Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong tiến trình phát triển công nghiệp hóa và hiện đại hóa, cơ khí hóa và tự động hóa quá trình sản xuất đóng vai trò then chốt nhằm nâng cao năng suất lao động và phát triển kinh tế. Ngành chế tạo máy công cụ và trang thiết bị cơ khí giữ vị trí nền tảng, đòi hỏi đội ngũ kỹ sư phải nắm vững lý thuyết thiết kế cũng như khả năng áp dụng thực tiễn để nâng cấp, chế tạo các dòng máy mới. Đồ án "Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng" được thực hiện bởi sinh viên Hoàng Anh Tuấn (MSSV: 20171888, Lớp: 705657) dưới sự hướng dẫn của TS. Trần Thị Thanh Hải tại Bộ môn Máy và Ma sát học, Viện Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội (thực hiện vào tháng 06/2021).
Nhiệm vụ trọng tâm của đồ án bao gồm các mục tiêu cụ thể:
- Khảo sát và phân tích các dòng máy tiện vạn năng cùng cỡ hiện có, đặc biệt là máy mẫu 1K62, nhằm kế thừa các ưu điểm về kết cấu và động học.
- Tính toán thiết kế động học toàn máy cho hộp tốc độ và hộp chạy dao, xác định các thông số chuỗi vòng quay, lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, số răng của các bánh răng và đánh giá sai số vòng quay.
- Thiết kế động lực học máy: xác định chế độ làm việc giới hạn (cắt gọt cực đại, tính toán, thử máy), tính công suất động cơ chính ($N = 10\text{ kW}$, $n = 1440\text{ vòng/phút}$) và công suất chạy dao, tính sơ bộ đường kính các trục.
- Kiểm nghiệm độ bền cho các cụm chi tiết máy quan trọng: tính bền cặp bánh răng chịu tải nặng ($22/88$) và tính bền ly hợp ma sát trên trục vào.
- Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển hộp tốc độ: chọn kết cấu tay gạt và cam điều khiển, tính toán hành trình dịch chuyển của các khối bánh răng di trượt và xây dựng bản vẽ khai triển rãnh cam.
Phạm vi nghiên cứu tập trung vào dòng máy tiện ren vít vạn năng hạng trung, gia công được các loại ren tiêu chuẩn (ren hệ mét, ren hệ Anh, ren mô-đun, ren Pitch), tiện trơn mặt trụ ngoài, mặt trụ trong, tiện mặt đầu và hỗ trợ chạy dao nhanh.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án dựa trên nền tảng lý thuyết thiết kế máy công cụ cắt gọt kim loại, động học máy tiện và nguyên lý chi tiết máy. Các mô hình và công thức tính toán chính gồm:
- Chuỗi số vòng quay cấp số nhân: Xác định công bội $\varphi = 1,26$, dải tốc độ trục chính gồm $Z = 23$ cấp từ $n_{\min} = 14\text{ vòng/phút}$ đến $n_{\max} = 2250\text{ vòng/phút}$. Công thức xác định công bội:
$$\varphi = \sqrt[Z-1]{\frac{n_{\max}}{n_{\min}}}$$
- Điều kiện giới hạn tỷ số truyền: Trong thiết kế hộp tốc độ máy công cụ, tỷ số truyền của các cặp bánh răng phải thỏa mãn điều kiện chống kẹt và kích thước hợp lý:
$$\frac{1}{4} \le i \le 2 \quad \text{và} \quad \varphi^{X_{\max}} \le 8$$
- Số nhóm truyền tối thiểu: Được xác định thông qua quan hệ tỷ số giảm tốc giới hạn từ tốc độ động cơ đến trục chính:
$$x = \frac{\lg\left(\frac{n_{\text{đc}}}{n_{tc\min}}\right)}{\lg 4} = \frac{\lg\left(\frac{1440}{14}\right)}{\lg 4} \approx 3,29 \implies \text{chọn } x = 4 \text{ nhóm truyền}$$
- Phương pháp xác định số răng: Áp dụng phương pháp bội số chung nhỏ nhất cho từng nhóm truyền có cùng mô-đun: $\sum Z = K \cdot E$, với $E \ge E_{\min}$ nhằm thỏa mãn số răng nhỏ nhất không bị cắt chân răng ($Z_{\min} = 17$). Với các nhóm truyền không cùng mô-đun nhưng chung khoảng cách trục $A$, quan hệ số răng tuân theo:
$$A = \frac{m_1 \sum Z_1}{2} = \frac{m_2 \sum Z_2}{2}$$
- Đánh giá sai số tốc độ: Sai số vòng quay thực tế so với chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn được kiểm tra theo điều kiện:
$$\Delta n = \frac{n_{tc} - n_{tt}}{n_{tc}} \cdot 100% \le [\Delta n] = 10(\varphi - 1)% = 2,6%$$
- Phương pháp nghiên cứu: Phân tích - tổng hợp kỹ thuật, khảo sát đối chiếu mẫu máy tương tự (1K62, 1A62, T616), lập sơ đồ động học, giải tích động lực học cắt gọt và tính toán hình học cơ cấu cam điều khiển.
