Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong quá trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa, ngành cơ khí chế tạo máy giữ vai trò nền tảng trong việc sản xuất thiết bị và máy công cụ phục vụ các ngành kinh tế. Đồ án môn học Máy công cụ là học phần bắt buộc nhằm giúp sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí củng cố kiến thức lý thuyết, phân tích và làm chủ nguyên lý hoạt động của các kết cấu, chi tiết máy công cụ (máy tiện, máy phay, máy khoan...). Đề tài của tác giả Nguyễn Vĩnh Quân (MSSV: 101190113), dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Phạm Thế Nhân, tập trung vào nhiệm vụ: "Nghiên cứu và thiết kế máy khoan đứng".

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được xác định cụ thể trong văn bản bao gồm:

  1. Tìm hiểu tổng quan về máy khoan đứng, phân tích khả năng công nghệ, các dạng chuyển động tạo hình và thiết lập sơ đồ nguyên lý động học tối ưu cho máy.
  2. Thiết kế động học toàn máy: tính toán các thông số kỹ thuật cơ bản (chế độ cắt, dải tốc độ, lượng chạy dao), xác định lực cắt, mô-men xoắn, tính toán công suất và lựa chọn động cơ điện; thiết kế động học hộp tốc độ và hộp chạy dao (xây dựng phương án không gian, phương án thứ tự, vẽ lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, tính toán số răng bánh răng và kiểm tra sai số vòng quay).
  3. Thiết kế kết cấu máy: phân phối công suất và mô-men xoắn trên từng trục; tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền bánh răng; tính toán thiết kế trục và kiểm nghiệm độ bền mỏi; tính chọn ổ lăn đỡ chặn; tính toán ly hợp đĩa ma sát nhiều đĩa; thiết kế bộ truyền trục vít - bánh vít và mô phỏng 3D ly hợp ma sát trên phần mềm Solidworks.

Đối tượng nghiên cứu là kết cấu cơ khí và hệ thống truyền động của máy khoan đứng. Phạm vi tính toán công nghệ giới hạn cho nguyên công gia công lỗ với đường kính khoan lớn nhất theo lý thuyết là $\Phi_{\max} = 35\text{ mm}$ (dải đường kính tính toán chế độ cắt từ $D_{\min} = 5\text{ mm}$ đến $D_{\max} = 25\text{ mm}$), gia công phôi thép có giới hạn bền $\sigma_B = 750\text{ MPa}$. Thời gian và địa điểm hoàn thành đồ án: ngày 15 tháng 12 năm 2022 tại Đà Nẵng.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khóa luận thuộc loại hình đồ án thiết kế kỹ thuật cơ khí truyền thống, sử dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc về nguyên lý máy công cụ, tính toán thiết kế chi tiết máy và công nghệ chế tạo máy:

  • Khung lý thuyết động học máy công cụ: Cơ sở lý thuyết về cấp vận tốc theo chuỗi số nhân với công bội tiêu chuẩn $\phi$ (chuỗi số Renard); lý thuyết xích truyền động chính và xích chạy dao; phương pháp giải tích mạng lưới kết cấu (phương án không gian PAKG, phương án thứ tự PATT, lượng mở nhóm truyền $x_i$ và giới hạn tỷ số truyền $1/4 \le i_v \le 2$ đối với hộp tốc độ, $1/5 \le i_s \le 2,8$ đối với hộp chạy dao).
  • Cơ sở tính toán động lực học và độ bền chi tiết máy: Phương pháp giải tích xác định lực cắt ($P_s$) và mô-men cắt ($M$) theo sổ tay chế độ cắt; lý thuyết tính toán độ bền tiếp xúc ($\sigma_{tx}$) và độ bền uốn ($\sigma_u$) của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng theo tiêu chuẩn ứng suất cho phép; phương pháp xác định đường kính trục sơ bộ, vẽ biểu đồ mô-men nội lực không gian ($M_{ux}, M_{uy}, M_x$) và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi kết hợp ($n_\sigma, n_\tau$); phương pháp tính chọn khả năng tải động của ổ lăn ($C_{bảng}$); lý thuyết ma sát và cân bằng lực ép trên ly hợp ma sát nhiều đĩa.
  • Phương pháp nghiên cứu: Phương pháp tính toán giải tích kết hợp tra cứu bảng tiêu chuẩn cơ khí kỹ thuật; phương pháp phân tích - so sánh lựa chọn phương án thiết kế tối ưu; phương pháp mô hình hóa hình học 3D bằng phần mềm Solidworks.
  • Nguồn dữ liệu và tài liệu quy chuẩn: Các bảng tra cứu kỹ thuật từ giáo trình và sổ tay thiết kế máy công cụ, sổ tay công nghệ chế tạo máy, sổ tay thiết kế chi tiết máy (vật liệu Thép 45 tôi cải thiện, Thép 45 thường hóa, bảng thông số ổ lăn tiêu chuẩn, bảng ứng suất giới hạn mỏi).

