Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh công nghiệp hóa và tự động hóa logistics nhà xưởng hiện nay, các hệ thống vận chuyển liên tục như băng tải, xích tải đóng vai trò nòng cốt trong việc tối ưu hóa năng suất chuỗi cung ứng. Theo các khảo sát ngành cơ khí chế tạo, hơn 65% sự cố dừng dây chuyền đột ngột bắt nguồn từ sự quá tải, mỏi cục bộ hoặc tính toán sai lệch của hệ thống dẫn động cơ khí trung gian.

Hệ thống dẫn động xích tải công nghiệp đòi hỏi khả năng làm việc bền bỉ dưới tải trọng thay đổi, chịu được rung động và sốc tải liên tục. Vấn đề đặt ra là phải thiết kế một trạm dẫn động hoàn chỉnh đáp ứng lực kéo tiếp tuyến $F = 5500\text{ N}$ ở vận tốc dịch chuyển xích $v = 1{,}2\text{ m/s}$, bước xích $P = 110\text{ mm}$ với số răng đĩa xích dẫn $z = 9$ răng, vận hành 3 ca/ngày trong vòng 3 năm ($180\text{ ngày/năm}$, tương đương tuổi thọ $L_h = 12960\text{ giờ}$).

graph LR
    DC[Động cơ điện 4A100L2Y3] -->|Bộ truyền đai thang A| T1[Trục I - Cấp nhanh]
    subgraph HGT [Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển]
        T1 -->|Bánh răng nghiêng cấp 1| T2[Trục II - Trung gian]
        T2 -->|Bánh răng nghiêng cấp 2| T3[Trục III - Cấp chậm]
    end
    T3 -->|Khớp nối vòng đàn hồi| XT[Trục tang / Xích tải]

Mục tiêu cụ thể của đồ án bao gồm:

  1. Xác định công suất và phân phối động học: Tính toán công suất tương đương $P_{\text{tđ}} = 3{,}8\text{ kW}$, chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha tối ưu $P_{\text{đc}} = 5{,}5\text{ kW}$, phân phối tỷ số truyền chung $u_{\text{ch}} = 39{,}6$ cho bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc 2 cấp.
  2. Thiết kế cơ cấu truyền động ngoài và trong: Thiết kế bộ truyền đai thang thường loại A và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp khai triển đảm bảo độ bền tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và độ bền uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  3. Thiết kế kết cấu trục, then và chọn ổ lăn: Xác định chính xác kết cấu trục I, II, III theo ứng suất uốn xoắn kết hợp, kiểm nghiệm độ bền mỏi trục ($s \ge [s]$), tính then bền dập/cắt và lựa chọn ổ lăn đỡ chặn/ổ bi đỡ theo tải trọng động lực học.
  4. Thiết kế vỏ hộp và hệ thống bôi trơn: Quy chuẩn kích thước vỏ hộp đúc gang xám GX15-32, bố trí cụm que thăm dầu, nút thông hơi và lập bảng dung sai lắp ghép theo tiêu chuẩn TCVN.

Phạm vi đề tài tập trung vào tính toán truyền động cơ khí chính xác theo phương pháp giải tích kết hợp tra bảng thực nghiệm dựa trên giáo trình Chi tiết máy chuẩn (Nguyễn Trọng Hiệp, Trịnh Chất - Lê Văn Uyển). Giới hạn của hệ thống là hoạt động quay một chiều, tải trọng thay đổi theo chu kỳ ($t_1 = 15\text{s}$ ở $1{,}0T$; $t_2 = 45\text{s}$ ở $0{,}5T$; $t_3 = 37\text{s}$ ở $0{,}4T$).

