Tối ưu hóa kết cấu thân máy phay CNC ba trục AXZ sử dụng phần mềm ANSYS

t có giá trị tương đương là 8.3x10-2 MPA. 
- Lực dọc bàn máy C, D là phản lực do dẫn 
hướng tác dụng lên thân máy và được xác định dựa 
trên chế độ cắt lớn nhất có giá trị tương đương là 
200N. 
- Lực vuông góc với bàn máy, dọc cột E, F là 
phản lực tác dụng lên bàn máy được xác định dựa vào 
lực cắt và trọng lượng của cụm trục Z, hệ thống đỡ và 
thanh dẫn hướng có giá trị tương đương là 200N. 
- Momen G, H là phản lực mô men do trọng 
lực cụm trục Z và lực cắt tác dụng lên thân máy và có 
giá trị tương đương là 10 Nm. 
Tất cả các tải trọng đã bao gồm hệ số an toàn. 
Với lý do là lực cắt nhỏ nên các vấn đề tải động 
không được phân tích sâu, tác giả chỉ sử dụng hệ số 
an toàn để ước lượng yếu tố này. Ngoài yếu tố ứng 
suất, điều kiện cho chuyển vị lớn nhất cho phép của 
kết cấu là 0,02 mm. 
Hình 1. Hình dáng kết cấu thân máy sơ bộ 
2.2. Tối ưu hóa hình dáng, kích thước 
Trên cơ sở hình dáng kết cấu thân máy, các 
thông số tải trọng tác dụng lên thân máy, phần mềm 
ANSYS được sử dụng để phân tích ứng suất và 
chuyển vị. 
Bước 1 sẽ tiến hành tối ưu hóa về mặt kích thước 
của mô hình. Mô hình được đã được thiết kế sơ bộ 
(Hình 1) với các thông số kích thước sơ bộ như sau: 
- Kích thước bàn đỡ: 1200x100x500, bàn này 
để đỡ chi tiết và ụ động. 
- Kích thước 2 cột: 100x100x600, để cố định 
các đường hướng. 
- Kích thước 4 chân: 50x100x100, để đỡ toàn 
bộ khung thân máy. 
Sau khi mô hình được đặt các điều kiện tải trọng 
như trên, phân tích chuyên vị và ứng suất được thực 
hiện để kiểm tra khả năng chịu tải của kết cấu sơ bộ. 
Sau đó các phần vật liệu chịu ứng suất thấp được lược 
bỏ nhằm tiết kiệm vật liệu, đơn giản hóa kết cấu, đạt 
hình dạng tối ưu. Kết cấu mới được thiết kế lại bằng 
phần mềm CAD và được kiểm tra lại bằng phân tích 
ứng suất, chuyển vị. 
Để đảm bảo tính công nghệ tối ưu, tác giả tiến 
hành tối ưu hóa kích thước. Bắt đầu bằng việc lựa 
chọn hình dáng phôi tiêu chuẩn cho thân máy, sau đó 
sử dụng module tối ưu hóa ANSYS MECHANICAL 
APDL để tìm ra kích thước phôi tối ưu. Từ danh sách 
kích thước phôi có sẵn trên thị trường, tác giả chọn 
kích thước phù cho nghiên cứu này. 
Hình 2. Sơ đồ tải trọng tác dụng lên kết cấu thân máy 
3. Kết quả và thảo luận 
Sau khi sử dụng phần mềm ANSYS để phân tích 
chuyển vị của thân máy với tải trọng được đề cập ở 
trên, kết quả cho thấy hai cột thân máy có sự chuyển 
vị lớn nhất (Hình 3). 
Hình 3. Phân tích chuyển vị của kết cấu thân máy 
Chuyển vị lớn nhất là 0,0073 mm, nhỏ hơn giới 
hạn chuyển vị cho phép là 0,02 mm. Kết quả phân 
tích ứng suất cũng cho thấy các giá trị này đều nằm 
trong giới hạn cho phép, khu vực có ứng suất thấp 
nằm ở phần bàn máy (Hình 4). Ứng suất lớn tập trung 
tại chân hai cột thân máy. Kết quả này là phù hợp vì 
tại những vị trí góc, kết cấu chịu mô men uốn lớn 
nhất. Sự phân bố ứng suất không đều này dẫn đến 
một số vị trí thừa bền, gây tốn vật liệu, chi phí gia 
công và tăng khối lượng máy. 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 132 (2019) 061-065 
63 
Hình 4. Phân tích ứng suất của kết cấu thân máy 
Sau khi đặt điều kiện để loại bỏ những vị trí có 
ứng suất thấp. Tác giả chọn là 70%, con số này có thể 
phải chọn lại nếu kết quả của các bước sau không 
thỏa mãn. Kết quả được thể hiện trên Hình 5. Kết quả 
này là hợp lý, khi hai cột chịu tải uốn thì kết cấu hộp 
có tính chống uốn tốt nên phần vật liệu giữa cột là 
không cần thiết. Phần ở góc sẽ chịu mô men lớn hơn 
do đó cần nhiều vật liệu hơn. Kết cấu chữ U phía 
dưới bàn máy có tác dụng để gia cứng cho bàn máy, 
hạn chế độ võng. 
