Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, thiết kế máy công cụ là nội dung chuyên môn quan trọng nhằm chuyển giao kiến thức lý thuyết cắt gọt và nguyên lý máy vào bài toán tính toán, thiết kế một cơ cấu làm việc thực tế. Đề tài "Thiết kế Máy khoan đứng" do sinh viên Võ Hồng Long thực hiện dưới sự hướng dẫn của thầy Trần Minh Chính (thời gian hoàn thành: tháng 04/2016) tập trung giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh hệ thống máy khoan đứng vạn năng dựa trên cơ sở phân tích khả năng công nghệ của dòng máy khoan chuẩn K125.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được phân định cụ thể như sau:

  1. Phân tích các chuyển động tạo hình và thiết lập sơ đồ kết cấu động học tối ưu cho máy khoan đứng có đường kính gia công lớn nhất $D_{max} = 25\text{ mm}$.
  2. Tính toán xác định các thông số kỹ thuật và động học cơ bản: vận tốc cắt, lượng chạy dao, công bội, chuỗi số vòng quay trục chính và chuỗi lượng tiến dao.
  3. Thiết kế động học toàn máy bao gồm tính toán phương án không gian, phương án thứ tự, vẽ lưới đồ thị vòng quay, tính toán chính xác số răng của các bánh răng và đánh giá sai số cho hộp tốc độ và hộp chạy dao.
  4. Tính toán động lực học, xác định công suất cắt, lựa chọn động cơ điện dẫn động và phân phối công suất, mô-men xoắn trên các trục truyền dẫn.
  5. Thiết kế kết cấu chi tiết cho các bộ truyền động chính (bộ truyền đai hình thang, bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng) và tính toán thiết kế, kiểm nghiệm độ bền cho trục I của máy.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống máy khoan đứng vạn năng cỡ trung bình với đường kính mũi khoan từ $5\text{ mm}$ đến $25\text{ mm}$. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong phạm vi tính toán thiết kế động học và thiết kế kết cấu cơ khí các bộ phận cốt lõi của máy cắt kim loại.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng hệ thống lý thuyết chuyên ngành máy công cụ và nguyên lý cắt gọt kim loại, kết hợp các công thức tính toán tiêu chuẩn từ các tài liệu kinh điển trong ngành chế tạo máy:

  • Khung lý thuyết và mô hình tính toán: Lý thuyết phân tích chuỗi tốc độ theo cấp số nhân với công bội $\varphi$; phương pháp lập lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay; lý thuyết tính toán động học truyền dẫn bánh răng và cơ cấu then kéo; lý thuyết tính toán sức bền chi tiết máy (độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu tải đột ngột theo đường cong mỏi mác thép).
  • Phương pháp nghiên cứu và thiết kế:
    • Phương pháp giải tích kết hợp tra cứu bảng chuẩn: Xác định chế độ cắt ($v, s, t$), hệ số ảnh hưởng vật liệu ($K_v, K_{mv}, K_{uv}, K_{lv}$) và lực cắt, mô-men xoắn.
    • Phương pháp xác định số răng chính xác theo bội số chung nhỏ nhất: Ứng dụng điều kiện đồng mô-đun và bằng khoảng cách trục giữa các cặp bánh răng trong cùng một nhóm truyền, khống chế số răng tối thiểu $Z_{min} \ge 17$ để tránh hiện tượng cắt chân răng.
    • Phương pháp so sánh và tối ưu hóa phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT): Lựa chọn cấu trúc hộp giảm thiểu chiều cao máy nhằm đáp ứng yêu cầu tiêu chuẩn hóa kích thước bao của máy công cụ.
  • Nguồn dữ liệu tham chiếu: Sổ tay Công nghệ chế tạo máy Tập 1 và Tập 2; Sách giáo trình Thiết kế chi tiết máy.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống máy khoan đứng $D_{max} = 25\text{ mm}$ được thiết kế và triển khai tính toán chi tiết qua hai khối kết cấu chính:

[Động cơ điện AO2-32-4 (3 kW, 1430 vg/ph)]
             [Trục I]
       [Trục chính (9 cấp tốc độ: 95 - 1500 vg/ph)]
[Hộp chạy dao: Cơ cấu then kéo bánh răng hình tháp, φ = 1,26]
           [Trục gá dao tịnh tiến]

