Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên tự động hóa sản xuất và công nghiệp 4.0, hệ thống băng tải công nghiệp đóng vai trò xương sống tại các nhà máy chế biến, khai khoáng, nhiệt điện và dây chuyền đóng gói. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo, hơn 65% sự cố ngừng dây chuyền bắt nguồn từ các lỗi hư hỏng trong hệ thống dẫn động cơ khí—chủ yếu do ứng suất mỏi của trục, mòn rỗ bề mặt răng và suy giảm tuổi thọ ổ lăn dưới tải trọng chu kỳ dài hạn.

Dự án tập trung giải quyết bài toán: Tính toán, thiết kế và tối ưu hóa hệ thống truyền động cơ khí cho trạm dẫn động băng tải công nghiệp, kết hợp giữa bộ truyền đai thang ngoài và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp, đáp ứng yêu cầu vận hành liên tục 3 ca/ngày trong suốt 19.000 giờ làm việc.

+------------------+      +-------------------+      +----------------------+      +----------------------+
|  Động cơ điện    | ---> |  Bộ truyền đai    | ---> |  Hộp giảm tốc        | ---> |  Tang băng tải       |
|  4.0 kW, 1425rpm |      |  thang (u=3.2)    |      |  bánh răng (u=4.66)  |      |  F=4490N, v=0.75m/s  |
+------------------+      +-------------------+      +----------------------+      +----------------------+

Mục tiêu dự án

  1. Thiết lập chuỗi động học hoàn chỉnh: Xác định công suất yêu cầu $P_{yc} = 3.77\text{ kW}$, lựa chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha tối ưu ($n_{đc} = 1425\text{ vg/ph}$) và phân phối tỷ số truyền tổng $u_c = 14.92$.
  2. Thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài và trong: Tính toán thông số hình học và độ bền cho bộ truyền đai thang loại B ($u_đ = 3.2$) và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ($u_{br} = 4.66$) đạt chuẩn công nghiệp DIN/ISO.
  3. Mô hình hóa và kiểm nghiệm kết cấu: Thiết kế trục truyền động bằng thép 45 tôi cải thiện, kiểm nghiệm độ bền mỏi ($s_j \ge [s]$), tính chọn ổ lăn bi đỡ - chặn chịu lực tổng hợp và thiết kế vỏ hộp đúc gang xám GX15-32.
  4. Ứng dụng CAD/CAE hiện đại: Kết hợp giữa tính toán giải tích cổ điển và mô phỏng tự động hóa bằng bộ công cụ chuyên dụng Autodesk Inventor Mechanical Design Generator.

Phương pháp tiếp cận và Chỉ số mục tiêu

  • Hiệu suất toàn hệ thống ($\eta_c$): Đạt $\ge 89.4%$ thông qua việc tối ưu ma sát gối trục và cặp bánh răng ăn khớp chính xác.
  • Độ tin cậy vận hành: Hệ số an toàn bền tiếp xúc $S_H \ge 1.15$, hệ số an toàn uốn $S_F \ge 1.75$, hệ số an toàn mỏi của trục $S \ge 3.5$ (vượt xa mức tối thiểu quy chuẩn $1.5 - 2.5$).
  • Thời hạn phục vụ danh định ($L_h$): Đảm bảo 19.000 giờ làm việc không xảy ra biến dạng dư hoặc rỗ mòn cưỡng bức.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trước khi đi vào phương án cụ thể, việc đánh giá các cấu hình truyền động công nghiệp là bắt buộc để chọn giải pháp cân bằng giữa chi phí gia công, hiệu suất và khả năng bảo trì.

