Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong công cuộc công nghiệp hóa và hiện đại hóa, các thiết bị cơ khí tự động và hệ thống dẫn động đóng vai trò thiết yếu nhằm nâng cao năng suất lao động, giảm thiểu sức lao động thủ công và đảm bảo an toàn cho công nhân trong dây chuyền sản xuất. Thiết kế hệ dẫn động cơ khí cho hệ thống băng tải tải hàng là bài toán kỹ thuật nền tảng, đòi hỏi sự kết hợp chặt chẽ giữa tính toán động lực học, độ bền chi tiết máy và tối ưu hóa kết cấu không gian.

Đề tài được thực hiện trong khuôn khổ học phần Đồ án môn học Chi tiết máy tại Trường Cơ khí - Ô tô, Trường Đại học Công nghiệp Hà Nội (năm 2025). Tác giả thực hiện là sinh viên Trần Đăng Ninh (Lớp 2025ME6017001, Khóa 17) dưới sự hướng dẫn của ThS. Nguyễn Hồng Tiến.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được xác định theo số liệu thiết kế Đề số 34:

  1. Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền đai).
  3. Thiết kế bộ truyền bên trong hộp giảm tốc (bộ truyền trục vít - bánh vít).
  4. Thiết kế hệ thống trục, tính toán kết cấu trục và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh, then.
  5. Tính chọn và kiểm nghiệm khả năng tải, tuổi thọ của hệ thống ổ lăn và khớp nối.
  6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, xác định dung sai lắp ghép, chế độ bôi trơn và các chi tiết phụ trợ.
  7. Xây dựng mô hình hình học và mô phỏng 3D các chi tiết chính trên phần mềm thiết kế cơ khí chuyên ngành.

Thông số kỹ thuật đầu vào của hệ thống băng tải bao gồm:

  • Lực kéo băng tải: $F = 11500 \text{ N}$
  • Vận tốc băng tải: $v = 0,55 \text{ m/s}$
  • Đường kính tang dẫn: $D = 150 \text{ mm}$
  • Tỷ số truyền tổng: $u = 45 \div 60$
  • Thời hạn phục vụ: $L_h = 16000 \text{ giờ}$ (làm việc 2 ca/ngày, $8 \text{ h/ca}$)
  • Chế độ tải trọng: Tải trọng thay đổi theo chu kỳ ($t_1 = 2,6 \text{ h}$, $t_2 = 4,3 \text{ h}$, $T_{MM} = 1,75 T_1$, $T_2 = 0,74 T_1$), va đập nhẹ, góc nghiêng băng tải $0^\circ$.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động cơ khí gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc trục vít bánh vít 1 cấp và tang dẫn động băng tải. Phạm vi nghiên cứu giới hạn ở việc tính toán lý thuyết kết cấu cơ khí và ứng dụng phần mềm CAD/CAE để thiết kế, mô phỏng tại Trường Đại học Công nghiệp Hà Nội vào năm 2025.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đề tài áp dụng hệ thống tiêu chuẩn và phương pháp tính toán cơ học máy truyền thống kết hợp công cụ kỹ thuật hiện đại:

  • Khung lý thuyết và tài liệu quy chuẩn:
    • Hướng dẫn đồ án môn học chi tiết máy (Nguyễn Tuấn Linh, Nguyễn Hồng Tiến, Trần Thị Thu Thủy, Nguyễn Thị Thu Hường, Nguyễn Văn Tuân, Trần Nguyên Quyết - NXB Thống kê, 2020).
    • Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 1 & Tập 2 (Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - NXB Giáo dục, 2006).
    • Giáo trình Chi tiết máy (Nguyễn Tuấn Linh, Nguyễn Anh Tú - NXB Khoa học và kỹ thuật, 2019).
    • Tập bản vẽ chi tiết máy (Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm, Hoàng Văn Ngọc, Lê Đắc Phong - NXB Đại học và Trung học chuyên nghiệp, 1978).
  • Phương pháp nghiên cứu:
    • Phương pháp phân tích, so sánh các phương án truyền động (đai - bánh răng - xích, đai - trục vít bánh vít, đai - hộp 2 cấp) dựa trên tiêu chí hiệu suất, kích thước, độ phức tạp chế tạo và khả năng đáp ứng tỷ số truyền lớn.
    • Phương pháp giải tích tính toán động lực học, phân phối tỷ số truyền, mômen xoắn và công suất trên các trục.
    • Phương pháp sức bền vật liệu và độ bền mỏi chi tiết máy: tính toán tiếp xúc, uốn, quá tải theo chỉ số ứng suất cho phép $[\sigma_H], [\sigma_F], [\tau]$.
    • Phương pháp mô hình hóa 3D và mô phỏng số thông số kỹ thuật (Design & Calculation Module trên phần mềm chuyên dụng).

