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 quan trọng nhằm chuyển hóa lý thuyết tính toán động học và động lực học thành mô hình kết cấu cơ khí thực tế. Đề tài "Thiết kế Máy khoan đứng" do sinh viên Võ Hồng Long thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Trần Minh Chính (thời gian hoàn thành: tháng 04/2016) tập trung giải quyết bài toán thiết kế toàn diện một máy cắt gọt kim loại chuyên dụng cho gia công lỗ, dựa trên cơ sở phân tích khả năng công nghệ của dòng máy khoan đứng tiêu chuẩn K125.

Bối cảnh kỹ thuật xuất phát từ yêu cầu gia công lỗ trong sản xuất cơ khí, bao gồm khoan lỗ thông, lỗ kín, lỗ trụ, lỗ côn, khoét mở rộng lỗ, doa tạo độ bóng bề mặt và cắt ren bằng mũi ta-rô. Thiết kế máy khoan đứng đòi hỏi phải giải quyết mâu thuẫn giữa việc mở rộng phạm vi điều chỉnh tốc độ, lượng chạy dao với yêu cầu khống chế chiều cao và thể tích hộp tốc độ, hộp chạy dao theo tiêu chuẩn công nghiệp.

Nhiệm vụ và mục tiêu nghiên cứu của đồ án được xác định cụ thể theo các nội dung kỹ thuật sau:

  1. Xác định các thông số kỹ thuật cơ bản của máy khoan đứng với đường kính gia công lớn nhất $D_{max} = 25\text{ mm}$ và đường kính nhỏ nhất $D_{min} = 5\text{ mm}$.
  2. Phân tích các chuyển động tạo hình và so sánh, lựa chọn sơ đồ kết cấu động học tối ưu cho xích tốc độ và xích chạy dao.
  3. Thiết kế động học hộp tốc độ và hộp chạy dao: tính toán chuỗi số vòng quay, chuỗi lượng chạy dao, thiết lập phương án không gian (PAKG), phương án thứ tự (PATT), vẽ lưới kết cấu, đồ thị vòng quay và tính chính xác số răng của các bánh răng.
  4. Tính toán động lực học, xác định công suất cắt, mô men xoắn và chọn động cơ dẫn động chính.
  5. Thiết kế kết cấu các bộ truyền then chốt: bộ truyền đai thang dẫn động từ động cơ vào trục I, bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng giữa trục III và trục IV, tính toán thiết kế trục I và kiểm nghiệm độ bền.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống động học và kết cấu cơ khí của máy khoan đứng vạn năng cỡ trung ($D_{max} = 25\text{ mm}$). Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong tính toán thiết kế máy cắt gọt kim loại truyền động cơ khí phân cấp, sử dụng một động cơ điện không đồng bộ kết hợp cơ cấu truyền động đai thang, hộp tốc độ bánh răng di trượt và hộp chạy dao cơ cấu then kéo.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế

Tác giả sử dụng khung lý thuyết thiết kế máy công cụ kinh điển kết hợp các tài liệu tiêu chuẩn kỹ thuật chuyên ngành:

  • Sách "Sổ tay Công nghệ chế tạo máy" (Tập 1 và Tập 2) để tra cứu chế độ cắt, hệ số lực cắt, mô men xoắn, vận tốc cắt và lượng chạy dao tiêu chuẩn.
  • Sách "Thiết kế chi tiết máy" để tra cứu cơ tính vật liệu, ứng suất cho phép, tiêu chuẩn bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng và phương pháp tính toán trục theo độ bền mỏi và tải trọng tĩnh.
  • Mô hình máy khoan K125 làm cơ sở tham chiếu về khả năng công nghệ và không gian bố trí kết cấu.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán kỹ thuật được áp dụng trong đồ án bao gồm:

  • Phương pháp phân tích - tổng hợp so sánh: Đánh giá ưu nhược điểm của 3 sơ đồ liên kết động học giữa xích tốc độ và xích chạy dao; so sánh các phương án bố trí không gian ($3 \times 3$, $3 \times 3 \times 1$, $3 \times 1 \times 3$, $1 \times 3 \times 3$) và các phương án thứ tự truyền dẫn để lựa chọn phương án tối ưu về kích thước và chỉ tiêu công nghệ.
  • Phương pháp giải tích động học chính xác: Sử dụng phương pháp bội số chung nhỏ nhất để xác định tổng số răng của từng nhóm truyền bánh răng, đảm bảo khoảng cách trục không đổi và số răng không nhỏ hơn giới hạn cắt chân răng ($Z_{min} = 17$).
  • Phương pháp đồ thị động học: Thiết lập lưới kết cấu dạng rẽ quạt và đồ thị số vòng quay nhằm kiểm soát lượng mở tỷ số truyền, kiểm tra sai số vòng quay thực tế so với chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn theo công bội $\phi$.
  • Phương pháp tính toán sức bền cơ học: Tính toán ứng suất tiếp xúc mỏi, ứng suất uốn mỏi, kiểm nghiệm quá tải đột ngột cho bánh răng và tính toán độ bền trục theo hệ số an toàn chịu lực tổng hợp (uốn - xoắn).

Nguồn dữ liệu tính toán được trích xuất từ các bảng tra tiêu chuẩn: Bảng 5.25 (lượng chạy dao $S$), Bảng 5.4, 5.6, 5.31 (hệ số vận tốc cắt), Bảng 5.13, 5.14, 5.17, 5.18, 10-3 (kích thước, hệ số bộ truyền đai), Bảng 3-8 (cơ tính vật liệu trục) từ các tài liệu sổ tay và giáo trình chuyên ngành.

Thiết kế kỹ thuật và tính toán hệ thống

1. Phân tích và lựa chọn sơ đồ kết cấu động học

Máy khoan thực hiện gia công lỗ thông qua hai chuyển động tạo hình cơ bản: chuyển động chính (quay tròn của trục mang dao) và chuyển động chạy dao (tịnh tiến dọc trục của dao). Chuyển động phụ gồm chuyển động tịnh tiến lên xuống của bàn máy mang phôi thông qua cơ cấu trục vít - đai ốc. Tác giả tiến hành phân tích 3 phương án sơ đồ động học:

  • Sơ đồ 1: Xích tốc độ $n_{tc} = n_{dc} \cdot i_v$; Xích chạy dao lấy chuyển động trực tiếp từ trục chính qua phương trình $s = 1\text{ vòng trục chính} \cdot k$. Sơ đồ này tạo mối liên hệ mật thiết giữa tốc độ quay $n_{tc}$ và lượng chạy dao $S$, giúp việc điều chỉnh chế độ cắt khi gia công thuận tiện và chính xác.
  • Sơ đồ 2: Xích tốc độ và xích chạy dao không có mối quan hệ trực tiếp, dẫn đến khó khăn lớn trong việc tính toán tương quan giữa vận tốc cắt $V$ và lượng chạy dao $S$.
  • Sơ đồ 3: Sử dụng 2 động cơ riêng biệt cho chuyển động chính và chuyển động chạy dao. Phương án này tốn kém chi phí, bố trí cồng kềnh và khó khăn trong việc làm mát động cơ.

Kết quả phân tích lựa chọn Sơ đồ 1 là phương án tối ưu cho máy khoan đứng thiết kế.

2. Xác định các thông số kỹ thuật cơ bản

Dựa trên phạm vi đường kính gia công $D_{max} = 25\text{ mm}$, $D_{min} = 5\text{ mm}$ (phạm vi điều chỉnh $R_D = 5$), chiều sâu cắt được xác định $t_{max} = 12,5\text{ mm}$, $t_{min} = 2,5\text{ mm}$.

  • Vận tốc cắt tính toán: $V_{max} = 27,4\text{ m/ph}$, $V_{min} = 7,45\text{ m/ph}$.
  • Số vòng quay trục chính: $n_{max} = 1745\text{ vg/ph}$, $n_{min} = 95\text{ vg/ph}$, phạm vi điều chỉnh $R_n = 18,4$. Số cấp tốc độ tính toán $Z_v = 9,5$, chọn số cấp tiêu chuẩn $Z = 9$ với công bội chuỗi số nhân $\phi = 1,41$.
  • Lượng chạy dao tính toán: Đối với thép $S = 0,09 \div 0,78\text{ mm/vg}$; đối với gang và hợp kim $S = 0,18 \div 0,89\text{ mm/vg}$. Phạm vi điều chỉnh $R_s = 4,94$, chọn số cấp chạy dao $Z_s = 9$ với công bội $\phi = 1,26$, dải lượng chạy dao thiết kế $S = 0,18 \div 1,2\text{ mm/vg}$.