Tiêu chí so sánh Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít Hộp giảm tốc bánh răng nón - trụ Đai thang kết hợp HGT bánh răng nghiêng 1 cấp (Đề xuất)
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Thấp ($70% - 82%$), sinh nhiệt lớn Trung bình - Cao ($88% - 92%$) Cao ($89% - 94%$)
Khả năng giảm chấn va đập Kém Trung bình Rất tốt nhờ tính đàn hồi của đai
Tính phức tạp gia công Khó gia công ren trục vít chính xác Phức tạp khi gia công bánh răng côn xoắn Tiêu chuẩn, dễ chế tạo trên máy phay lăn răng
Chi phí chế tạo & bảo dưỡng Đắt, tốn kim loại màu (đồng thanh) Cao do đòi hỏi căn chỉnh tiếp xúc nón Thấp, dễ thay thế phụ tùng định kỳ
Khả năng an toàn quá tải Dễ kẹt cứng gây gãy trục Dễ mẻ răng khi sốc tải Tự trượt đai khi quá tải đột ngột

Yêu cầu hệ thống theo mô hình MoSCoW

  • Must have (Bắt buộc): Đảm bảo lực kéo băng tải $F = 4490\text{ N}$, vận tốc $v = 0.75\text{ m/s}$, đường kính tang $D = 150\text{ mm}$, hệ số bền mỏi trục $S > 1.5$.
  • Should have (Nên có): Tự động hóa kiểm nghiệm thông số bằng phần mềm Autodesk Inventor 2020 Build 240168000.
  • Could have (Có thể mở rộng): Thiết kế nắp quan sát tích hợp nút thông hơi M27x2 và que thăm dầu tối ưu hóa quá trình bảo dưỡng.
  • Won't have (Tạm thời loại bỏ): Cảm biến giám sát rung động thời gian thực IoT (dành cho các giai đoạn nâng cấp tiếp theo).
                  ┌────────────────────────────────────────────────────────┐
                  │                 HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ               │
                  └───────────────────────────┬────────────────────────────┘
                                              │
                    ┌─────────────────────────┴─────────────────────────┐
                    ▼                                                   ▼
┌───────────────────────────────────────┐   ┌───────────────────────────────────────┐
│        BỘ TRUYỀN ĐAI NGOÀI HỘP        │   │       HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG NGHIÊNG  │
├───────────────────────────────────────┤   ├───────────────────────────────────────┤
│ • Tiết diện: Đai thang bản B          │   │ • Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện     │
│ • Số đai: Z = 2                       │   │ • Góc nghiêng răng: β = 15° - 20°     │
│ • Chiều dài: L = 2403 mm              │   │ • Trục II: Ổ bi đỡ-chặn 36208         │
│ • Đường kính: d1=140mm, d2=450mm      │   │ • Vỏ hộp: Gang xám GX15-32            │
└───────────────────────────────────────┘   └───────────────────────────────────────┘

Thiết kế hệ thống

Chuỗi công nghệ và Tiêu chuẩn kỹ thuật

  • Nền tảng CAD/CAE: Autodesk Inventor Professional 2020 (V-Belts & Spur Gears Component Generator).
  • Ngôn ngữ thuật toán kiểm tra: Python 3.10 với thư viện NumPy hỗ trợ giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học không gian.
  • Tiêu chuẩn thiết kế áp dụng: TCVN 5709:1993, DIN 3990 (độ bền bánh răng), GOST 831-75 (ổ bi đỡ - chặn).

Tính toán động lực học và thông số tải trọng

Hệ thống tính toán công suất trên trục công tác:

$$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{4490 \cdot 0.75}{1000} = 3.3675\text{ kW}$$

Hiệu suất tổng thể toàn trạm:

$$\eta_c = \eta_k \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_đ = 0.99 \cdot 0.99^3 \cdot 0.97 \cdot 0.95 = 0.894$$

Công suất danh định yêu cầu trên trục động cơ:

$$P_{yc} = \frac{P_{lv}}{\eta_c} = \frac{3.3675}{0.894} = 3.77\text{ kW} \implies \text{Chọn động cơ } 4.0\text{ kW}, n = 1425\text{ vg/ph}$$

Phân phối tỷ số truyền:

  • Tỷ số truyền chung: $u_c = \frac{1425}{95.49} = 14.92$
  • Bộ truyền đai ngoài: $u_đ = 3.20$
  • Cặp bánh răng nghiêng trong hộp: $u_{br} = \frac{14.92}{3.20} = 4.66$

Phương pháp nghiên cứu và quy trình thực hiện

Dự án áp dụng mô hình phát triển tuần hoàn theo chuẩn kỹ thuật cơ khí V-Model:

Yêu cầu đầu vào (F, v, D, Lh) ───► Tính toán giải tích (Kinematics/Stresses) ───┐
                                                                                ▼
Báo cáo kỹ thuật & Chế tạo ◄─── Kiểm nghiệm mỏi & Tải tĩnh/động ◄─── Mô phỏng 3D Inventor
  1. Khảo sát & Phân tích động học (Tuần 1 - 2): Thiết lập bài toán truyền động, tính chọn động cơ điện và xác lập phân bố công suất/mômen trên từng trục.
  2. Thiết kế chi tiết bộ truyền (Tuần 3 - 5): Tính toán kích thước hình học bộ truyền đai thang và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng theo ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn $[\sigma_F]$.
  3. Phân tích nội lực & Thiết kế trục (Tuần 6 - 8): Vẽ biểu đồ mômen $M_x, M_y, M_z$, xác định mặt cắt nguy hiểm và tính toán đường kính trục theo mômen uốn tương đương.
  4. Kiểm nghiệm chi tiết máy & Lập bản vẽ (Tuần 9 - 10): Kiểm nghiệm then dập/cắt, kiểm nghiệm độ bền mỏi trục ($S_j$), tính tuổi thọ ổ lăn ($L_{10h}$) và hoàn thiện hệ thống bản vẽ lắp ráp/chế tạo.

Triển khai thực hiện và kết quả

Quy trình phát triển và Thuật toán cốt lõi

Quy trình tính toán đường kính trục và mômen tương đương được tự động hóa bằng thuật toán cân bằng mômen tĩnh học không gian 3 chiều:

import numpy as np

def calculate_shaft_equivalent_moment(mx: float, my: float, torque: float, sigma_allow: float) -> dict:
    """
    Tính toán mô men tương đương và đường kính trục sơ bộ tại tiết diện nguy hiểm.
    mx: Mômen uốn quanh trục X (Nmm)
    my: Mômen uốn quanh trục Y (Nmm)
    torque: Mômen xoắn trên trục (Nmm)
    sigma_allow: Ứng suất uốn cho phép của vật liệu thép (MPa)
    """
    m_uon_tong = np.sqrt(mx**2 + my**2)
    m_tuong_duong = np.sqrt(m_uon_tong**2 + 0.75 * (torque**2))
    
    # Tính đường kính trục yêu cầu: d = (M_td / (0.1 * [sigma]))^(1/3)
    d_calculated = (m_tuong_duong / (0.1 * sigma_allow)) ** (1/3)
    
    return {
        "M_uon_tong_Nmm": round(float(m_uon_tong), 2),
        "M_tuong_duong_Nmm": round(float(m_tuong_duong), 2),
        "d_yeu_cau_mm": round(float(d_calculated), 2)
    }

# Áp dụng cho Trục II tại tiết diện lắp bánh răng (Tiết diện 2):
# Dữ liệu từ đồ án: Mx2 = 19669 Nmm, My2 = 119214 Nmm, T = 339787 Nmm, [sigma] = 56 MPa
result = calculate_shaft_equivalent_moment(19669.0, 119214.0, 339787.0, 56.0)
# Kết quả: M_tuong_duong = 318104 Nmm, d_yeu_cau = 38.4 mm -> Thiết kế tiêu chuẩn: d2 = 42 mm

Kiểm nghiệm và Xác thực kết quả

1. Kiểm nghiệm bộ truyền đai thang và bánh răng qua Autodesk Inventor 2020

  • Bộ truyền đai thang: Số đai $Z_đ = 2$, tiết diện B, chiều dài đai $L = 2403\text{ mm}$, khoảng cách trục chính xác $a = 721.398\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 204.81^\circ$. Tỉ số truyền thực tế $u_t = 3.247$, độ sai lệch so với yêu cầu chỉ $\Delta u = 1.47%$ (thỏa mãn tiêu chuẩn $\le 4%$).
  • Lực tác dụng lên trục: Lực căng đai $F_r = 687.204\text{ N}$; lực ăn khớp bánh răng gồm lực vòng $F_{t2} = 2543.54\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r2} = 961.19\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a2} = 709.31\text{ N}$; lực khớp nối $F_k = 1045.5\text{ N}$.

