2021 - Tuy nhiên, trong xã hội có giai cấp và đấu tranh giai cấp thì nội dung chủ yếu PDF

Preview

Summary

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINHTRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOAKhoa Cơ KhíĐỀ CƯƠNG LVTSTHIẾT KẾ TỐI ƯU HỘP GIẢM TỐCTRỤC VÍT – BÁNH RĂNGGVHD:PGS. TS NGUYỄN HỮU LỘCHọc viên thực hiệnLê Thúy Anh 2070614Tp. Hồ Chí Minh, tháng 11 năm 2021MỤC LỤC SVTH: Lê Thúy AnhMỤC LỤCMỤC LỤC...........................

Description

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA Khoa Cơ Khí

ĐỀ CƯƠNG LVTS THIẾT KẾ TỐI ƯU HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT – BÁNH RĂNG

GVHD: PGS. TS NGUYỄN HỮU LỘC

Học viên thực hiện Lê Thúy Anh

2070614

Tp. Hồ Chí Minh, tháng 11 năm 2021

MC LC

SVTH: Lê Thy Anh

MỤC LỤC MC LC............................................................................................................. i DANH MC HÌNH ẢNH...................................................................................iii Chương 1. Tổng quan về nghiên cứu tối ưu bánh răng, trục vít..........................1 1.1. Ý tưởng khoa học, tính cấp thiết và tính mới............................................1 1.2. Mục tiêu nghiên cứu.................................................................................3 1.3. Nội dung nghiên cứu................................................................................4 1.4. Đối tượng và phương pháp nghiên cứu.....................................................4 1.5. Mục lục dự kiến của luận văn...................................................................5 Chương 2. Cơ sở tính toán bánh răng và bộ truyền trục vít theo tiêu chuẩn.......6 2.1. Tính toán bộ truyền bánh răng theo tiêu chuẩn ISO, AGMA....................6 2.2. Tính toán bộ truyền trục vít theo tiêu chuẩn AGMA 6022-C93................9 2.3. Hiệu suất bộ truyền trục vít.....................................................................10 2.4. Các phương pháp giải bài toán tối ưu.....................................................13 2.4.1. Giải bài toán tối ưu sử dụng quy hoạch thực nghiệm......................14 2.4.2. Các phương pháp Lagrange, điều kiện Kuln - Tucker.....................15 2.4.3. Phương pháp giải thuật di truyền....................................................16 Chương 3. Phương pháp và kết quả phương pháp nghiên cứu..........................17 3.1. Thiết kế bộ truyền trục vít theo tiêu chuẩn AGMA 6022-C93................17 3.2. Hiệu suất bộ truyền trục vít.....................................................................19 3.3. Phân bố tỉ số truyền thỏa mãn điều kiện bôi trơn....................................19 3.4. Thiết lập và giải bài toán tối ưu khối lượng, thể tích...............................22 Chương 4. Phân tích kết quả và kết luận...........................................................24 4.1. Dự kiến kết quả và ý nghĩa khoa học luận văn.......................................24 4.2. Kế hoạch thực hiện.................................................................................25

MC LC

SVTH: Lê Thy Anh

TÀI LIỆU THAM KHẢO...................................................................................26

DANH MC HÌNH ẢNH

HVTH: Lê Thy Anh

DANH MỤC HÌNH ẢNH Hình 1.1 Bộ truyền trục vít bánh vít......................................................................1 Hình 2.1 Thông số kỹ thuật của bộ truyền trục vít..............................................10 Hình 3.1 Các vị trí trục vít trong HGT................................................................20 Hình 3.2 Hộp giảm tốc khai triển........................................................................21 Hình 3.3 Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng........................................................22

