Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh công nghiệp hóa và hiện đại hóa sản xuất, các hệ thống truyền động cơ khí đóng vai trò xương sống trong dây chuyền tự động hóa, thiết bị nâng chuyển, băng tải và máy chế biến công nghiệp. Theo các khảo sát kỹ thuật trong ngành chế tạo máy, hơn 70% sự cố dừng máy ngoài kế hoạch ở các hệ thống truyền động công suất trung bình bắt nguồn từ sự quá nhiệt, biến dạng mỏi trục hoặc mòn rỗ tiếp xúc bề mặt răng do tính toán phân bổ tải trọng không hợp lý.

Đề tài "Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng - trục vít" giải quyết bài toán truyền động hạ tốc với tỷ số truyền lớn ($u_{ch} = 108$), chuyển đổi vận tốc quay từ động cơ sơ cấp $n_{đc} = 2922 \text{ rpm}$ xuống trục công tác $n_{ct} = 25.62 \div 27 \text{ rpm}$, cung cấp mô-men xoắn đầu ra lên tới $1.512.962,96 \text{ Nmm}$ tại chế độ làm việc liên tục 3 ca ($L_h = 16.000 \text{ giờ}$).

+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                            SƠ ĐỒ TRUYỀN ĐỘNG TỔNG THỂ                             |
+-----------------------------------------------------------------------------------+
|  [Động cơ điện 4A112]                                                             |
|         │ (P = 6.382 kW, n = 2922 rpm)                                            |
|         ▼                                                                         |
|  [Khớp nối đàn hồi] (η_kn = 0.99)                                                 |
|         │                                                                         |
|         ▼                                                                         |
|  [Trục I] ───► [Cặp bánh răng trụ răng thẳng] (u_br = 2.16, a_w = 80 mm)          |
|                      │                                                            |
|                      ▼                                                            |
|               [Trục II] ───► [Bộ truyền trục vít - bánh vít] (u_tv = 22, a_w = 190 mm)|
|                                      │                                            |
|                                      ▼                                            |
|                               [Trục III] ───► [Bộ truyền xích ngoài] (u_x = 2.4)  |
|                                                      │                            |
|                                                      ▼                            |
|                                               [Trục công tác]                     |
|                                               (P = 4.3 kW, n = 25.62 rpm)         |
+-----------------------------------------------------------------------------------+

Mục tiêu kỹ thuật cốt lõi của dự án

  1. Xác lập động học hệ thống: Tính toán công suất tương đương ($P_{td} = 3.73 \text{ kW}$), chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha tối ưu ($P_{đc} = 6.382 \text{ kW}$) và phân phối tỷ số truyền ba cấp: bánh răng trụ ($u_{br} = 2.16$), trục vít - bánh vít ($u_{tv} = 22$), xích con lăn ngoài ($u_x = 2.4$).
  2. Thiết kế chi tiết máy truyền động: Định kích thước hình học, ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn $[\sigma_F]$ cho cặp bánh răng trụ răng thẳng ($a_w = 80 \text{ mm}, m = 1.5 \text{ mm}$) và bộ truyền trục vít bánh vít ($a_{\omega2} = 190 \text{ mm}, m = 6.3 \text{ mm}, q = 16$).
  3. Kết cấu trục và ổ đỡ: Thiết kế hình học 3 trục truyền động, kiểm nghiệm độ bền tĩnh và độ bền mỏi dao động theo hệ số an toàn $s \ge [s] = 1.5 \div 2.5$, chọn khớp nối đàn hồi và kết cấu then bằng.
  4. Cân bằng nhiệt và bôi trơn: Đảm bảo điều kiện cân bằng nhiệt cho vùng ăn khớp trục vít với hệ số thoát nhiệt có quạt làm mát $K_{tq} = 24 \text{ W/m}^2\cdot^\circ\text{C}$, duy trì nhiệt độ dầu $[t_d] \le 90^\circ\text{C}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng và cấu hình truyền động

Khi thiết kế hệ thống hạ tốc với tỷ số truyền lớn hơn 80, các giải pháp truyền động truyền thống thường đối mặt với các giới hạn cơ lý:

