Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống sản xuất công nghiệp và logistics hiện đại, thiết bị vận chuyển liên tục đóng vai trò then chốt trong việc giải phóng sức lao động thủ công, tự động hóa dây chuyền và nâng cao năng suất làm việc. Trong số các thiết bị vận chuyển liên tục, hệ thống băng tải truyền động cơ khí là giải pháp truyền động phổ biến và có độ tin cậy cao. Đồ án kỹ thuật "Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải" do sinh viên Hồ Quốc Huy (MSSV: 1810164), Khoa Cơ khí - Trường Đại học Bách Khoa (Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh) thực hiện dưới sự hướng dẫn của GS. Nguyễn Thanh Nam vào tháng 12 năm 2020 (Đề số 20, Phương án 3), tập trung giải quyết trọn vẹn bài toán tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh.

Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được xác định cụ thể thông qua các thông số vận hành đầu vào:

  1. Xác định công suất và vận tốc yêu cầu: Hệ thống vận chuyển làm việc với lực kéo vòng trên băng tải $F = 24.000\text{ N}$, vận tốc chuyển động của băng tải $v = 0,25\text{ m/s}$, đường kính tang dẫn $D_{td} = 500\text{ mm}$.
  2. Chế độ và điều kiện vận hành: Hệ thống quay một chiều, làm việc chịu tải va đập nhẹ; chu kỳ làm việc gồm hai giai đoạn tải trọng: giai đoạn $t_1 = 27\text{ s}$ chịu tải định mức ($T_1 = T$) và giai đoạn $t_2 = 17\text{ s}$ chịu tải giảm ($T_2 = 0,8T$).
  3. Thời hạn và quy mô phục vụ: Thời gian làm việc phục vụ danh định $L = 5\text{ năm}$, mỗi năm làm việc $K_{ng} = 260\text{ ngày}$, chế độ làm việc $2\text{ ca/ngày}$ (mỗi ca $8\text{ giờ}$).
  4. Phạm vi đối tượng thiết kế: Hệ thống dẫn động hoàn chỉnh từ nguồn động lực (động cơ điện 3 pha không đồng bộ), qua khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc hai cấp kết hợp (cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng, cấp chậm: trục vít - bánh vít), bộ truyền ngoài (bộ truyền xích ống con lăn 4 dãy) đến trục tang dẫn băng tải.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Đồ án được triển khai dựa trên nền tảng lý thuyết thiết kế máy chuẩn mực trong kỹ thuật cơ khí Việt Nam, cụ thể là giáo trình và tài liệu tính toán hệ thống dẫn động cơ khí (phương pháp Nguyễn Trọng Hiệp, Trịnh Chất, Hà Văn Vui).

Phương pháp thiết kế và tính toán kỹ thuật bao gồm:

  • Phương pháp tính toán động học và cân bằng năng lượng: Xác định hiệu suất cơ học tổng thể của toàn bộ chuỗi truyền động, phân phối hợp lý tỉ số truyền cho từng cấp truyền động nhằm đảm bảo kết cấu nhỏ gọn, không xảy ra va đập hay chạm trục.
  • Phương pháp tính toán độ bền chi tiết máy:
    • Bộ truyền xích: Tính toán bước xích theo chỉ tiêu độ bền mòn tiếp xúc bản lề, kiểm nghiệm quá tải và hệ số an toàn tĩnh.
    • Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Tính toán theo ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và kiểm nghiệm độ bền uốn chân răng $[\sigma_F]$, kiểm tra khả năng chịu quá tải đột ngột.
    • Bộ truyền trục vít - bánh vít: Tính toán hình học theo chỉ tiêu ứng suất tiếp xúc răng bánh vít, kiểm tra độ bền uốn và tính toán cân bằng nhiệt nhằm ngăn ngừa hiện tượng dính răng do quá nhiệt.
  • Phương pháp tính toán kết cấu trục và then: Mô hình hóa trục thành các dầm chịu lực tĩnh định trong không gian, phân tích lực ăn khớp ba chiều ($F_t, F_r, F_a$), vẽ biểu đồ mômen uốn tổng và mômen xoắn tương đương; xác định đường kính theo độ bền mỏi (xét đến hệ số tập trung ứng suất, độ nhẵn bề mặt, rãnh then) và độ bền tĩnh; kiểm nghiệm mối ghép then bằng theo ứng suất dập và dập cho phép.
  • Phương pháp tính chọn gối đỡ và ổ lăn: Phân tích phản lực tại các gối trục, tính toán tải trọng quy ước tương đương và kiểm tra tuổi thọ ổ lăn theo khả năng tải động $C$ và tải tĩnh $C_0$.