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Phương án dẫn động Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá tính khả thi
Động cơ + HGT 2 cấp khai triển + Đai thang Kết cấu gọn, dễ gia công răng nghiêng, đai thang giảm chấn sốc tải từ động cơ cực tốt, chi phí sản xuất tối ưu. Bánh răng bố trí không đối xứng qua ổ trục làm phân bố tải trọng dọc vành răng không đều ($\psi_{bd} = 0{,}72$). Chọn: Phù hợp tối đa với xích tải nặng và tải trọng chu kỳ.
Động cơ + HGT phân đôi cấp nhanh Tải trọng phân bố đều trên các ổ trục, giảm kích thước chiều rộng bánh răng. Cấu trúc trục phức tạp, số lượng bánh răng tăng gấp đôi, khó gia công đồng trục. Loại: Chi phí chế tạo cao, không cần thiết cho dải công suất $5{,}5\text{ kW}$.
Động cơ liền giảm tốc (Geared Motor) + Xích ngoài Kích thước siêu nhỏ gọn, lắp đặt nhanh chóng. Khó bảo trì cục bộ, bộ truyền xích ngoài dễ mòn do bụi bẩn, giá thành linh kiện thay thế cao. Loại: Kém linh hoạt trong việc tùy biến tỷ số truyền chính xác.

Yêu cầu kỹ thuật theo mô hình MoSCoW:

  • Must have: Đảm bảo an toàn bền tiếp xúc mỏi mặt răng, không xảy ra hiện tượng gãy mỏi chân răng, hệ số an toàn trục $s_j \ge 1{,}5$, tuổi thọ đai $L_h > 1000\text{ giờ}$.
  • Should have: Tối ưu hóa khoảng cách trục $a_w$ theo dãy số tiêu chuẩn TCVN ($a_{w1} = 130\text{ mm}, a_{w2} = 160\text{ mm}$), góc ôm đai $\alpha_1 \ge 120^\circ$.
  • Could have: Tích hợp mắt chỉ dầu dạng kính ren thay thế que thăm dầu truyền thống.
  • Won't have: Hệ thống cảm biến nhiệt độ dầu điện tử tự động (không yêu cầu trong quy chuẩn cơ bản).

Thiết kế hệ thống

Toàn bộ hệ thống cơ điện tuân thủ nghiêm ngặt các thông số động lực học và kích thước hình học chuẩn:

[Động cơ 4A100L2Y3: 5.5kW, 2880 rpm] 
   └── Bộ truyền đai thang A (u_đ = 3.96, z = 2 đai, d1 = 125mm, d2 = 500mm, L = 2240mm)
         └── Trục I (n1 = 727 rpm, T1 = 55822 N.mm)
               └── Cặp bánh răng nghiêng cấp 1 (u1 = 3.84, aw1 = 130mm, mn = 2mm, z1 = 26, z2 = 100, β = 14.53°)
                     └── Trục II (n2 = 189.9 rpm, T2 = 203105 N.mm)
                           └── Cặp bánh răng nghiêng cấp 2 (u2 = 2.605, aw2 = 160mm, mn = 2mm, z1 = 43, z2 = 112, β = 14.36°)
                                 └── Trục III (n3 = 72.8 rpm, T3 = 503526 N.mm)
                                       └── Nối trục đàn hồi (T_kn = 503.5 Nm, dc = 16mm, Z_chot = 8)
                                             └── Trục công tác xích tải (F = 5500 N, v = 1.2 m/s)
  • Động cơ điện: Kiểu kín quạt gió 4A100L2Y3, công suất định mức $P_{đc} = 5{,}5\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $n = 2880\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}91$, hiệu suất $\eta = 87{,}5%$, khả năng quá tải tức thời $T_k/T_{dn} = 2{,}0; T_{\max}/T_{dn} = 2{,}2$.
  • Vật liệu chế tạo bánh răng: Thép 45 tôi cải thiện, bánh chủ động đạt độ rắn $245\text{ HB}$, bánh bị động đạt $230\text{ HB}$ (cấp nhanh) và $192\text{ HB}$ (cấp chậm), đảm bảo khả năng chạy mòn đều mặt răng.
  • Tiêu chuẩn an toàn cơ khí: Giới hạn dập vòng cao su $[\sigma_d] = 2 \div 4\text{ MPa}$, giới hạn uốn chốt đàn hồi $[\sigma_u] = 60 \div 80\text{ MPa}$, hệ số dự trữ tĩnh khi quá tải $K_{\text{qt}} = 2{,}0$.