Tiêu chí kỹ thuật Hộp giảm tốc bánh răng trụ 3 cấp Hộp giảm tốc hành tinh (Planetary) Hộp giảm tốc Bánh răng - Trục vít (Đề tài)
Kích thước bao Lớn, cồng kềnh theo chiều dọc Rất nhỏ gọn, đồng trục Nhỏ gọn, bố trí góc $90^\circ$ linh hoạt
Tỷ số truyền 1 cấp Giới hạn $u \le 6$ Trung bình ($u = 3 \div 10$) Rất lớn ($u = 10 \div 40$ ở cấp trục vít)
Độ êm & Chống ồn Trung bình, ồn khi quay nhanh Khá êm, kết cấu phức tạp Rất êm, giảm chấn va đập vượt trội
Khả năng tự hãm Không có Không có Có thể thiết kế tự hãm hoặc hãm động cơ
Hiệu suất ($\eta$) Cao ($\eta \approx 0.94 \div 0.96$) Rất cao ($\eta \approx 0.95 \div 0.97$) Trung bình ($\eta_{ht} = 0.67$) do trượt trục vít
Chi phí chế tạo Trung bình Rất cao (yêu cầu CNC 5 trục) Hợp lý, vật tư phổ thông

Yêu cầu hệ thống (Mô hình MoSCoW)

  • Must-Have (Bắt buộc): Chịu mô-men uốn và xoắn kết hợp trên trục III ($T_3 = 1.385.506,48 \text{ Nmm}$); hệ số an toàn mỏi trục $s > 2.5$; bộ truyền trục vít đạt độ bền tiếp xúc $\sigma_H \le 220 \text{ MPa}$.
  • Should-Have (Cần có): Lắp quạt làm mát cưỡng bức đầu trục vít để tăng hệ số tản nhiệt từ $K_t = 13$ lên $K_{tq} = 24 \text{ W/m}^2\cdot^\circ\text{C}$; vỏ hộp đúc bằng gang xám FC150/GX15-32 có gân tăng cứng.
  • Could-Have (Có thể mở rộng): Tích hợp mắt thăm dầu điện tử và cảm biến rung chấn trên gối đỡ ổ lăn.
  • Won't-Have (Không thực hiện): Không sử dụng hệ thống bơm dầu tuần hoàn làm mát ngoài bằng chiller trong phạm vi công suất $P \le 10 \text{ kW}$.

Lựa chọn vật liệu và thông số kỹ thuật

                             THÔNG SỐ VẬT LIỆU CHẾ TẠO
┌───────────────────────────┬────────────────────────────┬────────────────────────────┐
│         BÁNH RĂNG         │          TRỤC VÍT          │          BÁNH VÍT          │
├───────────────────────────┼────────────────────────────┼────────────────────────────┤
│ • Thép 45 tôi cải thiện   │ • Thép C45 tôi bề mặt      │ • Đồng thanh không thiếc   │
│ • HB1 = 250 (Bánh nhỏ)    │ • Độ cứng: HRC 45          │   БрЖН 10-4-4              │
│ • HB2 = 235 (Bánh lớn)    │ • Ren: z1 = 2              │ • σ_b = 600 MPa            │
│ • σ_b = 850 MPa           │ • Góc vít: γ = 7.12°       │ • σ_ch = 200 MPa           │
└───────────────────────────┴────────────────────────────┴────────────────────────────┘

Implementation và kết quả tính toán

Thuật toán phân tích động lực học và độ bền mỏi trục

Dưới đây là mã nguồn Python mô phỏng quy trình kiểm nghiệm trục theo tiêu chuẩn cơ học máy (TCVN 5-10 / ISO 6336), tự động hóa các bước tính toán hệ số biến dạng mỏi và kiểm tra ứng suất tiếp xúc:

import math

class ShaftFatigueValidator:
    """Kiểm tra hệ số an toàn bền mỏi cho trục máy chịu tải phức hợp."""
    def __init__(self, d: float, M_x: float, M_y: float, T: float, sigma_b: float = 600.0):
        self.d = d
        self.M_u = math.sqrt(M_x**2 + M_y**2)
        self.T = T
        self.sigma_b = sigma_b
        # Giới hạn mỏi đối xứng của Thép 45
        self.sigma_minus1 = 0.436 * sigma_b  # ~ 261.6 MPa
        self.tau_minus1 = 0.58 * self.sigma_minus1  # ~ 151.73 MPa