  1. Hệ thống động học xích truyền động chính:

    • Sử dụng 1 động cơ truyền động chung cho cả chuyển động quay của trục chính và chuyển động tịnh tiến chạy dao. Phương trình xích tốc độ có dạng $n_{tc} = n_{đc} \cdot i_v$, xích chạy dao có dạng $s = 1\text{ vòng trục chính} \cdot k$. Việc liên kết trực tiếp này bảo đảm mối quan hệ tỷ lệ giữa vận tốc cắt và lượng tiến dao khi thay đổi chế độ gia công.
    • Hộp tốc độ được bố trí theo phương án không gian $3 \times 1 \times 3$ với phương án thứ tự II-I-III, lượng mở [1-1-3] tạo thành lưới kết cấu hình rẽ quạt thu nhỏ, giúp giảm chiều cao tổng thể của đầu máy.

  2. Hệ thống động học xích chạy dao:

    • Hộp chạy dao sử dụng cơ cấu then kéo bánh răng hình tháp ngược gồm các bánh răng lồng không ăn khớp liên tục với trục then kéo. Cơ cấu này giúp giảm kích thước chiều trục của hộp chạy dao di động gắn liền theo đầu trục chính.

  3. Hệ thống truyền động và động lực học kết cấu:

    • Bộ truyền đai dẫn động từ động cơ vào trục I sử dụng đai hình thang loại Б gồm 4 dây đai, đường kính bánh đai $D_1 = 140\text{ mm}, D_2 = 190\text{ mm}$, vật liệu bánh đai bằng gang xám GX28-48.
    • Hộp tốc độ gồm 4 trục với 8 bánh răng thẳng tiêu chuẩn mô-đun $m = 2$ và $m = 3$. Cặp bánh răng chịu tải lớn nhất trên trục III và IV ($Z_5 = 22, Z'_5 = 86$) được chế tạo bằng thép 40 và thép 35 thường hóa, cấp chính xác chế tạo đạt cấp 9.
    • Trục I được thiết kế từ thép 45 thường hóa, đường kính lắp ghép khối bánh răng di trượt $d = 25\text{ mm}$, chiều dài toàn trục $L = 186\text{ mm}$.

Nội dung chính theo từng chương

Phần A - Chương 1: Phân tích các chuyển động tạo hình để thiết lập sơ đồ kết cấu động học

Chương này xác định máy khoan là máy gia công cắt gọt kim loại chủ yếu dùng để gia công lỗ (khoan lỗ thông, không thông, côn, trụ, khoét, doa, taro ren). Chuyển động tạo hình bao gồm chuyển động chính (quay tròn của trục chính gá dao), chuyển động chạy dao (tịnh tiến dọc trục của dao) và chuyển động phụ (tịnh tiến lên xuống của bàn máy qua trục vít me). Tác giả so sánh 3 phương án thiết lập xích truyền động:

  • Sơ đồ 1: Dùng 1 động cơ, xích tốc độ $n_{tc} = n_{đc} \cdot i_v$ và xích chạy dao lấy từ trục chính $s = 1\text{ vòng trục chính} \cdot k$.
  • Sơ đồ 2: Xích chạy dao không liên kết trực tiếp với số vòng quay trục chính.
  • Sơ đồ 3: Sử dụng 2 động cơ riêng biệt cho chuyển động chính và chạy dao. Tác giả kết luận chọn Sơ đồ 1 do kết cấu gọn, tối ưu chi phí và bảo đảm liên hệ trực tiếp giữa $n_{tc}$ và $s$.