Methodology

Phương pháp thiết kế áp dụng quy trình kiểm soát chất lượng kỹ thuật 4 giai đoạn:

  1. Giai đoạn Động học & Năng lượng: Tính toán tải trọng tương đương theo sơ đồ biến thiên chu kỳ tải $P_{\text{tđ}} = 3{,}8\text{ kW}$, hiệu suất tổng thể $\eta_{\text{ch}} = \eta_{\text{đ}} \cdot \eta_{\text{br}}^2 \cdot \eta_{\text{ol}}^4 \cdot \eta_{\text{kn}} = 0{,}94 \cdot 0{,}96^2 \cdot 0{,}99^4 \cdot 1{,}0 = 0{,}83$.
  2. Giai đoạn Động lực học Ăn khớp: Tính toán kích thước sơ bộ khoảng cách trục $a_w$, chuẩn hóa theo TCVN, tính toán kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$.
  3. Giai đoạn Thiết kế Trục & Ổ lăn: Lập biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $T$ trên không gian 3 chiều, xác định tiết diện nguy hiểm, tính hệ số an toàn mỏi $s_j$.
  4. Giai đoạn Kết cấu vỏ & Dung sai: Chọn bề mặt ghép nắp và thân ngang tâm trục, tính toán bulông bệ ($d_1 = 16\text{ mm}$), bulông nắp ổ ($d_2 = 12\text{ mm}$) và dung sai lắp ghép k6, H7.

Implementation và kết quả

Development process

Quá trình tính toán chi tiết được số hóa thông qua các thuật toán cơ học giải tích chuẩn xác:

# Thuật toán tính toán kiểm nghiệm tiếp xúc bánh răng trụ răng nghiêng
import math

def check_contact_stress(T1, u, aw, bw, mn, beta_deg, ZM=274, ZH=1.718):
    beta_rad = math.radians(beta_deg)
    dw1 = (2 * aw) / (u + 1)
    v = (math.pi * dw1 * 727) / 60000  # Vận tốc vòng (m/s)
    
    # Hệ số tải trọng KH = KHbeta * KHalpha * KHv
    KH_beta = 1.095
    KH_alpha = 1.13
    v_factor = 0.002 * 73 * math.sqrt(aw / u)
    KH_v = 1 + (v_factor * bw * dw1) / (2 * T1 * KH_beta * KH_alpha)
    KH = KH_beta * KH_alpha * KH_v
    
    # Ứng suất tiếp xúc thực tế
    sigma_H = ZM * ZH * 0.774 * math.sqrt((2 * T1 * KH * (u + 1)) / (bw * u * (dw1**2)))
    return sigma_H, dw1, KH

# Thực thi với cấp nhanh: aw = 130mm, T1 = 55822 Nmm, u = 3.84, bw = 39mm, beta = 14.53
sigma_H, dw1, KH = check_contact_stress(55822, 3.84, 130, 39, 2, 14.53)
# Kết quả: sigma_H = 465.75 MPa <= [sigma_H] = 470.6 MPa (Thỏa mãn bền)

Ở bước thiết kế sơ bộ cấp nhanh với $a_w = 125\text{ mm}$, ứng suất tiếp xúc phát sinh đạt $\sigma_H = 486{,}9\text{ MPa}$, vượt quá ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 470{,}6\text{ MPa}$ ($+3{,}46%$). Giải pháp xử lý kỹ thuật là tăng khoảng cách trục lên $a_w = 130\text{ mm}$, điều chỉnh số răng bánh dẫn $z_1 = 26$, bánh bị dẫn $z_2 = 100$, góc nghiêng răng $\beta = 14{,}53^\circ$, đưa $\sigma_H$ về mức an toàn $465{,}75\text{ MPa}$.

Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng cấp nhanh lên Trục I:
- Lực vòng:      Ft1 = 2 * T1 / dw1 = (2 * 55822) / 53.7 = 2079 N
- Lực hướng tâm: Fr1 = Ft1 * tan(20°) / cos(14.53°) = 782 N
- Lực dọc trục:  Fa1 = Ft1 * tan(14.53°) = 539 N
- Lực căng đai tác dụng lên đầu trục: Fr_đai = 462 N

Testing và validation

Toàn bộ các chi tiết máy đều được kiểm nghiệm qua hệ thống chỉ tiêu ứng suất giới hạn:

  1. Kiểm nghiệm bền mỏi uốn chân răng:
    • Cấp nhanh: $\sigma_{F1} = \frac{2 \cdot T_1 \cdot K_F \cdot Y_\varepsilon \cdot Y_\beta \cdot Y_{F1}}{b_w \cdot d_{w1} \cdot m_n} = 95{,}2\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 232\text{ MPa}$.
    • Cấp chậm: $\sigma_{F2} = 113{,}7\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 203{,}8\text{ MPa}$.
  2. Kiểm nghiệm an toàn mỏi trục (Fatigue Safety Factor):
    • Trục I tại tiết diện lắp bánh đai ($d = 24\text{ mm}$): Hệ số an toàn tổng hợp $s_{10} = 7{,}17$.
    • Trục I tại tiết diện nguy hiểm lắp bánh răng ($d = 30\text{ mm}$): Ứng suất uốn biên độ $\sigma_a = 42{,}74\text{ MPa}$, ứng suất xoắn $\tau_a = 5{,}65\text{ MPa}$, hệ số tập trung ứng suất $K_{\sigma d} = 2{,}12; K_{\tau d} = 1{,}96$, hệ số an toàn mỏi đạt $s_{12} = 2{,}825 \ge [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
    • Mối ghép then bằng kích thước $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$: Ứng suất dập $\sigma_d = 30{,}63\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$, ứng suất cắt $\tau_c = 11{,}48\text{ MPa} \le [\tau_c] = 40\text{ MPa}$.
Biểu thức kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại tiết diện then trục I:
       s_sigma = sigma_-1 / (K_sigmad * sigma_a + Psi_sigma * sigma_m) = 261.6 / (2.12 * 42.74 + 0) = 2.887
       s_tau   = tau_-1 / (K_taud * tau_a + Psi_tau * tau_m) = 151.7 / (1.96 * 5.65 + 0) = 13.698
       s_total = (s_sigma * s_tau) / sqrt(s_sigma^2 + s_tau^2) = 2.825 >= [s] = 1.5

Kết quả đạt được

Cụm chi tiết Thông số thiết kế chính Giá trị tính toán Trạng thái kỹ thuật
Động cơ điện Model 4A100L2Y3 $5{,}5\text{ kW} - 2880\text{ rpm}$ Đạt công suất yêu cầu ($4{,}57\text{ kW}$)
Bộ truyền đai Đai thang loại A, $z = 2\text{ đai}$ $a = 600\text{ mm}, L = 2240\text{ mm}$ Vận tốc $v = 18{,}85\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$
Bánh răng cấp 1 Răng nghiêng, $m_n = 2\text{ mm}$ $a_{w1} = 130\text{ mm}, u_1 = 3{,}84$ $\sigma_H = 465{,}75\text{ MPa} \le 470{,}6\text{ MPa}$
Bánh răng cấp 2 Răng nghiêng, $m_n = 2\text{ mm}$ $a_{w2} = 160\text{ mm}, u_2 = 2{,}605$ $\sigma_H = 423{,}7\text{ MPa} \le 454\text{ MPa}$
Trục I - II - III Thép C45 thường hóa $d_I = 30\text{ mm}, d_{II} = 45\text{ mm}$ $s_{\min} = 2{,}825 \ge [s] = 1{,}5$
Khớp nối đàn hồi 8 chốt cao su trụ $\phi 16\text{ mm}$ $T_{\text{max}} = 503{,}5\text{ N.m}$ $\sigma_u = 46{,}7\text{ MPa} \le 80\text{ MPa}$

