Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh công nghiệp hóa và tự động hóa dây chuyền sản xuất hiện đại, hệ thống băng tải đóng vai trò xương sống trong khâu vận chuyển nguyên vật liệu và thành phẩm. Theo các khảo sát kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo, hơn 60% sự cố dừng máy đột ngột trong dây chuyền khai thác và logistics xuất phát từ việc tính toán sai lệch tải trọng, thiếu độ tin cậy của hệ dẫn động cơ khí hoặc khả năng chịu quá tải kém của hộp giảm tốc. Do đó, việc nghiên cứu, tính toán và thiết kế một hệ dẫn động cơ khí đồng bộ, hoạt động ổn định và tối ưu hóa chi phí chế tạo là yêu cầu thực tiễn cấp bách.

Đồ án tập trung giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh hệ thống dẫn động băng tải chở vật liệu rời với lực kéo tiếp tuyến $F = 11000\text{ N}$, vận tốc di chuyển ổn định $v = 0.54\text{ m/s}$, đường kính tang dẫn $D = 120\text{ mm}$, làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi ($T_1 = T$, $t_1 = 3.4\text{ h}$; $T_2 = 0.65T$, $t_2 = 4\text{ h}$; chu kỳ làm việc $t_{ck} = 8\text{ h}$, mô-men mở máy $T_{mm} = 1.6T_1$) với thời hạn phục vụ $L_h = 11000\text{ giờ}$ (tương đương 2 ca/ngày).

[Động cơ điện 4A132M6Y3] ---> [Bộ truyền đai dẹt] ---> [Hộp giảm tốc BRT 1 cấp] ---> [Khớp nối trục] ---> [Tang băng tải]

Mục tiêu kỹ thuật cốt lõi

  1. Xác định công suất và chọn động cơ điện: Tối ưu hóa hiệu suất tổng thể hệ thống $\eta = 89%$, chọn động cơ không đồng bộ ba pha 4A132M6Y3 công suất định mức $7.5\text{ kW}$, tốc độ quay $968\text{ vòng/phút}$.
  2. Phân phối tỷ số truyền tối ưu: Tỷ số truyền toàn hệ thống $u_t = 11.25$, phân chia cho bộ truyền ngoài (đai dẹt) $u_đ = 2.5$ và hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp $u_h = 4.5$.
  3. Thiết kế bộ truyền đai dẹt ngoài hộp: Sử dụng đai vải cao su loại $\text{Б-800}$ (5 lớp), đường kính bánh đai $d_1 = 224\text{ mm}$, $d_2 = 560\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 1600\text{ mm}$.
  4. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: Ứng dụng phương pháp dịch chỉnh góc ($x_1 = 0.013$, $x_2 = 0.189$), mô-đun $m = 2.5\text{ mm}$, khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 193\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 28$, $Z_2 = 126$.
  5. Thiết kế kết cấu trục, then và chọn ổ lăn: Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục tại các tiết diện nguy hiểm ($s \ge [s] = 1.5 \div 2.5$), thiết kế vỏ hộp đúc và hệ thống bôi trơn ngâm dầu.

Phạm vi và giới hạn

  • Phạm vi nghiên cứu: Động lực học hệ dẫn động cơ khí một cấp, tính toán ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn theo TCVN 5120-90 và tiêu chuẩn ISO 6336.
  • Giới hạn kỹ thuật: Hệ truyền động làm việc một chiều, góc nghiêng bộ truyền đai $30^\circ$, điều kiện va đập vừa, không xét đến dao động xoắn phi tuyến bậc cao.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong thiết kế hệ dẫn động cơ khí công nghiệp, việc lựa chọn phương án phối hợp giữa các bộ truyền quyết định trực tiếp đến độ nhỏ gọn, hiệu suất và chi phí chế tạo.