Thiết kế kỹ thuật và hệ thống truyền động

Hệ thống máy khoan đứng được thiết kế gồm hai hệ truyền động chính: xích truyền động tốc độ trục chính và xích truyền động chạy dao.

Động cơ điện (N = 4 kW, n = 1450 vg/ph)
                                       Trục V (Hộp chạy dao)
                                   [Hộp chạy dao 9 cấp then kéo: PAKG 3x3]
                                           Trục IX
                                   [Bộ truyền trục vít - bánh vít i = 1/40]
                                           Trục X
                                   [Bộ truyền bánh răng - thanh răng Z=14, m=3,5]
                                   Chuyển động chạy dao tịnh tiến (s = 0,17 ÷ 1,1 mm/vòng)

Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật thiết kế của hệ thống:

Hạng mục thiết kế Thông số kỹ thuật Giá trị xác lập
Động cơ điện Loại động cơ, Công suất, Vòng quay $N_{đc} = 4\text{ kW}$, $n_{đc} = 1450\text{ vg/ph}$
Chế độ công nghệ Dải đường kính, Giới hạn bền vật liệu $D = 5 \div 25\text{ mm}$, Thép $\sigma_B = 750\text{ MPa}$
Hộp tốc độ Công bội $\phi$, Số cấp vận tốc $z_v$ $\phi = 1,41$, $z_v = 9$ cấp
Dải vòng quay trục chính ($n_1 \div n_9$) $125, 180, 250, 355, 500, 710, 1000, 1410, 2000\text{ vg/ph}$
Cấu trúc truyền động (PAKG - PATT) PAKG: $3 \times 1 \times 3$, PATT: $\text{II - I - III}$
Hộp chạy dao Cơ cấu chấp hành, Công bội $\phi$, Số cấp $z_s$ Cơ cấu then kéo, $\phi = 1,26$, $z_s = 9$ cấp
Dải lượng chạy dao ($s_1 \div s_9$) $0,17; 0,22; 0,28; 0,35; 0,44; 0,55; 0,70; 0,88; 1,1\text{ mm/vòng}$
Cấu trúc truyền động (PAKG - PATT) PAKG: $3 \times 3$, PATT: $\text{I(1) - II(3)}$
Khâu biến đổi chuyển động Bộ truyền trục vít - bánh vít; Thanh răng $i_{tv} = 1/40$; Bánh răng $Z = 14, m = 3,5\text{ mm}$
Ly hợp bảo vệ Cơ cấu ly hợp đĩa ma sát Thép 45, $D = 110\text{ mm}, D_1 = 66\text{ mm}, Z_1 = 6, Z_2 = 7$

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tìm hiểu chung về máy khoan đứng

Tác giả trình bày tổng quan về đặc điểm kỹ thuật và khả năng công nghệ của máy khoan:

  • Khả năng công nghệ: Máy khoan đứng chuyên dùng gia công lỗ trụ, lỗ côn, khoét, doa, tarô ren. Độ chính xác gia công đạt cấp IT12 đến IT13; độ nhám bề mặt gia công đạt cấp $\Delta 2 \div \Delta 5$ ($R_a = 40 \div 5\text{ }\mu\text{m}$), thông dụng đạt $\Delta 3 \div \Delta 4$ ($R_a = 20 \div 10\text{ }\mu\text{m}$). Đường kính khoan đặc phổ biến đến $35\text{ mm}$; với lỗ lớn hơn cần thực hiện khoan mở rộng từ 2 đến 3 lần. Tác giả phân loại lỗ khoan theo tỷ số chiều sâu và đường kính ($L/D$): lỗ ngắn ($L/D < 0,5$), lỗ trung bình ($L/D = 0,5 \div 5$), lỗ dài ($L/D = 5 \div 10$) và lỗ sâu ($L/D > 10$).
  • Nguyên nhân sai số gia công khoan: Do kết cấu mũi khoan chưa hoàn thiện, sai số chế tạo, hiện tượng mòn côn ngược gây lay rộng lỗ, lực dọc trục không đều khi mài hai lưỡi cắt lệch. Tác giả nêu các giải pháp công nghệ khắc phục: khoan trên máy tiện, sử dụng bạc dẫn hướng, khoan mồi định tâm, dùng đầu khoan nhiều trục hoặc đầu rơ-vôn-ve, bôi trơn làm nguội đầy đủ.
  • Phân tích và lựa chọn sơ đồ nguyên lý động học: Tác giả so sánh 3 phương án dẫn động:
    • Phương án 1: Dùng 2 động cơ riêng rẽ cho chuyển động chính và chuyển động chạy dao. Đánh giá: tốn kém, khó bố trí không gian, không có liên hệ động học giữa tốc độ cắt và lượng chạy dao.
    • Phương án 2: Dùng 1 động cơ chung, xích chạy dao trích chuyển động từ trục chính của hộp tốc độ. Đánh giá: đảm bảo mối liên hệ chặt chẽ giữa tốc độ quay và lượng chạy dao, dễ điều chỉnh chế độ cắt khi thay đổi điều kiện gia công.
    • Phương án 3: Dùng 1 động cơ, phân nhánh truyền động độc lập ngay từ trục đầu vào. Đánh giá: không có mối liên hệ trực tiếp giữa $v$ và $s$.
    • Kết luận: Chọn Phương án 2 là phương án tối ưu.

Chương 2: Thiết kế động học máy

Nội dung chương tập trung tính toán toàn bộ thông số động học và hệ thống bánh răng:

  • Xác định thông số cơ bản: Đường kính tính toán $D_{\min} = 5\text{ mm}$, $D_{\max} = 25\text{ mm}$; chiều sâu cắt lớn nhất $t_{\max} = 2,5\text{ mm}$; lượng chạy dao $s_{\max} = 1,7\text{ mm/vg}$, $s_{\min} = 0,17\text{ mm/vg}$. Hệ số điều chỉnh tốc độ cắt $k_v = 0,56$ (tính từ $k_{MV} = 0,75, k_{uv} = 1,0, k_{lv} = 0,75$). Chu kỳ bền dao $T_{\max} = 50\text{ phút}, T_{\min} = 15\text{ phút}$.
  • Chuỗi cấp tốc độ và chạy dao: Xác định công bội hộp tốc độ $\phi = 1,41$, dải điều chỉnh $R_n = 20,6$, số cấp $z = 9$ với dải vòng quay tiêu chuẩn $125 \div 2000\text{ vg/ph}$. Hộp chạy dao chọn công bội $\phi = 1,26$, dải điều chỉnh $R_s = 10$, số cấp $z = 9$ với dải lượng chạy dao tiêu chuẩn $0,17 \div 1,1\text{ mm/vg}$.
  • Tính toán lực cắt, công suất và chọn động cơ: Lực cắt tính toán $P_s = 850 \cdot d^{1,0} \cdot s^{0,7} = 12563\text{ N}$; mô-men cắt $M = 350 \cdot d^{1,9} \cdot s^{0,8} = 81134\text{ N.mm}$; công suất cắt $N_c = 2,2\text{ kW}$. Với hiệu suất truyền dẫn $\mu = 0,7$, công suất chuyển động chính $N_{cđc} = 3,1\text{ kW}$; công suất chạy dao $N_{cd} = 0,04 \cdot N_{cđc} = 0,124\text{ kW}$. Tác giả chọn động cơ điện có công suất định mức $N_{đc} = 4\text{ kW}$, tốc độ quay $n_{đc} = 1450\text{ vg/ph}$.
  • Động học hộp tốc độ: Khảo sát 3 PAKG ($3 \times 3 \times 1, 3 \times 1 \times 3, 1 \times 3 \times 3$) cùng có 4 trục và 14 bánh răng; tác giả chọn PAKG $3 \times 1 \times 3$. Khảo sát 6 PATT, loại 2 phương án vượt lượng mở tối đa ($x_{\max} > 8$), lựa chọn PATT $\text{II - I - III}$. Tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài $i_đ = 0,73$ ($D_1 = 110\text{ mm}, D_2 = 80\text{ mm}$, hệ số trượt $\xi = 0,01$). Xác định số răng các cặp bánh răng: $Z_1 = 22, Z'_1 = 62; Z_2 = 28, Z'_2 = 56; Z_3 = 35, Z'_3 = 49; Z_4 = 40, Z'_4 = 56; Z_5 = 22, Z'_5 = 86; Z_6 = 45, Z'_6 = 63; Z_7 = 72, Z'_7 = 36$. Kiểm nghiệm sai số vòng quay: sai số lớn nhất đạt $+3,2%$, nhỏ hơn sai số cho phép $[\Delta n] = 10(\phi - 1)% = 4,1%$.
  • Động học hộp chạy dao: Sử dụng cơ cấu then kéo 2 trục nhỏ gọn. PAKG xác lập $3 \times 3$, PATT $\text{I(1) - II(3)}$. Hệ số tỷ số truyền qua trục vít - bánh vít $i_{tv} = 1/40$, bánh răng - thanh răng $Z = 14, m = 3,5\text{ mm}$. Cặp bánh răng dẫn từ trục chính vào hộp chạy dao là $Z_{27}$ và $Z_{69}$. Số răng các bánh răng trong hộp (sử dụng bánh răng chung $Z_6 = Z'_1 = 54$): $Z_1 = 27, Z'_1 = 54; Z_2 = 31, Z'_2 = 50; Z_3 = 36, Z'_3 = 45; Z_4 = 25, Z'_4 = 63; Z_5 = 39, Z'_5 = 49; Z_6 = 54, Z'_6 = 34$. Kiểm tra sai số vòng quay trục ra từ $-2,6%$ đến $+2,1%$, thỏa mãn sai số cho phép $[\Delta n] = 2,6%$.