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh

Chương 1. Tổng quan về nghiên cứu tối ưu bánh răng, trục vít 1.1. Ý tưởng khoa học, tính cấp thiết và tính mới Trục vít bánh vít được sử dụng rộng rãi cho các ứng dụng hệ thống truyền động có trục vuông góc, không song song, đối xứng, nơi yêu cầu tỷ số truyền cao. So với các bộ truyền chuyển động như bánh răng, đai và xích, bộ truyền trục vít bánh vít có xu hướng cung cấp một giải pháp nhỏ gọn hơn. Ưu điểm: tỉ số truyền lớn, làm việc êm không ồn, có khả năng tự hãm, có độ chính xác động học cao. Nhược điểm: hiệu suất thấp, sinh nhiệt nhiều do có vận tốc trượt lớn, vật liệu chế tạo bánh vít làm bằng kim loại màu để giảm ma sát nên khá đắt tiền. Phạm vi sử dụng: chỉ sử dụng cho phạm vi công suất không quá 60kW (do hiệu suất thấp), có tỉ số truyền lớn nên được sử dụng rộng rãi trong các cơ cấu phân độ, có khả năng tự hãm nên thường được sử dụng trong các cơ cấu nâng như cần trục, tời…

Hình 1.1 Bộ truyền trục vít bánh vít Phân bố tỉ số truyền và chọn kích thước trục vít, bánh vít để tính toán thiết kế với mục tiêu kết cấu hợp lý hệ thống trục vít - bánh răng cần phải thỏa mãn các điều kiện: kích thước bao, điều kiện bôi trơn, độ bền đều giữa các cặp bánh răng, kết cấu vỏ hộp hợp lý, thuận tiện để bố trí các chi tiết máy trong vỏ hộp... Trong thực tế các hộp giảm

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh

tốc (HGT) và hộp tốc độ (HTĐ) được sản xuất hàng loạt nên các doanh nghiệp đầu tư kinh phí và thời gian cho thiết kế với mục tiêu giảm giá thành, nâng cao chất lượng, kích thước nhỏ gọn… nên đây là bài toán tối ưu đa mục tiêu. Tính toán bánh răng thực hiện theo nhiều tiêu chuẩn khác nhau như: ANSI/AGMA 2001-D04:2005, Legacy ANSI, Bach (Simple design), Merrit (complex design), ISO 6336-2:2006, DIN 3990:1988. Bộ truyền trục vít được thiết kế theo các tiêu chuẩn: ANSI-AGMA 6022-C93:1993 Design Manual for Cylindrical Worm Gearing, ISO/TS 14521:2020 Gears — Calculation of load capacity of worm gears…. Hàm mục tiêu cho các bài toán tối ưu HGT bánh răng – trục vít, trục vít – bánh răng (một, hai, ba cấp bánh răng, trục vít) liên quan đến: 1) Tổng khoảng cách trục nhỏ nhất; 2) Khối lượng HGT nhỏ nhất; 3) Độ bền đều ứng suất tiếp xúc và uốn… Ngoài các mục tiêu tối ưu trên đối với các HGT nhiều cấp còn có các mục tiêu sau: 4) Mô men quán tính tương đương hệ thống là nhỏ nhất (Ip); 5) Sai số góc nhỏ nhất (∆ϕΣ); 6) Hiệu suất lớn nhất (η). Bài toán kết hợp các mục tiêu trên gọi là bài toán đa mục tiêu. Các thông số thiết kế khi giải bài toán tối ưu là: số vòng quay trục đầu vào và ra, tỉ số truyền chung HGT, mô đun trục vít, số cấp hệ thống bánh răng – trục vít…Và kết quả cần tìm là phân bố tỉ số truyền và tối ưu các kích thước cũng như kết cấu HGT. Ngoài các mục tiêu khi thiết kế cặp bánh răng trong hệ thống truyền động như đảm bảo độ bền đều tiếp xúc giữa các cặp bánh răng, điều kiện bôi trơn…. cần chú ý đến các mục tiêu: tổng khoảng khoảng cách trục nhỏ nhất; khối lượng HGT nhỏ nhất; độ bền đều giữa ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn… Từ đó chọn tỉ số truyền và các kích thước, cũng như kết cấu tối ưu theo chỉ tiêu khối lượng nhỏ nhất. Bên cạnh đó ta