Thiết kế và triển khai hệ thống cơ khí
Hệ thống truyền động và điều khiển của máy tiện được thiết kế chi tiết thông qua các thông số kỹ thuật và kết cấu cụ thể:
Thông số kỹ thuật thiết kế tổng thể
- Hộp tốc độ: $Z = 23$ cấp tốc độ, công bội $\varphi = 1,26$, $n_{\min} = 14\text{ vòng/phút}$, $n_{\max} = 2250\text{ vòng/phút}$.
- Động cơ dẫn động chính: Công suất $N = 10\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n = 1440\text{ vòng/phút}$.
- Hộp chạy dao: Sử dụng cơ cấu Norton kết hợp cơ cấu gấp bội, hệ số khuếch đại ren cực đại $u_{kđ\max} = 32$.
- Tiện ren hệ mét: $t_p = 1,5 \div 16\text{ mm}$.
- Tiện ren hệ Anh: $n = 24 \div 2\text{ ren/inch}$.
- Tiện ren mô-đun: $m = 0,75 \div 8\text{ mm}$.
- Tiện ren Pitch: $D_p$.
- Chế độ tiện trơn: Lượng chạy dao dọc cực tiểu $S_{\text{dọc}\min} = 0,08\text{ mm/vòng}$, lượng chạy dao ngang cực tiểu $S_{\text{ngang}\min} = 0,04\text{ mm/vòng}$ ($S_{\text{dọc}} = 2 S_{\text{ngang}}$).
Cấu trúc động học và bố trí không gian hộp tốc độ
Để phân chia 23 cấp tốc độ (số nguyên tố), thiết kế sử dụng số cấp tốc độ ảo $Z_{\text{ảo}} = 24$, sau đó ghép trùng 1 cấp tốc độ để thu được $Z = 23$. Phương án không gian (PAKG) được lựa chọn là $2 \times 3 \times 2 \times 2$ kết hợp phân nhánh trực tiếp:
- Đường truyền gián tiếp (tốc độ thấp): Gồm 4 nhóm truyền qua các trục I $\to$ II $\to$ III $\to$ IV $\to$ V $\to$ VI (Trục chính), tạo ra 18 cấp tốc độ từ $n_1$ đến $n_{18}$ ($14 \div 710\text{ vòng/phút}$).
- Đường truyền trực tiếp (tốc độ cao): Đi thẳng từ trục III sang trục VI (Trục chính) qua cặp bánh răng tăng tốc $66/42$, tạo ra 6 cấp tốc độ từ $n_{19}$ đến $n_{24}$ ($710 \div 2250\text{ vòng/phút}$). Cấp tốc độ $n_{18} = 710\text{ vòng/phút}$ trùng nhau giữa hai đường truyền.