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

Phần 1. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Tác giả tính toán các thông số đầu ra của tang dẫn: vận tốc góc $\omega = 1\text{ rad/s}$, số vòng quay tang dẫn $n_{td} = 9,55\text{ vòng/phút}$, mômen xoắn trên tang $T = 6000\text{ Nm}$, công suất làm việc trên tang $P = 6\text{ kW}$. Dựa trên hiệu suất của các bộ phận ($\eta_{ol} = 0,99$, $\eta_{nt} = 1$, $\eta_{x} = 0,9$, $\eta_{tv} = 0,75$, $\eta_{br} = 0,96$), công suất cần thiết của động cơ được xác định là $P_{ct} = 9,64\text{ kW}$.

Với số vòng quay sơ bộ $n_{sb} = 1528\text{ vòng/phút}$, tác giả chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha K160M4 có công suất danh định $11\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $1450\text{ vòng/phút}$, đường kính trục $38\text{ mm}$, khối lượng $110\text{ kg}$. Tỉ số truyền chung $u_{ch} = 151,83$ được phân phối: bộ truyền xích ngoài $u_x = 4$, hộp giảm tốc $u_h = 37,96$ (gồm cấp bánh răng nghiêng $u_{br} = 2,3725$ và cấp trục vít $u_{tv} = 16$).

Phần 2. Tính toán thiết kế bộ truyền xích ống – con lăn

Do công suất tính toán truyền qua bộ truyền xích tương đối lớn ($P_t = 15,1\text{ kW}$), việc sử dụng xích 1 dãy đòi hỏi bước xích quá lớn ($50,1\text{ mm}$). Tác giả đưa ra giải pháp chọn xích 4 dãy với bước xích tiêu chuẩn $p = 31,75\text{ mm}$ ($k_d = 3$).

  • Số răng đĩa xích: đĩa dẫn $z_1 = 23$, đĩa bị dẫn $z_2 = 92$.
  • Khoảng cách trục sau khi hiệu chỉnh giảm chùng: $a = 1907,17\text{ mm}$, số mắt xích $x_c = 180$, chiều dài mỗi nhánh xích $L = 5715\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng chia: đĩa 1 $d_1 = 233,17\text{ mm}$, đĩa 2 $d_2 = 923\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: Hệ số an toàn $s = 19,9 > [s] = 7$; Ứng suất tiếp xúc mặt răng đĩa xích chủ động $\sigma_{H1} = 391,54\text{ MPa} < [\sigma_H] = 500\text{ MPa}$, đĩa bị động $\sigma_{H2} = 229,8\text{ MPa} < [\sigma_H] = 500\text{ MPa}$ (chọn vật liệu thép C45 tôi cải thiện đạt HB170). Lực tác dụng lên trục $F_r = 16.822,17\text{ N}$.

Phần 3. Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng

Cặp bánh răng trụ răng nghiêng được chọn vật liệu bằng thép C45 tôi cải thiện (bánh nhỏ HB 250, $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$; bánh lớn HB 235, $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).