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh

còn có thể kết hợp các mục tiêu trên và ứng dụng các công cụ thiết kế hiện đại là các phần mềm tự động hóa thiết kế để thiết kế tối ưu HGT và HTĐ, nghiên cứu áp dụng các phương pháp tối ưu mới… để thiết kế kết cấu tối ưu, tiết kiệm vật liệu, nâng cao độ chính xác và giảm thời gian thiết kế …. Sử dụng các phương pháp trên để thiết kế kết cấu tối ưu các cấp bánh răng khác nhau, HGT, HGT gắn liền trục động cơ, HTĐ nhiều cấp… mở rộng cho các hệ thống truyền động có bánh răng côn, trục vít, hệ thống bánh răng hành tinh, bánh răng Cicloid, Novicov… Do đó còn một số vấn đề cần giải quyết sau đây: - Hiện nay bộ TCVN về chi tiết máy nói chung và bộ truyền trục vít, bánh răng nói riêng cập nhật chậm theo tiêu chuẩn quốc tế. Việc nghiên cứu và hoàn thiện quy trình thiết kế chi tiết máy và cụm chi tiết máy theo tiêu chuẩn quốc tế là rất cần thiết. Kết quả tính toán bộ truyền trục vít, bánh răng theo các tiêu chuẩn khác nhau có sự sai lệch phụ thuộc vào chọn hệ số an toàn. - Sử dụng các bộ phần mềm hỗ trợ để tính toán và thiết kế các chi tiết máy theo tiêu chuẩn nhằm nâng cao chất lượng đào tạo, tăng năng suất cũng như chất lượng thiết kế trong công nghiệp. - Hoàn chỉnh các bộ tài liệu và sổ tay tra cứu cập nhật các tiêu chuẩn mới nhất về các bộ truyền bánh răng và chi tiết máy phục vụ đào tạo và sử dụng trong công nghiệp. - Thiết kế tối ưu bánh răng, trục vít và hệ thống bánh răng, trục vít một các hệ thống và theo nhiều ràng buộc khác nhau. - Áp dụng các phương pháp tối ưu mới vào giải quyết bài toán tối ưu bánh răng, thiết kế tối ưu cho các dạng bánh răng khác nhau.

1.2. Mục tiêu nghiên cứu Mục tiêu nghiên cứu của đề tài liên quan đến thiết kế tối ưu HGT trục vít - bánh răng đảm bảo yêu cầu điều kiện bôi trơn, nghiên cứu các tiêu chuẩn tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng – trục vít để hoàn thiện các bộ tài liệu sổ tay tra cứu các tiêu chuẩn thiết kế trên thế giới, nâng cao hiệu suất bộ truyền trục vít, ứng dụng các

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh

phương pháp tối ưu để giải quyết bài toán tối ưu thể tích và khối lương HGT trục vít – bánh răng.

1.3. Nội dung nghiên cứu Nội dung 1: Nghiên cứu tổng quan. Nô‚i dung 2: Nghiên cứu các phương pháp tính toán bánh răng và trục vít theo tiêu chuẩn và các phương pháp giải bài toán tối ưu. - Quy trình tính toán bộ truyền bánh răng, trục vít theo các tiêu chuẩn khác nhau và so sánh đánh giá. Nô‚i dung 3: Nghiên cứu tính toán hiệu suất bộ truyền trục vít. - Công thức, quy trình và bảng chọn hiệu suất bộ truyền trục vít. Nô‚i dung 4: Nghiên cứu thiết kế tối ưu kết cấu hộp giảm tốc trục vít – bánh răng đảm bảo điều kiện bôi trơn và khối lượng nhỏ nhất. - Bảng tra lựa chọn tỉ số truyền đảm bảo điều kiện bôi trơn. - Bộ thông số đề HGT có khối lượng tối ưu. Nô‚i dung 5: Viết báo cáo, thuyết minh tổng kết. Thuyết minh luận văn tốt nghiệp.

1.4. Đối tượng và phương pháp nghiên cứu Nghiên cứu được tiến hành trên đối tượng là bộ truyền trục vít và hộp giảm tốc trục vít - bánh răng. Đối tượng được thực hiện sẽ được tối ưu hóa khối lượng và thể tích theo yêu cầu thỏa mãn điều kiện bôi trơn. Phương pháp nghiên cứu: quy hoạch thực nghiệm và các phương pháp tối ưu.

