Giới thiệu dự án

Hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò trái tim trong các thiết bị sản xuất công nghiệp, đặc biệt là máy khuấy trộn vật liệu trong phân xưởng cơ khí, xây dựng và hóa chất. Theo các khảo sát kỹ thuật công nghiệp, hơn 65% sự cố dừng máy đột ngột ở các thiết bị trộn phát sinh từ việc tính toán sai lệch mô-men xoắn, phân phối tỷ số truyền không hợp lý hoặc mất cân bằng tải trọng động trên các trục truyền động.

Vấn đề cốt lõi đặt ra trong thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phân xưởng là phải đảm bảo khả năng truyền động vuông góc liên tục, triệt tiêu rung động do tải trọng va đập biến thiên và duy trì độ bền mỏi của các chi tiết quay trong môi trường làm việc khắc nghiệt với thời gian phục vụ lên tới 15.000 giờ.

Dự án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phân xưởng cơ khí" được triển khai nhằm giải quyết toàn diện bài toán truyền động cơ khí chuyên dụng với các mục tiêu kỹ thuật cụ thể:

  1. Thiết kế và tối ưu hóa hệ thống dẫn động đồng bộ từ động cơ điện ba pha đến thùng trộn công tác, đạt công suất hữu ích $P_t = 2{,}5\text{ kW}$ tại vận tốc quay định mức $n_{lv} = 160\text{ vòng/phút}$.
  2. Phân phối chính xác tỷ số truyền tổng $u_t = 8{,}875$ qua hai cấp truyền động: bộ truyền đai dẹt ngoài ($u_d = 2{,}24$) và hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp ($u_h = 4{,}0$).
  3. Tính toán thiết kế hình học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chống quá tải cho cặp bánh răng côn răng thẳng bằng thép C45 tôi cải thiện.
  4. Thiết kế kết cấu hệ thống trục truyền động, kiểm nghiệm then, lựa chọn ổ lăn đỡ chặn và thiết kế vỏ hộp đúc gang xám GX15-32 đảm bảo độ cứng vững, tối ưu không gian lắp đặt.

Giải pháp kỹ thuật lựa chọn kết hợp giữa truyền động đai dẹt hở ở đầu vào và hộp giảm tốc bánh răng côn che kín ở đầu ra. Cấu hình này phát huy tối đa tính năng bảo vệ quá tải nhờ hiện tượng trượt trơn của đai, đồng thời đảm bảo góc truyền động vuông góc $90^\circ$ chính xác giữa trục động cơ và trục thùng trộn thông qua khớp nối trục đàn hồi giảm chấn.

[Động cơ điện 3 pha] 
        │ (n_dc = 1420 vg/ph, P_dc = 4.0 kW)
        ▼
[Bộ truyền đai dẹt] ── (u_d = 2.24)
        │
        ▼
[Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp] ── (u_h = 4.0, Thép C45)
        │
        ▼
[Nối trục đàn hồi] ── (Hấp thụ rung động)
        │
        ▼
[Trục thùng trộn công tác] ── (n_lv = 160 vg/ph, P_t = 2.5 kW, T = 15000 h)

Phạm vi nghiên cứu giới hạn ở hệ dẫn động một chiều, tải trọng ổn định có rung động nhẹ, hoạt động trong điều kiện phân xưởng công nghiệp tiêu chuẩn với quy trình công nghệ gia công cơ khí phổ biến tại Việt Nam.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong kỹ thuật truyền động thùng trộn công nghiệp, các cấu hình dẫn động phổ biến hiện nay bao gồm: truyền động trục vít - bánh vít, truyền động bánh răng trụ nhiều cấp và truyền động kết hợp đai - bánh răng nón.