    def calculate_safety_factor(self, K_sigma_d: float = 2.58, K_tau_d: float = 2.11, 
                                psi_sigma: float = 0.05, psi_tau: float = 0.0) -> float:
        # Mô men cản uốn và xoắn tiết diện có rãnh then
        W = (math.pi * self.d**3) / 32.0 - (10.0 * 5.0 * (self.d - 5.0)**2) / (2.0 * self.d)
        W_0 = (math.pi * self.d**3) / 16.0 - (10.0 * 5.0 * (self.d - 5.0)**2) / (2.0 * self.d)
        
        sigma_a = (self.M_u * 1000.0) / max(W, 1e-6) # Đổi sang Nmm
        sigma_m = 0.0 # Chu kỳ đối xứng
        tau_a = (self.T) / (2.0 * max(W_0, 1e-6)) # Chu kỳ mạch động
        tau_m = tau_a

        s_sigma = self.sigma_minus1 / (K_sigma_d * sigma_a + psi_sigma * sigma_m)
        s_tau = self.tau_minus1 / (K_tau_d * tau_a + psi_tau * tau_m)

        s_total = (s_sigma * s_tau) / math.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
        return s_total

# Áp dụng kiểm nghiệm tại tiết diện nguy hiểm d = 70 mm trên Trục III
validator = ShaftFatigueValidator(d=70.0, M_x=274.497, M_y=13.604, T=1385506.48)
s_achieved = validator.calculate_safety_factor()
print(f"Hệ số an toàn tính toán s = {s_achieved:.2f} (Tiêu chuẩn [s] = 1.5 - 2.5)")

Kết quả tính toán thiết kế chi tiết máy

1. Động học và phân phối công suất các trục

$$\begin{aligned} \text{Công suất cần thiết: } & P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta_{ht}} = \frac{3.73}{0.67} = 5.57 \text{ kW} \ \text{Động cơ lựa chọn: } & 4\text{A}112\text{M}2\text{Y}3 \quad (P_{đc} = 6.382 \text{ kW}, n_{đc} = 2922 \text{ rpm}) \end{aligned}$$

Đại lượng thiết kế Trục I (Bánh răng nhỏ) Trục II (Bánh răng lớn - Trục vít) Trục III (Bánh vít - Đĩa xích) Trục công tác
Công suất $P$ (kW) $6.255$ $5.945$ $4.826$ $4.300$
Tỷ số truyền $u$ $u_1 = 2.00$ $u_2 = 22.00$ $u_3 = 2.40$ Tổng: $108.00$
Vận tốc quay $n$ (rpm) $2922.00$ $1352.78$ $61.49$ $25.62$
Mô-men xoắn $T$ (Nmm) $20.443,28$ $41.969,00$ $1.385.506,48$ $1.512.962,96$

2. Kết quả kiểm nghiệm bộ truyền

  • Cặp bánh răng trụ cấp 1:

    • Khoảng cách trục: $a_w = 80 \text{ mm}$, mô-đun $m = 1.5 \text{ mm}$, số răng $z_1 = 35, z_2 = 70$, bề rộng vành răng $b_w = 32 \text{ mm}$.
    • Ứng suất tiếp xúc tính toán: $\sigma_H = 387.87 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 455.63 \text{ MPa}$ (Đạt độ bền tiếp xúc, dư bền $14.8%$).
    • Ứng suất uốn: $\sigma_{F1} = 67.12 \text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 257.1 \text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 65.49 \text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 241.7 \text{ MPa}$.

  • Bộ truyền trục vít - bánh vít cấp 2:

    • Khoảng cách trục: $a_{\omega2} = 190 \text{ mm}$, mô-đun $m = 6.3 \text{ mm}$, hệ số đường kính $q = 16$, số mối ren trục vít $z_1 = 2$, số răng bánh vít $z_2 = 44$, góc vít $\gamma = 7.12^\circ$.
    • Ứng suất tiếp xúc bánh vít: $\sigma_H = 55.74 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 220 \text{ MPa}$ (Hệ số an toàn tiếp xúc cực cao do sử dụng đồng thanh hợp kim БрЖН 10-4-4).
    • Ứng suất uốn chân răng: $\sigma_F = 6.25 \text{ MPa} \le [\sigma_F] = 112 \text{ MPa}$.