1.5. Mục lục dự kiến của luận văn Mục lục dự kiến của kết quả nghiên cứu:

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh

Chương 1: Tổng quan Chương 2: Cơ sở tính toán Chương 3: Bài toán tối ưu hộp giảm tốc trục vít bánh răng Chương 4: Kết quả và so sánh Kết luận Tài liệu tham khảo

Chương 2.

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh

Chương 3. Cơ sở tính toán bánh răng và bộ truyền trục vít theo tiêu chuẩn 3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng theo tiêu chuẩn ISO, AGMA Hiện tại đang sử dụng tiêu chuẩn ISO 6336:1996 liên quan tính toán bánh răng trụ: - Tính toán khả năng tải của bánh răng trụ thẳng và răng nghiêng – Phần 1: Nguyên tắc cơ bản, giới thiệu và các hệ số ảnh hưởng chung. - Tính toán khả năng tải của bánh răng trụ thẳng và răng nghiêng – Phần 2: Tính toán độ bền tiếp xúc (TCVN 7578-2:2006). - Tính toán khả năng tải của bánh răng trụ thẳng và răng nghiêng – Phần 3: Tính toán độ bền uốn của răng (TCVN 7578-3:2006). - Tính toán khả năng tải của bánh răng trụ thẳng và răng nghiêng – Phần 5: Độ bền và chất lượng vật liệu. Tiêu chuẩn tính toán bánh răng côn ISO 10300 – 2001 bao gồm: - Tính toán khả năng tải của bánh răng côn – Phần 1: Giới thiệu và các hệ số ảnh hưởng chung (ISO 10300 - 1 – 2001). - Tính toán khả năng tải của bánh răng côn – Phần 2: Tính toán độ bền tiếp xúc (ISO 10300 - 2 – 2001). - Tính toán khả năng tải của bánh răng côn – Phần 3: Tính toán độ bền uốn của răng (ISO 10300 – 3 - 2001). Tương ứng các tiêu chuẩn trên là AGMA 2001-D04:2005 và ANSI/AGMA 2003B97. Ngoài ra để tính toán bánh răng ta còn sử dụng các tiêu chuẩn sau: Legacy ANSI, Bach, Merrit, CSN 01 4686, DIN 3990, trong đó hai tiêu chuẩn cuối tương thích ISO 6336. Tiêu chuẩn Việt Nam về bánh răng chưa cập nhật, chỉ có 2 tiêu chuẩn mới TCVN 7578-1, 2:2006, chưa đầy đủ để có thể tính toán thiết kế.

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh

Giữa ISO (International Standards Organization) và AGMA (American Gear Manufactures Association) có sự khác nhau trong thiết kế và phân tích bánh răng. Theo AGMA 2001 chỉ có 1 phương pháp tính bánh răng, trong khi đó ISO 6336 đưa ra 5 phương pháp được ký hiệu từ A đến E. Phương pháp A chính xác nhất và độ chính xác giảm dần từ A - E. Trong giới hạn nghiên cứu này sử dụng phương pháp B trên cơ sở tính toán lý thuyết. Tiêu chuẩn AGMA được xây dựng từ thực dụng qua quá trình nhiều năm vận hành các bánh răng đươc chế tạo. Tiêu chuẩn ISO 6336 được phát triển hàn lâm bởi các nhà khoa học và đào tạo, theo hướng tiếp cận lý thuyết dựa trên các công thức và nguyên lý cơ học. Do đó có thể nói AGMA 2001 theo hướng tiếp cận thực tế, còn ISO 6336 theo hướng tiếp cận lý thuyết. Bánh răng được tính theo độ bền tiếp xúc và độ bền uốn. Độ bền tiếp xúc: Theo ISO 6336 - 1 - 2001 ứng suất tiếp xúc được xác định: σH =ZBσH0

K A KV KH  KH 

≤ σHP

(1)

trong đó σH0 - Ứng suất tiếp xúc danh nghĩa  H 0  Z H Z E Z Z

Ft (u  1) d1bu

(2)