  • Ứng suất tiếp xúc cho phép trung bình $[\sigma_H] = 504,54\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép bánh dẫn $[\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$, bánh bị dẫn $[\sigma_{F2}] = 241,71\text{ MPa}$.
  • Các thông số cơ bản: Khoảng cách trục $a_w = 111\text{ mm}$, mô đun pháp $m_n = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 13,35^\circ$, số răng $z_1 = 32$, $z_2 = 76$ ($u_{br} = 2,375$, sai số $0,1%$).
  • Kích thước hình học: Chiều rộng vành răng $b_{w1} = 27,75\text{ mm}$, $b_{w2} = 22,75\text{ mm}$; đường kính vòng chia $d_1 = 65,78\text{ mm}$, $d_2 = 156,22\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 478,33\text{ MPa} \le 504,54\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 106,483\text{ MPa} \le 257,14\text{ MPa}$, $\sigma_{F2} = 102,5\text{ MPa} \le 241,71\text{ MPa}$. Bộ truyền thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu (chiều sâu ngâm dầu chọn $25\text{ mm}$).
  • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = 1930,68\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 702,71\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 458,17\text{ N}$.

Phần 4. Tính toán bộ truyền trục vít

Bộ truyền trục vít chịu tải trọng mômen lớn ở cấp chậm ($T_{tbv} = 1700,5\text{ Nm}$). Vận tốc trượt $v_{sb} = 3,28\text{ m/s} < 5\text{ m/s}$, tác giả chọn bánh vít làm bằng đồng thanh nhôm - sắt - niken $\text{БрАЖН 10-4-4}$ ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 200\text{ MPa}$), trục vít chế tạo từ thép C45 tôi bề mặt HRC 45.

  • Thông số hình học: Khoảng cách trục $a_w = 210\text{ mm}$, mô đun $m = 10\text{ mm}$, hệ số đường kính trục vít $q = 10$, số mối ren $z_1 = 2$, số răng bánh vít $z_2 = 32$, góc vít $\gamma = 11,31^\circ$, hệ số dịch chỉnh $x = 0$.
  • Kích thước: Đường kính vòng chia trục vít $d_1 = 100\text{ mm}$, bánh vít $d_2 = 320\text{ mm}$; chiều rộng bánh vít $b_2 = 75\text{ mm}$, chiều dài phần cắt ren $b_1 = 150\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm: Độ bền tiếp xúc và uốn đạt chuẩn; kiểm nghiệm quá tải $\sigma_{Hmax} = 231,88\text{ MPa} < 400\text{ MPa}$, $\sigma_{Fmax} = 22,1\text{ MPa} < 160\text{ MPa}$.
  • Tính nhiệt: Nhiệt độ dầu bôi trơn trong hộp tính toán tự nhiên đạt $t_d = 144,9^\circ\text{C}$, vượt quá giới hạn cho phép $[t_d] = 90^\circ\text{C}$, đòi hỏi phải áp dụng các giải pháp tản nhiệt nhân tạo (như bố trí cánh tản nhiệt trên vỏ hộp hoặc làm nguội cưỡng bức).
  • Lực tác dụng: Lực vòng trên trục vít $F_{t1} = 2628,23\text{ N} = F_{a2}$, lực dọc trục $F_{a1} = 10628,13\text{ N} = F_{t2}$, lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 3903,5\text{ N}$.

Phần 5. Tính chọn nối trục

Theo mômen xoắn cần truyền trên trục I ($T = 63,5\text{ Nm}$), tác giả chọn khớp nối trục đàn hồi có mômen danh nghĩa $T_{nt} = 125\text{ Nm}$, đường kính trục nối $d = 25\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 125\text{ mm}$, số chốt $Z = 4$. Nối trục được kiểm nghiệm đạt điều kiện bền dập của vòng cao su đàn hồi và bền uốn của chốt thép.

Phần 6. Tính toán thiết kế trục và then

Vật liệu làm ba trục là thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).

