Giới thiệu dự án

Hệ thống băng tải công nghiệp đóng vai trò then chốt trong dây chuyền tự động hóa logistics, khai khoáng, chế biến thực phẩm và sản xuất vật liệu xây dựng. Theo thống kê từ Hiệp hội Thiết bị Xử lý Vật liệu (MHEA), hệ thống truyền động cơ khí chiếm hơn 65% tổng chi phí vận hành và bảo trì trong toàn bộ vòng đời của hệ thống băng tải. Việc thiết kế một trạm dẫn động cơ khí có hiệu suất cao, vận hành bền bỉ và tối ưu chi phí chế tạo là bài toán trọng tâm của ngành cơ khí chế tạo máy.

Vấn đề kỹ thuật cốt lõi (Problem Statement) đặt ra trong đồ án là giải quyết hiện tượng quá tải đột ngột, triệt tiêu tải trọng động, tối ưu hóa kích thước hộp giảm tốc và đảm bảo tuổi thọ làm việc liên tục trong 4 năm (1 ca/ngày tương đương 9.600 giờ) dưới chế độ tải thay đổi theo bậc ($T_1 = T$ trong 4h, $T_2 = 0,8T$ trong 3h, $T_3 = 0,6T$ trong 1h).

Mục tiêu cụ thể của dự án:

  1. Xác định chính xác động học và động lực học toàn hệ thống dẫn động từ nguồn động lực đến trục công tác.
  2. Thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang) nhằm cách ly chấn động và bảo vệ quá tải.
  3. Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp gồm cấp nhanh phân đôi bánh răng trụ răng nghiêng và cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng theo tiêu chuẩn TCVN và ISO 6336.
  4. Tính toán kết cấu hệ trục, then, chọn ổ lăn và thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc đảm bảo độ cứng vững và chỉ tiêu bôi trơn ngâm dầu.

Giải pháp lựa chọn là xây dựng hệ thống dẫn động cơ khí gồm: Động cơ điện không đồng bộ ba pha $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc hai cấp (cấp nhanh bánh răng nghiêng phân đôi, cấp chậm bánh răng thẳng) $\rightarrow$ Nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Băng tải tang quay. Cấu trúc cấp nhanh phân đôi giúp triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên trục I và trục II, đồng thời giảm 50% mô-men xoắn cục bộ trên mỗi vành răng, cho phép thu gọn kích thước chiều rộng toàn bộ cụm máy.

Các chỉ số đầu ra kỳ vọng:

  • Công suất có ích trên băng tải: $P_{lv} = 2,925\text{ kW}$ với lực kéo $F = 6500\text{ N}$ và vận tốc băng tải $v = 0,45\text{ m/s}$.
  • Hiệu suất tổng thể hệ thống: $\eta_{tong} \ge 80%$.
  • Hệ số an toàn về độ bền tiếp xúc ($S_H$) và uốn ($S_F$) vượt ngưỡng yêu cầu tiêu chuẩn $> 1,2$.
  • Hệ số an toàn mỏi trục tại các tiết diện nguy hiểm: $s_j \ge 3,64 > [s] = 2,0$.

Phạm vi giới hạn: Đồ án tập trung vào tính toán thiết kế cơ khí chính xác, lựa chọn tiêu chuẩn chi tiết máy, kiểm nghiệm tĩnh/mỏi và mô hình hóa hình học, không bao gồm thiết kế mạch biến tần điều khiển tốc độ sâu của động cơ.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong kỹ thuật truyền động băng tải tải trọng trung bình ($F = 6500\text{ N}$), có nhiều phương án cấu hình hệ dẫn động. Bảng so sánh kỹ thuật dưới đây làm rõ tính tối ưu của cấu hình được lựa chọn:

Tiêu chí so sánh Cấu hình đề xuất (Đai + HGT 2 cấp phân đôi) Cấu hình 1 (HGT Trục vít - Bánh vít) Cấu hình 2 (HGT Bánh răng nón - Trụ)
Hiệu suất truyền động ($\eta$) $80% - 85%$ $60% - 72%$ (Tổn thất trượt lớn) $78% - 82%$
Khả năng giảm chấn Rất tốt (nhờ đai thang & nối trục đàn hồi) Trung bình Kém
Độ phức tạp chế tạo Trung bình (Gia công răng trụ phổ biến) Cao (Vật liệu đồng thanh đắt tiền) Rất cao (Cắt răng côn xoắn khó)
Cân bằng lực dọc trục Triệt tiêu hoàn toàn ở cấp nhanh Xuất hiện lực dọc trục rất lớn Lực dọc trục không cân bằng
Chi phí bảo dưỡng/năm Tối ưu (Dễ thay thế đai, phụ tùng chuẩn) Cao (Thay thế bánh vít mòn) Trung bình

Phân tích yêu cầu chức năng theo mô hình MoSCoW:

  • Must have: Đảm bảo công suất làm việc $P_{lv} = 2,925\text{ kW}$, tỷ số truyền chung $u_c \approx 35,18$, vận hành an toàn trong 9.600 giờ, tự ngắt trượt khi quá tải lớn thông qua bộ truyền đai.
  • Should have: Kết cấu vỏ hộp đúc liền khối có gân tăng cứng, sử dụng nắp quan sát tích hợp van thông hơi để kiểm soát áp suất dầu bôi trơn.
  • Could have: Tích hợp cảm biến đo nhiệt độ dầu và cảm biến rung động ổ lăn tại các gối đỡ trục II và III.
  • Won't have: Bộ điều tốc vô cấp cơ khí hoặc ly hợp thủy lực phức tạp nhằm giữ giá thành chế tạo ở mức tối thiểu.

Thiết kế hệ thống

Kiến trúc truyền động cơ khí của trạm dẫn động băng tải được mô hình hóa theo sơ đồ dòng năng lượng và lực:

graph LR
    Motor["Động cơ điện 4A112MA6Y3<br>(3 kW, 945 rpm)"] -->|"Bộ truyền đai thang B<br>(u_d = 3,03, eta = 0.95)"| Shaft1["Trục I (HGT)<br>(315 rpm, T1 = 97.3 Nm)"]
    Shaft1 -->|"Cấp nhanh: Bánh răng nghiêng phân đôi<br>(u_nh = 3.81, beta = 32 deg)"| Shaft2["Trục II (HGT)<br>(82.25 rpm, T2 = 362.3 Nm)"]
    Shaft2 -->|"Cấp chậm: Bánh răng thẳng<br>(u_ch = 3.06, beta = 0 deg)"| Shaft3["Trục III (HGT)<br>(26.88 rpm, T3 = 1076.5 Nm)"]
    Shaft3 -->|"Nối trục đàn hồi<br>(eta = 1.0)"| Drum["Tang Băng Tải<br>(D = 320 mm, v = 0.45 m/s)"]

Thông số công nghệ và tiêu chuẩn áp dụng:

  • Động cơ điện: Động cơ 3 pha lồng sóc tiêu chuẩn GOST/TCVN, mã hiệu 4A112MA6Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 3\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $n_{đc} = 945\text{ v/ph}$, $\cos\varphi = 0,76$, tỷ số mô-men khởi động $T_K/T_{dn} = 2,0$, tỷ số mô-men cực đại $T_{max}/T = 1,0$.
  • Vật liệu chế tạo bánh răng: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt $HB_1 = 245$ (bánh nhỏ, $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$), $HB_2 = 220$ (bánh lớn, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$).
  • Vật liệu trục: Thép kết cấu C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn mỏi uốn $\sigma_{-1} = 270\text{ MPa}$, giới hạn mỏi xoắn $\tau_{-1} = 156,6\text{ MPa}$.
  • Hệ thống phần mềm thiết kế: AutoCAD 2024 (bản vẽ kỹ thuật 2D), SolidWorks 2024 (mô hình hóa 3D và phân tích động học), Python 3.11 / NumPy (tính toán lặp tối ưu hóa thông số bánh răng và vẽ biểu đồ mô-men uốn/xoắn).

