Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Cơ khí và Máy xây dựng tại Trường Đại học Công nghệ Giao thông Vận tải, đồ án môn học Chi tiết máy giữ vai trò tổng hợp kiến thức cơ sở chuyên ngành nhằm rèn luyện kỹ năng tính toán, thiết kế các hệ thống dẫn động cơ khí phục vụ thực tiễn sản xuất. Đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải" (Đề số 04, Phương án số 10) do sinh viên Ngô Xuân Long thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Nguyễn Xuân Hòa vào năm 2021.

Hệ thống dẫn động xích tải là thiết bị vận chuyển liên tục được sử dụng rộng rãi trong các dây chuyền công nghiệp, công trường xây dựng và khai thác vật liệu. Việc thiết kế hoàn chỉnh hệ thống đòi hỏi phải giải quyết đồng bộ các bài toán từ lựa chọn nguồn động lực, phân phối tỷ số truyền, đến thiết kế chi tiết các bộ truyền hở, bộ truyền kín trong hộp giảm tốc, hệ thống trục, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp.

Nhiệm vụ thiết kế được xác định dựa trên các thông số kỹ thuật ban đầu:

  1. Lực vòng tác dụng trên xích tải: $F = 9000\text{ N}$.
  2. Vận tốc làm việc của xích tải: $v = 1,2\text{ m/s}$.
  3. Số răng đĩa xích dẫn: $z = 9$ răng; Bước xích: $p = 110\text{ mm}$.
  4. Thời gian phục vụ định mức: $L = 4\text{ năm}$ (mỗi năm làm việc 230 ngày, chế độ 2 ca/ngày, mỗi ca 8 giờ).
  5. Đặc tính tải trọng: Quay một chiều, làm việc với tải trọng va đập nhẹ, chu kỳ biến thiên tải trọng gồm 3 giai đoạn:
    • Giai đoạn 1: Mô-men $T_1 = T$, thời gian $t_1 = 14\text{ s}$.
    • Giai đoạn 2: Mô-men $T_2 = 0,8T$, thời gian $t_2 = 11\text{ s}$.
    • Giai đoạn 3: Mô-men $T_3 = 0,7T$, thời gian $t_3 = 16\text{ s}$.

Đối tượng nghiên cứu là toàn bộ trạm dẫn động xích tải cơ khí bao gồm: động cơ điện ba pha không đồng bộ, bộ truyền đai thang ngoài hộp, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển (cấp nhanh răng nghiêng, cấp chậm răng thẳng), khớp nối trục đàn hồi và cơ cấu chấp hành xích tải.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng hệ thống cơ sở lý thuyết và tiêu chuẩn tính toán thiết kế máy truyền thống, chủ yếu dựa trên tài liệu chuyên khảo "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của Trịnh Chất - Lê Văn Uyển và giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" của Nguyễn Hữu Lộc.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán bao gồm:

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định công suất tương đương dựa trên chu kỳ tải trọng bậc, tính toán hiệu suất tổng thể của hệ thống, chọn động cơ điện tiêu chuẩn và phân phối tỷ số truyền cho các cấp truyền động.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi và tiếp xúc của bộ truyền cơ khí:
    • Bộ truyền đai: Tính toán theo khả năng kéo và điều kiện tránh trượt trơn, xác định ứng suất uốn, ứng suất có ích và tuổi thọ đai.
    • Bộ truyền bánh răng: Tính toán khoảng cách trục $a_w$, mô-đun pháp $m$, số răng $z$, kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn $[\sigma_F]$ theo tiêu chuẩn độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền uốn của vật liệu thép tôi cải thiện.
  • Phương pháp tính toán kết cấu trục và hệ thống gối đỡ:
    • Xác định sơ bộ đường kính trục theo mô-men xoắn thuần túy.
    • Lập sơ đồ không gian lực tác dụng, giải bài toán phản lực liên kết tại các gối đỡ trên hai mặt phẳng thẳng đứng $(Oyz)$ và nằm ngang $(Oxz)$.
    • Xây dựng biểu đồ mô-men uốn tổng và mô-men tương đương để xác định đường kính tại từng tiết diện nguy hiểm.
    • Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn $[s]$ kết hợp ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng và ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động.
  • Phương pháp tính chọn ổ lăn: Tính toán theo khả năng tải động $C_{tt}$ và kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh $C_0$ dựa trên tuổi thọ làm việc định mức tính bằng triệu vòng quay.
  • Phương pháp kiểm nghiệm mối ghép then: Tính toán kiểm tra ứng suất dập $[\sigma_d]$ và ứng suất cắt $[\tau_c]$ trên các tiết diện lắp ghép có rãnh then bằng.