  • Trục I (trục vào): Sơ bộ $d_1 = 40\text{ mm}$. Phân tích các tiết diện nguy hiểm: đoạn lắp then và bánh răng $d_B = 35\text{ mm}$, ngõng ngàm lắp ổ lăn $d_A = d_C = 30\text{ mm}$. Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện then $B$ đạt hệ số an toàn yêu cầu.
  • Trục II (trục trung gian bánh răng - trục vít): Chiều dài gối đỡ $l_{11} = 320\text{ mm}$. Kích thước tính toán tại các tiết diện: lắp bánh răng bị dẫn $d_A = 30\text{ mm}$, lắp ổ lăn $d_B = d_D = 35\text{ mm}$, thân trục vít $d_C = 50\text{ mm}$.
  • Trục III (trục ra mang bánh vít và đĩa xích): Chịu lực vòng lớn ($10.628,13\text{ N}$) và lực căng xích ($16.822,17\text{ N}$). Kích thước trục: vị trí lắp bánh vít $d_B = 70\text{ mm}$, vị trí ngõng trục lắp ổ lăn $d_A = 65\text{ mm}$, $d_C = 80\text{ mm}$, đầu trục lắp đĩa xích $d_D = 70\text{ mm}$.

Phần 7. Chọn ổ lăn và bôi trơn

Dựa trên phân tích tải trọng hướng tâm và lực dọc trục rất lớn ở trục II và trục III (đặc biệt lực dọc trục do bộ truyền trục vít gây ra $F_a = 10.628,13\text{ N}$), tác giả tính chọn loại ổ lăn đỡ - chặn (ổ đũa côn hoặc ổ bi đỡ chặn) có cấp chính xác phù hợp, kiểm nghiệm tuổi thọ theo khả năng tải động $C$ và khả năng tải tĩnh $C_0$. Phương pháp bôi trơn ổ lăn được xác định dựa trên tốc độ vòng và vị trí làm việc.

Phần 8. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế dạng vỏ đúc bằng gang xám (GX15-32), gồm nắp hộp và thân hộp ghép nối bằng bulông mặt bích. Xác định chiều dày thành thân hộp, thành nắp hộp, gân tăng cứng, đường kính bulông nền, bulông khung ổ, bulông ghép bích nắp và thân, nút thông hơi, que thăm dầu và nút tháo dầu ở đáy hộp.

Phần 9. Dung sai và lắp ghép

Quy định hệ thống dung sai lắp ghép theo tiêu chuẩn TCVN:

  • Cấp chính xác động học và mức chính xác tiếp xúc cho bộ truyền bánh răng và trục vít (Cấp chính xác 8).
  • Dung sai lắp ghép ổ lăn lên trục ($k6, m6$) và vào lỗ thân hộp ($H7, Js7$).
  • Dung sai mối ghép then bằng trên trục và may-ơ ($P9/h9$ hoặc $Js9/h9$).

Kết quả tính toán và thông số kỹ thuật then chốt

Toàn bộ các thông số động lực học, kích thước động học và kết quả kiểm nghiệm bền then chốt của hệ thống được tổng hợp trong các bảng sau:

Thông số động lực học Trục I (Vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra) Trục IV (Tang dẫn)
Công suất $P$ (kW) 9,64 9,161 6,802 6,06
Số vòng quay $n$ (vg/ph) 1450,00 611,20 38,20 9,55
Tỉ số truyền cấp $u$ — 2,3725 (Bánh răng) 16,00 (Trục vít) 4,00 (Xích)
Mômen xoắn $T$ (Nm) 63,50 143,14 1700,50 6061,00
Bộ truyền Thông số hình học chính Ứng suất tính toán Giới hạn cho phép Đánh giá
Xích ống con lăn $p = 31,75\text{ mm}$ (4 dãy); $z_1 = 23, z_2 = 92$; $a = 1907,17\text{ mm}$ $s = 19,9$
$\sigma_{H1} = 391,54\text{ MPa}$		 $[s] = 7,0$
$[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$		 Đủ bền mòn và an toàn
Bánh răng nghiêng $a_w = 111\text{ mm}; m_n = 2\text{ mm}; \beta = 13,35^\circ$; $z_1 = 32, z_2 = 76$ $\sigma_H = 478,33\text{ MPa}$
$\sigma_{F1} = 106,48\text{ MPa}$		 $[\sigma_H] = 504,54\text{ MPa}$
$[\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$		 Thỏa mãn độ bền tiếp xúc & uốn
Trục vít - Bánh vít $a_w = 210\text{ mm}; m = 10\text{ mm}; q = 10$; $z_1 = 2, z_2 = 32; \gamma = 11,31^\circ$ $\sigma_{Hmax} = 231,88\text{ MPa}$
$\sigma_{Fmax} = 22,10\text{ MPa}$		 $[\sigma_H]{max} = 400\text{ MPa}$
$[\sigma_F]{max} = 160\text{ MPa}$		 Thỏa mãn độ bền cơ học

Đóng góp và giá trị ứng dụng kỹ thuật

Đồ án hoàn thành một chuỗi tính toán kỹ thuật hoàn chỉnh và logic cho một hệ thống dẫn động băng tải công nghiệp tải trọng lớn ($24\text{ kN}$). Những điểm nổi bật về mặt kỹ thuật bao gồm:

  • Xử lý bài toán công suất lớn cho bộ truyền ngoài: Tác giả đã giải quyết thành công bài toán bộ truyền xích chịu lực kéo lớn bằng giải pháp phân bố đều trên xích 4 dãy, vừa bảo đảm bước xích nhỏ gọn ($31,75\text{ mm}$), vừa ngăn chặn hiện tượng va đập mạnh và mài mòn quá mức.
  • Phối hợp hai cấp giảm tốc hợp lý: Kết hợp cấp nhanh bánh răng nghiêng và cấp chậm trục vít - bánh vít giúp giảm kích thước chung của hộp giảm tốc, đồng thời tận dụng tỉ số truyền cao ($u_{tv} = 16$) của bộ truyền trục vít ở vị trí vận tốc thấp để tăng hiệu suất cơ học.
  • Cảnh báo và giải quyết bài toán nhiệt truyền động: Việc tính toán cân bằng nhiệt ở Phần 4 chỉ ra nhiệt độ dầu tự nhiên có thể lên tới $144,9^\circ\text{C}$ (vượt ngưỡng an toàn $90^\circ\text{C}$), từ đó đặt ra yêu cầu kỹ thuật bắt buộc phải thiết kế thêm cánh tản nhiệt và quạt làm mát trên trục vít.

Hạn chế và hướng mở rộng

  • Hạn chế: Bản thuyết minh tính toán dừng lại ở các phương pháp giải tích truyền thống theo tiêu chuẩn TCVN/tiêu chuẩn Liên Xô cũ; chưa tích hợp mô phỏng số kiểm tra ứng suất cục bộ bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) trên các trục phức tạp và vỏ hộp. Phần tính toán nhiệt cho thấy hộp bị quá nhiệt nếu làm mát tự nhiên nhưng đồ án chưa chi tiết hóa bản vẽ kết cấu quạt gió hoặc hệ thống cánh tản nhiệt làm mát cưỡng bức.
  • Hướng mở rộng:
    • Ứng dụng các phần mềm CAD 3D (SolidWorks, Inventor) để xuất mô hình động học và kiểm tra va quẹt hình học.
    • Tối ưu hóa khoảng cách trục và kích thước vỏ hộp thông qua thuật toán tối ưu hóa đa mục tiêu (vừa giảm khối lượng kim loại đúc, vừa đảm bảo khả năng tản nhiệt).