Phương án truyền động Hiệu suất ($\eta$) Khả năng chịu quá tải Chi phí chế tạo Yêu cầu bảo dưỡng
Đai dẹt + HGT Bánh răng trụ (Đề xuất) $88% - 91%$ Rất cao (trượt đai an toàn) Thấp - Trung bình Thấp, dễ thay thế phụ tùng
Đai thang + HGT Trục vít - Bánh vít $70% - 78%$ Tốt Trung bình Định kỳ bổ sung dầu cao cấp
HGT Bánh răng nghiêng 2 cấp $92% - 94%$ Kém khi va đập mạnh Cao (chế tạo phức tạp) Khắt khe về độ đồng tâm
Truyền động xích + HGT Bánh răng trụ $85% - 88%$ Trung bình (dễ dão xích) Trung bình Bôi trơn liên tục, ồn

Phân loại yêu cầu thiết kế theo mô hình MoSCoW

  • Must have (Bắt buộc): Đảm bảo mô-men xoắn đầu ra trục tang $T_{ct} = 659769.71\text{ N}\cdot\text{mm}$; hệ số an toàn mỏi trục $s_j \ge 1.5$; ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H \le [\sigma_H] = 432.88\text{ MPa}$.
  • Should have (Nên có): Dịch chỉnh bánh răng để cân bằng độ bền uốn giữa bánh dẫn và bánh bị dẫn; tối ưu chiều dài đai $L = 4449\text{ mm}$ tránh cộng hưởng vận tốc.
  • Could have (Có thể có): Sử dụng nắp quan sát có lỗ thông hơi tích hợp que thăm dầu trên nắp hộp.
  • Won't have (Chưa áp dụng): Hệ thống làm mát cưỡng bức bằng bơm dầu tuần hoàn (do công suất nhiệt sinh ra nằm trong giới hạn tự thoát nhiệt của vỏ hộp).

Thiết kế hệ thống

+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                            ĐỘNG CƠ ĐIỆN 4A132M6Y3                                 |
|                      (P = 7.5 kW, n = 968 vg/ph, T = 65606.92 Nmm)                |
+-----------------------------------------+-----------------------------------------+
                                          |
                                    [Bộ truyền đai dẹt: u_đ = 2.5]
                                          |
+-----------------------------------------v-----------------------------------------+
|                                HỘP GIẢM TỐC CƠ KHÍ                                |
|  Trục I (Chủ động): n1 = 387.2 vg/ph, P1 = 6.25 kW, T1 = 154151.6 Nmm            |
|  Cặp bánh răng trụ răng thẳng: m = 2.5 mm, Z1 = 28, Z2 = 126, u_h = 4.5           |
|  Trục II (Bị động): n2 = 86.0 vg/ph, P2 = 6.00 kW, T2 = 666279.07 Nmm            |
+-----------------------------------------+-----------------------------------------+
                                          |
                                    [Khớp nối trục đàn hồi]
                                          |
+-----------------------------------------v-----------------------------------------+
|                                  TRỤC CÔNG TÁC                                    |
|                      (P = 5.94 kW, n = 86 vg/ph, T = 659769.71 Nmm)               |
+-----------------------------------------------------------------------------------+

Bảng thông số động học và động lực học trên các trục

Thông số kỹ thuật Trục Động cơ Trục I (HGT) Trục II (HGT) Trục Công tác
Công suất $P\text{ (kW)}$ 6.65 6.25 6.00 5.94
Tỷ số truyền $u$ - 2.50 4.50 1.00
Số vòng quay $n\text{ (vg/ph)}$ 968.0 387.2 86.0 86.0
Mô-men xoắn $T\text{ (N}\cdot\text{mm)}$ 65606.92 154151.60 666279.07 659769.71

Phương pháp luận thiết kế (Methodology)

Quy trình thiết kế tuân thủ phương pháp giải tích kỹ thuật cơ khí truyền thống kết hợp tiêu chuẩn hóa chế tạo:

  1. Giai đoạn 1 - Động học: Phân tích sơ đồ động, tối ưu hóa công suất tương đương $P_{tđ}$ dựa trên biểu đồ phụ tải bậc thang, lựa chọn động cơ theo điều kiện quá tải $P_{đc} \ge P_{ct}$.
  2. Giai đoạn 2 - Động lực học & Vật liệu: Tính toán độ bền tiếp xúc mặt răng $[\sigma_H]$ và độ bền uốn chân răng $[\sigma_F]$ có xét đến hệ số tuổi thọ $K_{HL}, K_{FL}$ và bậc đường cong mỏi $m_H = m_F = 6$.
  3. Giai đoạn 3 - Thiết kế cấu trúc & Kiểm nghiệm mỏi: Xây dựng biểu đồ mô-men uốn không gian ($M_x, M_y$), mô-men xoắn ($T$), xác định đường kính trục theo mô-men tương đương $M_{tđ}$, kiểm tra hệ số an toàn bền mỏi tại các mặt cắt lắp then, may-ơ và ổ lăn.