| Nhóm truyền |
Trục |
Tỷ số truyền ($i$) |
Bánh răng chủ động ($Z_i$) |
Bánh răng bị động ($Z'_i$) |
Mô-đun ($m$) |
| Nhóm 1 |
I - II |
$i_1 = 50/40 = 1,25$
$i_2 = 55/35 = 1,57$ |
$Z_1 = 50$
$Z_2 = 55$ |
$Z'_1 = 40$
$Z'_2 = 35$ |
$m = 2,5$ |
| Nhóm 2 |
II - III |
$i_3 = 23/57 = 0,40$
$i_4 = 31/49 = 0,63$
$i_5 = 40/40 = 1,00$ |
$Z_3 = 23$
$Z_4 = 31$
$Z_5 = 40$ |
$Z'_3 = 57$
$Z'_4 = 49$
$Z'_5 = 40$ |
$m = 2,5$ |
| Nhóm 3 |
III - IV |
$i_6 = 22/88 = 0,25$
$i_7 = 55/55 = 1,00$ |
$Z_6 = 22$
$Z_7 = 55$ |
$Z'_6 = 88$
$Z'_7 = 55$ |
$m = 3$ |
| Nhóm 4 |
IV - V |
$i_8 = 22/88 = 0,25$
$i_9 = 55/55 = 1,00$ |
$Z_8 = 22$
$Z_9 = 55$ |
$Z'_8 = 88$
$Z'_9 = 55$ |
$m = 3$ |
| Nhóm 5 (Gián tiếp) |
V - VI |
$i_{10} = 27/54 = 0,50$ |
$Z_{10} = 27$ |
$Z'_{10} = 54$ |
$m_1 = 4$ |
| Nhóm trực tiếp |
III - VI |
$i_{11} = 66/42 = 1,57$ |
$Z_{11} = 66$ |
$Z'_{11} = 42$ |
$m_2 = 3$ |
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1. Khảo sát máy tương tự
Chương này khảo sát các dòng máy tiện cùng cỡ hiện có gồm 1K62, 1A62, T616 nhằm đối chiếu các chỉ tiêu kỹ thuật chính với máy cần thiết kế:
| Chỉ tiêu so sánh |
Máy 1K62 |
Máy 1A62 |
Máy T616 |
Máy cần thiết kế |
| Công suất động cơ ($kW$) |
10 |
7 |
4,5 |
10 |
| Chiều cao tâm máy ($mm$) |
200 |
200 |
160 |
200 |
| Khoảng cách lớn nhất 2 mũi tâm ($mm$) |
1400 |
1500 |
750 |
1400 |
| Số cấp tốc độ trục chính |
23 |
21 |
12 |
23 |
| Vòng quay nhỏ nhất $n_{\min}$ ($vg/ph$) |
12,5 |
11,5 |
44 |
14 |
| Vòng quay lớn nhất $n_{\max}$ ($vg/ph$) |
2000 |
1200 |
1980 |
2250 |
| Lượng chạy dao dọc $S_d$ ($mm/vg$) |
$0,07 \div 4,16$ |
$0,082 \div 1,59$ |
$0,06 \div 1,07$ |
$0,08 \div 4,16$ |
| Lượng chạy dao ngang $S_n$ ($mm/vg$) |
$0,027 \div 2,08$ |
$0,04 \div 0,52$ |
$0,04 \div 0,78$ |
$0,04 \div 2,08$ |
| Tiện ren hệ mét ($mm$) |
$1 \div 192$ |
$0,5 \div 24$ |
$0,5 \div 24$ |
$1,5 \div 16$ |
| Tiện ren hệ Anh ($ren/inch$) |
$24 \div 2$ |
$56 \div 1$ |
$56 \div 1$ |
$24 \div 2$ |
| Tiện ren mô-đun ($mm$) |
$0,5 \div 48$ |
$0,25 \div 2$ |
$0,25 \div 2$ |
$0,75 \div 8$ |
| Tiện ren Pitch |
$96 \div 1$ |
$2$ |
$2$ |
Có thiết kế |
Tác giả đi sâu phân tích máy 1K62 làm máy cơ sở, chỉ ra cấu trúc xích truyền động chính (18 cấp tốc độ thấp, 6 cấp tốc độ cao, trùng 1 cấp tại $630\text{ vg/ph}$). Phân tích các cơ cấu đặc biệt gồm:
- Cơ cấu Norton 7 tầng: Gồm tháp bánh răng $Z = 26, 28, 32, 36, 40, 44, 48$ ăn khớp với bánh răng di động, giúp tạo nhiều tỷ số truyền mà không đổi khoảng cách trục.
- Cơ cấu đai ốc bổ đôi: Điều khiển bằng đĩa định hình có 2 rãnh chốt, giúp đóng/tách hộp xe dao với trục vít me nhanh chóng và chính xác khi cắt ren.
- Ly hợp siêu việt: Bố trí trên trục trơn truyền chuyển động chạy dao nhanh từ động cơ phụ ($N = 1\text{ kW}$), tự động ngắt xích chạy dao chính mà không gây xung đột cơ học.