  • Bộ truyền xích con lăn ngoài:

    • Xích con lăn 1 dãy tiêu chuẩn: Bước xích $p = 38.1 \text{ mm}$, số răng đĩa xích $z_1 = 25, z_2 = 60$, số mắt xích $x_c = 124$, khoảng cách trục xích $a = 1538 \text{ mm}$.
    • Hệ số an toàn xích: $s = 25.7 > [s] = 7.0$ (Đảm bảo an toàn không đứt xích khi chịu tải đột ngột).

3. Kết cấu trục và kiểm nghiệm an toàn

Thông số trục Trục I (Đầu vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Đầu ra)
Đường kính cổ trục ($d$) $d_{10}=30, d_{12}=38 \text{ mm}$ $d_{20}=28, d_{22}=34 \text{ mm}$ $d_{30}=65, d_{31}=70, d_{33}=58 \text{ mm}$
Vật liệu trục Thép 45 tôi cải thiện Thép 45 tôi cải thiện Thép 45 tôi cải thiện
Kích thước then ($b \times h$) $10 \times 8 \text{ mm}$ ($t_1 = 5.0 \text{ mm}$) $8 \times 7 \text{ mm}$ ($t_1 = 4.0 \text{ mm}$) $20 \times 12 \text{ mm}$ ($t_1 = 7.5 \text{ mm}$)
Hệ số an toàn mỏi ($s$) $s_1 = 21.8 > [s] = 1.5 \div 2.5$ $s_2 = 18.4 > [s] = 1.5 \div 2.5$ $s_3 = 10.88 > [s] = 1.5 \div 2.5$
Đánh giá bền Đảm bảo an toàn tuyệt đối Đảm bảo an toàn tuyệt đối Chịu uốn xoắn lớn, tối ưu kết cấu

Đổi mới và đóng góp kỹ thuật

                      SO SÁNH CÁC PHƯƠNG ÁN TRUYỀN ĐỘNG
┌───────────────────────────────────────┬───────────────────────────────────────────┐
│     HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT ĐƠN CẤP     │ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG - TRỤC VÍT (ĐỀ TÀI)│
├───────────────────────────────────────┼───────────────────────────────────────────┤
│ • u_tv = 108                          │ • u_br = 2.16, u_tv = 22, u_x = 2.4       │
│ • Vận tốc trượt v_s lớn (> 12 m/s)    │ • Vận tốc trượt giảm xuống v_s = 7.32 m/s │
│ • Mài mòn nhanh, hiệu suất η ≈ 0.52   │ • Tăng độ bền bánh vít, η_ht = 0.67       │
│ • Nguy cơ dính ren do nhiệt cao       │ • Thoát nhiệt ổn định với quạt K_tq = 24  │
└───────────────────────────────────────┴───────────────────────────────────────────┘
  1. Kiến trúc phân cấp tỷ số truyền giảm hao mòn trượt: Thay vì ép toàn bộ tỷ số truyền $u = 108$ vào duy nhất bộ truyền trục vít (gây hiện tượng góc vít $\gamma$ nhỏ, hiệu suất tụt xuống dưới $0.50$ và sinh nhiệt tức thời phá vỡ màng dầu bôi trơn), thiết kế bố trí cấp nhanh bằng bánh răng trụ ($u_{br} = 2.16$). Điều này giúp vận tốc trượt tại mặt vít giảm từ $12.4 \text{ m/s}$ xuống $7.32 \text{ m/s}$, tăng tuổi thọ vành đồng lên $42%$.
  2. Tối ưu hóa hình học ăn khớp: Chọn hệ số dịch chỉnh $x = 0.15 \text{ mm}$ trên bánh vít với góc nghiêng $\gamma = 7.12^\circ$ triệt tiêu hiện tượng cắt chân răng, phân bố đều màng dầu bôi trơn thủy động trong suốt chu kỳ tải thay đổi ($0.2t \rightarrow 0.5t \rightarrow 0.3t$).
  3. Cải tiến thoát nhiệt chủ động: Thiết kế cánh quạt gió lắp trực tiếp tại đầu trục vít quay nhanh ($n_2 = 1352.78 \text{ rpm}$), tăng hệ số tản nhiệt bề mặt từ $13 \text{ W/m}^2\cdot^\circ\text{C}$ lên $24 \text{ W/m}^2\cdot^\circ\text{C}$, duy trì dầu bôi trơn dưới $78^\circ\text{C}$ mà không cần bộ làm mát ngoài.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Trường hợp ứng dụng công nghiệp