Phần A - Chương 2: Tính toán xác định các thông số kỹ thuật cơ bản của máy

Dựa trên đường kính gia công giới hạn $D_{max} = 25\text{ mm}, D_{min} = 5\text{ mm}$ (phạm vi điều chỉnh $R_D = 5$), tác giả xác định:

  • Chiều sâu cắt: $t_{max} = 12,5\text{ mm}, t_{min} = 2,5\text{ mm}$.
  • Lượng chạy dao: Đối với vật liệu thép $S = 0,09 \div 0,78\text{ mm/vg}$; đối với gang, hợp kim đồng/nhôm $S = 0,18 \div 0,89\text{ mm/vg}$.
  • Vận tốc cắt tính toán: $V_{max} = 27,4\text{ m/ph}, V_{min} = 7,45\text{ m/ph}$.
  • Phạm vi số vòng quay trục chính: $n_{min} = 95\text{ vg/ph}, n_{max} = 1745\text{ vg/ph}$, suy ra phạm vi điều chỉnh $R_n = 18,4$.
  • Số cấp tốc độ và công bội: Hộp tốc độ chọn $Z = 9$ cấp, công bội tiêu chuẩn $\varphi = 1,41$; Hộp chạy dao chọn $Z_s = 9$ cấp, phạm vi điều chỉnh $R_s = 4,94$, công bội tiêu chuẩn $\varphi = 1,26$.
Thông số động học cơ bản Hộp tốc độ (HTĐ) Hộp chạy dao (HCD)
Số cấp tốc độ / cấp tiến dao ($Z$) 9 cấp 9 cấp
Công bội tiêu chuẩn ($\varphi$) 1,41 1,26
Giá trị nhỏ nhất ($n_{min}$ / $S_{min}$) $95\text{ vg/ph}$ $0,125\text{ mm/vg}$ ($0,18\text{ mm/vg}$ sơ bộ)
Giá trị lớn nhất ($n_{max}$ / $S_{max}$) $1500\text{ vg/ph}$ ($1745\text{ vg/ph}$ lý thuyết) $0,8\text{ mm/vg}$ ($1,2\text{ mm/vg}$ sơ bộ)
Phạm vi điều chỉnh ($R_n$ / $R_s$) 18,4 4,94

Phần A - Chương 3: Thiết kế động học toàn máy

Chương này thực hiện thiết kế chi tiết chuỗi truyền động cho hộp tốc độ và hộp chạy dao:

  • Thiết kế hộp tốc độ: So sánh các PAKG ($3 \times 3$, $3 \times 3 \times 1$, $3 \times 1 \times 3$, $1 \times 3 \times 3$), chọn PAKG $3 \times 1 \times 3$ nhằm tách trục để giảm chiều dài trục và khống chế chiều cao hộp. Chọn PATT II-I-III với lượng mở [1-1-3]. Số răng các bánh răng được xác định: $Z_1 = 30, Z_2 = 38, Z_3 = 48, Z_4 = 90, Z'_4 = 90, Z_5 = 22, Z_6 = 45, Z_7 = 72$.
  • Thiết kế hộp chạy dao: Sử dụng cơ cấu then kéo bánh răng hình tháp ngược để giảm kích thước chiều trục. Chọn PAKG $1 \times 1 \times 3 \times 3$, PATT I-II-III-IV. Tổng số răng cặp bánh răng dùng chung là 88 và 90.
  • Kiểm tra sai số:
Cấp số Vòng quay tiêu chuẩn $n_{tc}$ (vg/ph) Vòng quay thực tế $n_{tt}$ (vg/ph) Sai số vòng quay $\Delta n$ (%) Lượng chạy dao tiêu chuẩn $S_{tc}$ (mm/v) Lượng chạy dao thực tế $S_{tt}$ (mm/v) Sai số chạy dao $\Delta S$ (%)
1 95 96,8 -1,89 0,125 0,128 -2,40
2 132 135,5 -2,65 0,160 0,161 -0,625
3 190 197,2 -3,79 0,200 0,200 0,00
4 265 270,4 -2,04 0,250 0,245 +2,00
5 375 378,6 -0,96 0,310 0,310 0,00
6 530 550,6 -3,89 0,400 0,390 +2,50
7 750 757,1 -0,95 0,500 0,510 -2,00
8 1060 1060,0 0,00 0,630 0,640 -1,59
9 1500 1541,8 -2,79 0,800 0,810 -1,25

Sai số vòng quay nằm trong phạm vi cho phép $[\Delta n] = 10(\varphi - 1)% = 4,1%$; sai số chạy dao nằm trong giới hạn cho phép $\pm 2,6%$.