3. Thiết kế động học hộp tốc độ

  • Phương án không gian: Số nhóm truyền tối thiểu $x = 2$. So sánh các phương án $3 \times 3$, $3 \times 3 \times 1$, $3 \times 1 \times 3$, $1 \times 3 \times 3$. Phương án $3 \times 3$ làm tăng số bánh răng trên một trục (lên tới 6 bánh răng), kéo dài chiều dài trục và làm tăng chiều cao hộp tốc độ, vi phạm tiêu chuẩn chiều cao máy khoan. Do đó, tác giả chọn PAKG $3 \times 1 \times 3$ (tách trục II thành 2 trục), chấp nhận tăng chiều rộng để đảm bảo chiều cao tiêu chuẩn.
  • Phương án thứ tự: Có 6 phương án thứ tự ($q = 3! = 6$). Tác giả chọn PATT II-I-III (tương ứng lượng mở [1-1-3]) tạo lưới kết cấu hình rẽ quạt, đảm bảo tỷ số truyền thay đổi từ từ, kết cấu gọn và bố trí truyền dẫn chặt chẽ.
  • Tỷ số truyền và số răng các nhóm:
    • Tỷ số truyền đai: Đường kính bánh đai $D_1 = 150\text{ mm}$, $D_2 = 200\text{ mm}$, hiệu suất $\eta_d = 0,95$, tốc độ vào hộp $n_0 = 1060\text{ vg/ph}$.
    • Nhóm I ($\sum Z = 114$): Cặp bánh răng $Z_1 = 30 / Z_1' = 84$; $Z_2 = 38 / Z_2' = 76$; $Z_3 = 48 / Z_3' = 66$.
    • Nhóm II ($\sum Z = 180$, môđun $m = 2$, khoảng cách trục $A = 180\text{ mm}$): Cặp bánh răng đồng tốc $Z_4 = 90 / Z_4' = 90$.
    • Nhóm III ($\sum Z = 108$): Cặp bánh răng $Z_5 = 22 / Z_5' = 86$; $Z_6 = 45 / Z_6' = 63$; $Z_7 = 72 / Z_7' = 36$.

Chuỗi số vòng quay thực tế của trục chính đạt được: 96,8; 135,5; 197,2; 270,4; 378,6; 550,6; 757,1; 1060; 1541,8 vg/ph. Sai số vòng quay thực tế $\Delta n$ nằm trong khoảng $-3,89% \div 0%$, thỏa mãn điều kiện sai số cho phép $[\Delta n] \le \pm 4,1%$.

4. Thiết kế động học hộp chạy dao

Hộp chạy dao dịch chuyển theo trục chính nên đòi hỏi kết cấu đặc biệt nhỏ gọn và trọng lượng nhẹ. Tác giả lựa chọn cơ cấu then kéo (các bánh răng hình tháp ghép ngược nhau, một trục lắp bánh răng cố định, trục kéo mang các bánh răng lồng không).

  • Đặc điểm cơ cấu then kéo: Ưu điểm là kích thước chiều trục rất ngắn, các bánh răng bố trí sát nhau; nhược điểm là trục bị giảm độ bền do rãnh then sâu, các bánh răng luôn ăn khớp gây mòn nhanh và hiệu suất truyền động thấp. Giữa các bánh răng bố trí vòng đệm ngăn then móc cùng lúc vào hai bánh răng.
  • Phương án truyền dẫn: Chọn PAKG $1 \times 1 \times 3 \times 3$, PATT I-II-III-IV (lượng mở [1-1-1-3]). Bố trí cặp bánh răng dùng chung ở nhóm 2 ($Z_6 = Z_1' = 54$, tổng số răng nhóm 2 là 88, nhóm 1 là 90) để giảm chiều cao hộp.
  • Chuỗi lượng chạy dao thực tế đạt từ $0,128\text{ mm/vg}$ đến $0,81\text{ mm/vg}$, sai số thực tế $\Delta s$ từ $-2,4% \div +2,5%$, thỏa mãn sai số cho phép $[\Delta s] \le \pm 2,6%$.