Giá trị tham khảo và đối tượng thụ hưởng

Tài liệu là nguồn tư liệu học thuật và kỹ thuật mẫu mực dành cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy: Tham khảo cấu trúc, quy trình và phương pháp tính toán đồ án môn học Chi tiết máy, đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí và Khóa luận tốt nghiệp.
  • Kỹ sư thiết kế máy: Tham khảo chuỗi dữ liệu thực nghiệm về chọn cấp chính xác dung sai, tính chọn ổ đũa côn chịu lực dọc trục lớn và phương pháp tính toán xích nhiều dãy trong môi trường công nghiệp nặng.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án không chọn bộ truyền xích 1 dãy mà phải dùng xích 4 dãy?
Trả lời: Do công suất tính toán truyền qua bộ truyền xích đạt tới $15,1\text{ kW}$ ở số vòng quay thấp ($38,2\text{ vg/ph}$), nếu dùng xích 1 dãy thì bước xích yêu cầu lên đến $50,1\text{ mm}$ (quá lớn, gây va đập mạnh và kích thước đĩa xích khổng lồ). Dùng xích 4 dãy cho phép giảm bước xích xuống $31,75\text{ mm}$, đảm bảo điều kiện bền mòn và giảm thiểu tải trọng động.

2. Động cơ điện được chọn có thông số kỹ thuật như thế nào?
Trả lời: Tác giả chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha mã hiệu K160M4, công suất định mức $11\text{ kW}$, tốc độ quay thực $1450\text{ vòng/phút}$, tần số $50\text{ Hz}$, đường kính trục động cơ $38\text{ mm}$ và khối lượng $110\text{ kg}$.

3. Tại sao cần phải kiểm tra điều kiện nhiệt độ cho bộ truyền trục vít ở Phần 4?
Trả lời: Bộ truyền trục vít có hiện tượng trượt dọc răng rất lớn, dẫn đến hiệu suất thấp ($\eta_{tv} = 0,75$) và nhiệt lượng sinh ra cao. Kết quả tính toán cho thấy nhiệt độ dầu tự nhiên đạt $144,9^\circ\text{C}$, vượt quá giới hạn an toàn $[t_d] = 90^\circ\text{C}$, nếu không kiểm tra và bố trí cánh làm mát/quạt thổi thì dầu bôi trơn sẽ bị biến chất và gây dính răng.

4. Vật liệu chế tạo bánh răng nghiêng và bánh vít được lựa chọn cụ thể là gì?
Trả lời: Bộ truyền bánh răng sử dụng thép C45 tôi cải thiện cho cả hai bánh (bánh dẫn HB 250, bánh bị dẫn HB 235). Bộ truyền trục vít sử dụng trục vít bằng thép C45 tôi bề mặt đạt HRC 45 (mài và đánh bóng), còn bánh vít làm bằng hợp kim đồng thanh nhôm - sắt - niken $\text{БрАЖН 10-4-4}$ để giảm ma sát và chống dính.

5. Lực căng xích tác dụng lên trục III được xác định bằng bao nhiêu?
Trả lời: Theo công thức tính toán lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích gây ra ($F_r = k_x \cdot F_t$ với hệ số trọng lượng $k_x = 1,15$ và lực vòng $F_t = 14.627,97\text{ N}$), lực hướng tâm tác dụng lên trục III là $F_r = 16.822,17\text{ N}$.

Kết luận

Đồ án "Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải" của tác giả Hồ Quốc Huy là một công trình thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, thể hiện sự kết hợp chặt chẽ giữa cơ sở lý thuyết chi tiết máy và tiêu chuẩn kỹ thuật chế tạo thực tế. Toàn bộ các bộ truyền (xích, bánh răng nghiêng, trục vít), kết cấu trục, then, gối ổ và vỏ hộp đều được tính toán kiểm nghiệm đầy đủ về độ bền mỏi, độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và cân bằng nhiệt. Đây là tài liệu thuyết minh mẫu mực, có giá trị học thuật và ứng dụng cao cho sinh viên cơ khí cũng như các kỹ sư thiết kế hệ thống truyền động công nghiệp.