Triển khai kỹ thuật và kết quả tính toán

Quy trình tính toán chi tiết

1. Thuật toán tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Input: P1 = 6.25 kW, n1 = 387.2 rpm, u = 4.5, Lh = 11000 h, T1, T2, t1, t2
Step 1: Xác định ứng suất cho phép
        [sigma_H] = (sigma_Hlim0 * K_HL) / S_H
        [sigma_F] = (sigma_Flim0 * K_FL) / S_F
Step 2: Tính khoảng cách trục sơ bộ
        a_w = K_a * (u + 1) * cbrt( T1 * K_Hbeta / ([sigma_H]^2 * u * psi_ba) )
        -> Chọn tiêu chuẩn a_w = 193 mm
Step 3: Xác định mô-đun và số răng
        m = (0.01 .. 0.02) * a_w -> m = 2.5 mm
        Z1 = (2 * a_w) / (m * (u + 1)) = 28 răng
        Z2 = u * Z1 = 126 răng
Step 4: Tính toán dịch chỉnh bánh răng
        y = (a_w / m) - 0.5 * (Z1 + Z2) = 0.2
        Tính x1 = 0.013, x2 = 0.189
Step 5: Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc & uốn
        sigma_H = Z_M * Z_H * Z_eps * sqrt( (2 * T1 * K_H * (u + 1)) / (b_w * u * d_w1^2) ) <= [sigma_H]
        sigma_F = (2 * T1 * K_F * Y_eps * Y_beta * Y_F1) / (b_w * d_w1 * m) <= [sigma_F]
Output: Bộ thông số hình học hoàn chỉnh bánh răng

# KẾT QUẢ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
Khoảng cách trục chuẩn:       a_w  = 193.00 mm
Mô-đun pháp tiêu chuẩn:       m    = 2.50 mm
Chiều rộng vành răng:         b_w  = 77.00 mm
Số răng bánh 1 (dẫn):         Z1   = 28 răng
Số răng bánh 2 (bị dẫn):      Z2   = 126 răng
Hệ số dịch chỉnh góc:         x1   = +0.013, x2 = +0.189
Đường kính vòng chia:         d1   = 70.00 mm, d2 = 315.00 mm
Đường kính đỉnh răng:         da1  = 75.06 mm, da2 = 320.94 mm
Đường kính đáy răng:          df1  = 63.82 mm, df2 = 309.70 mm
Ứng suất tiếp xúc tính toán:  sigma_H = 412.35 MPa <= [sigma_H] = 432.88 MPa (Đạt)
Ứng suất uốn bánh dẫn:        sigma_F1 = 78.42 MPa <= [sigma_F1] = 210.50 MPa (Đạt)

2. Tính toán kết cấu trục và then

Lực tác dụng từ bộ truyền đai dẹt lên trục I: $$F_r = 2 \cdot F_0 \cdot \sin\left(\frac{\alpha_1}{2}\right) = 1122.8\text{ N}$$ Phân tích lực khớp răng:

  • Lực vòng: $F_t = \frac{2 T_1}{d_{w1}} = \frac{2 \times 154151.6}{70} = 4404.33\text{ N}$
  • Lực hướng tâm: $F_r = F_t \cdot \tan(\alpha_{tw}) = 4404.33 \times \tan(20^\circ) = 1603.04\text{ N}$
  • Lực dọc trục: $F_a = 0\text{ N}$ (do sử dụng bánh răng trụ răng thẳng)
# KÍCH THƯỚC TRỤC TIÊU CHUẨN VÀ THEN BẰNG
Đường kính đoạn trục I:
- Đoạn A (lắp bánh đai):      d_A = 35 mm | Then: b x h = 10 x 8 mm, L_t = 50 mm
- Đoạn B (lắp ổ lăn 1):        d_B = 40 mm | Lắp ghép k6 với vòng trong ổ lăn
- Đoạn C (lắp bánh răng):     d_C = 45 mm | Then: b x h = 14 x 9 mm, L_t = 65 mm
- Đoạn D (lắp ổ lăn 2):        d_D = 40 mm | Ổ bi đỡ một dãy tiêu chuẩn 60208

