Giới thiệu dự án

Trong ngành công nghiệp chế tạo, xây dựng và chế biến thực phẩm, máy trộn và thùng trộn vật liệu đóng vai trò then chốt trong dây chuyền sản xuất tự động hóa. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo máy, hệ thống truyền động chiếm tới 65% tỷ lệ hỏng hóc và tiêu hao năng lượng trong các tổ hợp trạm trộn bê tông và hóa chất. Vấn đề cốt lõi đặt ra là sự thiếu ổn định của hệ thống dẫn động khi chịu tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, cùng với hiện tượng mài mòn răng, hỏng ổ lăn và dão xích do tính toán phân phối tải trọng chưa tối ưu.

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn (Đề số 4 – Phương án 7)" do sinh viên Ngô Thái Điền thực hiện dưới sự hướng dẫn của PGS.TS Lưu Thanh Tùng (Khoa Cơ khí – Đại học Bách Khoa, ĐHQG-HCM) tập trung giải quyết triệt để bài toán thiết kế cơ điện tử - cơ khí chính xác cho hệ thống dẫn động trạm trộn công nghiệp.

[Động cơ điện 3 pha] 
        │ (Khớp nối trục đàn hồi)
        ▼
[Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng khai triển]
        │ (Trục III)
        ▼
[Bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy]
        │
        ▼
[Trục công tác thùng trộn]

Mục tiêu kỹ thuật cụ thể của dự án

  1. Thiết kế tối ưu hóa động lực học: Xác định công suất và lựa chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha phù hợp công suất làm việc trên trục thùng trộn $P = 6.9\text{ kW}$ tại vận tốc quay $n = 36\text{ rpm}$.
  2. Phân phối tỷ số truyền chính xác: Phân bổ tổng tỷ số truyền $u_t = 40.5$ qua hộp giảm tốc hai cấp khai triển ($u_h = 14.73$) và bộ truyền xích ($u_x = 2.76$) nhằm đảm bảo kích thước bao nhỏ gọn nhất và thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu.
  3. Tính toán chi tiết máy theo độ bền: Thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh ($a_{w1}=160\text{ mm}$), cấp chậm ($a_{w2}=180\text{ mm}$), hệ trục I, II, III đạt hệ số an toàn mỏi $s \ge [s] = 3$, chọn then bằng và ổ bi đỡ chặn 46306.
  4. Chuẩn hóa hồ sơ kỹ thuật: Xuất bản 01 bản vẽ lắp A0 và 01 bản vẽ chế tạo chi tiết theo tiêu chuẩn TCVN và ISO.

Phạm vi và giới hạn hoạt động

  • Chế độ tải trọng: Quay một chiều, làm việc 1 ca/ngày (8 giờ/ca), 326 ngày/năm. Tuổi thọ định mức $L = 6\text{ năm}$ ($L_h = 15,648\text{ giờ}$), hệ số tải trọng tĩnh và động có tính đến va đập nhẹ.
  • Giới hạn môi trường: Làm việc trong môi trường công nghiệp có bụi bẩn nhẹ, bôi trơn ngâm dầu cưỡng bức cục bộ trong vỏ hộp đúc bằng gang xám FC150/GX15-32.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng và đánh giá kỹ thuật

Hệ thống dẫn động cơ khí cho thùng trộn hiện nay thường áp dụng 3 cấu hình chính:

Tiêu chí phân tích Phương án A: Dẫn động đai + Hộp giảm tốc bánh răng nón Phương án B: Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít Phương án C: Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ + Bộ truyền xích (Phương án tối ưu chọn lựa)
Hiệu suất tổng ($\eta$) Trung bình ($\eta \approx 0.78 - 0.82$) do trượt đai và ma sát răng nón Thấp ($\eta \approx 0.65 - 0.75$) do trượt dọc răng trục vít Cao ($\eta = 0.846$), tổn thất cơ năng thấp qua các cặp răng trụ nghiêng
Khả năng chịu quá tải Kém, dễ đứt đai hoặc trượt khi tải va đập Tốt nhưng sinh nhiệt cao, dễ dính răng Rất tốt, xích con lăn chịu va đập nhẹ, khớp đàn hồi dập tắt dao động xoắn
Chi phí bảo trì & Tuổi thọ Thay đai định kỳ $6 - 12\text{ tháng}$ Chi phí vật liệu đắt (đồng thanh đúc bánh vít) Tuổi thọ cao ($6\text{ năm}$), chi phí gia công cơ khí hợp lý
Độ phức tạp chế tạo Cần máy gia công bánh răng côn chuyên dụng Yêu cầu máy phay lăn trục vít chính xác Sử dụng máy phay lăn răng vạn năng, bánh răng trụ nghiêng dễ chuẩn hóa

Yêu cầu hệ thống theo mô hình MoSCoW

  • Must have (Bắt buộc): Đạt mô-men xoắn đầu ra $T_{ct} = 1,843,404.6\text{ Nmm}$; động cơ khởi động an toàn với $T_{max}/T_{dn} \ge 2.0$; độ bền tiếp xúc $[\sigma_H]$ và độ bền uốn $[\sigma_F]$ của các cặp bánh răng phải thỏa mãn chu kỳ ứng suất tương đương $N_{HE} \ge N_{HO}$.
  • Should have (Nên có): Bôi trơn ngâm dầu tự nhiên cho cả hai cấp bánh răng trong cùng một mức dầu đáy hộp mà không cần lắp thêm cánh gạt dầu phụ.
  • Could have (Có thể có): Kết cấu then hoa hoặc ghép ren côn tăng cứng tại đầu trục ra của hộp giảm tốc.
  • Won't have (Không cần): Hệ thống làm mát bằng quạt gió cưỡng bức riêng biệt trên nắp hộp do nhiệt lượng sinh ra không vượt quá nhiệt độ giới hạn $[t] \le 80^\circ\text{C}$.

Thiết kế hệ thống cơ khí và tiêu chuẩn kỹ thuật

Hệ thống được thiết kế theo tiêu chuẩn cơ khí Việt Nam (TCVN 5120-90, TCVN 1060-71) kết hợp tài liệu tính toán chuẩn hóa của GS.TS Nguyễn Trọng Hiệp và PGS.TS Trịnh Chất.

graph LR
    A["Động cơ 4A132M4Y3\n(11kW - 1458 rpm)"] -->|"Khớp nối đàn hồi\n(Do=71mm)"| B["Trục I\n(n1 = 1458 rpm)"]
    B -->|"Cặp BR nghiêng 1\n(u1=4.02, aw1=160mm)"| C["Trục II\n(n2 = 362.69 rpm)"]
    C -->|"Cặp BR nghiêng 2\n(u2=3.66, aw2=180mm)"| D["Trục III\n(n3 = 99.09 rpm)"]
    D -->|"Bộ truyền xích con lăn\n(ux=2.76, pc=38.1mm)"| E["Trục thùng trộn\n(nct = 36.03 rpm)"]

Bảng đặc tính động học và lực tác dụng

$$\eta_{chung} = \eta_{kn} \cdot \eta_{brt}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_x = 1.0 \cdot (0.97)^2 \cdot (0.99)^4 \cdot 0.93 = 0.846$$

$$P_{ct} = 5.7765\text{ kW} \implies \text{Chọn Động cơ 4A132M4Y3 } (P_{đc} = 11\text{ kW}, n_{đc} = 1458\text{ rpm})$$

Thông số động lực học Trục Động cơ Trục I (Đầu vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Đầu ra) Trục Công tác
Công suất $P$ (kW) 8.1429 8.1429 7.8354 7.5395 6.9556
Tỷ số truyền $u_i$ 1.00 1.00 (Khớp nối) 4.02 (Cấp nhanh) 3.66 (Cấp chậm) 2.76 (Bộ truyền xích)
Tốc độ quay $n$ (rpm) 1458.00 1458.00 362.69 99.09 36.03
Mô-men xoắn $T$ (Nmm) 53,336.55 53,336.55 206,316.06 726,600.16 1,843,404.64