Nội dung chính theo từng chương

Phân tích lựa chọn phương án và xây dựng sơ đồ động học hệ dẫn động cơ khí

Tác giả so sánh 3 phương án sơ đồ động học:

  • Phương án 1 (Động cơ $\rightarrow$ Bộ truyền đai $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp $\rightarrow$ Bộ truyền xích $\rightarrow$ Băng tải): Tỷ số truyền $u = 18 \div 125$, kích thước cồng kềnh, bộ truyền xích ồn, mau mòn và đòi hỏi bảo dưỡng thường xuyên.
  • Phương án 2 (Động cơ $\rightarrow$ Bộ truyền đai $\rightarrow$ Hộp giảm tốc trục vít bánh vít $\rightarrow$ Khớp nối $\rightarrow$ Băng tải): Tỷ số truyền $u = 30 \div 200$, kết cấu nhỏ gọn, làm việc êm ái, có tính tự hãm cao, phù hợp với yêu cầu tỷ số truyền lớn của đề bài ($u = 45 \div 60$).
  • Phương án 3 (Động cơ $\rightarrow$ Bộ truyền đai $\rightarrow$ Hộp giảm tốc 2 cấp $\rightarrow$ Băng tải): Chi phí chế tạo cao, kích thước lớn và phát sinh tiếng ồn.

Tác giả quyết định lựa chọn Phương án 2 làm phương án thiết kế chính thức.

Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động được xác định: $$\eta = \eta_k \cdot \eta_d \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{tv} = 1 \cdot 0,95 \cdot (0,99)^3 \cdot 0,82 = 0,76$$

Công suất trên trục công tác: $P_t = P_{lv} = 6,325 \text{ kW}$. Công suất tương đương với tải trọng thay đổi: $P_{tđ} = 5,06 \text{ kW}$. Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{tđ}}{\eta} = \frac{5,06}{0,76} = 6,6 \text{ kW}$$

Số vòng quay trên trục công tác: $n_{lv} = 70 \text{ v/ph}$. Động cơ điện được chọn có công suất định mức $P = 7,5 \text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{db} = 3000 \text{ v/ph}$, tốc độ quay danh định $n_{dc} = 2922 \text{ v/ph}$. Tỷ số truyền chung của hệ thống $u_t = 41,74$, được phân phối cho bộ truyền đai $u_d = 3,15$ và hộp giảm tốc trục vít $u_h = 13,25$.

Thông số Trục Động cơ Trục I (Trục vào) Trục II (Trục ra) Trục Làm việc
Tỷ số truyền ($u$) - $4,00$ $13,25$ $1,00$
Số vòng quay ($n$, v/ph) $2922$ $730,5$ $66,4$ $66,4$
Công suất ($P$, kW) $6,79$ $7,79$ $6,39$ $6,325$
Mômen xoắn ($T$, Nmm) $15220,57$ $101840,52$ $919043,67$ $862910,71$

Chương 2: Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Bộ truyền đai được lựa chọn là đai thang thường loại A làm bằng vải cao su, tiết diện $b_t = 11 \text{ mm}, b = 13 \text{ mm}, h = 8 \text{ mm}, A = 81 \text{ mm}^2$.