Chương 3: Thiết kế kết cấu máy

Chương 3 thực hiện tính toán độ bền chi tiết máy và thiết kế kết cấu:

  • Phân phối động lực học trên các trục: Thiết lập hiệu suất bộ truyền đai $\eta_đ = 0,96$, bộ truyền bánh răng $\eta_{br} = 0,97$, cặp ổ lăn $\eta_ô = 0,99$. Tính toán công suất và mô-men xoắn trên từng trục từ Trục I đến Trục X (Trục I: $3,8\text{ kW}$; Trục IV: $3,36\text{ kW}$; Trục V: $0,13\text{ kW}$; Trục X: $0,08\text{ kW}, M_x = 2387500\text{ N.mm}$). Xác định đường kính sơ bộ các trục với hệ số $C = 120$.

Bảng tổng hợp thông số động lực học và kích thước trục hộp chạy dao:

Trục $n_{\min}\text{ (vg/ph)}$ $n_{\max}\text{ (vg/ph)}$ $n_t\text{ (vg/ph)}$ $N\text{ (kW)}$ $M_x\text{ (N.mm)}$ $D_{sb}\text{ (mm)}$ $D_{chọn}\text{ (mm)}$
IV 129 2034 257 3,36 124856 28,23 32
V 50,47 796 100,57 0,13 12345 13,1 25
VI 19,75 311,44 39,36 0,125 30329 17,64 25
VII 9,87 249,16 22,12 0,12 51808 21,09 30
VIII 3,92 395,72 12,42 0,115 88426 25,2 30
IX 3,92 395,72 12,42 0,114 87657 25,12 35
X 0,1 10 0,32 0,08 2387500 25 25
  • Thiết kế bộ truyền bánh răng: Tính toán cặp bánh răng $i = 27/54$. Bánh nhỏ làm bằng Thép 45 tôi cải thiện ($\sigma_{bk} = 750\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 450\text{ N/mm}^2, \text{HB } 210$), bánh lớn làm bằng Thép 45 thường hóa ($\sigma_{bk} = 580\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 290\text{ N/mm}^2, \text{HB } 180$). Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma]{tx1} = 468\text{ N/mm}^2$. Mô-đun pháp $m_n = 2\text{ mm}$, khoảng cách trục $A = 81\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 28\text{ mm}$ (bánh nhỏ) và $23\text{ mm}$ (bánh lớn), góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$. Kiểm nghiệm ứng suất uốn chân răng: $\sigma{u1} = 96,8\text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{u1}$.
  • Thiết kế trục VII: Vật liệu Thép 45 ($\sigma_{bk} = 600\text{ N/mm}^2$). Tính lực ăn khớp bánh răng $Z_{45}$ ($P_1 = 1151\text{ N}, P_{r1} = 419\text{ N}$) và $Z_{25}$ ($P_2 = 2072\text{ N}, P_{r2} = 754\text{ N}$). Xác định phản lực gối đỡ $R_A = 224\text{ N}, R_D = 1204\text{ N}$. Mô-men tương đương tại tiết diện nguy hiểm $M_{tđ} = 48430\text{ N.mm}$. Kiểm nghiệm an toàn mỏi đạt $n = 1,8$, nằm trong phạm vi an toàn cho phép $[n] = 1,5 \div 2,5$.
  • Tính chọn ổ lăn: Chọn ổ bi đỡ chặn ký hiệu 36205 cho trục VII ($d = 25\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}$, khả năng tải $C_{bảng} = 2000$).
  • Tính toán ly hợp ma sát nhiều đĩa: Vật liệu ma sát Thép 45, hệ số ma sát $f = 0,06$, áp suất cho phép $[p] = 0,6\text{ N/mm}^2$. Kích thước đĩa ma sát: đường kính trung bình $D_{tb} = 87,5\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 110\text{ mm}$, đường kính trong $D_1 = 66\text{ mm}$. Kết quả tính ra số đĩa ngoài $Z_1 = 6$, số đĩa trong $Z_2 = 7$ (tổng số bề mặt làm việc $Z = 13$).
  • Cơ cấu chạy dao tự động và mô hình hóa: Tác giả tìm hiểu nguyên lý cơ cấu chạy dao tự động và thực hiện mô phỏng hình học 3D cụm ly hợp ma sát trên phần mềm Solidworks.