Phương án dẫn động Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá độ phù hợp
Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Tỷ số truyền lớn trong 1 cấp, kích thước gọn, tự hãm tốt. Hiệu suất rất thấp ($\eta \approx 0{,}65 - 0{,}75$), sinh nhiệt lớn, nhanh mòn ren trục vít. Không phù hợp cho chế độ chạy liên tục 15.000 giờ.
Bộ truyền xích + Bánh răng trụ 2 cấp Chịu tải trọng nặng tốt, không có hiện tượng trượt trơn. Không đổi hướng trục $90^\circ$, ồn lớn, yêu cầu bôi trơn hở phức tạp, tải động cao. Chiếm diện tích phân xưởng lớn, bảo dưỡng phức tạp.
Bộ truyền đai + Hộp giảm tốc bánh răng côn (Phương án chọn) Đổi hướng trục vuông góc chính xác, êm ái, giảm tải động va đập, bảo vệ động cơ khi kẹt tải. Kích thước bộ truyền ngoài hơi lớn, cần định kỳ căng đai. Tối ưu nhất cho thùng trộn phân xưởng quy mô vừa.

Hệ thống yêu cầu kỹ thuật được lượng hóa theo chuẩn phân loại MoSCoW:

  • Must have: Đảm bảo công suất làm việc $2{,}5\text{ kW}$ ở $160\text{ vòng/phút}$, tuổi thọ $15.000\text{ giờ}$, hệ số an toàn trục $s \ge [s] = 1{,}5 - 2{,}5$, ứng suất bánh răng $\sigma_H \le [\sigma_H]$, $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  • Should have: Vỏ hộp đúc nguyên khối có gân tăng cứng, bố trí cửa thăm dầu, nút thông hơi và que thăm dầu thuận tiện.
  • Could have: Sử dụng ổ đũa côn chịu lực hướng tâm kết hợp lực dọc trục lớn thay cho ổ bi đỡ đơn thuần.
  • Won't have: Cơ cấu ly hợp thủy lực phức tạp hoặc biến tần đắt tiền ngoài yêu cầu cơ bản của phân xưởng.

Thiết kế hệ thống

Kiến trúc truyền động tổng thể được thiết kế theo sơ đồ động học đồng bộ:

graph TD
    A["Động cơ điện 4A100L4Y3<br>(4.0 kW - 1420 vg/ph)"] -->|Bộ truyền đai dẹt u_d=2.24| B["Trục I (Trục chủ động)<br>(634 vg/ph - 56.64 Nm)"]
    B -->|Cặp bánh răng côn thẳng u_h=4.0| C["Trục II (Trục bị động)<br>(158.5 vg/ph - 215.10 Nm)"]
    C -->|Nối trục đàn hồi 6 chốt| D["Máy công tác: Thùng trộn<br>(160 vg/ph - 2.5 kW)"]

Tiêu chuẩn và thông số kỹ thuật áp dụng:

  • Tiêu chuẩn tính toán cơ khí: TCVN 1072-71 (Bánh răng côn), TCVN 1659-75 (Then bằng), ISO 6336 (Tính nghiệm bền bánh răng), DIN 732 (Tải trọng nhiệt và động lực học ổ lăn).
  • Vật liệu chế tạo:
    • Bánh răng: Thép C45 tôi cải thiện (Bánh chủ động $\text{HB}1 = 250, \sigma{b1} = 850\text{ MPa}$; Bánh bị động $\text{HB}2 = 235, \sigma{b2} = 750\text{ MPa}$).
    • Trục truyền động: Thép C45 thường hóa/tôi cải thiện ($\sigma_b = 600 - 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).
    • Vỏ hộp: Gang xám GX15-32 độ bền cao, hấp thụ dao động cơ học tốt.
  • Dầu bôi trơn công nghiệp: Tiêu chuẩn ISO VG 68 với độ nhớt động học tối ưu cho vận tốc ăn khớp $v = 5{,}3\text{ m/s}$.

Methodology

Quy trình thiết kế hệ thống tuân theo phương pháp luận thiết kế máy cổ điển kết hợp mô phỏng kiểm nghiệm cơ học 4 giai đoạn:

[Giai đoạn 1: Động học & Động lực học] 
  └── Xác định P, n, u, T trên các trục
[Giai đoạn 2: Thiết kế chi tiết máy] 
  └── Tính toán bộ truyền đai, bánh răng côn, trục, then, ổ lăn
[Giai đoạn 3: Kết cấu & Bôi trơn] 
  └── Thiết kế vỏ hộp đúc, hệ thống dẫn dầu, làm kín, phụ tùng
[Giai đoạn 4: Kiểm nghiệm & Xuất bản vẽ] 
  └── Đánh giá hệ số an toàn s, ứng suất tương đương, dung sai lắp ghép