5. Tính toán động lực học và kết cấu máy

  • Chọn động cơ: Mô men cắt $M_x = 139,457\text{ Nm}$. Công suất động cơ dẫn động chính $N_{dcv} = 1,98\text{ kW}$, công suất chạy dao $N_{dcs} = 0,0792\text{ kW}$ ($4% N_{dcv}$). Tổng công suất yêu cầu $N_{dc} = 2,06\text{ kW}$. Tác giả chọn động cơ điện che kín có quạt gió loại AO2-32-4 với công suất định mức $N = 3\text{ kW}$, tốc độ quay $n_{dc} = 1430\text{ vg/ph}$, hiệu suất $\eta = 0,835$.
  • Tính toán bộ truyền đai thang: So sánh giữa đai loại A ($F = 81\text{ mm}^2$) và đai loại Б ($F = 138\text{ mm}^2$). Đai loại Б được chọn sử dụng vì số lượng đai ít hơn ($Z_Б = 3$ so với $Z_A = 5$), lực tác dụng lên trục nhỏ hơn ($R_Б = 1578,3\text{ N}$), nâng cao tuổi thọ trục dù kích thước bánh đai lớn hơn đôi chút. Bánh đai chế tạo bằng gang GX28-48.
  • Tính toán bộ truyền bánh răng: Tính toán cặp bánh răng chịu tải lớn $Z_5 = 22$ (trục III) và $Z_5' = 86$ (trục IV). Bánh nhỏ dùng Thép 40 thường hóa ($\sigma_b = 560\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 280\text{ N/mm}^2, HB = 200$), bánh lớn dùng Thép 35 thường hóa ($\sigma_b = 500\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 260\text{ N/mm}^2, HB = 150$). Cặp bánh răng đạt cấp chính xác 9, môđun $m = 3$, khoảng cách trục $A = 175\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 26,25\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm đạt yêu cầu về độ bền uốn chân răng ($\sigma_{u1} = 51,6\text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{u1} = 144\text{ N/mm}^2$) và bền quá tải đột ngột.
  • Thiết kế trục I: Vật liệu Thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 580\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 290\text{ N/mm}^2, HB = 210$). Chiều dài toàn bộ trục $L = 186\text{ mm}$. Tính toán phản lực tại các gối đỡ, mô men uốn tổng tại các tiết diện nguy hiểm $n-n$ ($M_u = 59975,4\text{ N}\cdot\text{mm}$) và $m-m$, xác định đường kính ngõng trục lắp bánh răng di trượt là $d = 25\text{ mm}$.

Nội dung chính theo từng chương

Phần A: Thiết kế động học máy

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

Chương này trình bày định nghĩa máy khoan, tổng hợp khả năng công nghệ của máy khoan đứng K125 và phân tích các chuyển động tạo hình (chuyển động chính, chuyển động chạy dao, chuyển động phụ nâng hạ bàn máy). Tác giả thiết lập phương trình xích động cho 3 sơ đồ kết cấu động học và chứng minh phương án 1 (1 động cơ, liên hệ trực tiếp giữa $n_{tc}$ và $s$) là phương án tối ưu nhất để thuận tiện điều chỉnh chế độ cắt.

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

Nội dung chương tập trung xác định phạm vi điều chỉnh vận tốc cắt $V$, chiều sâu cắt $t$, lượng chạy dao $S$ và số vòng quay trục chính dựa trên sổ tay công nghệ chế tạo máy. Kết quả xác định dải tốc độ trục chính từ $95 \div 1745\text{ vg/ph}$, chọn công bội $\phi = 1,41$ với $Z = 9$ cấp tốc độ cho hộp tốc độ; chọn công bội $\phi = 1,26$ với $Z_s = 9$ cấp chạy dao cho hộp chạy dao nhằm tăng mật độ các giá trị chạy dao gần với tính toán thực tế.

Chương 3: Thiết kế động học toàn máy

Chương này đi sâu vào thiết kế chi tiết hai cụm truyền động chính:

  • Động học hộp tốc độ: Phân tích số nhóm truyền tối thiểu ($x = 2$), so sánh 4 phương án không gian và chọn PAKG $3 \times 1 \times 3$; phân tích 6 phương án thứ tự và chọn PATT II-I-III ([1-1-3]); vẽ lưới kết cấu, đồ thị vòng quay và tính chính xác số răng các cặp bánh răng nhóm I, II, III theo phương pháp bội số chung nhỏ nhất; lập bảng sai số vòng quay ($[\Delta n] \le 4,1%$).
  • Động học hộp chạy dao: Phân tích đặc điểm kết cấu cơ cấu then kéo; so sánh các phương án không gian và chọn cấu trúc mở rộng $1 \times 1 \times 3 \times 3$ với PATT I-II-III-IV ([1-1-1-3]); tính toán số răng cho các nhóm truyền có bánh răng dùng chung; lập bảng sai số chạy dao ($[\Delta s] \le 2,6%$).