Phần A - Chương 4: Sơ đồ động học toàn máy

Nội dung chương tổng hợp toàn bộ các tỷ số truyền, số răng bánh răng, đường kính bánh đai và các xích truyền động từ động cơ đến trục chính và trục chạy dao trên sơ đồ nguyên lý không gian của máy khoan.

Phần B - Chương 1: Tính công suất máy, chọn động cơ

  • Xác định mô-men cắt $M_x = 139,457\text{ Nm}$, công suất cắt hiệu dụng $N_c = 1,98\text{ kW}$.
  • Công suất chạy dao tính theo tỷ lệ: $N_{đcs} = 0,04 \cdot N_c = 0,0792\text{ kW}$.
  • Tổng công suất yêu cầu trên trục động cơ: $N_{đc} = N_{đcv} + N_{đcs} = 2,06\text{ kW}$.
  • Lựa chọn động cơ điện: Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha che kín có quạt gió loại AO2-32-4 với công suất định mức $N = 3\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 1430\text{ vg/ph}$, hiệu suất $\eta = 0,835$.

Phần B - Chương 6: Bảng công suất, số vòng quay tính toán, mô-men xoắn, đường kính sơ bộ của các trục trong xích tốc độ

Tác giả xác định hiệu suất truyền động: bộ truyền đai $\eta_đ = 0,95$, bộ truyền bánh răng $\eta_{br} = 0,97$, cặp ổ lăn $\eta_{ổl} = 0,99$. Bảng tổng hợp thông số động lực học trên 4 trục truyền dẫn của hộp tốc độ:

Trục truyền Công suất truyền $N_i$ (kW) Vận tốc tính toán $n_{tính}$ (vg/ph) Mô-men xoắn $M_x$ (N.mm) Đường kính sơ bộ $d_{sb}$ (mm) Đường kính chọn $d_{chọn}$ (mm)
Trục I 2,80 1060 25.226 17 20
Trục II 2,70 453 56.921 22 25
Trục III 2,50 453 52.704 21 25
Trục IV 2,45 194 120.606 28 30

Phần B - Chương 3: Thiết kế hai bộ truyền động của xích tốc độ

  1. Thiết kế bộ truyền đai hình thang:
    • So sánh hai phương án đai loại A ($F = 81\text{ mm}^2$) và loại Б ($F = 138\text{ mm}^2$). Chọn đai loại Б với kích thước: $a_0 = 14\text{ mm}, h = 10,5\text{ mm}, a = 17\text{ mm}, h_0 = 4,1\text{ mm}$.
    • Đường kính bánh đai: $D_1 = 140\text{ mm}, D_2 = 190\text{ mm}$; khoảng cách trục $A = 510,4\text{ mm}$; chiều dài đai $L_Б = 833\text{ mm}$ (qui tròn); góc ôm $\alpha_1 = 174,4^\circ \ge 120^\circ$.
    • Vật liệu bánh đai: Gang xám GX28-48. Lực tác dụng lên trục của đai Б nhỏ hơn đai loại A.
  2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ($Z_5 = 22, Z'_5 = 86$):
    • Vật liệu: Bánh nhỏ dùng Thép 40 thường hóa ($\sigma_b = 560\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 280\text{ N/mm}^2, \text{HB} = 200$); Bánh lớn dùng Thép 35 thường hóa ($\sigma_b = 500\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 260\text{ N/mm}^2, \text{HB} = 150$).
    • Thông số hình học: Mô-đun $m = 3\text{ mm}$, góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$, khoảng cách trục $A = 175\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 26,25\text{ mm}$, đường kính chia $d_5 = 66\text{ mm}, d'5 = 258\text{ mm}$, đường kính đỉnh $D{e5} = 72\text{ mm}, D'_{e5} = 264\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_{tx} \le [\sigma]{tx} = 390\text{ N/mm}^2$; ứng suất uốn bánh nhỏ $\sigma{u1} = 51,6\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]{u1} = 120\text{ N/mm}^2$; ứng suất uốn bánh lớn $\sigma{u2} = 36\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]_{u2} = 95,5\text{ N/mm}^2$. Ứng suất quá tải tiếp xúc và uốn đều thỏa mãn điều kiện bền.