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán và kiểm nghiệm chi tiết máy

Thuật toán tính toán cơ khí được chuẩn hóa và tự động hóa qua quy trình phân tích hình học, động học và kiểm tra độ bền mỏi. Dưới đây là đoạn mã Python mô phỏng quy trình kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc bánh răng và kiểm tra hệ số an toàn mỏi trục theo chuẩn TCVN:

import math

def verify_helical_gear_contact_stress(T1, u, aw, bw, beta_deg, sigma_H_allow=495.45):
    """
    Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
    """
    ZM = 274.0  # MPa^(1/3) - Cơ tính thép
    alpha_n = 20.0  # Góc biên dạng pháp
    beta = math.radians(beta_deg)
    
    # Góc ăn khớp trong mặt phẳng mút
    alpha_t = math.atan(math.tan(math.radians(alpha_n)) / math.cos(beta))
    beta_b = math.atan(math.cos(alpha_t) * math.tan(beta))
    
    # Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH
    ZH = math.sqrt((2 * math.cos(beta_b)) / (math.sin(2 * alpha_t)))
    
    # Hệ số trùng khớp Z_epsilon
    eps_alpha = 1.88 - 3.2 * (1/25 + 1/101) * math.cos(beta)
    Z_eps = math.sqrt(1 / eps_alpha)
    
    # Đường kính vòng lăn dw1
    dw1 = (2 * aw) / (u + 1)
    
    # Hệ số tải trọng KH (KH = KHbeta * KHalpha * KHv)
    KH = 1.12 * 1.09 * 1.025
    
    # Ứng suất tiếp xúc tính toán
    sigma_H = ZM * ZH * Z_eps * math.sqrt((2 * T1 * KH * (u + 1)) / (bw * u * (dw1**2)))
    
    is_passed = sigma_H <= sigma_H_allow
    return {
        "sigma_H_calculated": round(sigma_H, 2),
        "sigma_H_allowable": sigma_H_allow,
        "is_passed": is_passed
    }

# Chạy kiểm nghiệm thực tế cho cấp nhanh
result_gear1 = verify_helical_gear_contact_stress(
    T1=53336.55, u=4.02, aw=160.0, bw=48.0, beta_deg=10.14
)
print(f"Cấp nhanh: sigma_H = {result_gear1['sigma_H_calculated']} MPa <= {result_gear1['sigma_H_allowable']} MPa -> Đạt: {result_gear1['is_passed']}")

Kết quả tính toán thiết kế chi tiết máy

1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (Thép 45 tôi cải thiện)

  • Cặp cấp nhanh ($u_1 = 4.02$, $a_{w1} = 160\text{ mm}$):
    • Bánh dẫn $z_1 = 25$, Bánh bị dẫn $z_2 = 101$, mô-đun $m = 2.5\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 10.14^\circ$.
    • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_{H1} = 358.36\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 495.45\text{ MPa}$ (Hệ số an toàn bền dư 27.6%).
    • Ứng suất uốn chân răng: $\sigma_{F1} = 56.68\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 232.46\text{ MPa}$.
  • Cặp cấp chậm ($u_2 = 3.66$, $a_{w2} = 180\text{ mm}$):
    • Bánh dẫn $z_3 = 30$, Bánh bị dẫn $z_4 = 110$, mô-đun $m = 2.5\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 13.54^\circ$.
    • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_{H2} = 444.67\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 495.45\text{ MPa}$ (Đạt điều kiện bền tiếp xúc).
    • Ứng suất uốn chân răng: $\sigma_{F3} = 100.87\text{ MPa} \le [\sigma_{F3}] = 232.46\text{ MPa}$.
Mức dầu bôi trơn ngâm đáy hộp:
H = 0.5 * da2 - 10 - 15 = 105.76 mm > 1/3 * da4 = 95.95 mm  ==> THỎA MÃN BÔI TRƠN

2. Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy

  • Bước xích $p_c = 38.1\text{ mm}$, Số răng đĩa xích $z_1 = 25$, $z_2 = 69$, Số mắt xích $X = 130$.
  • Khoảng cách trục thực tế $a = 1558.31\text{ mm}$, Vận tốc xích $v = 1.57\text{ m/s}$.
  • Lực căng xích tác dụng lên trục III: $F_r = 5522.56\text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm hệ số an toàn bền xích: $s = 20.22 \ge [s] = 8.5$.
  • Kiểm nghiệm áp suất tiếp xúc bản lề đĩa xích: $\sigma_{H} = 533.47\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 600\text{ MPa}$.

3. Kết quả kiểm nghiệm hệ trục và then

Toàn bộ hệ trục chế tạo từ vật liệu thép C45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 340\text{ MPa}, \sigma_{-1} = 261.6\text{ MPa}, \tau_{-1} = 151.73\text{ MPa}$):

Tiết diện trục Đường kính $d$ (mm) Mô-men uốn $M_j$ (Nmm) Mô-men xoắn $T_j$ (Nmm) Hệ số an toàn uốn $s_\sigma$ Hệ số an toàn xoắn $s_\tau$ Hệ số an toàn mỏi $s_j$ Đánh giá ($[s] = 3.0$)
Trục I - C1 (Lắp bánh răng) 35 87,864.57 53,336.55 10.14 44.30 9.88 Đạt chuẩn an toàn mỏi
Trục II - B2 (Bánh dẫn chậm) 40 170,910.36 206,316.06 7.07 16.84 6.52 Đạt chuẩn an toàn mỏi
Trục II - C2 (Bánh bị nhanh) 40 271,307.49 206,316.06 4.85 16.84 4.66 Đạt chuẩn an toàn mỏi
Trục III - B3 (Bánh bị chậm) 60 453,135.65 726,600.16 9.16 15.49 7.88 Đạt chuẩn an toàn mỏi
  • Kiểm nghiệm then bằng: Then tại tất cả các vị trí trên trục I, II, III có ứng suất dập $\sigma_d \le 131.81\text{ MPa} < [\sigma_d] = 150\text{ MPa}$, ứng suất cắt $\tau_c \le 32.95\text{ MPa} < [\tau_c] = 40\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm ổ lăn: Trục I sử dụng ổ bi đỡ chặn 46306 có tuổi thọ danh định $L = 1368.88\text{ triệu vòng quay} \gg L_{yc}$, khả năng tải động tính toán $C_d = 8.16\text{ kN} < C_{catalog} = 25.60\text{ kN}$.

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa tỷ số truyền giải quyết bài toán ngâm dầu: Bằng việc chọn tỷ lệ phân bổ tỷ số truyền $u_1 = 1.1 \cdot u_2$ ($u_1 = 4.02, u_2 = 3.66$), dự án triệt tiêu sự chênh lệch đường kính quá lớn giữa hai bánh bị dẫn ($d_{a2} = 261.51\text{ mm}$ và $d_{a4} = 287.86\text{ mm}$), giúp mức dầu bôi trơn ngập đều chân răng của cả hai cấp mà không phát sinh ma sát thủy động lực học quá mức.
  2. Cân bằng lực dọc trục và tải trọng ổ lăn: Ứng dụng răng nghiêng với góc nghiêng $\beta_1 = 10.14^\circ$ và $\beta_2 = 13.54^\circ$ cùng chiều nghiêng hợp lý giúp triệt tiêu một phần lực dọc trục $F_a$, giảm tải trọng hướng tâm tổng hợp tác dụng lên cụm ổ bi đỡ chặn 46306, nâng tuổi thọ ổ lăn thêm 18.4% so với phương án dùng bánh răng trụ răng thẳng.
  3. Tiết kiệm vật liệu kết cấu: Kích thước khoảng cách trục được tiêu chuẩn hóa ($a_{w1}=160\text{ mm}, a_{w2}=180\text{ mm}$), giảm 12% khối lượng gang đúc vỏ hộp so với các thiết kế dẫn động thùng trộn đồng tải trọng trước đây.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản vận hành thực tế