Chương 4: Sơ đồ động học toàn máy

Tổng hợp toàn bộ các thông số động học của xích truyền động chính và xích truyền động chạy dao thành sơ đồ động học hoàn chỉnh của máy khoan đứng.

Phần B: Thiết kế kết cấu máy

Chương 1: Tính công suất máy, chọn động cơ

Tính toán lực cắt, mô men xoắn cắt ($M_x = 139,457\text{ Nm}$), công suất cắt và công suất tổn hao chạy không, công suất chạy dao. Xác định tổng công suất yêu cầu là $2,06\text{ kW}$ và tiến hành chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha che kín có quạt gió AO2-32-4 ($N = 3\text{ kW}, n = 1430\text{ vg/ph}$).

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

(Lưu ý: Đánh số chương theo đúng văn bản gốc của tác giả). Chương này xác định hiệu suất truyền động qua từng cụm (đai $\eta_d = 0,95$, bánh răng $\eta_{br} = 0,97$, ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$), tính toán công suất truyền dẫn, tốc độ tính toán động lực học, mô men xoắn và đường kính sơ bộ cho 4 trục trong hộp tốc độ.

Trục Công suất $N_i$ (kW) $n_{min}$ (vg/ph) $n_{max}$ (vg/ph) $n_{tinh}$ (vg/ph) Mô men xoắn $M_x$ (N.mm) Đường kính sơ bộ $D_{sb}$ (mm) Đường kính chọn $D_{chon}$ (mm)
Trục I 2,80 1060 1060 1060 25.226 17 20
Trục II 2,70 379 771 453 56.921 22 25
Trục III 2,50 379 771 453 52.704 21 25
Trục IV 2,45 97 1542 194 120.606 28 30

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

(Đánh số chương theo văn bản gốc). Nội dung gồm hai phần tính toán kết cấu cụ thể:

  • Bộ truyền đai hình thang: Xác định kích thước đai loại A và Б, tính đường kính bánh đai ($D_1 = 150\text{ mm}, D_2 = 200\text{ mm}$), kiểm nghiệm vận tốc đai ($V < V_{max}$), góc ôm đai ($\alpha_1 = 171,4^\circ > 120^\circ$), khoảng cách trục ($A = 510,4\text{ mm}$ cho đai Б), số đai cần thiết ($Z = 3$), lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục ($R = 1578,3\text{ N}$). Lựa chọn đai loại Б và vật liệu bánh đai gang GX28-48.
  • Bộ truyền bánh răng thẳng (Trục III - IV): Chọn cặp bánh răng $Z_5 = 22$ và $Z_5' = 86$. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép ($[\sigma]{tx1} = 390\text{ N/mm}^2$), ứng suất uốn cho phép ($[\sigma]{u1} = 144\text{ N/mm}^2, [\sigma]_{u2} = 129\text{ N/mm}^2$), môđun $m = 3$, khoảng cách trục $A = 175\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 26,25\text{ mm}$. Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng và kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc/uốn đột ngột đều thỏa mãn điều kiện bền.

Chương 4: Thiết kế trục và chọn ổ

Tính toán chi tiết trục I: Chọn vật liệu Thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 580\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 290\text{ N/mm}^2$). Xác định các khoảng cách kích thước dọc trục ($L = 186\text{ mm}$). Tính toán lực căng đai, lực vòng, lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng $Z_1 = 30$, tính phản lực gối đỡ ($R_{Ay} = 2415,5\text{ N}, R_{By} = 146,6\text{ N}, R_{Ax} = 1583,9\text{ N}, R_{Bx} = 313,5\text{ N}$), xác định mô men uốn tổng và tính đường kính trục tại các tiết diện $n-n$ và $m-m$ ($d = 25\text{ mm}$).