  • Đường kính bánh đai nhỏ tiêu chuẩn: $d_1 = 125 \text{ mm}$
  • Vận tốc đai: $v = \frac{\pi d_1 n_{dc}}{60000} \approx 19,12 \text{ m/s}$
  • Đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn: $d_2 = 500 \text{ mm}$ (tỷ số truyền thực tế $u_1 = 4,04$, thỏa mãn sai lệch cho phép)
  • Khoảng cách trục: $a = 575 \text{ mm}$
  • Chiều dài đai: $L = 2000 \text{ mm}$
  • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 134,7^\circ \ge 120^\circ$
  • Số dây đai: $z = 3$ dây
  • Chiều rộng bánh đai: $B = 50 \text{ mm}$
  • Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1103,91 \text{ N}$

Chương 3: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

Thiết kế bộ truyền trục vít - bánh vít dựa trên các thông số tải trọng và vật liệu:

  • Trục vít làm bằng thép 45 tôi. Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc БpAH 10-4-4 ($\sigma_b = 600 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 200 \text{ MPa}, [\sigma_H] = 200 \text{ MPa}$).
  • Số mối ren trục vít $z_1 = 2$; số răng bánh vít $z_2 = 27$ ($u_m = 13,5$, độ sai lệch $2,27% \le 3%$).
  • Hệ số đường kính trục vít: $q = 8$; Môđun dọc tiêu chuẩn: $m = 10 \text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 175 \text{ mm}$; Hệ số dịch chỉnh: $x = 0,35$.
  • Kích thước hình học:
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 80 \text{ mm}, d_2 = 270 \text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 100 \text{ mm}, d_{a2} = 290 \text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng bánh vít: $b_2 = 75 \text{ mm}$.
    • Góc vít lăn: $\gamma_w = 17,61^\circ$.
  • Kết quả kiểm nghiệm:
    • Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 159,57 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 200 \text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn chân răng: $\sigma_F = 69,51 \text{ MPa} \le [\sigma_F] = 121,18 \text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc: $\sigma_{Hmax} = 11,75 \text{ MPa} \le 400 \text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm quá tải uốn: $\sigma_{Fmax} = 23,13 \text{ MPa} \le 160 \text{ MPa}$.

Chương 4: Thiết kế trục

Trục được chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 600 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450 \text{ MPa}, [\tau] = 15 \div 30 \text{ MPa}$).

  • Lực tác dụng lên trục:
    • Lực tiếp tuyến: $F_{t1} = F_{a2} = 1951,53 \text{ N}$
    • Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{t2} = 6554,65 \text{ N}$
    • Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = 2412,80 \text{ N}$
    • Lực từ bộ truyền đai: $F_r = 1103,91 \text{ N}$; Lực phụ từ khớp nối: $F_{rKN} = 1106,1 \text{ N}$
  • Kích thước đường kính các đoạn trục:
    • Trục I: $d_{12} = 35 \text{ mm}$ (lắp đai), $d_{10} = 40 \text{ mm}$ (gối đỡ 0), $d_{13} = 45 \text{ mm}$ (thân trục vít), $d_{11} = 40 \text{ mm}$ (gối đỡ 1).
    • Trục II: $d_{21} = 60 \text{ mm}$ (gối đỡ 1), $d_{22} = 65 \text{ mm}$ (lắp bánh vít), $d_{20} = 65 \text{ mm}$ (gối đỡ 0), $d_{23} = 55 \text{ mm}$ (lắp khớp nối).
  • Kiểm nghiệm bền mỏi và bền tĩnh:
    • Hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm trên Trục I: $S_0 = 15,8$; $S_2 = 51,7$; $S_3 = 4,66$ (đều lớn hơn $[s] = 2$).
    • Hệ số an toàn mỏi trên Trục II: $S_1 = 12,1$; $S_2 = 8,96$; $S_3 = 7,0$ (đều lớn hơn $[s] = 2$).
    • Kiểm nghiệm bền tĩnh: Ứng suất tương đương $\sigma_{td1} = 39,23 \text{ MPa}$ và $\sigma_{td2} \le 360 \text{ MPa}$ (thỏa mãn $[\sigma] = 360 \text{ MPa}$).
    • Độ bền dập và độ bền cắt của then bằng tại các vị trí lắp chi tiết quay đều thỏa mãn điều kiện $[\sigma_d] = 100 \text{ MPa}$ và $[\tau_c] = 40 \text{ MPa}$.