Kết quả và đóng góp

Khóa luận hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế máy công cụ với các kết quả cụ thể:

  • Xác lập bộ thông số động học hoàn chỉnh cho máy khoan đứng: Hộp tốc độ 9 cấp ($125 \div 2000\text{ vg/ph}$) với công bội $\phi = 1,41$ và hộp chạy dao 9 cấp ($0,17 \div 1,1\text{ mm/vg}$) với công bội $\phi = 1,26$. Sai số vòng quay thực tế ở mọi cấp đều nằm trong giới hạn cho phép ($[\Delta n_v] \le 4,1%$, $[\Delta n_s] \le 2,6%$).
  • Đề xuất giải pháp kết cấu hộp chạy dao dùng cơ cấu then kéo: Việc sử dụng cơ cấu then kéo kết hợp bánh răng dùng chung ($Z_6 = Z'_1 = 54$) giúp thu gọn kích thước hộp chạy dao, chỉ cần 2 trục truyền động chính, loại bỏ bánh răng di trượt và giảm chiều dài trục.
  • Tính toán kiểm nghiệm độ bền đầy đủ cho các chi tiết then chốt: Bộ truyền bánh răng cấp nhanh, trục VII (hệ số an toàn mỏi $n = 1,8$), ổ bi đỡ chặn 36205 và ly hợp an toàn đĩa ma sát (bộ 6 đĩa ngoài, 7 đĩa trong).
  • Xây dựng mô hình 3D trực quan: Mô hình hóa kết cấu cụm ly hợp đĩa ma sát trên phần mềm Solidworks phục vụ công tác kiểm tra không gian lắp ráp.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Căn cứ vào phạm vi trình bày của đồ án, các hạn chế và hướng mở gồm:

  • Hạn chế: Đây là đồ án thiết kế môn học đầu tay của tác giả nên phạm vi kiểm nghiệm độ bền mới chỉ thực hiện chi tiết cho một số bộ phận đại diện (bộ truyền bánh răng $i = 27/54$, trục VII, ổ lăn trục VII và ly hợp ma sát); các trục khác và bộ truyền trục vít - bánh vít chưa được trình bày chi tiết phần kiểm nghiệm ứng suất đầy đủ trong văn bản.
  • Hướng mở tiếp theo: Mở rộng tính toán kiểm nghiệm độ bền uốn, bền mỏi cho toàn bộ các trục còn lại trong hộp tốc độ và hộp chạy dao; hoàn thiện bản vẽ lắp tổng thể 2D toàn máy và mô phỏng động lực học toàn bộ hệ thống truyền động trên phần mềm chuyên dụng.