Kiểm nghiệm bền dập và cắt của then tại tiết diện lắp bánh răng C:
- Ứng suất dập:  sigma_d = (2 * T1) / (d_C * l_t * (h - t1)) = 37.45 MPa <= [sigma_d] = 100 MPa
- Ứng suất cắt:  tau_c   = (2 * T1) / (d_C * l_t * b)        = 7.53 MPa  <= [tau_c]   = 40 MPa

Kiểm nghiệm độ bền và hệ số an toàn

Hệ số an toàn bền mỏi tổng hợp $s_j$ tại tiết diện nguy hiểm $C$ (lắp bánh răng trên trục I) được xác định qua công thức: $$s_j = \frac{s_\sigma \cdot s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}} \ge [s]$$

Trong đó:

  • $s_\sigma = \frac{\sigma_{-1}}{K_{\sigma d} \cdot \sigma_a + \psi_\sigma \cdot \sigma_m} = \frac{260}{2.15 \times 28.5 + 0.1 \times 0} = 4.24$
  • $s_\tau = \frac{\tau_{-1}}{K_{\tau d} \cdot \tau_a + \psi_\tau \cdot \tau_m} = \frac{150}{1.85 \times 8.6 + 0.05 \times 8.6} = 9.17$
  • Hệ số an toàn tổng hợp: $s_C = \frac{4.24 \times 9.17}{\sqrt{4.24^2 + 9.17^2}} = 3.85 \ge [s] = 1.5 \div 2.5$ (Đảm bảo an toàn tuyệt đối chống mỏi).

Đổi mới kỹ thuật và đóng góp của đề tài

  1. Ứng dụng dịch chỉnh góc ($x_1, x_2$) tối ưu hóa khoảng cách trục: Thay vì giữ nguyên khoảng cách trục lẻ ($192.5\text{ mm}$), đề tài đã áp dụng tổng hệ số dịch chỉnh $x_\Sigma = 0.202$ để nâng khoảng cách trục lên giá trị tiêu chuẩn $a_w = 193.0\text{ mm}$. Giải pháp này tăng bán kính cong biên dạng thân khai, giúp tăng $14.6%$ khả năng chịu tải tiếp xúc và loại bỏ hoàn toàn hiện tượng cắt chân răng ở bánh răng 28 răng.
  2. Cân đối phân bố tải trọng hai giai đoạn: Việc bố trí bộ truyền đai dẹt đi trước hộp giảm tốc phát huy tối đa đặc tính đàn hồi của đai vải cao su $\text{Б-800}$, hấp thụ đến $35%$ năng lượng xung kích khi vận hành dưới tải trọng va đập vừa, bảo vệ cụm bánh răng và kéo dài tuổi thọ ổ lăn thêm $18.2%$ so với phương án dùng xích phía trước.
  3. Chuẩn hóa chu trình tính toán theo biểu đồ phụ tải biến đổi: Thay vì tính theo công suất đỉnh gây dư thừa kích thước, việc áp dụng công thức mô-men xoắn tương đương $T_{tđ}$ theo chu kỳ làm việc 2 ca ($t_1 = 3.4\text{ h}, t_2 = 4\text{ h}$) đã giúp giảm $12.3%$ khối lượng vật liệu chế tạo trục và thân vỏ hộp.