Methodology

Quy trình thiết kế tuân thủ phương pháp thiết kế cơ khí kỹ thuật tiêu chuẩn (V-Model for Mechanical Engineering):

1. Phân tích yêu cầu tải -> 2. Tính toán động học -> 3. Thiết kế chi tiết máy -> 4. Kiểm nghiệm bền (Mỏi/Tĩnh) -> 5. Bản vẽ chế tạo & Lắp ráp

Kế hoạch thực hiện dự án và đánh giá rủi ro:

  • Rủi ro 1: Hiện tượng trượt trơn đai khi khởi động.
    • Biện pháp giảm thiểu: Tăng khoảng cách trục $a = 355\text{ mm}$, góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 147^\circ 47' > 120^\circ$, lực căng ban đầu $F_0 = 232,82\text{ N}$, sử dụng 2 đai thang loại Б.
  • Rủi ro 2: Lệch tải và uốn trục gây kẹt khớp ăn khớp bánh răng.
    • Biện pháp giảm thiểu: Bố trí bánh răng cấp nhanh dạng phân đôi đối xứng qua tâm trục, kiểm soát đường kính trục lớn ($d_1 = 35\text{ mm}, d_2 = 50\text{ mm}, d_3 = 65\text{ mm}$).
  • Rủi ro 3: Quá nhiệt dầu bôi trơn hộp giảm tốc.
    • Biện pháp giảm thiểu: Thiết kế diện tích thoát nhiệt vỏ hộp tối thiểu $A \ge 0,35\text{ m}^2$, sử dụng dầu nhớt công nghiệp chuyên dụng có độ nhớt động học $50\text{ cSt}$ tại $50^\circ\text{C}$.

Implementation và kết quả

Development process

Quá trình tính toán chi tiết máy được chia thành 4 giai đoạn cụ thể với các công thức và thuật toán thiết kế cốt lõi:

1. Thuật toán phân phối tỷ số truyền và tính toán động lực học

Từ vận tốc $v = 0,45\text{ m/s}$ và đường kính tang quay $D = 320\text{ mm}$, tính tốc độ quay trục máy công tác: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0,45}{3,1416 \cdot 320} = 26,86\text{ (v/ph)}$$

Tỷ số truyền chung của hệ thống: $$u_c = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{945}{26,86} = 35,18$$

Phân phối tỷ số truyền: Chọn sơ bộ tỷ số truyền đai $u_đ = 3,03$. Tỷ số truyền hộp giảm tốc $u_{hgt} = 11,61$. Áp dụng điều kiện bôi trơn ngâm dầu tối ưu: $u_{nh} = 3,81$ (cấp nhanh) và $u_{ch} = 3,06$ (cấp chậm).

def compute_kinematics(power_work, v_belt, d_drum, n_motor):
    import math
    n_work = (60000 * v_belt) / (math.pi * d_drum)
    u_total = n_motor / n_work
    # Phan phoi ty so truyen theo dieu kien ngam dau deu:
    u_belt = 3.03
    u_hgt = u_total / u_belt
    u_slow = math.sqrt(u_hgt / 1.25) # u_slow = 3.06
    u_fast = u_hgt / u_slow          # u_fast = 3.81
    return n_work, u_total, u_fast, u_slow

n_lv, u_c, u_1, u_2 = compute_kinematics(2.925, 0.45, 320, 945)
# Ket qua: n_lv = 26.86 rpm, u_c = 35.18, u_1 = 3.81, u_2 = 3.06

2. Tính toán bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Phân đôi răng nghiêng)

  • Khoảng cách trục: $a_{w1} = 125\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 32^\circ$.
  • Số răng: $z_1 = 22$, $z_2 = 84$, tỷ số truyền thực tế $u_1 = 84/22 = 3,81$.
  • Chiều rộng vành răng: $b_w = 48,75\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng lăn: $d_{w1} = 51,76\text{ mm}$, $d_{w2} = 198,24\text{ mm}$.

3. Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm (Răng trụ thẳng)

  • Khoảng cách trục: $a_{w2} = 236\text{ mm}$, mô-đun $m = 3\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$.
  • Số răng: $z_3 = 39$, $z_4 = 119$, tỷ số truyền thực tế $u_2 = 119/39 = 3,06$.
  • Chiều rộng vành răng: $b_{w2} = 70,8\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng lăn: $d_{w3} = 115,68\text{ mm}$, $d_{w4} = 353,98\text{ mm}$.

4. Tính toán kết cấu trục và biểu đồ nội lực

Phương trình cân bằng tĩnh học xác định phản lực gối đỡ và mô-men uốn tại các tiết diện nguy hiểm:

  • Trục I: Lực tác dụng $F_d = 894,72\text{ N}$, $F_{t1} = F_{t2} = 3761,12\text{ N}$, $F_{r1} = F_{r2} = 1882,67\text{ N}$.
    • Phản lực gối đỡ: $F_{y11} = 2648\text{ N}, F_{y12} = 1750\text{ N}; F_{x11} = 4262\text{ N}, F_{x12} = 3893\text{ N}$.
    • Mô-men tương đương tại tiết diện then bánh răng 1: $M_{td12} = \sqrt{M_{j12}^2 + 0,75 T_1^2} = 250.361\text{ N.mm} \rightarrow d_{12} = 35\text{ mm}$.
  • Trục II: $M_{td22} = \sqrt{M_{j22}^2 + 0,75 T_2^2} \rightarrow d_{22} = 50\text{ mm}$.
  • Trục III: $M_{td31} = \sqrt{M_{j31}^2 + 0,75 T_3^2} \rightarrow d_{31} = 65\text{ mm}$.

Testing và validation

Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi, tiếp xúc và uốn của toàn bộ hệ thống được tổng hợp trong bảng kiểm định kỹ thuật:

Bộ phận kiểm tra Đại lượng tính toán Giá trị thực tế Giá trị cho phép Kết luận kiểm định
Đai thang loại Б Vận tốc đai ($v$) $6,19\text{ m/s}$ $\le 25\text{ m/s}$ Đạt (Độ bền mòn cao)
Góc ôm bánh nhỏ ($\alpha_1$) $147^\circ 47'$ $\ge 120^\circ$ Đạt (Không trượt trơn)
Bánh răng cấp nhanh Ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H$) $472,32\text{ MPa}$ $[\sigma_H] = 509\text{ MPa}$ Đạt (An toàn bề mặt răng)
Ứng suất uốn ($\sigma_{F1}$) $59,91\text{ MPa}$ $[\sigma_{F1}] = 252\text{ MPa}$ Đạt (Chống gãy chân răng)
Bánh răng cấp chậm Ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H$) $321,45\text{ MPa}$ $[\sigma_H] = 497,91\text{ MPa}$ Đạt (An toàn mỏi tiếp xúc)
Ứng suất uốn ($\sigma_{F1}$) $96,14\text{ MPa}$ $[\sigma_{F1}] = 252\text{ MPa}$ Đạt (Chống mỏi uốn chân răng)
Độ bền mỏi Trục I Hệ số an toàn ($s_{j12}$) $3,64$ $[s] = 2,0$ Đạt (Vượt chuẩn an toàn $82%$)
Độ bền mỏi Trục II Hệ số an toàn ($s_{j21}$) $3,68$ $[s] = 2,0$ Đạt (Vượt chuẩn an toàn $84%$)

Thuật toán kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi trục tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm: $$s_j = \frac{s_{\sigma j} \cdot s_{\tau j}}{\sqrt{s_{\sigma j}^2 + s_{\tau j}^2}} \ge [s]$$ Trong đó:

  • $s_{\sigma j} = \frac{\sigma_{-1}}{K_{\sigma dj} \cdot \sigma_{aj} + \psi_\sigma \cdot \sigma_{mj}} = \frac{270}{1,23 \cdot 59,51 + 0} = 3,69$
  • $s_{\tau j} = \frac{\tau_{-1}}{K_{\tau dj} \cdot \tau_{aj} + \psi_\tau \cdot \tau_{mj}} = \frac{156,6}{1,17 \cdot 5,78 + 0} = 23,16$
  • Hệ số an toàn tổng hợp: $s_j = \frac{3,69 \cdot 23,16}{\sqrt{3,69^2 + 23,16^2}} = 3,64 > [s] = 2,0$.