Hình 5. Hình ảnh khung máy sau khi đã lược bỏ 
những phần tử chịu ứng suất thấp 
Sau khi lược bỏ những vị trí có ứng suất thấp, 
kết cấu thân máy được thiết kế lại dựa theo kết quả 
tối ưu vật liệu thừa. Hình dáng kết cấu được thể hiện 
trên Hình 6. 
Hình 6. Mô hình thân máy được xây dựng lại trên cơ 
kết quả tối ưu vật liệu 
Phân tích chuyển vị và ứng suất của kết cấu mới 
được thực hiện lại và cho kết quả như trên Hình 7 và 
Hình 8. Chuyển vị lớn nhất là 0,0106 mm, tuy có lớn 
hơn so với mô hình cơ sở nhưng giá trị này vẫn nằm 
trong giới hạn chuyển vị cho phép của khung là 0,02 
mm. Như vậy, kết cấu khung tối ưu thu được thỏa 
mãn về độ cứng. 
Hình 7. Phân tích chuyển vị với mô hình khung máy 
đã được tối ưu 
Hình 8. Phân tích ứng suất với mô hình khung máy 
đã được tối ưu 
Hình 9, Hình 10 thể hiện sự phân bố ứng suất của 
các phần tử. Các phần tử trong kết cấu sơ bộ ban đầu 
có sự phân bố ứng xuất kém đồng đều hơn so với 
thiết kết cấu đã lược bớt vật liệu thừa. Kết cấu sau tối 
ưu có sự phân bố ứng suất đều hơn, thể hiện sự tối ưu 
trong sử dụng vật liệu trong kết cấu, những phần có 
ứng suất nhỏ đã giảm đi rất nhiều so với trước khi tối 
ưu. Điều này thể hiện rằng kết cấu ban đầu có độ tối 
ưu thấp, gây lãng phí vật liệu. 
Hình 9. Biểu đồ Histogram cho ứng suất trước tối ưu 
của khung 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 132 (2019) 061-065 
64 
Hình 10. Biểu đồ Histogram cho ứng suất sau tối ưu 
của khung 
Tuy nhiên, đối với một bài toán thiết kế thì yếu 
tố công nghệ là hết sức quan trọng, nó ảnh hưởng rất 
lớn đến giá thành chế tạo, đặc biệt là đối với các sản 
phẩm đơn chiếc. Trên cơ sở kết cấu được tối ưu, đặc 
trưng hình học của các thanh thép tiêu chuẩn và sơ đồ 
bố trí máy, kết cấu máy được thiết kế lại như Hình 
11. Trong kết cấu này, tất cả các dầm được sử dụng 
đều là các các loại thép tiêu chuẩn sẵn có trên thị 
trường. Kết cấu này tiếp tục được phân tích để chọn 
được loại thép thanh tối ưu nhất sử dụng cho mỗi dầm 
trong kết cấu của thân máy. 
Hình11. Kết cấu khung máy được thiết kế lại trên cơ 
sở kết quả tối ưu có tính đến yếu tố công nghệ. 
Vấn đề tiếp theo cần thực hiện là lựa chọn kích 
thước phôi kết cấu tiêu chuẩn tối ưu. Module ANSYS 
MECHANICAL APDL được sử dụng để tối ưu kích 
thước phôi tiêu chuẩn. Trình tự các bước thực hiện 
trong ANSYS MECHANICAL APDL là: (1) khai 
báo ban đầu; (2) xây dựng mô hình; (3) sinh lưới; (4) 
đặt điều kiện biên; (5) tính toán chuyển vị ứng suất; 
(6) lưu kết quả; (7) lựa chọn và ràng buộc các biến; 
(8) dựa vào kết quả tính toán và ràng buộc các biến 
để tối ưu; (9) đưa ra kết quả. 
Các kích thước phôi được đặt biến như trên Hình 
12. Các biến này có giới hạn trên và giới hạn dưới, 
cùng giá trị bước nhảy (step) để tạo các giá trị rời rạc. 