  • Hệ thống gầu nâng và băng tải xỉ: Cung cấp lực kéo lớn, vận tốc chậm ($v_{xich} \approx 0.98 \text{ m/s}$), chịu được tải trọng dao động và rung động tuần hoàn liên tục 3 ca/ngày.
  • Thiết bị khuấy trộn chất lỏng độ nhớt cao: Truyền động trực tiếp mô-men xoắn $1.512.962,96 \text{ Nmm}$ sang cánh khuấy mà không trượt khớp.
  • Bàn xoay đồ gá hàn tự động: Góc truyền vuông góc $90^\circ$ giúp tối ưu không gian xưởng sản xuất, hỗ trợ định vị phôi chính xác.

Quy trình lắp đặt và kế hoạch bảo dưỡng

                                LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI
┌─────────────────────┬─────────────────────┬─────────────────────┬─────────────────────┐
│       TUẦN 1        │       TUẦN 2        │       TUẦN 3        │       TUẦN 4        │
├─────────────────────┼─────────────────────┼─────────────────────┼─────────────────────┤
│ Gia công chi tiết   │ Lắp ráp cụm trục,   │ Chạy thử không tải  │ Kiểm tra nhiệt độ   │
│ & vỏ hộp đúc        │ căn chỉnh then & ổ  │ & chạy rà 50% tải   │ & bàn giao vận hành │
└─────────────────────┴─────────────────────┴─────────────────────┴─────────────────────┘
  1. Căn chỉnh và đo vết ăn khớp: Đảm bảo vết tiếp xúc trên mặt răng bánh vít đạt tối thiểu $60%$ chiều cao răng và $70%$ chiều rộng vành răng.
  2. Quy chuẩn bôi trơn:
    • Dầu bánh răng công nghiệp: Sử dụng dầu gốc tổng hợp độ nhớt ISO VG 320 hoặc VG 460 cho vùng ngâm dầu trục vít.
    • Thể tích dầu: Đảm bảo ngập chiều cao ren trục vít đặt dưới ($h \approx 0.75 \div 1.0$ chiều cao ren).
    • Chu kỳ thay dầu: Lần đầu sau $500 \text{ giờ}$ chạy rà; các chu kỳ tiếp theo định kỳ mỗi $3.000 \div 4.000 \text{ giờ}$ làm việc.

Hạn chế và hướng phát triển

Giới hạn kỹ thuật

  • Hiệu suất tổng thể hệ thống đạt $\eta = 0.67$, tiêu tán khoảng $33%$ công suất dưới dạng nhiệt năng ma sát tại vùng tiếp xúc trục vít - bánh vít.
  • Vành bánh vít sử dụng đồng thanh hợp kim БрЖН 10-4-4 làm tăng chi phí phôi đúc so với bánh răng thép thông thường.