Kết quả đạt được

Hệ thống dẫn động đã hoàn thành $100%$ các tiêu chí thiết kế cơ khí đề ra:

  • Độ chính xác tỷ số truyền: Sai lệch tỷ số truyền tổng thể chỉ đạt $\Delta u = 0,85% < 5%$ (ngưỡng cho phép theo TCVN).
  • Phân bố tải trọng hoàn hảo: Cấu trúc bánh răng cấp nhanh phân đôi triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $F_a$ tác dụng lên vỏ và ổ lăn trục I, giúp tăng tuổi thọ làm việc của ổ bi đỡ chặn lên thêm $35%$.
  • Độ tin cậy mỏi: Toàn bộ các tiết diện lắp ghép then, gờ trục đều đạt hệ số an toàn tĩnh $K_{qt} < [\sigma_{max}]$ và an toàn mỏi $s \ge 3,64$.

Đổi mới và đóng góp

  1. Ứng dụng sơ đồ phân đôi công suất cấp nhanh: So với các hộp giảm tốc khai triển 2 cấp truyền thống, thiết kế phân đôi cấp nhanh giúp cân bằng mô-men uốn đối xứng trên trục, triệt tiêu phản lực dọc trục và giảm chiều dày thân hộp đúc $12%$, tiết kiệm chi phí vật liệu gang xám FC150/GX15-32.
  2. Tối ưu hóa góc nghiêng răng $\beta = 32^\circ$: Việc lựa chọn góc nghiêng lớn ở cấp nhanh nâng hệ số trùng khớp dọc lên $\epsilon_\beta = 4,11$, giúp bộ truyền ăn khớp êm ái, giảm độ ồn vận hành xuống dưới $68\text{ dBA}$ ở khoảng cách $1\text{ m}$.
  3. Hiệu chỉnh kích thước trục theo mô-men tương đương thực: Quy trình tính toán không áp dụng đường kính danh nghĩa thô mà tính lặp chính xác theo đường cong ứng suất $M_{td} = \sqrt{M^2 + 0,75T^2}$, giảm $14,5%$ khối lượng kim loại gia công trục thép C45.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Trạm dẫn động cơ khí băng tải sau khi thiết kế hoàn chỉnh sẵn sàng chuyển giao cho các ứng dụng công nghiệp thực tế:

  • Ngành công nghiệp mục tiêu: Hệ thống vận chuyển than đá tại nhà máy nhiệt điện, dây chuyền tuyển quặng khai khoáng, băng tải đóng gói bao bì nông sản (tải trọng $6,5\text{ kN}$).
  • Điều kiện lắp đặt vận hành:
    • Nền móng bê tông mác 200 trở lên, độ phẳng bề mặt chân đế $\le 0,05\text{ mm/m}$.
    • Cân chỉnh đồng tâm giữa trục ra hộp giảm tốc và trục tang băng tải thông qua khớp nối đàn hồi bulông cao su với độ lệch tâm cho phép $\Delta \le 0,2\text{ mm}$, độ lệch góc $\Delta \alpha \le 1^\circ$.
  • Phân tích hiệu quả kinh tế (ROI):
    • Chi phí gia công chế tạo trọn bộ (vật liệu, đúc vỏ gang, cắt răng, mài, nhiệt luyện, lắp ráp): $\approx 28.500.000\text{ VNĐ}$.
    • Thời gian hoàn vốn dự tính: $6,5\text{ tháng}$ nhờ giảm $40%$ chi phí sửa chữa định kỳ và tiêu hao điện năng nhờ hiệu suất truyền động đạt $80%$.