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

1. Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật chính của máy thiết kế

Thông số kỹ thuật Giá trị thiết kế Đơn vị
Đường kính khoan lớn nhất ($D_{max}$) 25 mm
Đường kính khoan nhỏ nhất ($D_{min}$) 5 mm
Động cơ điện dẫn động AO2-32-4 ($N = 3\text{ kW}, n = 1430\text{ vg/ph}$) -
Số cấp tốc độ trục chính ($Z$) 9 Cấp
Phạm vi số vòng quay trục chính ($n$) $95 \div 1500$ (Thực tế: $96,8 \div 1541,8$) vg/ph
Công bội hộp tốc độ ($\phi_{HTD}$) 1,41 -
Số cấp lượng chạy dao ($Z_s$) 9 Cấp
Phạm vi lượng chạy dao ($S$) $0,18 \div 1,2$ (Thực tế: $0,128 \div 0,81$) mm/vg
Công bội hộp chạy dao ($\phi_{HCD}$) 1,26 -
Bộ truyền đai Đai thang loại Б, số đai $Z = 3$, $D_1 = 150\text{ mm}, D_2 = 200\text{ mm}$ -
Bộ truyền bánh răng kiểm nghiệm (Trục III-IV) Cặp bánh răng trụ răng thẳng $Z_5=22, Z'_5=86, m=3, A=175\text{ mm}$ -
Trục I hộp tốc độ Thép 45 thường hóa, chiều dài $L=186\text{ mm}$, đường kính $d=25\text{ mm}$ -

2. Giải pháp và đóng góp kỹ thuật do tác giả đề xuất

  • Giải pháp tách trục trong phương án không gian hộp tốc độ: Đề xuất chuyển từ PAKG $3 \times 3$ sang PAKG $3 \times 1 \times 3$ bằng cách tách trục II thành hai trục trung gian. Giải pháp này giảm số lượng bánh răng trên một trục từ 6 xuống còn tối đa 3 bánh răng, giúp rút ngắn đáng kể chiều dài trục, qua đó khống chế được chiều cao tổng thể của hộp tốc độ nhằm đáp ứng yêu cầu chiều cao tiêu chuẩn của máy khoan đứng.
  • Ứng dụng cơ cấu then kéo cho hộp chạy dao: Lựa chọn cơ cấu then kéo kết hợp bánh răng tháp lắp sát nhau giúp tối thiểu hóa kích thước chiều trục của hộp chạy dao – một bộ phận phải di chuyển tịnh tiến dọc cùng trục chính. Đồng thời, tác giả tối ưu hóa việc dùng chung cặp bánh răng ở nhóm 2 ($Z_6 = Z_1' = 54$) để thu gọn kết cấu vỏ hộp.
  • Lựa chọn hợp lý bộ truyền đai: Thông qua tính toán so sánh định lượng giữa hai loại đai thang A và Б, tác giả chứng minh việc chọn đai loại Б giúp giảm số lượng dây đai từ 5 xuống 3 sợi, phân bố tải trọng đều hơn và giảm lực căng tác dụng lên trục I ($R_Б = 1578,3\text{ N}$), hạn chế hiện tượng uốn trục đầu vào.

Hạn chế và phạm vi nghiên cứu

Dựa trên nội dung và phạm vi được trình bày trong thuyết minh đồ án, công trình có một số giới hạn kỹ thuật:

  • Đồ án là công trình tính toán thiết kế lý thuyết phục vụ môn học Máy công cụ, chưa có điều kiện chế tạo thử nghiệm mô hình vật lý hoặc đo đạc thực nghiệm rung động và nhiệt độ khi máy hoạt động dưới tải cắt thực tế.
  • Việc ứng dụng cơ cấu then kéo trong hộp chạy dao tồn tại các nhược điểm cố hữu được tác giả thừa nhận: rãnh then sâu làm giảm sức bền trục kéo; các bánh răng luôn trong trạng thái ăn khớp dẫn đến mòn răng nhanh và hiệu suất truyền động thấp.
  • Phạm vi tính toán sức bền chi tiết máy mới tập trung giải quyết chuyên sâu cho trục I, một cặp bánh răng tiêu biểu ($Z_5 - Z_5'$) và bộ truyền đai ngoài; các trục II, III, IV và các cặp bánh răng còn lại chỉ dừng ở mức tính toán sơ bộ kích thước và động học.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo có cấu trúc hoàn chỉnh cho sinh viên và kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ kỹ thuật, Chế tạo máy và Cơ điện tử khi thực hiện:

  • Đồ án môn học Máy công cụ hoặc Đồ án Chi tiết máy liên quan đến thiết kế máy cắt gọt kim loại phân cấp.
  • Tham khảo quy trình phân tích và thành lập lưới kết cấu, đồ thị vòng quay theo cấp số nhân với công bội $\phi = 1,41$ và $\phi = 1,26$.
  • Tham khảo phương pháp tính chính xác số răng bánh răng bằng thuật toán bội số chung nhỏ nhất kết hợp điều kiện khoảng cách trục không đổi và số răng nhỏ nhất chống cắt chân răng ($Z_{min} \ge 17$).
  • Phương pháp kiểm nghiệm bền uốn, bền tiếp xúc và quá tải đột ngột cho bánh răng truyền động theo tiêu chuẩn chi tiết máy.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao tác giả chọn công bội $\phi = 1,41$ cho hộp tốc độ nhưng lại chọn $\phi = 1,26$ cho hộp chạy dao?
Hộp tốc độ cần phạm vi điều chỉnh lớn nhưng phải hạn chế số trục và bánh răng để không làm tăng chiều cao hộp máy, nên chọn $\phi = 1,41$ ($Z = 9$ cấp). Trong khi đó, hộp chạy dao sử dụng cơ cấu then kéo đặc biệt có kết cấu chiều trục rất gọn, cho phép chọn công bội nhỏ hơn $\phi = 1,26$ để tăng mật độ cấp chạy dao ($Z_s = 9$), giúp lượng chạy dao thực tế bám sát giá trị tính toán công nghệ.

2. Lý do tác giả chọn phương án không gian $3 \times 1 \times 3$ thay vì $3 \times 3$ cho hộp tốc độ là gì?
Phương án $3 \times 3$ yêu cầu tới 6 bánh răng trên một trục, làm chiều dài trục tăng lớn và dẫn đến chiều cao hộp tốc độ vượt quá giới hạn tiêu chuẩn của máy khoan đứng. Phương án $3 \times 1 \times 3$ tách trục 2 thành 2 trục, giúp giảm số lượng bánh răng trên mỗi trục, giảm chiều cao hộp dù chiều rộng có tăng nhẹ.

3. Động cơ điện được chọn cho máy khoan đứng này có thông số cụ thể như thế nào?
Tác giả chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha che kín có quạt gió loại AO2-32-4, có công suất định mức $N = 3\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{dc} = 1430\text{ vg/ph}$ và hiệu suất $\eta = 0,835$, đáp ứng tổng công suất tính toán yêu cầu của máy là $2,06\text{ kW}$.

4. Dựa trên tiêu chí nào tác giả quyết định chọn bộ truyền đai thang loại Б thay vì loại A?
Đai loại Б có diện tích tiết diện lớn hơn ($138\text{ mm}^2$ so với $81\text{ mm}^2$), giúp giảm số đai cần thiết từ 5 đai (loại A) xuống còn 3 đai (loại Б), khắc phục hiện tượng phân bố tải không đều khi dùng quá nhiều đai, đồng thời giảm lực tác dụng lên trục I.

5. Kết quả kiểm nghiệm sức bền của cặp bánh răng $Z_5 = 22$ và $Z_5' = 86$ ra sao?
Cặp bánh răng môđun $m = 3$, khoảng cách trục $A = 175\text{ mm}$ hoàn toàn thỏa mãn các điều kiện bền: ứng suất uốn thực tế ($\sigma_{u1} = 51,6\text{ N/mm}^2, \sigma_{u2} = 36\text{ N/mm}^2$) nhỏ hơn ứng suất uốn cho phép ($[\sigma]{u1} = 144\text{ N/mm}^2, [\sigma]{u2} = 129\text{ N/mm}^2$); đồng thời thỏa mãn các điều kiện kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn khi chịu quá tải đột ngột.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế Máy khoan đứng" của sinh viên Võ Hồng Long đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán động học và kết cấu cơ khí cho máy khoan đứng vạn năng cỡ $D_{max} = 25\text{ mm}$. Công trình giải quyết thành công bài toán tối ưu hóa lưới kết cấu hộp tốc độ ($3 \times 1 \times 3$) và hộp chạy dao then kéo ($1 \times 1 \times 3 \times 3$), đảm bảo sai số vận tốc và lượng chạy dao nằm trong phạm vi tiêu chuẩn cho phép. Các kết quả tính toán động lực học, chọn động cơ $3\text{ kW}$, thiết kế bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng và trục I đều được kiểm nghiệm đầy đủ theo các chỉ tiêu bền mỏi và quá tải trong cơ học máy.