Nguồn dữ liệu thông số phục vụ tính toán được tra cứu từ các bảng tiêu chuẩn vật liệu chế tạo cơ khí (thép 40Cr, thép C45, gang đúc xám), bảng thông số động cơ điện không đồng bộ dãy 4A và bảng kích thước tiêu chuẩn của ổ lăn, đai thang và then bằng.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động xích tải được tổ chức theo sơ đồ truyền động cơ khí liên tục: Nguồn động lực từ động cơ điện 3 pha không đồng bộ truyền qua bộ truyền đai thang giảm tốc sơ bộ, tiếp tục đi vào hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển để giảm vận tốc góc và tăng mô-men xoắn, sau đó truyền qua nối trục vòng đàn hồi đến trục tang chủ động của xích tải.

Động cơ điện ---> Bộ truyền đai thang ---> Hộp giảm tốc 2 cấp ---> Nối trục đàn hồi ---> Xích tải

Bảng phân phối thông số động học và động lực học trên các trục của hệ thống:

Thông số Trục động cơ Trục I (HGT) Trục II (HGT) Trục III (HGT) Trục IV (Công tác)
Công suất $P$ (kW) 11,45 11,00 10,70 10,30 10,10
Tỷ số truyền $u$ - 2,50 (đai) 3,47 / 3,10 2,31 / 2,58 1,00 (nối trục)
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 1460 584,0 188,4 73,0 73,0
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) 74.895,5 179.880,0 542.383,2 1.347.465,7 1.321.301,4

Quy trình triển khai thiết kế kết cấu hộp giảm tốc bao gồm:

  • Thiết kế hình học vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám với kết cấu nắp hộp và thân hộp ghép nối bằng hệ thống bu-lông.
  • Bố trí các chi tiết phụ phục vụ bôi trơn và vận hành: que thăm dầu để kiểm soát mức dầu bôi trơn ngâm đáy hộp, nút thông hơi trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất, vít tách nắp và chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ lắp ổ trục sau khi tháo lắp, bu-lông vòng phục vụ nâng hạ cụm máy.
  • Thiết kế hệ thống chắn dầu bằng vòng chắn dầu chuyên dụng để ngăn không cho mạt kim loại và dầu hộp số lọt vào ổ lăn.

Nội dung chính theo từng chương

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Phần này tập trung xác định công suất làm việc yêu cầu của hệ dẫn động và lựa chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn phù hợp.

  • Xác định hiệu suất tổng thể: Tác giả xác định hiệu suất của hệ thống $\eta = \eta_đ \cdot \eta_{br1} \cdot \eta_{br2} \cdot \eta_{kn} \cdot \eta_{ol}^4 = 0,96 \cdot 0,97 \cdot 0,97 \cdot 0,99 \cdot (0,99)^4 \approx 0,86$.
  • Tính toán công suất: Dựa trên chế độ tải trọng thay đổi 3 cấp, công suất tương đương tính toán là $P_t = 9,06\text{ kW}$. Công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{9,06}{0,86} \approx 10\text{ kW}$.
  • Lựa chọn động cơ điện: Chọn động cơ ba pha không đồng bộ kiểu 4A132M4Y3 / 4A160S4Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 15\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $n_{đc} = 1460\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$, hiệu suất $\eta = 89%$, hệ số quá tải $T_{max}/T_{đm} = 2,2$ và hệ số mở máy $T_k/T_{đm} = 1,4$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung toàn hệ thống $u_{ch} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = 20$. Tác giả chọn tỷ số truyền của bộ truyền đai ngoài là $u_đ = 2,5$ và tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp là $u_{hgt} = 8$. Tỷ số truyền trong hộp được phân chia cho cấp nhanh $u_1 \approx 3,47$ và cấp chậm $u_2 \approx 2,31$.

Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết máy

Đây là nội dung trọng tâm của đồ án, bao gồm tính toán chi tiết kích thước động học, động lực học và kiểm nghiệm độ bền cho từng cụm chi tiết máy:

  1. Bộ truyền đai thang ngoài:

    • Chọn loại đai hình thang thường tiết diện Б ($b_t = 14\text{ mm}, b = 17\text{ mm}, h = 10,5\text{ mm}, y_0 = 4,0\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$).
    • Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 160\text{ mm}$; Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = 400\text{ mm}$.
    • Khoảng cách trục thiết kế: $a = 440\text{ mm}$; Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 1800\text{ mm}$.
    • Số lượng đai cần thiết: $z = 4$ đai. Chiều rộng vành bánh đai: $B = 53,5\text{ mm}$.
    • Đường kính ngoài bánh đai nhỏ $d_{a1} = 168,4\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_{a2} = 408,4\text{ mm}$.

  2. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:

    • Vật liệu: Thép 40Cr tôi cải thiện. Độ rắn bánh dẫn $HB_1 = 300$, bánh bị dẫn $HB_2 = 280$.
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 515,45\text{ MPa}$; Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_F] = 288\text{ MPa}$.
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_{w1} = 160\text{ mm}$; Mô-đun pháp: $m = 2,5\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh nhỏ $z_1 = 28$ răng, bánh lớn $z_2 = 97$ răng. Góc nghiêng của răng: $\beta = 12,09^\circ$.
    • Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn $b_2 = 48\text{ mm}$, bánh dẫn $b_1 = 53\text{ mm}$.
    • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn tính toán đều nhỏ hơn giá trị cho phép, đảm bảo độ bền.

  3. Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm:

    • Vật liệu: Thép 40Cr tôi cải thiện ($HB_3 = 300, HB_4 = 280$).
    • Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 515,45\text{ MPa}$; $[\sigma_F] = 288\text{ MPa}$.
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_{w2} = 200\text{ mm}$; Mô-đun: $m = 3,0\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh nhỏ $z_3 = 40$ răng, bánh lớn $z_4 = 93$ răng (tỷ số truyền thực tế $u_2 = 2,33$, sai lệch $\Delta u < 2%$).
    • Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn $b_4 = 100\text{ mm}$, bánh dẫn $b_3 = 105\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu: Đảm bảo mức dầu ngập chiều cao răng $h_2 = 10\text{ mm}$ của bánh răng bị dẫn cấp chậm mà không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng.

  4. Tính toán thiết kế hệ thống trục và mối ghép then:

    • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn mỏi uốn đối xứng $\sigma_{-1} = 261,6\text{ MPa}$, giới hạn mỏi xoắn $\tau_{-1} = 151,73\text{ MPa}$, ứng suất cho phép $[\sigma] = 65\text{ MPa}, [\tau] = 20\text{ MPa}$.
    • Kết quả xác định đường kính tại các tiết diện lắp ghép:
      • Trục I: Vị trí lắp bánh răng $d_C = 38\text{ mm}$, vị trí lắp bánh đai $d_D = 30\text{ mm}$, ngõng trục gối đỡ ổ lăn $d_A = d_B = 35\text{ mm}$.
      • Trục II: Vị trí lắp bánh răng nghiêng lớn $d_{C2} = 52\text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng thẳng nhỏ $d_{D2} = 48\text{ mm}$, ngõng trục gối đỡ $d_{A2} = d_{B2} = 42\text{ mm}$.
      • Trục III: Vị trí lắp bánh răng thẳng lớn $d_{C3} = 62\text{ mm}$, đầu trục lắp khớp nối đàn hồi $d_{D3} = 54\text{ mm}$, ngõng trục gối đỡ $d_{A3} = d_{B3} = 60\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Hệ số an toàn tổng hợp tại các tiết diện nguy hiểm đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 2,5$.
    • Kiểm nghiệm then bằng: Chọn kích thước then theo tiêu chuẩn ứng với từng đường kính trục; ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 40 \div 60\text{ MPa}$ đều thỏa mãn.