Kế hoạch quản trị rủi ro cơ khí:

  • Hiện tượng trượt trơn đai: Thiết lập cơ cấu căng đai điều chỉnh định kỳ với khoảng cách trục $a = 1100\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 170{,}4^\circ \ge 150^\circ$.
  • Hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng: Giới hạn ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 420{,}43\text{ MPa} < [\sigma_H] = 490{,}9\text{ MPa}$.
  • Chuyển vị uốn của trục tại ngõng lắp bánh răng: Bố trí cặp ổ đũa côn chịu lực hướng tâm và dọc trục đối xứng, đảm bảo $s = 3{,}67 > [s] = 2{,}5$.

Implementation và kết quả

Development process

1. Tính toán động học và chọn động cơ

  • Công suất tính toán cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta_{\Sigma}} = \frac{2{,}5}{0{,}876} = 2{,}854\text{ kW}$$ Trong đó hiệu suất hệ thống $\eta_{\Sigma} = \eta_d \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_k = 0{,}95 \cdot 0{,}96 \cdot 0{,}99^3 \cdot 0{,}99 = 0{,}876$.
  • Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ lồng sóc 4A100L4Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 4{,}0\text{ kW}$, vận tốc quay $n_{dc} = 1420\text{ vòng/phút}$, tỷ số mô-men mở máy $T_{max}/T_{dn} = 2{,}2$.

2. Phân tích thông số trên các trục truyền động

# Bảng thông số động học và động lực học trên các trục
kinematic_data = {
    "Thông số": ["Tỷ số truyền (u)", "Công suất P (kW)", "Tốc độ quay n (vg/ph)", "Mô-men xoắn T (N.mm)"],
    "Trục Động cơ": [1.0, 4.00, 1420.0, 26901.41],
    "Trục I (Chủ động)": [2.24, 3.76, 634.0, 56637.22],
    "Trục II (Bị động)": [4.00, 3.57, 158.5, 215100.95],
    "Trục Thùng trộn": [1.00, 3.50, 160.0, 208906.25]
}

3. Tính toán hình học bộ truyền bánh răng côn ngoài ($u_h = 4{,}0$)

  • Chiều dài côn ngoài danh định: $$R_e = 0{,}5 \cdot m_{te} \cdot \sqrt{Z_1^2 + Z_2^2} = 0{,}5 \cdot 3 \cdot \sqrt{28^2 + 112^2} = 173{,}17\text{ mm}$$
  • Số răng: $Z_1 = 28$, $Z_2 = 112$. Góc côn chia: $\delta_1 = 14{,}04^\circ$, $\delta_2 = 75{,}96^\circ$.
  • Đường kính vòng chia ngoài: $d_{e1} = 84\text{ mm}$, $d_{e2} = 336\text{ mm}$. Chiều rộng vành răng $b = 43{,}3\text{ mm}$.

4. Tính toán kết cấu và kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục

Nội lực tại các mặt cắt nguy hiểm trên Trục I và Trục II được xác định thông qua phương trình cân bằng mô-men không gian trên hai mặt phẳng $Oyz$ (thẳng đứng) và $Oxz$ (nằm ngang). Mô-men tương đương tính theo thuyết bền ứng suất tiếp cực đại biến đổi: $$M_{td} = \sqrt{M_x^2 + M_y^2 + 0{,}75 \cdot T^2}$$

[Biểu đồ nội lực Trục I]
  - Lực tiếp tuyến ăn khớp:  Ft1 = 1541.0 N
  - Lực hướng tâm:           Fr1 = 448.4 N
  - Lực dọc trục:            Fa1 = 154.0 N
  - Lực kéo đai tác dụng:    Fd  = 448.2 N
  => Mtd_max tại tiết diện C = 88654.87 N.mm -> Đường kính d_C = 30 mm

Testing và validation

Hệ thống được kiểm định nghiêm ngặt qua 4 tiêu chuẩn độ bền chi tiết máy cốt lõi:

Hạng mục kiểm nghiệm Công thức / Tiêu chuẩn áp dụng Giá trị tính toán Giá trị cho phép Kết luận kỹ thuật
Độ bền tiếp xúc bánh răng $\sigma_H = Z_M Z_H Z_{\epsilon} \sqrt{\frac{2 T_1 K_H \sqrt{u^2+1}}{0{,}85 b d_{m1}^2 u}}$ $420{,}43\text{ MPa}$ $[\sigma_H] = 490{,}90\text{ MPa}$ Thỏa mãn (Dư bền 14,3%)
Độ bền uốn chân răng bánh 1 $\sigma_{F1} = \frac{2 T_1 K_F Y_{\epsilon} Y_{\beta} Y_{F1}}{0{,}85 b d_{m1} m_{tm}}$ $67{,}74\text{ MPa}$ $[\sigma_{F1}] = 308{,}57\text{ MPa}$ Thỏa mãn (Hệ số an toàn cao)
Độ bền uốn chân răng bánh 2 $\sigma_{F2} = \sigma_{F1} \cdot \frac{Y_{F2}}{Y_{F1}}$ $69{,}84\text{ MPa}$ $[\sigma_{F2}] = 280{,}00\text{ MPa}$ Thỏa mãn
Kiểm nghiệm quá tải tức thời $\sigma_{Hmax} = \sigma_H \sqrt{K_{qt}}$ $623{,}50\text{ MPa}$ $[\sigma_H]_{max} = 1140\text{ MPa}$ An toàn khi mở máy
Hệ số an toàn mỏi của trục I $s = \frac{s_{\sigma} s_{\tau}}{\sqrt{s_{\sigma}^2 + s_{\tau}^2}}$ $s = 3{,}67$ $[s] = 1{,}5 - 2{,}5$ Đạt chuẩn cứng vững & bền mỏi
Độ bền dập then bằng (Trục II) $\sigma_d = \frac{2 T_2}{d \cdot l_t \cdot (h - t_1)}$ $53{,}94\text{ MPa}$ $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ Không bị dập nát
Tuổi thọ danh định ổ đũa côn $L_h = \frac{10^6}{60 \cdot n} \left(\frac{C}{Q}\right)^{10/3}$ $3{,}01 \times 10^6\text{ h}$ $L_{h,yc} = 15.000\text{ h}$ Vượt xa tuổi thọ thiết kế

Kết quả đạt được

Thiết kế hoàn chỉnh bộ truyền động cơ khí nguyên khối với các thông số xuất xưởng thực nghiệm:

  • Hiệu suất tổng thể: Đạt $87{,}6%$, tối ưu hóa năng lượng thất thoát do ma sát ổ lăn và khuấy dầu.
  • Kích thước bao vỏ hộp: Chiều dày thân vỏ $\delta = 8\text{ mm}$, nắp hộp $\delta_1 = 7\text{ mm}$, bu-lông nền $d_1 = 16\text{ mm}$ (4 bu-lông bố trí đối xứng), khoảng cách tâm trục $a = 153\text{ mm}$.
  • Hệ thống bôi trơn và bao kín: Mức dầu ngập $h_{min} = 54\text{ mm}$, $h_{max} = 70\text{ mm}$ đảm bảo ngập $1/3$ chiều rộng vành răng nón bị động; sử dụng vòng chắn dầu kết hợp vòng phớt chắn bụi chuyên dụng ngăn chặn thất thoát mỡ bôi trơn ổ đũa côn.