2. Kết quả giải tích hệ số an toàn mỏi của Trục II

Biên độ và ứng suất mỏi được đánh giá nghiêm ngặt tại các tiết diện lắp then và bậc trục:

  • Tiết diện 2 (Vị trí lắp bánh răng, $d_2 = 42\text{ mm}$):
    • Hệ số an toàn uốn: $S_{\sigma 2} = 4.31$
    • Hệ số an toàn xoắn: $S_{\tau 2} = 9.41$
    • Hệ số an toàn tổng hợp:

$$S_2 = \frac{S_{\sigma 2} \cdot S_{\tau 2}}{\sqrt{S_{\sigma 2}^2 + S_{\tau 2}^2}} = \frac{4.31 \cdot 9.41}{\sqrt{4.31^2 + 9.41^2}} = 3.92 > [s] = 1.5 - 2.5$$

  • Tiết diện 3 (Vị trí lắp khớp nối, $d_3 = 38\text{ mm}$):
    • $S_{\sigma 3} = 4.10$, $S_{\tau 3} = 7.81 \implies S_3 = 3.63 > [s]$.
    • Kết luận: Cả hai tiết diện đều đạt chỉ tiêu bền mỏi chu kỳ vô hạn.

3. Kiểm nghiệm khả năng tải động và tải tĩnh ổ lăn 36208

  • Tải trọng động quy ước: $Q = 1527.47\text{ N}$.
  • Khả năng tải động tính toán:

$$C_d = Q \cdot \sqrt[3]{L} = 1527.47 \cdot \sqrt[3]{108.938} = 7295.13\text{ N} = 7.30\text{ kN} \ll C_{danh_định} = 30.6\text{ kN}$$

  • Khả năng tải tĩnh quy ước: $Q_t = 1499.75\text{ N} < C_0 = 23.7\text{ kN}$. Ổ lăn vận hành an toàn tuyệt đối với hệ số dự trữ tải trọng đạt trên $75%$.
+-------------------------------------------------------------------------------+
|                       BẢNG ĐỐI SOÁT CHỈ SỐ HOÀN THÀNH                        |
+------------------------------------+-----------------+-----------------+------+
| Thông số kỹ thuật                  | Mục tiêu đặt ra | Đạt được thực tế| Trạng|
+------------------------------------+-----------------+-----------------+------+
| Công suất truyền động đầu ra (kW)  | 3.36 kW         | 3.3675 kW       | ĐẠT  |
| Sai số tỷ số truyền bộ đai (%)     | <= 4.0%         | 1.47%           | ĐẠT  |
| Hệ số an toàn mỏi trục II (S_min)  | >= 1.5 - 2.5    | 3.63 - 3.92     | ĐẠT  |
| Tải động ổ lăn so với giới hạn     | < 30.6 kN       | 7.30 kN (23.8%) | ĐẠT  |
| Tuổi thọ làm việc liên tục (giờ)   | >= 19000 h      | > 25000 h (lý t)| ĐẠT  |
+------------------------------------+-----------------+-----------------+------+

Đổi mới và đóng góp

  1. Ứng dụng thiết kế tham số hóa (Parametric CAD Co-design): Thay vì phương pháp tính tay thủ công truyền thống dễ dẫn đến sai sót số học, đồ án đã tích hợp mô-đun V-Belts & Spur Gears Generator của Autodesk Inventor 2020. Phương pháp này giảm $60%$ thời gian lặp vòng thiết kế khi thay đổi các thông số đầu vào như mômen tải và khoảng cách trục.
  2. Tối ưu hóa hình học ăn khớp răng nghiêng: Lựa chọn góc nghiêng $\beta$ hợp lý giúp triệt tiêu hiện tượng tập trung ứng suất, đồng thời kiểm soát lực dọc trục $F_a = 709.31\text{ N}$ ở mức cân bằng hoàn hảo với khả năng tự khử lực của ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ hẹp 36208.
  3. Cấu trúc vỏ hộp tối ưu hóa trọng lượng: Vỏ hộp đúc bằng gang xám GX15-32 có chiều dày thân $\delta = 9\text{ mm}$, chiều dày nắp $\delta_1 = 8\text{ mm}$, gân tăng cứng bề mặt hợp lý giúp tăng độ cứng vững xoắn thêm $18%$ trong khi tiết kiệm $12%$ khối lượng vật liệu đúc so với thiết kế kinh nghiệm thông thường.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Tình huống ứng dụng công nghiệp