  • Trạm trộn bê tông xi măng thương phẩm: Hệ thống truyền động dẫn động tang quay thùng trộn dung tích $0.5 - 1.0\text{ m}^3$, duy trì tốc độ đảo vật liệu đồng đều 36 rpm.
  • Ngành chế biến phân bón hữu cơ & hóa chất: Ứng dụng cho các bồn trộn trục ngang cần mô-men xoắn lớn ($> 1800\text{ Nm}$) và khả năng hoạt động liên tục bền bỉ.

Phân tích chi phí và hiệu quả đầu tư (ROI)

  • Chi phí chế tạo đơn chiếc: Ước tính 18,500,000 VNĐ (bao gồm động cơ 11 kW, vỏ gang đúc FC150, vật liệu thép C45 tôi cải thiện gia công phay lăn răng, ổ lăn SKF/TCVN, xích con lăn công nghiệp).
  • Tuổi thọ vận hành không sự cố: Đạt $15,648\text{ giờ}$ làm việc (tương đương 6 năm với chu kỳ 1 ca/ngày).
  • Thời gian hoàn vốn (ROI): Khoảng $8 - 10\text{ tháng}$ thông qua việc tiết kiệm điện năng nhờ hiệu suất truyền động đạt 84.6% và giảm thiểu chi phí dừng máy sửa chữa định kỳ.
Lộ trình triển khai chế tạo và thử nghiệm (12 tuần):
[Tuần 1-3]  -> Tính toán động lực học, phê duyệt bản vẽ A0 & bản vẽ chi tiết
[Tuần 4-6]  -> Gia công phôi đúc vỏ hộp, phay tiện tạo phôi trục và vành răng
[Tuần 7-8]  -> Phay lăn răng cấp chính xác 8, nhiệt luyện tôi cải thiện đạt 230-245 HB
[Tuần 9-10] -> Lắp ráp cụm trục, điều chỉnh khe hở ổ bi đỡ chặn và ăn khớp răng
[Tuần 11-12]-> Chạy thử không tải 4h, chạy thử có tải va đập 24h & nghiệm thu

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Vỏ hộp giảm tốc khai triển có tính đối xứng trục chưa cao, dẫn đến sự phân bố tải trọng dọc chiều dài vành răng không hoàn toàn đồng đều ($K_{H\beta} = 1.12$).
  • Bộ truyền xích hở ngoài môi trường đòi hỏi chế độ tra mỡ bảo dưỡng thường xuyên để tránh hiện tượng mòn khớp bản lề trong môi trường bụi cát.

Hướng phát triển nâng cao

  • Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA trên ANSYS Mechanical) để mô phỏng trạng thái ứng suất - biến dạng của hệ trục và vỏ hộp khi chịu mô-men xoắn tức thời cực đại ($T_{max} = 2.2 \cdot T_{dn}$).
  • Nghiên cứu tích hợp cảm biến gia tốc và nhiệt độ không dây tại gối đỡ ổ lăn để cảnh báo sớm hiện tượng mỏi ổ và thiếu dầu bôi trơn theo định hướng IoT công nghiệp.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Cơ khí/Cơ điện tử: Tài liệu tham khảo toàn diện về phương pháp luận tính toán chi tiết máy, phân phối tỷ số truyền và trình bày hồ sơ đồ án môn học chuẩn quy phạm.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D Engineers): Bộ thông số kích thước, bảng lực tác dụng và chuỗi kích thước lắp ghép thực tế phục vụ trực tiếp cho việc phát triển dòng sản phẩm máy trộn công nghiệp.
  • Xưởng cơ khí chế tạo & Doanh nghiệp: Bản hướng dẫn công nghệ gia công chi tiết trục, bánh răng và cữ căn chỉnh ổ lăn giúp giảm thời gian chạy thử và tỷ lệ phế phẩm khi sản xuất hàng loạt.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật chính xác khi gia công và nhiệt luyện bánh răng trong đồ án là gì?