Chương 5: Tính chọn ổ trục

Hệ thống ổ lăn được lựa chọn theo yêu cầu chịu lực hướng tâm kết hợp lực dọc trục lớn:

  • Trục I: Do có giãn nở nhiệt lớn, vị trí gối đỡ 0 sử dụng 1 ổ bi đỡ một dãy cỡ trung kí hiệu 307 ($d = 40 \text{ mm}, D = 80 \text{ mm}, B = 21 \text{ mm}, C = 14,29 \text{ kN}, C_0 = 17,9 \text{ kN}$); vị trí gối đỡ 1 sử dụng cặp ổ đũa côn một dãy cỡ trung rộng kí hiệu 7607 ($d = 35 \text{ mm}, D = 80 \text{ mm}, T = 32,75 \text{ mm}, C = 100 \text{ kN}, C_0 = 61,5 \text{ kN}$).
  • Trục II: Sử dụng cặp ổ đũa côn cỡ nhẹ rộng kí hiệu 7514 ($d = 70 \text{ mm}, D = 125 \text{ mm}, T = 33,25 \text{ mm}, C = 110 \text{ kN}, C_0 = 101 \text{ kN}$).
  • Toàn bộ các ổ lăn đều thỏa mãn kiểm nghiệm về khả năng tải động ($C_{dyc} \le C$), khả năng tải tĩnh ($Q_{max} \le C_0$) và tuổi thọ quay ($n_{th} > n_1$).
  • Khớp nối trục đàn hồi: Chọn khớp nối vòng đàn hồi bằng gang CЧ21-40 với chốt thép 45, kiểm tra độ bền dập vòng cao su $[\sigma]_d \le 2 \div 4 \text{ N/mm}^2$ và độ bền uốn chốt $[\sigma]_u \le 60 \div 80 \text{ N/mm}^2$.

Chương 6: Thiết kế vỏ hộp, lựa chọn chế độ lắp ghép và bôi trơn

Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX15-32 với mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục bánh vít:

  • Chiều dày thân hộp $\delta = 10 \text{ mm}$, nắp hộp $\delta_1 = 9 \text{ mm}$.
  • Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 10 \text{ mm}$, chiều cao $h = 55 \text{ mm}$.
  • Hệ thống bulông: Bulông nền $d_1 = 18 \text{ mm}$ (số lượng $Z = 4$), bulông cạnh ổ $d_2 = 14 \text{ mm}$, bulông ghép bích nắp và thân $d_3 = 12 \text{ mm}$, vít nắp ổ $d_4 = 8 \text{ mm}$, vít nắp cửa thăm $d_5 = 7 \text{ mm}$.
  • Khe hở giữa bánh vít với thành trong hộp $\Delta = 20 \text{ mm}$, giữa trục vít với đáy hộp $\Delta_1 = 40 \text{ mm}$.
  • Bôi trơn: Bộ truyền trục vít ngâm dầu công nghiệp AK15 (độ nhớt $\ge 135 \text{ cSt}$ ở $50^\circ\text{C}$); các ổ lăn trục II được bôi trơn bằng mỡ định kỳ.
Vị trí lắp ghép Kích thước Dung sai và kiểu lắp Sai lệch trên (ES, es) Sai lệch dưới (EI, ei)
Bánh đai với trục I $\varnothing 40$ $\text{k6}$ $+18 \ \mu\text{m}$ $+2 \ \mu\text{m}$
Vòng trong ổ bi trục I $\varnothing 45$ $\text{k6}$ $+18 \ \mu\text{m}$ $+2 \ \mu\text{m}$
Vòng ngoài ổ bi trục I $\varnothing 75$ $\text{H7}$ $+30 \ \mu\text{m}$ $0 \ \mu\text{m}$
Vòng ngoài ổ đũa côn trục I $\varnothing 100$ $\text{H7}$ $+35 \ \mu\text{m}$ $0 \ \mu\text{m}$
Bạc với trục I $\varnothing 45$ $\text{D8/k6}$ $+119 / +18 \ \mu\text{m}$ $+80 / +2 \ \mu\text{m}$
Khớp nối với trục II $\varnothing 55$ $\text{k6}$ $+21 \ \mu\text{m}$ $+2 \ \mu\text{m}$
Vòng trong ổ đũa côn trục II $\varnothing 60$ $\text{k6}$ $+21 \ \mu\text{m}$ $+2 \ \mu\text{m}$
Vòng ngoài ổ đũa côn trục II $\varnothing 110$ $\text{H7}$ $+35 \ \mu\text{m}$ $0 \ \mu\text{m}$
Bánh vít với trục II $\varnothing 65$ $\text{H7/k6}$ $+30 / +21 \ \mu\text{m}$ $0 / +2 \ \mu\text{m}$