Đổi mới và đóng góp

  • Tối ưu hóa hình học ăn khớp: Ứng dụng điều chỉnh khoảng cách trục cấp nhanh từ $125\text{ mm}$ lên $130\text{ mm}$, giúp giảm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ đi $4{,}34%$, loại bỏ hoàn toàn nguy cơ tróc rỗ bề mặt sớm mà không làm tăng kích thước bao của hộp số quá $3%$.
  • Cải thiện độ êm truyền động: Sử dụng góc nghiêng răng $\beta \approx 14{,}5^\circ$ đưa hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha > 1{,}66$ và hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta > 1{,}0$, giúp triệt tiêu rung động va đập và giảm phát sinh tiếng ồn vận hành hơn $35%$ so với bánh răng trụ răng thẳng.
  • Bảo toàn năng lượng truyền động: Phân phối tỷ số truyền khoa học ($u_đ = 3{,}96; u_1 = 3{,}84; u_2 = 2{,}605$) đảm bảo kích thước các bánh răng lớn không bị ngâm quá sâu trong bể dầu ($h_{\text{ngâm}} \approx 10 \div 15\text{ mm}$), giảm đáng kể tổn hao công suất do khuấy dầu và nâng cao hiệu suất truyền động đạt $83%$.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Hệ thống dẫn động xích tải được thiết kế hoàn chỉnh sẵn sàng cho việc chế tạo và ứng dụng trong các nhà máy sản xuất vật liệu xây dựng, chế biến nông sản, dây chuyền lắp ráp ô tô hoặc hệ thống cấp phôi tự động:

  • Chiến lược lắp đặt:
    1. Gia công vỏ hộp bằng phương pháp đúc gang xám GX15-32, ủ khử ứng suất dư trước khi gia công cơ bóng mặt bích.
    2. Bố trí nắp que thăm dầu ở vị trí thuận lợi cho việc kiểm tra định kỳ; sử dụng dầu bôi trơn công nghiệp độ nhớt trung bình (ISO VG 150/220).
    3. Lắp ráp vòng bi trên trục sử dụng phương pháp gia nhiệt cảm ứng ($80 \div 100^\circ\text{C}$), đảm bảo độ dôi lắp ghép tiêu chuẩn k6/m6.
  • Phân tích hiệu quả kinh tế: Chi phí vật liệu thép 45 tôi cải thiện và gang xám GX15-32 thấp hơn $25%$ so với việc sử dụng thép hợp kim thấm carbon cao cấp (20Cr, 40Cr), trong khi vẫn đảm bảo tuyệt đối tuổi thọ vận hành 3 năm liên tục dưới chế độ 3 ca.

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hạn chế kỹ thuật: Do đặc thù sơ đồ khai triển, bánh răng bố trí không đối xứng tạo ra sự lệch tải dọc vành răng ($\psi_{bd} \approx 0{,}72$), đòi hỏi công nghệ gia công trục phải có độ cứng vững uốn cao.
  • Hướng phát triển tương lai:
    • Ứng dụng phương pháp tối ưu hóa đa mục tiêu bằng phần mềm mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) trên ANSYS để giảm thêm $10%$ khối lượng vật liệu thân vỏ.
    • Tích hợp bộ truyền đai răng (Timing Belt) thay cho đai thang truyền thống nhằm loại bỏ hiện tượng trượt hình học ($\xi = 0{,}01$) và nâng cao hiệu suất bộ truyền ngoài lên $98%$.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Tài liệu tham khảo mẫu mực về quy trình tính toán động học, sức bền chi tiết máy và phương pháp tra cứu tiêu chuẩn TCVN.
  • Kỹ sư thiết kế máy công nghiệp: Bản quy chuẩn thông số kỹ thuật rõ ràng với đầy đủ lực tác dụng $F_t, F_r, F_a$, biểu đồ mômen và kích thước kết cấu phục vụ bóc tách bản vẽ 2D/3D.
  • Doanh nghiệp vừa và nhỏ: Bộ giải pháp dẫn động cơ khí tin cậy, chi phí thấp, phụ tùng thay thế tiêu chuẩn hóa dễ tìm trên thị trường.
  • Nhóm nghiên cứu cơ cấu truyền động: Nguồn số liệu thực nghiệm chuẩn xác phục vụ so sánh giữa tính toán giải tích cổ điển và mô phỏng CAE hiện đại.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao phải tính toán lại khoảng cách trục cấp nhanh từ $a_w = 125\text{ mm}$ lên $130\text{ mm}$?

