_{16} = 3,08%$).
- Hộp chạy dao 6H82: Sử dụng cơ cấu phản hồi $V \to IV \to VII$ giúp tiết kiệm 1 trục đỡ. Sai số vòng quay tại các cấp tốc độ cao ($n_{10} \div n_{18}$) cũng vượt quá dải cho phép tiêu chuẩn.
- Các cơ cấu đặc biệt:
- Cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me - đai ốc: Sử dụng trục vít rỗng có xẻ rãnh dọc (5), đai ốc phụ (3), đai ốc siết (6) và bạc côn (7). Cơ cấu này khử triệt để hiện tượng giật cục, rung động do khe hở ren gây ra khi phay thuận.
- Cơ cấu chọn trước tốc độ kiểu đĩa lỗ: Bao gồm núm xoay chọn tốc độ, đĩa mang hệ thống lỗ chốt và cơ cấu định vị bi. Cơ cấu cho phép thiết lập trước cấp tốc độ tiếp theo khi máy đang chạy, giảm tối đa thời gian phụ khi chuyển đổi chế độ cắt.
Chương II: Thiết kế truyền dẫn máy thiết kế mới
Chương này hoàn thiện toàn bộ các bước tính toán động học cho máy mới:
- Xây dựng chuỗi số vòng quay trục chính: Chuỗi số tính toán gồm 18 cấp: 25,2; 31,5; 38,77; 50,4; 63,0; 77,54; 102,38; 127,97; 157,5; 201,6; 252,0; 310,15; 403,2; 504,0; 620,31; 819,0; 1023,75; 1260,0 vg/ph tương ứng với các cấp tiêu chuẩn từ 25 đến 1250 vg/ph.
| Cấp tốc độ |
$n_{TC}$ tiêu chuẩn (vg/ph) |
$n_{tt}$ tính toán (vg/ph) |
Sai số $\Delta n_i (%)$ |
| $n_1$ |
25,0 |
25,20 |
-0,80% |
| $n_2$ |
31,5 |
31,50 |
0,00% |
| $n_3$ |
40,0 |
38,77 |
+3,08% |
| $n_4$ |
50,0 |
50,40 |
-0,80% |
| $n_5$ |
63,0 |
63,00 |
0,00% |
| $n_6$ |
80,0 |
77,54 |
+3,08% |
| $n_7$ |
100,0 |
102,38 |
-2,38% |
| $n_8$ |
125,0 |
127,97 |
-2,38% |
| $n_9$ |
160,0 |
157,50 |
+1,56% |
| $n_{10}$ |
200,0 |
201,60 |
-0,80% |
| $n_{11}$ |
250,0 |
252,00 |
-0,80% |
| $n_{12}$ |
315,0 |
310,15 |
+1,54% |
| $n_{13}$ |
400,0 |
403,20 |
-0,80% |
| $n_{14}$ |
500,0 |
504,00 |
-0,80% |
| $n_{15}$ |
630,0 |
620,31 |
+1,54% |
| $n_{16}$ |
800,0 |
819,00 |
-2,38% |
| $n_{17}$ |
1000,0 |
1023,75 |
-2,38% |
| $n_{18}$ |
1250,0 |
1260,00 |
-0,80% |
- Thiết kế hộp chạy dao: Xác định bước ren vít me $t_v = 6\text{ mm}$, tốc độ nhỏ nhất trục VI là $n_{s,min} = 8\text{ vg/ph}$. Tính toán các cặp bánh răng ăn khớp cho các nhóm truyền: $i_{01} = 26/44$, $i_{02} = 24/64$, các nhóm di trượt và hai cặp bánh răng phản hồi $15/48$ ($i_7$) và $18/45$ ($i_8$).
Chương III: Tính toán công suất, sức bền cho một số cơ cấu chính
Nội dung tính toán động lực học và độ bền chi tiết máy:
- Xác định công suất động cơ chính ($N_c = 7\text{ kW}$), phân bố công suất, mômen xoắn và số vòng quay trên từng trục của hộp tốc độ (từ trục I đến trục V).
- Tính toán sơ bộ đường kính các trục truyền động trong hộp tốc độ theo điều kiện xoắn thuần túy.
- Tính toán bộ truyền đai dẫn động từ trục động cơ đến trục I của hộp tốc độ.
- Tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của cặp bánh răng chịu tải lớn nhất trong hộp tốc độ là cặp bánh răng $Z = 18 / Z' = 72$ (thuộc nhóm truyền thứ III).
- Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm trục chính: Xác định lực cắt, lực ăn khớp bánh răng, lập sơ đồ tải trọng không gian, vẽ biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $M_z$; tính chính xác đường kính trục tại các tiết diện lắp ghép; tính toán hệ số an toàn mỏi $s$ tại các tiết diện nguy hiểm và kiểm nghiệm điều kiện bền tĩnh khi chịu quá tải.
Chương 4: Tính toán và thiết kế hệ thống điều khiển
Tập trung vào hệ thống điều khiển cơ khí:
- Lựa chọn kết cấu càng gạt, tay gạt điều khiển các khối bánh răng di trượt 2 bậc và 3 bậc.
- Tính toán hành trình gạt dịch chuyển thực tế của các khối bánh răng theo khoảng cách trên bản vẽ kết cấu.
- Xác định thông số hình học của các cặp bánh răng - thanh răng trong cơ cấu chấp hành tay gạt.
Kết quả và đóng góp
1. Kết quả kỹ thuật đạt được
- Thiết lập hoàn chỉnh sơ đồ động học hộp tốc độ 18 cấp ($25 \div 1250\text{ vg/ph}$) và hộp chạy dao 18 cấp ($22,4 \div 2300\text{ mm/ph}$) với công bội chuẩn $\varphi = 1,26$.
- Bố trí hệ thống bánh răng hợp lý: Hộp tốc độ sử dụng tổng cộng 16 bánh răng trên 4 trục truyền động, trong đó tận dụng bánh răng $Z = 39$ dùng chung trên trục III.
- Tối ưu hóa chuỗi số vòng quay thực tế: Đa số các cấp tốc độ của hộp tốc độ có sai số nhỏ hơn $\pm 2,4%$ (chỉ có $n_3, n_6$ sai số $+3,08%$), đạt độ chính xác cao hơn so với máy chuẩn 6H82.
| Nhóm truyền động |
Tỷ số truyền ($i$) |
Số răng bánh răng ($Z / Z'$) |
Tổng số răng ($\sum Z$) |
| Trục vào ($I \to II$) |
$i_0 = 21/48$ |
$21 / 48$ |
69 |
| Hộp tốc độ - Nhóm I |
$i_1 = 18/45$; $i_2 = 21/42$; $i_3 = 24/39$ |
$18/45;\ 21/42;\ 24/39$ |
63 |
| Hộp tốc độ - Nhóm II |
$i_4 = 18/45$; $i_5 = 28/35$; $i_6 = 39/24$ |
$18/45;\ 28/35;\ 39/24$ |
63 |
| Hộp tốc độ - Nhóm III |
$i_7 = 18/72$; $i_8 = 60/30$ |
$18/72;\ 60/30$ |
90 |
| Hộp chạy dao - Cố định 1 |
$i_{01} = 26/44$ |
$26 / 44$ |
70 |
| Hộp chạy dao - Cố định 2 |
$i_{02} = 24/64$ |
$24 / 64$ |
88 |
| Hộp chạy dao - Phản hồi |
$i_7 = 15/48$; $i_8 = 18/45$ |
$15/48;\ 18/45$ |
63 |
2. Đóng góp kỹ thuật của đề tài
- Kế thừa có chọn lọc ưu điểm kết cấu của máy mẫu 6H82, áp dụng thành công đường truyền phản hồi từ trục V về trục IV trong hộp chạy dao, giúp loại bỏ hoàn toàn 1 trục truyền động trung gian so với sơ đồ nối tiếp thông thường.
- Giải quyết triệt để vấn đề khử khe hở truyền động khi phay thuận thông qua kết cấu trục vít rỗng mặt côn và đai ốc phụ tự động triệt tiêu khe hở.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Trong khuôn khổ đồ án môn học, việc tính toán kiểm nghiệm độ bền mới chỉ thực hiện đại diện cho trục chính, bộ truyền đai và cặp bánh răng chịu tải nặng nhất ($18/72$); xích chạy dao mới chỉ tính toán chi tiết cho phương chạy dao dọc (các phương ngang và đứng được xem là tương đương).
- Hướng phát triển:
- Kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ cứng vững uốn - xoắn cho toàn bộ các trục trung gian và các cặp bánh răng còn lại trong hộp tốc độ và hộp chạy dao.
- Nghiên cứu mô phỏng động lực học quá trình cắt gọt thực tế khi phay tải trọng va đập để đánh giá dao động riêng của hệ thống trục chính.