Phần B - Chương 4: Thiết kế trục và chọn ổ

Thực hiện tính toán thiết kế chi tiết cho Trục I:

  • Vật liệu trục: Thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 580\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 290\text{ N/mm}^2, \text{HB} = 210, [\sigma] = 50\text{ N/mm}^2$).
  • Xác định khoảng cách gối đỡ và vị trí đặt lực: Chiều rộng ổ lăn sơ bộ $B = 16\text{ mm}$, khe hở vỏ $\Delta = 10\text{ mm}$, đệm then $c = 5\text{ mm}$, tổng chiều dài trục $L = 186\text{ mm}$.
  • Tác dụng lực tại vị trí bánh răng 1 ($Z_1 = 30$): Lực căng đai $S_0 = 121,5\text{ N}$, lực đai tác dụng lên trục $R_đ = 1578,3\text{ N}$, lực vòng $P_{t1} = 1897,4\text{ N}$, phản lực gối đỡ $R_{Ay} = 2415,5\text{ N}, R_{By} = 146,6\text{ N}, R_{Ax} = 1583,9\text{ N}, R_{Bx} = 313,5\text{ N}$.
  • Mô-men uốn tổng và tính đường kính: Tại các tiết diện nguy hiểm $n-n$ ($M_u = 59.975,4\text{ N.mm}$) và $m-m$, đường kính tính toán đạt $d = 25\text{ mm}$. Vì trục lắp khối bánh răng di trượt nên chọn đường kính thống nhất trên đoạn lắp ghép là $d = 25\text{ mm}$.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành hệ thống tính toán kỹ thuật cho máy khoan đứng $D_{max} = 25\text{ mm}$ với các kết quả định lượng cụ thể:

  1. Xác lập bảng thông số kỹ thuật toàn máy hoàn chỉnh: Động cơ AO2-32-4 công suất $3\text{ kW}$ ($1430\text{ vg/ph}$); 9 cấp tốc độ trục chính ($95 \div 1500\text{ vg/ph}$); 9 cấp lượng chạy dao ($0,18 \div 1,2\text{ mm/vg}$ danh nghĩa, dải làm việc thực tế $0,125 \div 0,81\text{ mm/vg}$).
  2. Tối ưu hóa chuỗi truyền động và kết cấu: Giải quyết mâu thuẫn giữa số cấp tốc độ và chiều cao máy thông qua việc chọn PAKG $3 \times 1 \times 3$ (tách trục II thành 2 trục) kết hợp PATT II-I-III có lượng mở [1-1-3], bảo đảm kết cấu nhỏ gọn dạng hình rẽ quạt.
  3. Kiểm nghiệm độ chính xác động học: Toàn bộ 9 cấp tốc độ trục chính đều có sai số nằm trong giới hạn cho phép ($|\Delta n| \le 3,89% < 4,1%$), và sai số 9 cấp chạy dao không vượt quá $\pm 2,5% < 2,6%$.
  4. Thiết kế hoàn chỉnh các chi tiết máy cốt lõi: Tính toán và kiểm nghiệm bền thành công bộ truyền đai hình thang loại Б, cặp bánh răng trụ răng thẳng $Z_5=22 / Z'_5=86$ ($m = 3\text{ mm}$, khoảng cách trục $A = 175\text{ mm}$) và trục I ($d = 25\text{ mm}$) bảo đảm các điều kiện bền mỏi, bền tĩnh và chịu quá tải đột ngột.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Theo đánh giá tự nhận của tác giả và phạm vi trình bày trong văn bản:

  • Hạn chế trong tài liệu: Tác giả tự nêu đồ án còn tồn tại sai sót và chưa bao quát hết mọi khía cạnh thực tế của quy trình chế tạo máy công cụ. Phần tính toán kết cấu mới chỉ tập trung chi tiết vào một bộ truyền bánh răng đại diện ($Z_5/Z'_5$) và trục I; các trục truyền II, III, IV và hệ thống ổ lăn đỡ trục chưa được trình bày chi tiết phần kiểm nghiệm bền chính xác trong phần văn bản này.
  • Nhược điểm của cơ cấu đã chọn: Cơ cấu then kéo trong hộp chạy dao có rãnh then sâu trên trục làm giảm độ bền trục, đồng thời các bánh răng luôn ăn khớp gây mòn nhanh và hiệu suất truyền động thấp.
  • Hướng hoàn thiện: Cần tính toán kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ cứng vững cho toàn bộ các trục còn lại; thiết kế chi tiết cụm trục chính (trục rỗng và cơ cấu kẹp dao); nghiên cứu thay thế cơ cấu then kéo bằng cơ cấu ly hợp vấu hoặc bánh răng di trượt để nâng cao tuổi thọ hộp chạy dao.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo kỹ thuật hữu ích cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử 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 nội dung có giá trị tham khảo cao:
    • Phương pháp phân tích động học, quy trình lựa chọn PAKG và PATT hộp tốc độ tránh vượt quá chiều cao tiêu chuẩn của máy công cụ.
    • Thuật toán và công thức tính toán số răng bánh răng theo phương pháp bội số chung nhỏ nhất bảo đảm điều kiện ăn khớp chính xác ($Z_{min} \ge 17$).
    • Trình tự kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc, sức bền uốn và ứng suất quá tải của bộ truyền bánh răng theo tiêu chuẩn độ bền chi tiết máy.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao tác giả lựa chọn phương án không gian (PAKG) $3 \times 1 \times 3$ thay vì $3 \times 3$ cho hộp tốc độ? Theo tính toán của tác giả, nếu sử dụng PAKG $3 \times 3$, số lượng bánh răng trên một trục sẽ lên đến 6 bánh răng, làm chiều dài trục tăng lớn dẫn đến chiều cao hộp tốc độ vượt quá chiều cao tiêu chuẩn hóa của máy khoan đứng. Việc chọn PAKG $3 \times 1 \times 3$ giúp tách trục truyền thứ hai thành 2 trục độc lập, phân bố đều các bánh răng và giảm chiều cao của hộp máy.

2. Động cơ điện được chọn cho máy khoan đứng K125 là loại nào và có thông số ra sao? Động cơ được chọn là loại động cơ điện xoay chiều ba pha che kín có quạt gió mang ký hiệu AO2-32-4, có công suất định mức $N = 3\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 1430\text{ vg/ph}$ và hiệu suất $\eta = 0,835$.

3. Cơ cấu then kéo trong hộp chạy dao có ưu điểm và nhược điểm kỹ thuật gì? Cơ cấu then kéo có ưu điểm là kích thước chiều trục rất gọn nhờ các bánh răng hình tháp lắp sát nhau. Tuy nhiên, nhược điểm là trục bị giảm sức bền do phải phay rãnh then sâu, các bánh răng luôn ăn khớp liên tục kể cả khi không truyền mô-men dẫn đến răng nhanh mòn và hiệu suất truyền động thấp.

4. Sai số vòng quay thực tế của trục chính lớn nhất là bao nhiêu và có đạt yêu cầu tiêu chuẩn không? Sai số vòng quay lớn nhất ghi nhận tại cấp tốc độ thứ 6 ($n_{tt} = 550,6\text{ vg/ph}$ so với $n_{tc} = 530\text{ vg/ph}$) là $-3,89%$. Giá trị này hoàn toàn thỏa mãn điều kiện sai số vòng quay cho phép $[\Delta n] = 10(\varphi - 1)% = 10(1,41 - 1)% = 4,1%$.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế Máy khoan đứng" của sinh viên Võ Hồng Long là công trình thiết kế kỹ thuật cơ khí hoàn chỉnh, giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế động học và động lực học cho máy khoan vạn năng $D_{max} = 25\text{ mm}$. Tác giả đã xây dựng thành công chuỗi 9 cấp tốc độ và 9 cấp chạy dao với sai số động học nằm trong giới hạn tiêu chuẩn, đồng thời xác lập đầy đủ kết cấu các bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng và hệ trục dẫn động chính. Báo cáo phản ánh phương pháp tính toán chuẩn xác, logic theo quy chuẩn ngành chế tạo máy và có giá trị tham khảo thiết thực cho công tác đào tạo kỹ thuật cơ khí.