- Ly hợp ma sát đĩa 2 chiều: Bố trí trên trục I (tốc độ $n_0 \approx 800\text{ vg/ph}$, mô-men xoắn nhỏ), điều khiển đảo chiều quay trục chính êm dịu, không va đập và bảo vệ quá tải.
Chương 2. Tính toán động học toàn máy
Chương 2 trình bày toàn bộ quá trình thiết kế động học:
- Xác định chuỗi tốc độ trục chính: Với $Z = 23, \varphi = 1,26, n_{\min} = 14\text{ vg/ph}$, chuỗi vòng quay tiêu chuẩn được xác định từ $n_1 = 14$ đến $n_{23} = 2250\text{ vg/ph}$.
- So sánh và lựa chọn phương án không gian: Đánh giá 4 phương án ($3 \times 2 \times 2 \times 2$, $2 \times 3 \times 2 \times 2$, $2 \times 2 \times 3 \times 2$, $2 \times 2 \times 2 \times 3$). Phương án $2 \times 3 \times 2 \times 2$ được chọn vì có số bánh răng chịu mô-men xoắn cực đại ít nhất ở trục cuối và kích thước trục I chứa ly hợp ma sát đạt tính tối ưu (chiều dài hộp $L = 19b + 18f$).
- Phương án thứ tự và xử lý lượng mở: Phương án thứ tự I II III IV có lượng mở mở rộng dần $[1] [2] [6] [12]$. Do lượng mở $[12]$ vượt quá giới hạn cho phép ($\varphi^{12} > 8$), tác giả thu hẹp lượng mở nhóm cuối xuống $[6]$ và bổ sung đường truyền trực tiếp $2 \times 3 \times 1$ có lượng mở $[1] [2] [0]$.
- Tính toán số răng các bánh răng: Thiết lập phương trình cân bằng mô-đun và số răng cho 11 cặp bánh răng trong hộp tốc độ, đảm bảo điều kiện khoảng cách trục đồng trục giữa trục III-VI và V-VI ($A = \frac{4 \times 81}{2} = \frac{3 \times 108}{2} = 162\text{ mm}$).
- Kiểm nghiệm sai số vòng quay: Lập bảng so sánh giữa tốc độ tính toán ($n_{tt}$) và tốc độ tiêu chuẩn ($n_{tc}$), tất cả các cấp đều có $|\Delta n| \le 2,6%$, thỏa mãn tiêu chuẩn máy công cụ.
- Thiết kế hộp chạy dao: Bố trí cơ cấu Norton cho xích cắt ren hệ mét, hệ Anh, mô-đun, Pitch và tiện trơn, thiết lập bảng xếp ren đảm bảo số bánh răng cơ sở ít nhất để tăng độ cứng vững gối tựa.
Chương 3. Thiết kế động lực học máy
- Xác định chế độ cắt giới hạn: Phân tích 3 trạng thái làm việc: chế độ cắt gọt cực đại (lực cắt lớn nhất khi gia công thô ở tốc độ thấp), chế độ cắt gọt tính toán (xác định mô-men xoắn và công suất danh định), và chế độ cắt gọt thử máy.
- Tính toán công suất động cơ: Xác định công suất truyền dẫn chính $N_{\text{đc}} = 10\text{ kW}$ và công suất bộ phận chạy dao (chiếm khoảng $5 \div 10%$ công suất chính).
- Tính sơ bộ đường kính trục: Xác định sơ bộ đường kính trục I, II, III, IV, V, VI dựa trên mô-đun xoắn và ứng suất xoắn cho phép.
- Kiểm nghiệm bền chi tiết máy: Thực hiện tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn cho cặp bánh răng chịu tải nặng nhất $Z_6/Z'_6 = 22/88$ nằm giữa trục III và trục IV; tính toán kiểm nghiệm áp suất, nhiệt ma sát và lực ép cho bộ ly hợp ma sát đĩa đặt trên trục I.
Chương 4. Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển hộp tốc độ
- Lựa chọn kết cấu điều khiển: Sử dụng cơ cấu tay gạt kết hợp trục cam rãnh (cam thùng) để điều khiển các khối bánh răng di trượt chuyển đổi tốc độ.
- Tính toán hành trình di trượt bánh răng: Xác định hành trình gạt dựa trên bề rộng bánh răng $b$ và khe hở an toàn $f$.