Với hàm mục tiêu là ứng suất trên thân máy 
không vượt quá giới hạn cho phép, kết quả cuối cùng 
thu được là kích thước tối ưu của phôi. Hình 13 thể 
hiện một giai đoạn trong quá trình sử dụng ANSYS 
MECHANICAL APDL để tính toán kích thước phôi 
tối ưu với phần tử là tứ diện có cạnh từ 2,5 đến 10 
mm. 
Hình 12. Các biến kích thước phôi và giá trị ban đầu 
Ví dụ, với trường hợp thép hộp vuông thì giá trị 
tối ưu của các biến là: Day1  0.9mm, Rong1  
24mm, Dai1  28mm. Dựa vào kích thước phôi tiêu 
chuẩn tác giả chọn: Day1 = 1.8mm, Rong1 = 30mm, 
Dai1 = 30mm. 
Hình 13. Quá trình thực hiện trên ANSYS 
MECHANICAL APDL 
Hình 14. Khung máy được chế tạo (một số thanh 
thép được bổ sung để gá lắp vỏ máy) 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 132 (2019) 061-065 
65 
Hình 15. Máy hoàn thiện được đưa vào thử nghiệm 
4. Kết luận 
Bằng cách áp dụng các module của ANSYS để 
giải quyết bài toán tối ưu hóa kết cấu bằng cách lần 
lượt thực hiện tối ưu hóa hình dạng và tối ưu hóa kích 
thước, nghiên cứu này đã giải quyết được bài toán tối 
ưu hóa kết cấu cho kết cấu thân máy phay CNC ba 
trục AXZ. Phương pháp kết hợp tối ưu hóa hình dạng 
với tối ưu hóa kích thước được sử dụng trong nghiên 
cứu này cho kết quả có tính ứng dụng thực tiễn cao. 
Phương pháp này có thể được áp dụng để giải quyết 
những bài toán tối ưu hóa kết cấu phức tạp hơn. Tuy 
nhiên với những trường hợp thân máy làm việc trong 
điều kiện khắc nghiệt như chịu tải trọng động và va 
đập thì cần phải phân tích kỹ ảnh những tác động đó 
đến khả năng chịu mỏi của thân máy. 
Kết quả phân tích của nghiên cứu ngày đã được 
sử dụng để chế tạo một máy CNC 3 trục như thể hiện 
trên Hình 14, 15. Kết quả thử nghiệm cho thấy thân 
máy đáp ứng được yêu cầu làm việc, thân máy êm, ít 
rung động và sản phẩm do máy tạo ra đạt yêu cầu về 
kỹ thuật như độ bóng, độ sắc nét của các góc cạnh. 
Do hạn chế về quy mô đề tài nên tác giả đã 
không có điều kiện để thực hiện các phương pháp 
kiểm nghiệm khả năng làm việc của thân máy một 
cách thấu đáo hơn, chẳng hạn như sử dụng thiết bị đo 
độ rung, đo biến dạng thân máy trong điều kiện làm 
việc. 
Lời cảm ơn 
Nghiên cứu này được tài trợ bởi Trường Đại Học 
Bách Khoa Hà Nội trong đề tài mã số T2016-PC-069. 
Tài liệu tham khảo 
[1] Y. M. Zhang et al., Finite Element Analysis and 
Optimization on the Numerical Control Lathe Bed, 
Applied Mechanics and Materials, Vol. 778, pp. 28-
32, 2015 
[2] B. Malleswara Swam1, K.Sunil Ratna Kumar, Design 
and Structural Analysis of CNC Vertical Milling 
Machine Bed, International Journal of Advanced 
Engineering Technology, Vol. III(IV), 2008, 97-100 
[3] Sruthi Srinivasan and Mr.B. Subramanyam, Design 
and Structural Analysis of CNC Milling 
Machine Bed with Composite Material, Imperial 
Journal of Interdisciplinary Research (IJIR), Vol-2, 
pp 147-151, 2016; 
[4] Supriya A. Bhise, Pravin P. Kole, Munaf I. Attar, 
Sujit S. Malgave, Analysis of CNC Machine, 
International Journal of Advanced Technology in 
Engineering and Science, Vol-4, No-9, pp562-569, 
2016. 
[5] Parag R. Bhingardeve, Rajani T. More, Sujit S. 
Malgave, Static Structural Analysis of 3 Axis CNC 
Machine Table Using Finite Element Analysis, 
International Journal of Advanced Technology in 
Engineering and Science, Vol-4, No-10, pp50-56, 
2016. 
[6] Ahmed A. D. Sarhan, S. R. Besharaty, Javad 
Akbaria, M. Hamdi, Improvement on a CNC Gantry 
Machine Structure Design for Higher Machining 
Speed Capability, International Journal of Mechanical 
and Mechatronics Engineering Vol-9, No-4, pp577-
581, 2015