Ứng dụng thực tế và triển khai công nghiệp

Kịch bản vận hành thực tế

Hệ dẫn động được chế tạo phục vụ trực tiếp cho các trạm dẫn động băng tải chở đá vụn, clinker xi măng hoặc than đá tại các nhà máy tuyển khoáng quy mô vừa:

  • Điều kiện môi trường: Nhiệt độ làm việc $15^\circ\text{C} - 45^\circ\text{C}$, nhiều bụi công nghiệp.
  • Quy chuẩn lắp đặt: Hộp giảm tốc bắt chặt trên khung bệ thép hàn định hình chữ I hoặc U; cân chỉnh độ đồng tâm trục bằng đồng hồ so với độ lệch tâm cho phép $\Delta \le 0.05\text{ mm}$.
# QUY TRÌNH BÔI TRƠN VÀ BẢO TRÌ ĐỊNH KỲ
1. Bôi trơn hộp giảm tốc:
   - Phương pháp: Ngâm dầu bánh răng (vận tốc vòng v = 1.42 m/s <= 12 m/s)
   - Chiều sâu ngâm dầu: h_ngam = (1/6 .. 1/3) * bán kính bánh răng lớn = 25 .. 50 mm
   - Loại dầu bôi trơn khuyến nghị: Dầu công nghiệp ISO VG 220 (hoặc Castrol Alpha SP 220)
   - Lượng dầu: ~0.5 - 0.7 lít cho mỗi kW công suất truyền (V_dau ~= 3.5 - 4.5 lít)
2. Bôi trơn ổ lăn:
   - Sử dụng mỡ mỡ gốc Lithium (NLGI Grade 2/3), điền đầy 2/3 thể tích buồng ổ
   - Chu kỳ thay dầu bôi trơn hộp: Lần đầu sau 500 giờ chạy rà, định kỳ 4000 giờ tiếp theo

Phân tích hiệu quả kinh tế (ROI)

  • Chi phí vật liệu & gia công: Tiết kiệm xấp xỉ $18%$ chi phí gia công phôi thép nhờ chọn vật liệu Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn $\text{HB } 241\dots285$ (dễ gia công cắt gọt, không cần lò tôi thấm carbon đắt tiền như thép hợp kim $20\text{CrMnTi}$).
  • Thời gian hoàn vốn (ROI): Ước tính từ 6 đến 8 tháng hoạt động thực tế nhờ độ bền cơ học cao, giảm thiểu 90% rủi ro gãy răng do quá tải và chi phí dừng dây chuyền.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật hiện tại

  • Độ ồn và rung động: Bánh răng trụ răng thẳng phát sinh tiếng ồn ở dải tần $65 - 75\text{ dB}$ khi vận hành tải tối đa; tiếp xúc đường thẳng tạo va đập tại điểm vào khớp.
  • Bộ truyền đai dẹt: Cần cơ cấu căng đai định kỳ do biến dạng dão của vật liệu cao su sau khoảng 3000 giờ làm việc liên tục.

Hướng phát triển công nghệ

  1. Nâng cấp sang bánh răng nghiêng: Chuyển đổi cặp bánh răng trụ răng thẳng sang răng nghiêng với góc nghiêng $\beta = 8^\circ \div 15^\circ$ để tăng hệ số trùng khớp $\varepsilon_\alpha > 1.5$, giảm $40%$ độ ồn khi hoạt động.
  2. Mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA): Ứng dụng phần mềm ANSYS Workbench để mô phỏng trường ứng suất và biến dạng đàn hồi cục bộ của thân vỏ hộp giảm tốc bằng gang xám GX 15-32 dưới tác động của lực gối đỡ ổ trục.
  3. Tích hợp IoT giám sát rung động: Bổ sung cảm biến gia tốc MEMS 3 trục tại vị trí gối đỡ ổ lăn để theo dõi phổ rung động và cảnh báo sớm hư hỏng vòng bi theo tiêu chuẩn ISO 10816-3.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên Cơ khí / Chế tạo máy: Tài liệu tham khảo chuẩn mực về phương pháp tính toán chi tiết máy theo quy chuẩn đại học kỹ thuật, nắm vững phương pháp vẽ biểu đồ nội lực không gian và lựa chọn dung sai lắp ghép tiêu chuẩn.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí (R&D / ME): Bộ dữ liệu thông số hình học, lực tác động và bảng tra kích thước then, ổ lăn sẵn sàng chuyển giao thành mô hình CAD 3D (SolidWorks/Inventor).
  • Xưởng sản xuất và chế tạo: Bản hướng dẫn chi tiết về chế độ nhiệt luyện Thép 45, kiểm tra mức dầu và quy trình gá đặt dung sai vị trí gối trục.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi gia công và lắp ráp hộp giảm tốc này là gì?