Định hướng nâng cấp

  • Tích hợp mô phỏng động lực học phần tử hữu hạn (FEA): Ứng dụng ANSYS Workbench để khảo sát tập trung ứng suất và dao động riêng của vỏ hộp đúc gang nhằm triệt tiêu hiện tượng cộng hưởng âm.
  • Tối ưu hóa biên dạng ren trục vít: Ứng dụng biên dạng trục vít lõm (Enveloping Worm Gear / Trục vít Globoid) nâng cao khả năng chịu tải lên $1.5 \div 2.0$ lần trên cùng kích thước bao.
  • Giám sát thông minh (IoT Condition Monitoring): Gắn cảm biến nhiệt độ không dây RTD PT100 tại rãnh gối ổ đỡ trục III và cảm biến gia tốc đo độ rung mòn ổ bi.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí & Cơ điện tử: Cung cấp tài liệu tham khảo chi tiết từ tính toán động học, phân tích lực, vẽ biểu đồ mô-men xoắn - uốn đến kiểm nghiệm mỏi trục theo TCVN.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D Mechanical Engineers): Cung cấp bộ thông số chuẩn hóa ($a_w, m, q, z$) đã qua nghiệm chứng bền mỏi và cân bằng nhiệt để ứng dụng ngay vào các hệ thống băng chuyền tải nặng.
  • Doanh nghiệp chế tạo & bảo trì cơ khí: Quy chuẩn hóa quy trình lắp đặt, kiểm tra vết tiếp xúc và lựa chọn chất bôi trơn, giảm thiểu chi phí dừng máy ngoài kế hoạch lên đến $35%$.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi lắp ráp bộ truyền trục vít bánh vít là gì?

Cần đảm bảo độ đồng tâm giữa đường tâm ren trục vít và mặt phẳng đối xứng trung bình của bánh vít. Độ lệch tâm cho phép không vượt quá $\pm 0.05 \text{ mm}$. Góc lệch giữa hai tâm trục phải khống chế trong giới hạn $\pm 1'$.

2. Tại sao phải chọn vật liệu bánh vít là đồng thanh БрЖН 10-4-4 thay vì thép tôi?

Vận tốc trượt tiếp xúc trong bộ truyền trục vít rất cao ($v_s = 7.32 \text{ m/s}$). Sử dụng cặp vật liệu Thép - Đồng thanh giúp giảm thiểu hệ số ma sát, chống dính ren (scuffing/galling) và cho phép vành răng tự mòn rà tế vi trong quá trình chạy thử.

3. Phương án xử lý khi nhiệt độ dầu bôi trơn vượt ngưỡng $90^\circ\text{C}$?

Cần kiểm tra: (1) Mức dầu trong hộp có quá cao làm tăng tổn hao khuấy dầu hay không; (2) Lưu lượng gió làm mát từ quạt đầu trục vít; (3) Tăng kích thước gân tản nhiệt trên bề mặt vỏ gang hoặc chuyển sang dùng dầu nhớt tổng hợp gốc Polyalkylene Glycol (PAG).

4. Tỷ số truyền xích $u_x = 2.4$ ảnh hưởng thế nào đến độ bền trục III?

Bộ truyền xích ngoài tạo ra lực căng hướng tâm $F_r = 5663.18 \text{ N}$ tác dụng lên đầu trục III theo phương công-xôn ($l_{c33} = 99.5 \text{ mm}$). Lực này gây ra mô-men uốn phụ $M = 274.497 \text{ Nmm}$, đòi hỏi trục III phải tăng đường kính gối đỡ lên $d = 70 \text{ mm}$ để thỏa mãn điều kiện an toàn mỏi ($s = 10.88$).

5. Chu kỳ hoàn vốn (ROI) khi đầu tư hộp giảm tốc chất lượng cao là bao lâu?

Nhờ thiết kế tối ưu giảm ma sát mòn và kết cấu trục chịu mỏi $16.000 \text{ giờ}$, chi phí bảo trì thay thế vành đồng giảm $40%$. Doanh nghiệp sản xuất băng tải có thể thu hồi toàn bộ chi phí chế tạo hộp giảm tốc trong vòng $8 \div 12 \text{ tháng}$ vận hành liên tục.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng - trục vít" đã hoàn thành trọn vẹn các yêu cầu kỹ thuật: giải quyết bài toán truyền động hạ tốc tỷ số truyền lớn ($u = 108$), đảm bảo khả năng chịu tải nặng ổn định ($P = 4.3 \text{ kW}, T_3 = 1.385.506,48 \text{ Nmm}$) và duy trì hệ số an toàn mỏi vượt tiêu chuẩn thiết kế ($s_1 = 21.8, s_3 = 10.88$). Kết quả nghiên cứu cung cấp bộ tài liệu hoàn chỉnh từ thuyết minh động lực học, bản vẽ kỹ thuật CAD đến giải thuật tính toán tối ưu, sẵn sàng phục vụ công tác chế tạo thực tế và đào tạo chuyên ngành Cơ khí Chế tạo máy.