  5. Tính toán chọn ổ lăn và nối trục đàn hồi:

    • Trục I: Chịu đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục ($F_{a1} = 958\text{ N}$), tác giả chọn cụm ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ mã hiệu 46207 (góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$, hệ số $e = 0,68$, khả năng tải động định mức $C = 22,7\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 16,6\text{ kN}$).
    • Kiểm nghiệm tải trọng động quy ước và tuổi thọ: Đảm bảo thời gian làm việc danh định của ổ lăn vượt yêu cầu thiết kế.
    • Nối trục: Chọn nối trục vòng đàn hồi với hệ số chế độ làm việc $K = 1,5$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 260\text{ mm}$, lực tác dụng phụ lên trục $F_k = 2730\text{ N}$.

Phần III: Chọn dung sai lắp ghép

Phần này quy định các dung sai kích thước, dung sai hình học và độ nhám bề mặt cho các bề mặt lắp ghép quan trọng trong hộp giảm tốc (mối ghép vòng trong và vòng ngoài ổ lăn, then trên trục và may-ơ, then với rãnh trục, may-ơ bánh răng lắp trên trục) theo hệ thống tiêu chuẩn dung sai lắp ghép cơ khí TCVN.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí cho hệ thống dẫn động xích tải với các kết quả định lượng cụ thể:

Cụm chi tiết / Thông số Kết quả thiết kế Đánh giá kỹ thuật
Động cơ điện 4A132M4Y3 / 4A160S4Y3 ($P=15\text{ kW}, n=1460\text{ v/p}$) Đủ công suất khởi động và làm việc với chế độ tải thay đổi
Bộ truyền ngoài Đai thang loại Б, số lượng $z=4$, $L=1800\text{ mm}, a=440\text{ mm}$ Đảm bảo khả năng truyền lực, làm việc êm dịu
Cặp bánh răng cấp nhanh Bánh răng trụ răng nghiêng: $a_{w1}=160\text{ mm}, m=2,5\text{ mm}, z_1=28, z_2=97, \beta=12,09^\circ$ Đạt điều kiện bền tiếp xúc ($[\sigma_H] = 515,45\text{ MPa}$) và bền uốn
Cặp bánh răng cấp chậm Bánh răng trụ răng thẳng: $a_{w2}=200\text{ mm}, m=3,0\text{ mm}, z_3=40, z_4=93$ Đạt điều kiện bền mỏi và thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu
Hệ thống trục (I, II, III) Vật liệu Thép C45 tôi cải thiện, đường kính ngõng trục: 35 mm, 42 mm, 60 mm Hệ số an toàn mỏi $s > [s] = 2,5$ trên tất cả các tiết diện nguy hiểm
Ổ lăn Trục I Ổ bi đỡ chặn một dãy mã hiệu 46207 Chịu tốt lực dọc trục $F_a = 958\text{ N}$ và tải trọng hướng tâm
Mối ghép then Then bằng tiêu chuẩn trên các đoạn trục $\phi 30, \phi 38, \phi 48, \phi 52, \phi 54, \phi 62$ Đạt điều kiện bền dập $\le 100\text{ MPa}$ và bền cắt

Đóng góp của tài liệu thể hiện qua việc xây dựng một tiến trình tính toán logic, liên kết chặt chẽ giữa tính toán động học sơ bộ, kiểm nghiệm bền chi tiết máy và lựa chọn dung sai lắp ghép thực tế phục vụ gia công chế tạo.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Theo nội dung trình bày và phạm vi của đồ án môn học:

  • Hạn chế: Toàn bộ quá trình tính toán dựa trên các công thức giải tích giải tích truyền thống với các hệ số tra bảng kinh nghiệm, chưa kết hợp các công cụ mô phỏng số (như phân tích phần tử hữu hạn FEA) để đánh giá tập trung ứng suất tại các góc lượn trục hoặc phân bố ứng suất tiếp xúc phức tạp trên bề mặt răng. Các thông số tải trọng được giả định theo chu kỳ tải bậc rời rạc thay vì đo kiểm thực tế trên máy đang vận hành.
  • Hướng mở rộng: Có thể ứng dụng các phần mềm thiết kế 3D (như Inventor, SolidWorks) để xây dựng mô hình trực quan, mô phỏng động lực học cơ cấu xích tải trong điều kiện làm việc thực tế, và tiến hành tối ưu hóa kết cấu vỏ hộp nhằm giảm khối lượng kim loại đúc.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Máy xây dựng, Cơ điện tử và Kỹ thuật Ô tô trong quá trình thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.