Giá trị tham khảo

Tài liệu này là nguồn tham khảo hữu ích cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Chế tạo máy, Công nghệ Kỹ thuật Cơ khí khi thực hiện đồ án môn học Máy công cụ, đồ án Chi tiết máy hoặc đồ án tốt nghiệp thiết kế máy cắt gọt kim loại.
  • Các phần có giá trị tham khảo cao: Phương pháp lập bảng so sánh và lựa chọn phương án không gian (PAKG), phương án thứ tự (PATT); phương pháp tính toán số răng cho hộp tốc độ và hộp chạy dao dùng cơ cấu then kéo có bánh răng dùng chung; quy trình kiểm nghiệm độ bền trục và tính toán ly hợp đĩa ma sát nhiều đĩa.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao tác giả lựa chọn sơ đồ nguyên lý động học Phương án 2 thay vì Phương án 1 hay Phương án 3?
Phương án 1 sử dụng 2 động cơ riêng biệt gây tốn kém chi phí và khó bố trí trên thân máy, đồng thời không có mối liên hệ động học giữa tốc độ cắt và lượng chạy dao. Phương án 3 dùng 1 động cơ rẽ nhánh độc lập cũng không tạo ra liên hệ trực tiếp. Phương án 2 trích chuyển động chạy dao từ trục chính, tạo mối liên hệ mật thiết giữa $v$ và $s$, giúp việc điều chỉnh chế độ cắt khi gia công các chi tiết khác nhau trở nên thuận tiện và chính xác.

2. Hộp tốc độ và hộp chạy dao của máy có bao nhiêu cấp và dải thông số làm việc ra sao?
Hộp tốc độ có $z_v = 9$ cấp, công bội $\phi = 1,41$, dải vòng quay tiêu chuẩn: $125, 180, 250, 355, 500, 710, 1000, 1410, 2000\text{ vg/ph}$. Hộp chạy dao có $z_s = 9$ cấp, công bội $\phi = 1,26$, dải lượng chạy dao tiêu chuẩn: $0,17; 0,22; 0,28; 0,35; 0,44; 0,55; 0,70; 0,88; 1,1\text{ mm/vòng}$.

3. Động cơ điện được chọn có thông số như thế nào dựa trên kết quả tính toán công suất?
Từ tính toán chế độ cắt, công suất cắt $N_c = 2,2\text{ kW}$, công suất chuyển động chính $N_{cđc} = 3,1\text{ kW}$ (với hiệu suất $\mu = 0,7$), công suất chạy dao $N_{cd} = 0,124\text{ kW}$ ($4% N_{cđc}$). Tác giả lựa chọn động cơ điện có công suất định mức $N_{đc} = 4\text{ kW}$ và tốc độ quay $n_{đc} = 1450\text{ vg/ph}$.

4. Cơ cấu then kéo trong hộp chạy dao mang lại ưu điểm gì về mặt kết cấu?
Cơ cấu then kéo giúp kết cấu hộp chạy dao nhỏ gọn vì chỉ cần 2 trục, không cần bố trí các cụm bánh răng di trượt hay ly hợp cồng kềnh, các bánh răng được xếp kề nhau với khe hở nhỏ và có thể tận dụng bánh răng dùng chung ($Z_6 = Z'_1 = 54$) để giảm bớt số lượng chi tiết chế tạo.

5. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi của trục VII trong hộp chạy dao đạt giá trị bao nhiêu?
Tại tiết diện nguy hiểm B của trục VII (vật liệu Thép 45, $\sigma_{bk} = 600\text{ N/mm}^2$), hệ số an toàn mỏi uốn tính được $n_\sigma = 1,93$, mỏi xoắn $n_\tau = 4,66$, dẫn đến hệ số an toàn tổng hợp $n = 1,8$. Giá trị này nằm trong dải an toàn cho phép $[n] = 1,5 \div 2,5$, đảm bảo điều kiện bền mỏi của trục khi làm việc.

Kết luận

Đồ án "Nghiên cứu và thiết kế máy khoan đứng" của sinh viên Nguyễn Vĩnh Quân là công trình thiết kế kỹ thuật cơ khí hoàn chỉnh, thực hiện đầy đủ quy trình từ phân tích khả năng công nghệ, thiết lập sơ đồ động học đến tính toán kết cấu chi tiết máy. Tác giả đã giải quyết thành công bài toán phân bố chuỗi tốc độ và lượng chạy dao 9 cấp, ứng dụng giải pháp then kéo nhỏ gọn cho hộp chạy dao và kiểm nghiệm độ bền chính xác cho các bộ truyền, trục, ổ lăn và ly hợp ma sát. Công trình phản ánh phương pháp tính toán chuẩn tắc, cung cấp tài liệu tham khảo chi tiết cho sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy trong các học phần thiết kế máy công cụ.