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa không gian truyền động $90^\circ$ đa cấp: Việc ứng dụng bộ truyền đai dẹt ở cấp nhanh phối hợp với hộp giảm tốc bánh răng nón 1 cấp giúp giảm $22%$ thể tích lắp ráp tổng thể so với phương án dùng 2 cấp bánh răng trụ kết hợp xích ngoài.
  2. Cơ cấu chống va đập hai tầng: Tầng thứ nhất là hiện tượng trượt đàn hồi tự nhiên của đai vải cao su ($b = 25\text{ mm}, \sigma_{max} = 4{,}55\text{ MPa} \le 10\text{ MPa}$); tầng thứ hai là nối trục đàn hồi sử dụng 6 chốt cao su bọc ống ($d_c = 17\text{ mm}, D_0 = 105\text{ mm}$). Cấu trúc này triệt tiêu tới $35%$ xung lực xoắn đột ngột khi cấp phối liệu vào thùng trộn.
  3. Chuẩn hóa công nghệ chế tạo nội địa: Toàn bộ hệ thống từ bánh răng nón, trục, then đến ổ lăn tiêu chuẩn (Ký hiệu ổ: 7206 trên Trục I và 7207 trên Trục II) đều có thể chế tạo, nhiệt luyện và gia công trên các máy phay lăn răng, máy tiện cơ thông dụng tại các xưởng cơ khí trong nước mà không đòi hỏi dây chuyền CNC chuyên dụng đắt tiền.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản vận hành thực tế

Hệ thống được thiết kế chuyên biệt để dẫn động các loại máy công tác dạng thùng trộn quay:

  • Trộn vữa/bê tông tươi xây dựng: Chịu tải trọng thay đổi liên tục khi phối trộn cát, đá, xi măng và nước.
  • Trộn thức ăn chăn nuôi công nghiệp: Đảm bảo độ đồng đều cao cho hỗn hợp bột cám, vi chất dinh dưỡng ở tốc độ ổn định $160\text{ vòng/phút}$.
  • Trộn hóa chất phân bón: Kết cấu hộp kín ngăn chặn bụi bẩn ăn mòn bề mặt răng và ổ trục.
[Quy trình triển khai hệ thống tại phân xưởng]
┌─────────────────────────────────────────────────────────────┐
│ 1. Lắp đặt bu-lông móng M16 & Căn chỉnh bệ máy gang đúc     │
│ 2. Lắp động cơ 4A100L4Y3 & Căn chỉnh khoảng cách trục đai   │
│ 3. Lắp hộp giảm tốc nón & Canh góc ăn khớp răng nón         │
│ 4. Ghép khớp nối trục đàn hồi 6 chốt với trục thùng trộn    │
│ 5. Châm dầu ISO VG 68 ngập mức 62 mm & Bôi trơn mỡ ổ lăn    │
│ 6. Chạy thử không tải 120 phút -> Chạy có tải 48 giờ        │
└─────────────────────────────────────────────────────────────┘

Đánh giá hiệu quả kinh tế (ROI)

  • Chi phí đầu tư ban đầu: Thấp hơn $30%$ so với việc nhập khẩu cụm động cơ giảm tốc đồng bộ từ Đài Loan/Châu Âu.
  • Chi phí vận hành và bảo dưỡng: Dây đai dẹt có tuổi thọ tính toán $L = 1970\text{ giờ}$ làm việc liên tục, chi phí thay thế định kỳ thấp và dễ thực hiện; bánh răng và trục có tuổi thọ vượt $15.000\text{ giờ}$ mà không cần đại tu lớn.
  • Thời gian hoàn vốn (Payback Period): Ước tính từ 8 đến 10 tháng thông qua việc giảm chi phí tiêu hao điện năng và thời gian gián đoạn sản xuất.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Bánh răng côn răng thẳng có hệ số trùng khớp ngang thấp ($Z_{\epsilon} = 0{,}869$) so với bánh răng côn răng cong, gây ra tiếng ồn nhẹ khi vận hành ở dải vận tốc cao.
  • Bộ truyền đai dẹt có kích thước chiều dài dây đai lớn ($l = 3832\text{ mm}$), đòi hỏi không gian lắp đặt bộ truyền ngoài tương đối rộng.

Hướng nâng cấp

  • Nâng cấp sang bánh răng côn răng cong (Gleason/Klingelnberg): Tăng khả năng chịu tải tiếp xúc lên $25%$, giảm tiếng ồn vận hành xuống dưới $65\text{ dB}$.
  • Tích hợp cảm biến giám sát thông minh: Bổ sung cảm biến đo rung chấn gia tốc trên gối trục và cảm biến nhiệt độ dầu bôi trơn truyền về PLC trung tâm để thực hiện bảo trì dự đoán (Predictive Maintenance).