- Thiết kế biên dạng rãnh cam:
- Khối bánh răng 2 bậc A (trục I - II): Tính toán góc quay và độ nâng rãnh cam điều khiển 2 vị trí ăn khớp.
- Khối bánh răng 3 bậc B (trục II - III): Tính toán rãnh cam điều khiển 3 vị trí ăn khớp.
- Hai khối bánh răng 2 bậc C và D (trục III - IV và IV - V): Tính toán cơ cấu cam liên động điều khiển phối hợp tỷ số truyền $1$ và $1/4$.
- Khối bánh răng 2 bậc E (đóng ngắt đường truyền trực tiếp/gián tiếp).
- Xây dựng bản vẽ kỹ thuật: Lập bản vẽ khai triển rãnh cam và bản vẽ cắt hệ thống cơ cấu gạt trong hộp tốc độ.
Kết quả và đóng góp
- Hoàn thiện thiết kế động học hộp tốc độ:
- Xây dựng thành công hộp tốc độ $Z = 23$ cấp, công bội $\varphi = 1,26$, phạm vi tốc độ $14 \div 2250\text{ vòng/phút}$.
- Khắc phục triệt để hiện tượng mở rộng tỷ số truyền vượt giới hạn ($\varphi^{X_{\max}} > 8$) bằng cách kết hợp đường truyền phân nhánh trực tiếp (6 tốc độ cao) và gián tiếp qua cơ cấu thu gọn (18 tốc độ thấp), ghép trùng tại cấp $n_{18} = 710\text{ vòng/phút}$.
- Toàn bộ sai số vòng quay của 23 cấp tốc độ đều nằm trong phạm vi cho phép $[\Delta n] \le \pm 2,6%$.
- Tối ưu hóa thông số bánh răng và kích thước kết cấu:
- Xác định chính xác số răng cho 11 cặp bánh răng trong hộp tốc độ với các mô-đun tiêu chuẩn ($m = 2,5; 3; 4$).
- Đồng bộ hóa khoảng cách trục giữa đường truyền trực tiếp (trục III $\to$ VI) và gián tiếp (trục V $\to$ VI) tại giá trị khoảng cách trục $A = 162\text{ mm}$.
- Tận dụng bánh răng $Z_1 = 50$ làm vỏ ly hợp ma sát, giúp giảm kích thước tổng thể của hộp tốc độ (chiều dài hộp đạt mức tối ưu $L = 19b + 18f$).
- Thiết kế hệ thống chạy dao và điều khiển:
- Thiết lập bảng xếp ren tối ưu cho cơ cấu Norton 7 cấp kết hợp xích khuếch đại ($u_{kđ\max} = 32$), cắt được đầy đủ 4 loại ren phổ dụng và chế độ tiện trơn đạt yêu cầu kỹ thuật.
- Hoàn thành tính toán biên dạng rãnh cam và cơ cấu gạt điều khiển độc lập/liên động cho các khối bánh răng di trượt A, B, C, D, E.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế:
- Thiết kế hộp chạy dao sử dụng cơ cấu bánh răng Norton có độ cứng vững trung bình do phụ thuộc vào cánh tay đòn bánh răng trung gian và hạn chế trong việc sử dụng bánh răng nghiêng.
- Các đĩa ly hợp ma sát trên trục I chịu mài mòn liên tục trong quá trình làm việc đảo chiều, đòi hỏi phải định kỳ điều chỉnh khe hở qua cơ cấu đai ốc ren.
- Thuyết minh đồ án tập trung chuyên sâu vào tính toán bền đại diện cho cặp bánh răng chịu tải lớn nhất ($22/88$) và ly hợp ma sát, chưa thực hiện kiểm nghiệm bền cho toàn bộ tất cả các trục và ổ lăn trong hộp.
- Hướng phát triển:
- Nghiên cứu ứng dụng cơ cấu bánh răng di trượt toàn phần hoặc cụm biến tốc vô cấp cho hộp chạy dao để nâng cao độ cứng vững gia công.
- Ứng dụng biến tần điều khiển động cơ chính nhằm giảm bớt số cấp bánh răng cơ khí, tiến tới bán tự động hóa hoặc tích hợp hệ thống điều khiển số CNC.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo thiết thực cho:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy: Tham khảo quy trình tính toán động học máy công cụ, phương pháp lập lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, cách phân nhánh đường truyền tốc độ cao/thấp và thuật toán tính số răng bánh răng.