Ứng suất tiếp xúc tính toán cho phép σHP được xác định:  HP 

hoặc:

HG S H lim



H lim ZNT S H lim

SH 

HG H

Z L Z V Z R ZW Z X

 S H lim

(3)

(4)

với các ký hiệu: ZB – hệ số ăn khớp một đôi răng đối với bánh dẫn (đối với bánh bị dẫn là ZD); KA- hệ số ứng dụng xét đến ảnh hưởng tải trọng ngoài; Z β - Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng; ZNT- Hệ số tuổi thọ khi tính theo độ bền tiếp xúc; HG – giới hạn mỏi tiếp xúc; SHmin - Hệ số an toàn khi tính ứng suất tiếp xúc nhỏ nhất; ZL - Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn; ZR -Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh

nhám bề mặt; Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; Z W – Hệ số ảnh hưởng độ cứng; ZX - Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước; SH - Hệ số an toàn khi tính ứng suất tiếp xúc. So sánh với các tài liệu giảng dạy hiện hành tại Việt Nam có sự khác biệt sau: -

Đơn vị mômen xoắn T là Nm, nên các công thức liên quan giữa công suất P, T và Ft sẽ hiệu chỉnh phù hợp.

-

Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZE được xác định theo công thức: ZE 

EE 1 2 2 2 [E 2 (1  1) E 1(1  2)]

(5)

Công thức gần đúng để chọn môđun m: trong các tài liệu giảng dạy hiện nay thường chọn mô đun theo công thức thực nghiệm sau: m  (0,01…0,02)aw

(6)

Tuy nhiên theo ISO [2]: mn  2awcos/(43+14u)

(7)

Để mô đun được chọn theo cả hai công thức trên có giá trị gần nhau: 0,02 ≥ 2awcos/(43+14u) ≥ 0,01,

Suy ra:

10,4 ≥ u ≥ 3,6

Do đó khi u ≥ 3,6 thì chọn môđun theo hai công thức (6) và (7) như nhau. Khi u < 3,6 chọn m theo công thức (6) có giá trị nhỏ hơn công thức (7). Độ bền uốn: Theo ISO 6336 - 2 – 2001 ứng suất uốn tính toán F cho phép được xác định:  F  F 0K A K V K F K F  FP

 F 0

C



Ft bmn

(8)

Y F Y SaY Y

(9)

Ứng suất cho phép FP và hệ số an toàn SF được xác định: FP 

F G SF lim



F

limYST YNT

SF lim

Y relT Y RrelT Y X

(10)

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh SF 

hoặc:

F G F

S F lim

(11)

với các ký hiệu: F0 - Ứng suất uốn danh nghĩa; K F- Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các răng; KF- Hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng; FP - Ứng suất uốn cho phép; YFa - Hệ số dạng răng; YSa - Hệ số tập trung ứng suất; Y - Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang; Y  - hệ số xét đến ảnh hưởng góc nghiêng răng; YST – Hệ số tập trung ứng suất; YNT – Hệ số tuổi tho khi tính theo độ bền uốn; SFmin- Hệ số an toàn ứng suất uốn nhỏ nhất; FG – giới hạn bền uốn răng; YrelT – hệ số độ nhạy tương đối; YRrelT – Hệ số bề mặt tương đối - S F - Hệ số an toàn khi tính ứng suất uốn cho phép; YX -Hệ số ảnh hưởng kích thước.

3.2. Tính toán bộ truyền trục vít theo tiêu chuẩn AGMA 6022-C93 Tiêu chuẩn AGMA 6022-C93: Design Manual for Cylindrical Wormgearing Số ren trục vít NW (lấy số nguyên) NW 

NG mG

Trong đó:

(12) NG là số răng trên bánh vít mG

là tỉ số truyền

Đường kính trục vít d (mm), với C (mm) là khoảng cách trục 0.0875  C 0.0875 C d max   1, 07  1, 6  0.0875 0.0875 C C d min   3, 0 2,0

(13)

Đường kính bánh vít D (mm) D 2C  d

Bước ren trục vít p x (mm) và bước răng bánh vít p (mm)

(14)