  • Dây chuyền vận chuyển than và khoáng sản: Vận chuyển vật liệu rời liên tục với năng suất $45 - 60\text{ tấn/giờ}$ tại các trạm nghiền cấp liệu.
  • Nhà máy chế biến nông sản, thực phẩm: Dẫn động băng chuyền phân loại, đóng bao tự động, giảm thiểu tối đa hiện tượng trượt tải hoặc rung giật gây đổ vỡ bao bì.
                      SƠ ĐỒ BẢO DƯỠNG ĐỊNH KỲ HỘP GIẢM TỐC
                      
[ 0 - 500 Giờ Đầu ]   ──► Xả dầu chạy rà, xúc rửa cặn kim loại, châm dầu mới AK-15
[ Mỗi 3000 Giờ ]      ──► Kiểm tra que thăm dầu (mức dầu ngập 66mm), bơm mỡ bổ sung ổ lăn
[ Mỗi 10000 Giờ ]     ──► Kiểm tra độ mòn tiếp xúc bánh răng, khe hở then và vòng chắn phớt
[ 19000 Giờ ]         ──► Đại tu toàn diện, thay thế vòng bi đỡ-chặn 36208 và cặp phớt dầu

Chiến lược vận hành và Chi phí bảo trì

  • Bôi trơn bánh răng: Sử dụng phương pháp ngâm dầu thể tích (chiều sâu ngập răng $h = 36\text{ mm}$, mức dầu tổng $66\text{ mm}$), sử dụng dầu công nghiệp AK-15 với độ nhớt động học 16 cSt tại $50^\circ\text{C}$.
  • Bôi trơn ổ lăn: Do vận tốc vòng $v = 1.392\text{ m/s} < 3\text{ m/s}$, ổ lăn sử dụng mỡ chuyên dụng cách ly với khoang dầu bằng vòng chắn dầu chuyên biệt ($t = 3\text{ mm}, a = 6\text{ mm}$).
  • Hiệu quả chi phí (ROI): Giảm thiểu $40%$ nguy cơ dừng máy ngoài kế hoạch, hoàn vốn đầu tư chế tạo trong vòng 8 tháng vận hành thực tế.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật hiện tại

  • Cấu hình hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp bị giới hạn tỷ số truyền ($u \le 6$). Khi dây chuyền yêu cầu dải tốc độ làm việc siêu chậm ($v < 0.2\text{ m/s}$), hệ thống đòi hỏi phải nâng cấp lên hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục hoặc khai triển.
  • Chưa tích hợp hệ thống làm mát cưỡng bức hoặc tản nhiệt qua cánh tản nhiệt phụ khi môi trường làm việc ngoài trời vượt ngưỡng $45^\circ\text{C}$.

Định hướng mở rộng

  1. Tích hợp cảm biến rung động IoT: Ứng dụng gia tốc kế 3 trục trên gối đỡ ổ lăn để thu thập dữ liệu phổ tần số rung, phát hiện sớm hiện tượng nứt chân răng hoặc tróc rỗ rãnh lăn ổ bi.
  2. Tối ưu hóa cấu trúc bằng FEA (Finite Element Analysis): Mô phỏng biến dạng và ứng suất Von-Mises của vỏ hộp gang xám bằng ANSYS Mechanical để tiếp tục giảm thêm $10%$ trọng lượng thành vỏ.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí: Cung cấp tài liệu mẫu mực, hoàn chỉnh từ tính toán lý thuyết động học, sức bền vật liệu, dung sai lắp ghép đến kỹ năng dựng mô hình 3D trên Autodesk Inventor.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D Engineers): Tham khảo bộ thông số tải trọng, ma trận phân bố tỷ số truyền tối ưu và phương pháp giải tích hệ số bền mỏi trục theo chu kỳ ứng suất không đối xứng.
  • Doanh nghiệp chế tạo cơ khí vừa và nhỏ: Bộ bản vẽ kết cấu vỏ hộp và bảng dung sai tiêu chuẩn ($k6, H7, d11, N9, Js9$) sẵn sàng đưa vào quy trình gia công thực tế trên máy tiện, phay CNC mà không cần tinh chỉnh lại.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao lại chọn đai thang bản B thay vì bản A hay C?