- Kỹ sư thiết kế máy: Tham khảo tài liệu tính toán biên dạng cam gạt bánh răng di trượt, giải pháp tích hợp ly hợp ma sát đĩa hai chiều trên trục sơ cấp và cấu trúc truyền động hộp chạy dao máy tiện vạn năng.
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao đồ án chọn phương án không gian $2 \times 3 \times 2 \times 2$ thay vì phương án $3 \times 2 \times 2 \times 2$?
Về mặt lý thuyết, phương án $3 \times 2 \times 2 \times 2$ bố trí nhóm truyền có nhiều tỷ số truyền nhất ở trục đầu tiên sẽ giúp giảm kích thước hộp tốc độ. Tuy nhiên, trên trục đầu vào (trục I) bắt buộc phải bố trí ly hợp ma sát hai chiều để phục vụ việc đảo chiều quay và mở/ngắt máy. Nếu đặt nhóm 3 bánh răng trên trục I cùng ly hợp ma sát, kết cấu trục I sẽ trở nên cồng kềnh. Do đó, phương án $2 \times 3 \times 2 \times 2$ là phương án tối ưu, dung hòa giữa kích thước ly hợp ma sát ($D \approx 100\text{ mm}$, $n_0 \approx 900\text{ vg/ph}$) và kết cấu chung của hộp.
2. Giải pháp xử lý lượng mở nhóm cuối vượt quá giới hạn $\varphi^{X_{\max}} \le 8$ được thực hiện như thế nào?
Nếu thiết kế theo phương án thứ tự chuẩn I II III IV trên một đường truyền duy nhất, lượng mở nhóm cuối sẽ là $[X] = 12$ ($\varphi^{12} = 1,26^{12} \approx 16 > 8$). Để giải quyết, tác giả đã thu hẹp lượng mở đường truyền gián tiếp xuống $[X] = 6$ (tạo 18 cấp tốc độ thấp), đồng thời bổ sung đường truyền trực tiếp từ trục III sang trục VI với lượng mở $[0]$ (tạo 6 cấp tốc độ cao), cho ghép trùng tốc độ $n_{18} = 710\text{ vg/ph}$ để đảm bảo tổng cộng đúng 23 cấp tốc độ làm việc.
3. Vì sao trục III và trục V được bố trí đồng trục trong kết cấu hộp tốc độ?
Việc bố trí trục III và trục V đồng trục cho phép khoảng cách trục từ trục III đến trục VI (đường truyền trực tiếp) và từ trục V đến trục VI (đường truyền gián tiếp) bằng nhau ($A = 162\text{ mm}$). Điều này giúp đơn giản hóa kết cấu thân hộp tốc độ, tận dụng được không gian lắp đặt và chuẩn hóa việc chọn cặp mô-đun bánh răng ($m_1 = 4, m_2 = 3$).
4. Vai trò của ly hợp siêu việt trong xích truyền động chạy dao là gì?
Ly hợp siêu việt được lắp trên trục trơn. Khi chạy dao công tác bình thường, chuyển động được truyền từ hộp chạy dao qua ly hợp siêu việt đến trục trơn. Khi bật động cơ phụ ($N = 1\text{ kW}$) để chạy dao nhanh, lõi ly hợp quay nhanh hơn vỏ ngoài, cơ cấu con lăn tự động tách khớp truyền động từ xích chính mà không cần ngắt cơ cấu chạy dao cơ khí, tránh xung đột vận tốc giữa hai nguồn dẫn động.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng" của sinh viên Hoàng Anh Tuấn đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí cho một máy công cụ cắt gọt kim loại hạng trung. Bằng việc phân tích sâu sắc mẫu máy 1K62, tác giả đã xây dựng thành công phương án động học hộp tốc độ 23 cấp và hộp chạy dao Norton đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn về phạm vi cắt gọt và tiện ren. Toàn bộ các kết quả tính toán số răng, kiểm nghiệm sai số vòng quay, tính bền chi tiết chịu tải và thiết kế cam điều khiển đều có độ chính xác cao và tuân thủ chặt chẽ các chỉ tiêu kỹ thuật chuyên ngành.