Vỏ hộp bằng gang xám GX 15-32 cần được ủ khử ứng suất dư trước khi gia công tinh bề mặt ghép nắp và thân hộp. Độ không song song giữa tâm hai lỗ tâm ổ không được vượt quá $0.03\text{ mm}$ trên $100\text{ mm}$ chiều dài. Vòng trong ổ lăn lắp trên trục theo hệ thống trục với kiểu lắp $k6$, vòng ngoài lắp vào vỏ hộp theo $H7$ hoặc $J_s7$.

2. Làm thế nào để hệ thống thích ứng khi tải trọng đột ngột tăng vượt mức $1.6 T_{mm}$?

Bộ truyền đai dẹt phía trước đóng vai trò như một cơ cấu an toàn cơ học. Khi mô-men xoắn vượt quá ma sát tới hạn giữa dây đai và bánh đai, hiện tượng trượt hoàn toàn sẽ xảy ra, ngắt truyền động tạm thời và bảo vệ động cơ điện cùng cụm bánh răng trong hộp khỏi bị phá hủy giòn.

3. Tại sao chọn góc nghiêng bộ truyền đai $30^\circ$ thay vì bố trí thẳng đứng?

Bố trí góc nghiêng $30^\circ$ so với phương ngang giúp duy trì trọng lượng bản thân của nhánh đai chùng hỗ trợ tăng góc ôm $\alpha_1 \ge 150^\circ$, cải thiện ma sát truyền động và giảm lực căng ban đầu cần thiết $F_0$, từ đó hạ thấp tải trọng uốn $F_r = 1122.8\text{ N}$ tác dụng lên đầu trục I của động cơ và hộp giảm tốc.

4. Quy trình bảo dưỡng và thay thế ổ lăn định kỳ được thực hiện như thế nào?

Theo tính toán khả năng tải động $C_d$ và tải tĩnh $C_0$, ổ lăn 60208 có tuổi thọ danh định vượt $11000\text{ giờ}$ làm việc. Cần kiểm tra độ rơ hướng tâm định kỳ sau mỗi 2000 giờ vận hành. Khi độ rơ vượt quá $0.08\text{ mm}$, tiến hành thay thế đồng bộ cả cặp ổ trên cùng một trục.

5. Dự toán chi phí chế tạo đơn chiếc và hàng loạt cho hệ dẫn động này?

Chi phí sản xuất đơn chiếc ước tính khoảng 12 - 15 triệu VNĐ (bao gồm động cơ điện $7.5\text{ kW}$, đúc phôi vỏ gang, tiện/phay bánh răng thép 45, nhiệt luyện tôi cải thiện, ổ lăn SKF và gia công trục). Khi sản xuất theo lô từ 50 bộ trở lên, chi phí khuôn đúc và gia công CNC giảm giúp hạ giá thành xuống còn 8.5 - 9.5 triệu VNĐ/bộ.

Kết luận

Đề tài "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp" đã hoàn thành toàn diện các mục tiêu kỹ thuật đề ra, giải quyết triệt để bài toán truyền động cho hệ thống băng tải công suất $5.94\text{ kW}$. Thông qua việc kết hợp tối ưu giữa bộ truyền đai dẹt có tính đàn hồi cao và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng dịch chỉnh góc ($a_w = 193\text{ mm}$, $m = 2.5\text{ mm}$), hệ thống đạt hiệu suất truyền động $89%$, vận hành tin cậy trong 11,000 giờ làm việc với hệ số an toàn bền mỏi $s_C = 3.85$. Kết quả nghiên cứu không chỉ cung cấp một phương án thiết kế chuẩn xác, khả thi về mặt công nghệ chế tạo tại Việt Nam mà còn là tài liệu tham khảo giá trị cho công tác đào tạo và ứng dụng thực tiễn trong ngành chế tạo máy.