Vật liệu sử dụng là thép C45 tôi cải thiện. Bánh răng nhỏ đạt độ cứng $245\text{ HB}$ ($\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$), bánh răng lớn đạt $230\text{ HB}$ ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$). Bánh răng cấp nhanh chế tạo với cấp chính xác 8, cấp chậm cấp chính xác 9 theo TCVN.

2. Tại sao lại chọn ổ bi đỡ chặn 46306 cho Trục I thay vì ổ bi đỡ lòng cầu thông thường?

Do Trục I có sự xuất hiện của lực dọc trục $F_a = 300.49\text{ N}$ sinh ra bởi góc nghiêng răng $\beta = 10.14^\circ$. Ổ bi đỡ chặn 46306 với góc tiếp xúc cho phép tiếp nhận đồng thời cả tải trọng hướng tâm ($F_r = 828.33\text{ N}$) và lực dọc trục, đảm bảo độ cứng vững trục và chống xê dịch dọc trục bánh răng.

3. Phương án xử lý khi xích bị dão trong quá trình vận hành thực tế?

Khoảng cách trục ban đầu được thiết kế $a = 1558.31\text{ mm}$. Khi xích bị dão sau $2000 - 3000\text{ giờ}$ hoạt động, hệ thống sử dụng kết cấu rãnh trượt điều chỉnh vị trí động cơ/hộp giảm tốc hoặc bố trí con lăn căng xích chuyên dụng đặt tại nhánh không căng để duy trì độ võng $f \approx 0.02 \cdot a$.

4. Hệ số an toàn mỏi của các trục có đủ đảm bảo khi xảy ra quá tải ngắn hạn?

Có. Hệ số an toàn mỏi nhỏ nhất trong hệ trục là tại tiết diện bánh răng cấp chậm Trục II đạt $s = 4.66$, cao hơn nhiều so với hệ số an toàn cho phép $[s] = 3.0$. Khi chịu quá tải với hệ số $K_{qt} = 2.2$, ứng suất tiếp xúc cực đại $\sigma_{Hmax} = 734.87\text{ MPa} \le [\sigma_H]_{max} = 1260\text{ MPa}$, không gây gãy răng hay biến dạng dẻo trục.

5. Dung sai lắp ghép ưu tiên giữa then, bánh răng và trục là bao nhiêu?

Để đảm bảo truyền mô-men xoắn ổn định và dễ tháo lắp bảo dưỡng:

  • Mối ghép then với rãnh trục chọn hệ dung sai $P9/h9$ (lắp chặt) hoặc $N9/h9$.
  • Mối ghép giữa mayơ bánh răng và trục chọn mối ghép trung gian $H7/k6$ hoặc $H7/m6$.
  • Vòng trong ổ lăn lắp lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản với dung sai $k6$ hoặc $m6$.

Kết luận

Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn (Đề số 4 – Phương án 7) đã hoàn thành xuất sắc các yêu cầu kỹ thuật đề ra, từ tính toán động lực học, phân phối tỷ số truyền tối ưu đến thiết kế chi tiết máy đạt chuẩn độ bền mỏi và độ bền tiếp xúc theo TCVN. Giải pháp kết hợp hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển và bộ truyền xích không chỉ đảm bảo hiệu suất năng lượng $84.6%$ mà còn tối ưu hóa chi phí sản xuất và độ tin cậy trong môi trường làm việc tải va đập nhẹ. Kết quả nghiên cứu là tài liệu kỹ thuật có giá trị thực tiễn cao, sẵn sàng phục vụ gia công chế tạo và ứng dụng trực tiếp vào các trạm trộn công nghiệp hiện đại.