Các nội dung có giá trị tham khảo nổi bật bao gồm:

  1. Trình tự lập bảng đặc tính động học và động lực học qua các trục truyền động khi tải trọng biến thiên theo chu kỳ.
  2. Các bước tính toán hình học và kiểm nghiệm bền cho bộ truyền bánh răng cấp nhanh (răng nghiêng) và cấp chậm (răng thẳng).
  3. Phương pháp lập sơ đồ tính, giải phản lực không gian và tính nghiệm hệ số an toàn mỏi cho trục có rãnh then và bậc trục.
  4. Quy trình tính chọn ổ bi đỡ chặn chịu tải trọng kết hợp.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án có thông số kỹ thuật chính là gì?
Tác giả đã chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ kiểu 4A132M4Y3 (thông số bảng tra tương ứng dãy 4A160S4Y3) với công suất định mức $15\text{ kW}$, tốc độ quay $1460\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$, hiệu suất $\eta = 89%$, đảm bảo điều kiện công suất $P_{đc} \ge P_{ct} = 10\text{ kW}$ và tốc độ quay gần với tốc độ sơ bộ.

2. Hộp giảm tốc sử dụng loại truyền động nào và các thông số khoảng cách trục là bao nhiêu?
Hộp giảm tốc là loại bánh răng trụ hai cấp khai triển, gồm cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có khoảng cách trục $a_{w1} = 160\text{ mm}$ (mô-đun $m = 2,5\text{ mm}, \beta = 12,09^\circ$) và cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có khoảng cách trục $a_{w2} = 200\text{ mm}$ (mô-đun $m = 3,0\text{ mm}$).

3. Tại sao ở Trục I lại lựa chọn ổ bi đỡ chặn thay vì ổ bi đỡ một dãy thông thường?
Do cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nên sinh ra lực dọc trục $F_{a1} = 958\text{ N}$. Tỷ số lực dọc trục trên lực hướng tâm tại gối đỡ $A$ đạt $\frac{F_{a1}}{F_{rA1}} = 0,62 > 0,3$, do đó bắt buộc phải sử dụng ổ bi đỡ chặn (chọn loại cỡ nhẹ mã hiệu 46207 với góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$) để tiếp nhận đồng thời cả tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.

4. Vật liệu chế tạo bánh răng và trục trong hệ thống là gì?
Bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đều sử dụng vật liệu thép 40Cr tôi cải thiện (độ rắn bánh nhỏ $HB = 300$, bánh lớn $HB = 280$). Hệ thống các trục I, II, III được chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 600\text{ MPa}$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 65\text{ MPa}$.

5. Bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc có kích thước và số đai là bao nhiêu?
Bộ truyền đai sử dụng loại đai thang thường tiết diện Б, gồm $z = 4$ dây đai, đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 160\text{ mm}$, đường kính bánh đai lớn $d_2 = 400\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 1800\text{ mm}$ và khoảng cách giữa hai trục bánh đai $a = 440\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải" của sinh viên Ngô Xuân Long là một công trình thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, thực hiện đầy đủ các bước tính toán động học, động lực học và kết cấu theo quy chuẩn chuyên ngành Cơ khí - Máy xây dựng. Bằng việc áp dụng chặt chẽ lý thuyết cơ sở thiết kế máy, tác giả đã lựa chọn cấu hình dẫn động tối ưu, đảm bảo các chỉ tiêu về độ bền mỏi tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền then và tuổi thọ ổ lăn cho toàn bộ hệ thống. Tài liệu là nguồn tư liệu có cấu trúc mạch lạc, chuẩn xác về số liệu tính toán phục vụ cho công tác học tập và nghiên cứu trong lĩnh vực kỹ thuật cơ khí.