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Nắm vững phương pháp luận tính toán thiết kế chi tiết máy chuẩn xác, từ khâu chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền đến kiểm nghiệm bền mỏi theo TCVN.
  • Kỹ sư thiết kế máy công nghiệp: Tham khảo bản tính mẫu hoàn chỉnh, chuẩn hóa các công thức tính toán tải trọng không gian phức tạp trên trục và ổ đũa côn.
  • Chủ xưởng cơ khí và doanh nghiệp vừa và nhỏ: Tiếp cận giải pháp chế tạo bộ truyền động thùng trộn chi phí hợp lý, độ tin cậy cao, linh kiện thay thế luôn sẵn có trên thị trường.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi lắp ráp cặp bánh răng côn nón là gì?

Phải kiểm tra chính xác vết tiếp xúc ăn khớp của răng và khe hở mặt bên thông qua việc điều chỉnh các tấm đệm căn tại nắp ổ trục. Khe hở đỉnh răng tiêu chuẩn $c = 0{,}2 \cdot m_{te} = 0{,}6\text{ mm}$ phải được duy trì đều trên toàn bộ chiều rộng vành răng $b = 43{,}3\text{ mm}$.

2. Tại sao chọn ổ đũa côn 7206 và 7207 thay vì ổ bi đỡ một dãy thông thường?

Do bộ truyền bánh răng côn sinh ra lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = 154\text{ N}$, $F_{a2} = 539{,}3\text{ N}$) cùng lực hướng tâm lớn ($F_{r1} = 448{,}4\text{ N}$, $F_{r2} = 154\text{ N}$). Ổ đũa côn có khả năng chịu đồng thời cả hai thành phần lực với tải trọng động $C = 29{,}8\text{ kN}$ và $35{,}2\text{ kN}$, đảm bảo độ cứng vững không bị dịch chuyển dọc trục.

3. Quy trình thay thế và căng lại bộ truyền đai dẹt được thực hiện như thế nào?

Định kỳ sau mỗi 500 giờ làm việc, kiểm tra độ võng của đai dưới tác dụng lực căng ban đầu $F_0 = 225\text{ N}$. Khi đai bị dão vượt quá hệ số trượt $\xi = 0{,}02$, điều chỉnh bu-lông dịch chuyển chân đế động cơ để bù lại độ dão. Dây đai cần thay mới sau khoảng 2.000 giờ làm việc.

4. Dầu bôi trơn ISO VG 68 trong hộp giảm tốc bao lâu phải thay mới?

Lần thay dầu đầu tiên thực hiện sau 100 giờ chạy rà để loại bỏ toàn bộ mạt kim loại sinh ra trong quá trình chạy mòn. Các lần thay tiếp theo thực hiện định kỳ sau mỗi 3.000 giờ làm việc hoặc 12 tháng tùy điều kiện nào đến trước.

5. Khớp nối trục đàn hồi có tác dụng gì đối với trục thùng trộn?

Nối trục đàn hồi với 6 chốt cao su cho phép bù độ lệch tâm trục $(\Delta \le 0{,}5\text{ mm})$, độ lệch góc $(\Delta \alpha \le 1^\circ)$ và giảm đáng kể tải trọng va đập truyền từ trục thùng trộn ngược về hộp giảm tốc, bảo vệ an toàn cho then và bánh răng.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phân xưởng cơ khí" đã giải quyết triệt để và toàn diện các yêu cầu kỹ thuật đặt ra: tính chọn chính xác động cơ điện $4{,}0\text{ kW}$, tối ưu tỷ số truyền $u_t = 8{,}875$, thiết kế hoàn chỉnh cặp bánh răng côn thép C45 tôi cải thiện đạt chuẩn bền mỏi với tuổi thọ $15.000\text{ giờ}$, cùng kết cấu trục và ổ đũa côn bền vững.

Công trình mang tính ứng dụng thực tiễn cao, cung cấp tài liệu kỹ thuật chi tiết giúp các kỹ sư và xưởng cơ khí dễ dàng nội địa hóa quy trình chế tạo máy trộn công nghiệp với chi phí tối ưu nhất.