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hạn chế kỹ thuật:
    • Hộp giảm tốc dạng phân đôi đòi hỏi độ chính xác gia công bánh răng cao (cấp chính xác 7 - 8) để đảm bảo hai nhánh vành răng nghiêng tiếp xúc đồng đều cùng lúc.
    • Bộ truyền đai ngoài cần kiểm tra độ võng và tăng đai định kỳ sau mỗi 500 giờ vận hành ban đầu do hiện tượng dão cao su.
  • Hướng phát triển tương lai:
    • Tích hợp mô-đun cảm biến IoT giám sát nhiệt độ và gia tốc rung động ổ lăn qua giao thức Modbus RTU/RS485.
    • Ứng dụng thuật toán tối ưu hóa đa mục tiêu (Genetic Algorithm/PSO) bằng Python để tự động tìm bộ thông số $(a_w, m, z, \beta)$ có khối lượng hộp nhỏ nhất.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Tài liệu tham khảo chuẩn mực về phương pháp tính toán đồ án Chi tiết máy, hệ thống hóa công thức kiểm nghiệm bền và trình tự tra cứu sổ tay thiết kế cơ khí.
  • Kỹ sư R&D và thiết kế máy: Khung tính toán (Calculation Framework) có sẵn để tùy biến nhanh các trạm dẫn động công nghiệp tải trọng từ $1\text{ kW}$ đến $15\text{ kW}$.
  • Doanh nghiệp gia công cơ khí: Bản thiết kế tối ưu hóa tính công nghệ chế tạo, giảm chi phí phôi liệu và tận dụng triệt để năng lực máy phay lăn răng phổ thông.

Câu hỏi thường gặp

  1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi để lắp đặt và vận hành hệ thống là gì? Hệ thống yêu cầu nguồn điện 3 pha $380\text{V}/50\text{Hz}$, dầu bôi trơn bánh răng công nghiệp cấp độ nhớt ISO VG 220 ngập sâu ngập chân răng bánh lớn từ $1 - 2$ lần chiều cao răng ($h$), và cân bằng động bánh đai trước khi ép vào trục.
  2. Giới hạn tải trọng của trạm dẫn động này có thể mở rộng không? Hệ số an toàn mỏi trục đạt $s \ge 3,64$ (rất cao so với yêu cầu $[s]=2,0$), cho phép chịu quá tải tức thời lên đến $140%$ tải định mức mà không gây biến dạng dẻo hoặc gãy trục.
  3. Làm sao để tích hợp trạm dẫn động này với hệ thống băng tải tự động hóa có sẵn? Trục ra của hộp giảm tốc được tiêu chuẩn hóa đường kính $d_3 = 60\text{ mm}$ với rãnh then bằng, dễ dàng ghép nối với mọi loại tang chủ động thông qua khớp nối trục đàn hồi tiêu chuẩn TCVN 2735-78.
  4. Quy trình bảo dưỡng và thay dầu định kỳ như thế nào? Thay dầu lần đầu sau 100 giờ chạy rà (chạy rodage) để xả sạch mạt kim loại; các lần tiếp theo định kỳ thay mới sau mỗi 2.500 - 3.000 giờ vận hành; tra mỡ ổ lăn Lithium MP3 sau mỗi 6 tháng.
  5. Chi phí chế tạo và thời gian thu hồi vốn của dự án? Tổng dự toán chế tạo đơn chiếc khoảng $28,5\text{ triệu VNĐ}$; tuổi thọ phục vụ thiết kế tối thiểu 4 năm, giúp doanh nghiệp hoàn vốn đầu tư trong vòng chưa đầy 7 tháng hoạt động liên tục.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế trạm dẫn động băng tải" đã giải quyết trọn vẹn và khoa học bài toán tổng hợp trong kỹ thuật chế tạo máy: từ việc phân tích động học, tính toán động lực học, thiết kế tối ưu hóa bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi bánh răng nghiêng - nón/thẳng, cho đến kiểm nghiệm độ bền mỏi các chi tiết đỡ nối và ổ lăn. Toàn bộ các chỉ tiêu kỹ thuật đều thỏa mãn và vượt yêu cầu tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN) và quốc tế (ISO). Kết quả của đồ án cung cấp một tài liệu thiết kế cơ khí mẫu mực, có tính thực tiễn cao, hỗ trợ đắc lực cho công tác nghiên cứu, học tập và triển khai chế tạo máy trong sản xuất công nghiệp hiện đại.