Chương 1: Tổng quan px  p 

HVTH: Lê Thy Anh

D NG

(15)

Chiều cao đầu ren a (mm) a

px  0.3183 p x 

(16)

Chiều cao chân ren b (mm) 1,157 p x 0,3683 px b 

(17)

Chiều dài phần ren trục vít FW max (mm) 2

D  D  FWmax 2  t     a  2 2    

2

(18)

Hình 2.2 Thông số kỹ thuật của bộ truyền trục vít (Em trich dẫn tài liệu, chứ hình này theo TCVN là không đúng)

3.3. Hiệu suất bộ truyền trục vít Tỉ số giữa công suất đầu ra và công suất đầu vào chính là hiệu suất của hộp giảm tốc. So với các loại hộp giảm tốc khác, hộp giảm tốc trục vít có giá trị hiệu suất thấp

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh

hơn. Nguyên nhân dẫn đến sự khác nhau giữa giá trị công suất đầu vào và đầu ra là do sự tổn thất công suất xảy ra bên trong hộp giảm tốc. Hiệu suất của hộp giảm tốc trục vít được tính: 

Pizl Pul  PG P  1  G 1 Pul Pul Pul

trong đó:

(19)

Pul là công suất đầu vào (W) Pizl là công suất đầu vào (W) PG là công suất tổn thất (W)

Ngoài ra, hiệu suất có thể xác định theo công thức rút gọn [1]: w 

 cos n   tan m   cos n  cot m 

(20)

Tuy nhiên trong thực tế cần xác định rõ ảnh hưởng các thành phần mất mát công suất đến hiệu suất khi làm việc mới có kết quả chính xác. Sự tổn thất công suất trong hộp giảm tốc Tổng tổn thất công suất xảy ra trong hộp giảm tốc trục vít bao gồm tổn thất công suất do lực cản trượt của trục vít trong quá trình chuyển động P Gz, tổn thất công suất xảy ra trong ổ trục PGL và tổn thất công suất trong quá trình chạy không tải P G0. Vì vậy, tổng công suất tổn thất có thể được xác định như sau: PG  PGz  PGL  PG 0

(21)

Sự tổn thất công suất do lực cản trượt của trục vít trong quá trình chuyển động, có thể được xác định là: PGz  FN.  .z  k

trong đó:

FN là lực pháp tuyến trên bề mặt răng (N) µz là hệ số ma sát của cặp trục vít bánh răng νk là vận tốc trượt (m/s)

(22)

Chương 1: Tổng quan

HVTH: Lê Thy Anh

Vận tốc trượt νk có thể được xác định bởi công thức: k 

.dm1. n1 60.cos m

trong đó:

(23)

dm1 là đường kính vòng chia trục vít (m) n1 là số vòng quay trục vít (vòng/phút) γm là góc nâng ren (góc xoắn ốc)

Sự tổn thất công suất trong quá trình chạy không tải có thể được xác định: 4/3

  n   PG0 10 .a.  1  .  40 90   60  1,83  7

trong đó:

(24)

a là khoảng cách trục (mm) ν40 là độ nhớt động học của dầu ở 400C (mm2/s)

Tổn thất công suất xảy ra trong ổ có thể được xác định bằng biểu thức sau: PGL P1. 0,005...0,01  PGL P1 . 0,02...0,03

nếu ổ bi được ngâm trên trục của trục vít và bánh vít nếu ổ bi được ngâm trên trục của trục vít và bánh vít

Một số tác giả đã nghiên cứu ảnh hưởng của các yếu tố khác nhau đến tổn thất công suất trong hộp giảm tốc trục vít. Miltenovic [8] đã nghiên cứu tổn thất trong trục vít, sử dụng dầu tổng hợp GH6-1500, số vòng quay đầu vào là 5000 min-1 và các các giá trị khác nhau của moment đầu ra. Các giá trị hiệu suất đo được dao động trong khoảng η = (0,52 ÷ 0,71), trong đó giá trị cao hơn được tìm thấy ở tải cao hơn. Stockman [9] đã kiểm tra hiệu suất của mười ba hộp số khác nhau,...