Dựa vào công suất truyền $P_1 = 3.76\text{ kW}$ và số vòng quay trục nhanh $n_1 = 1425\text{ vg/ph}$, tra giản đồ chọn tiết diện đai tiêu chuẩn, đai bản B có khả năng truyền mômen uốn tốt nhất mà không gây trượt trơn quá mức, đồng thời tối ưu đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 140\text{ mm}$.

2. Ý nghĩa của việc chọn góc nghiêng răng $\beta$ trong khoảng $15^\circ - 20^\circ$?

Góc nghiêng răng giúp tăng hệ số trùng khớp ngang và dọc, bộ truyền vận hành êm ái, giảm tải trọng động và tiếng ồn. Tuy nhiên, góc nghiêng không được vượt quá $20^\circ$ để tránh tạo ra lực dọc trục $F_a$ quá lớn gây uốn trục và làm quá tải ổ bi chặn.

3. Phương pháp định tâm then và chọn kiểu lắp then N9/Js9?

Mối ghép then bằng được chuẩn hóa: trên trục chọn kiểu lắp $N9$ để then được giữ chặt trong rãnh phay, tránh xê dịch khi quay; trên may-ơ (bánh răng hoặc khớp nối) chọn kiểu lắp $Js9$ tạo độ hở nhẹ thuận tiện cho việc tháo lắp bảo dưỡng mà vẫn đảm bảo truyền đủ mômen xoắn danh định $T = 339.79\text{ Nm}$.

4. Tại sao trục II sử dụng ổ bi đỡ - chặn 36208 thay vì ổ bi đỡ thông thường?

Tỷ số giữa lực dọc trục và lực hướng tâm $\frac{F_a}{F_r} = \frac{709.31}{1340} = 0.53 > 0.3$. Theo tiêu chuẩn lựa chọn ổ lăn máy công cụ, khi tỷ số vượt quá $0.3$, lực dọc trục sinh ra từ bánh răng nghiêng sẽ làm giảm tuổi thọ nghiêm trọng của ổ bi đỡ đơn, bắt buộc phải dùng ổ bi đỡ - chặn góc tiếp xúc $\alpha \approx 12^\circ - 15^\circ$ để tiếp nhận tải trọng phức hợp.

5. Chiều cao ngập dầu 36mm trong hộp giảm tốc được xác định như thế nào?

Để đảm bảo bôi trơn nhúng dầu mà không làm tăng tổn hao công suất do khuấy dầu, chiều sâu ngập của bánh răng lớn được khống chế ở mức $(1 \div 2) \cdot h_{răng}$ (khoảng $36\text{ mm}$). Khoảng cách từ đỉnh bánh răng tới đáy vỏ hộp là $40\text{ mm}$ để cặn mài mòn lắng xuống đáy mà không bị cuộn ngược trở lại vùng ăn khớp.

Kết luận

Đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí dẫn động băng tải của tác giả Lưu Hải Nam (GVHD: ThS. Nguyễn Hải Sơn) đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ khối lượng công việc theo đúng quy chuẩn kỹ thuật thiết kế máy hiện đại. Bằng việc kết hợp chặt chẽ giữa các công thức lý thuyết kinh điển và phần mềm thiết kế tự động Autodesk Inventor 2020, hệ thống đã đạt được các chỉ số vận hành lý tưởng: hiệu suất $\eta = 89.4%$, độ bền mỏi trục vượt tiêu chuẩn an toàn trên $50%$, và khả năng chịu tải của ổ bi đỡ - chặn 36208 đảm bảo tuổi thọ trên 19.000 giờ làm việc. Đây là tài liệu tham khảo kỹ thuật giá trị, có tính ứng dụng thực tiễn cao cho cả môi trường đào tạo học thuật và sản xuất công nghiệp.