- Ứng dụng tự động hóa vào cơ cấu chọn trước tốc độ kiểu đĩa lỗ bằng các bộ điều khiển điện - khí nén hiện đại.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo chuyên ngành hữu ích cho:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Thiết kế máy, Thiết kế máy cắt kim loại hoặc đồ án tốt nghiệp kỹ sư cơ khí.
- Các kỹ sư thiết kế máy công cụ cần tài liệu tham khảo về phương pháp tối ưu hóa lưới kết cấu, kỹ thuật sử dụng bánh răng dùng chung và cơ cấu phản hồi để thu gọn thể tích hộp số giảm tốc nhiều cấp.
- Phần phân tích nguyên lý cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me phay thuận và cơ cấu đĩa lỗ chọn trước tốc độ là nguồn tư liệu kết cấu máy công cụ có giá trị trực quan cao.
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao đề tài lại lựa chọn máy 6H82 làm máy chuẩn để tham khảo thiết kế?
Máy 6H82 có các thông số kỹ thuật (công suất động cơ chính 7 kW, động cơ chạy dao 1,7 kW, 18 cấp tốc độ trục chính, 18 cấp lượng chạy dao, công bội $\varphi = 1,26$) hoàn toàn tương đồng với yêu cầu thiết kế của đề tài. Việc phân tích máy 6H82 giúp kế thừa các giải pháp kết cấu tối ưu như cơ cấu phản hồi hộp chạy dao và cơ cấu khử khe hở vít me.
2. Hộp tốc độ máy mới sử dụng phương án không gian và phương án thứ tự nào?
Hộp tốc độ sử dụng phương án không gian $\text{PAKG} = 3 \times 3 \times 2 = 18$ cấp và phương án thứ tự $\text{PATT} = \text{I - II - III}$ với đặc tính nhóm $[1][3][9]$. Phương án này có lưới kết cấu dạng rẻ quạt đều đặn, tỷ số truyền thay đổi êm, kết cấu nhỏ gọn và thỏa mãn điều kiện độ mở nhóm tối đa $\varphi^{X_{max}} = \varphi^9 = 8 \le 8$.
3. Cơ cấu phản hồi trong hộp chạy dao có vai trò gì và bố trí như thế nào?
Cơ cấu phản hồi truyền ngược chuyển động từ trục V về trục IV qua các cặp bánh răng $15/48$ và $18/45$ với khoảng cách trục $a_w = 31,5m$ ($Z + Z' = 63$). Cơ cấu này giúp giảm bớt 1 trục truyền động (chỉ cần 3 trục thay vì 4 trục), tận dụng bánh răng trùng, thu gọn không gian hộp chạy dao và tiết kiệm chi phí chế tạo.
4. Nguyên lý hoạt động của cơ cấu khử khe hở vít me khi phay thuận là gì?
Cơ cấu gồm vít me (4) quay trong đai ốc chính (2) và trục vít rỗng (5) ăn khớp với đai ốc phụ (3). Khi phay thuận xuất hiện lực cắt đẩy vít me về bên trái, các vòng ren của đai ốc chính ngăn chuyển vị sang trái, đồng thời bạc côn ép trục vít rỗng ngăn chuyển vị sang phải, triệt tiêu khe hở ren và ngăn hiện tượng bàn máy bị giật cục.
5. Bánh răng nào được dùng chung trên trục III của hộp tốc độ và mục đích là gì?
Bánh răng có số răng $Z = 39$ trên trục III được sử dụng chung cho cả nhóm truyền I (ăn khớp với bánh răng $Z = 24$ trên trục II) và nhóm truyền II (ăn khớp với bánh răng $Z = 24$ trên trục IV). Việc dùng chung bánh răng giúp giảm bớt một chi tiết trên trục, rút ngắn chiều dài trục III và thu nhỏ kích thước tổng thể của hộp tốc độ.
Kết luận
Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán thiết kế động học và kết cấu cho máy phay vạn năng 18 cấp tốc độ dựa trên nền tảng kế thừa và cải tiến từ máy chuẩn 6H82. Hệ thống truyền động mới tối ưu hóa được sai số vòng quay, thu gọn không gian lắp đặt nhờ bánh răng dùng chung $Z = 39$ và cơ cấu phản hồi trong hộp chạy dao. Kết quả tính toán sức bền trục chính, cặp bánh răng $18/72$ và bộ truyền đai bảo đảm đầy đủ các điều kiện làm việc an toàn và ổn định. Toàn bộ nội dung đồ án phản ánh quy trình thiết kế máy cắt kim loại bài bản, mang lại giá trị học thuật và ứng dụng kỹ thuật cơ khí rõ rệt.