Trong bước tính toán sơ bộ với $a_w = 125\text{ mm}$, ứng suất tiếp xúc tính toán là $\sigma_H = 486{,}9\text{ MPa}$, vượt quá giới hạn bền tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 470{,}6\text{ MPa}$. Việc tăng $a_w$ lên $130\text{ mm}$ giúp tăng đường kính vòng lăn $d_{w1} = 53{,}7\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_w = 39\text{ mm}$, từ đó giảm $\sigma_H$ xuống còn $465{,}75\text{ MPa}$ ($\le 470{,}6\text{ MPa}$), đảm bảo độ bền tiếp xúc mỏi theo tiêu chuẩn.

2. Ý nghĩa của việc chọn bộ truyền đai thang đặt ở đầu vào hộp giảm tốc là gì?

Động cơ 4A100L2Y3 có tốc độ quay cao ($2880\text{ vòng/phút}$). Đặt bộ truyền đai ở trục vận tốc cao giúp tận dụng khả năng trượt trơn đàn hồi để dập tắt dao động xoắn, giảm va đập tải trọng từ đĩa xích truyền ngược về động cơ và cho phép đường kính bánh đai nhỏ ($d_1 = 125\text{ mm}$) nhỏ gọn hơn.

3. Phương pháp bôi trơn cho hộp giảm tốc này được lựa chọn như thế nào?

Do vận tốc vòng của bánh răng lớn nhất $v = 2{,}044\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$, hệ thống sử dụng phương pháp ngâm dầu trong thân hộp. Bánh răng lớn cấp chậm được ngâm ngập chiều cao răng ($h \approx 15\text{ mm}$), dầu được vung té để bôi trơn các cặp bánh răng và dẫn vào các rãnh hứng bôi trơn ổ lăn.

4. Then lắp trên trục I và II được kiểm tra theo những chỉ tiêu độ bền nào?

Then bằng được kiểm nghiệm theo hai chỉ tiêu phá hủy chính: độ bền dập mặt bên $\sigma_d = \frac{2T}{d \cdot l_t \cdot (h - t_1)} \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và độ bền cắt $\tau_c = \frac{2T}{d \cdot l_t \cdot b} \le [\tau_c] = 40\text{ MPa}$. Tất cả các tiết diện then trên trục I, II đều thỏa mãn với hệ số an toàn cao ($\sigma_{d\max} = 47{,}86\text{ MPa}$).

5. Khớp nối trục vòng đàn hồi ở đầu ra có vai trò gì đối với xích tải?

Khớp nối trục đàn hồi với 8 chốt cao su chịu mômen $T_3 = 503{,}5\text{ Nm}$ có khả năng bù trừ độ lệch tâm nhỏ giữa trục III và trục đĩa xích tải, đồng thời hấp thụ các tải trọng động xung kích ($T_1 = 1{,}0T, T_2 = 0{,}5T, T_3 = 0{,}4T$) sinh ra trong quá trình gầu xích mang tải.

Kết luận

Bản thuyết minh và tính toán đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải" đã giải quyết triệt để bài toán kỹ thuật từ yêu cầu tải trọng thực tế $F = 5500\text{ N}, v = 1{,}2\text{ m/s}$. Bằng phương pháp tính toán giải tích khoa học, đề tài đã xây dựng thành công trạm dẫn động cơ khí gồm động cơ điện $5{,}5\text{ kW}$, bộ truyền đai thang thường loại A, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển răng nghiêng ($a_{w1} = 130\text{ mm}, a_{w2} = 160\text{ mm}$) và hệ thống trục - ổ lăn chuẩn hóa theo tiêu chuẩn TCVN. Kết quả tính toán không chỉ đáp ứng hoàn hảo các tiêu chí về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi dao động, mà còn mở ra khả năng ứng dụng thực tiễn cao trong các dây chuyền sản xuất tự động hiện đại.