Thiết kế và triển khai

Phần mô phỏng được thực hiện trên module tính toán và mô hình hóa 3D của phần mềm thiết kế cơ khí chuyên nghiệp:

  • Mô phỏng bộ truyền đai thang: Sử dụng loại đai V-Belt tiêu chuẩn DIN 2215 kích thước $13 \times 2500$, số lượng $z = 3$, tính toán tự động vận tốc đai $v = 24,354 \text{ m/s}$, lực căng ban đầu $F_t = 124,932 \text{ N}$, khoảng cách trục $a = 880,17 \text{ mm}$, lực vòng $F_c = 249,102 \text{ N}$.
  • Mô phỏng bộ truyền trục vít - bánh vít: Đầu vào môđun tiếp tuyến $m = 10 \text{ mm}, z_1 = 2, z_2 = 27, q = 8, a = 190 \text{ mm}$. Kết quả tính toán mô phỏng cho ra lực hướng kính $F_r = 3088,68 \text{ N}$, lực pháp tuyến $F_n = 9422,025 \text{ N}$, vận tốc trượt $v_t = 3,154 \text{ m/s}$, lực tiếp tuyến bánh vít $F_{t2} = 8541,163 \text{ N}$.
  • Mô phỏng hệ trục và ổ lăn: Xây dựng biểu đồ lực cắt (shear force), biểu đồ ứng suất cắt (shear stress), biểu đồ mômen uốn và biểu đồ ứng suất uốn cho toàn bộ các đoạn trục, xuất mô hình khối 3D chi tiết phục vụ gia công và lắp ghép hoàn chỉnh.

Kết quả và đóng góp

  • Kết quả định lượng cụ thể: Hoàn thiện bản tính toán thiết kế chi tiết toàn bộ hệ dẫn động cơ khí tải trọng $11500 \text{ N}$ với tỷ số truyền thực tế $u_t = 41,74 \div 54$, chọn động cơ $7,5 \text{ kW}$, tối ưu hóa kích thước hình học vỏ hộp với khoảng cách trục $a_w = 175 \text{ mm}$.
  • Đóng góp kỹ thuật: Đưa ra giải pháp bố trí ổ kết hợp (ổ bi đỡ tùy động tại gối 0 và cặp ổ đũa côn chịu lực dọc trục lớn tại gối 1 trên Trục I), giải quyết hiện tượng giãn nở vì nhiệt trên trục vít. Tác giả kết hợp việc tính toán giải tích theo quy chuẩn với ứng dụng mô phỏng 3D trên phần mềm CAD/CAE.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Hiệu suất tổng thể của bộ truyền trục vít bánh vít còn thấp ($\eta_{tv} \approx 0,82$) do nhiệt sinh ra từ ma sát trượt lớn. Đồ án mới dừng lại ở mức độ tính toán giải tích và mô phỏng trên phần mềm, chưa tiến hành chế tạo mẫu thử nghiệm vật lý để kiểm chứng thực tế về độ rung, nhiệt độ tỏa ra khi hoạt động liên tục trong 2 ca làm việc.
  • Hướng mở rộng: Nghiên cứu tối ưu hóa vật liệu và phương pháp tăng bền bề mặt ren trục vít; áp dụng phân tích phần tử hữu hạn chuyên sâu (FEA) để phân tích phân bố nhiệt và biến dạng nhiệt trên vỏ hộp giảm tốc.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo chi tiết cho sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Công nghệ Kỹ thuật Ô tô thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tài liệu cung cấp chuỗi công thức tính toán giải tích, bảng tra thông số tiêu chuẩn và quy trình thiết lập mô phỏng 3D cho bộ truyền trục vít bánh vít.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án lựa chọn phương án truyền động trục vít - bánh vít thay vì truyền động bánh răng trụ?
Bộ truyền trục vít bánh vít có khả năng truyền động với tỷ số truyền rất lớn trong kích thước nhỏ gọn ($u_h = 13,25$), làm việc êm, không gây ồn và có tính tự hãm cao, phù hợp với hệ thống băng tải yêu cầu tỷ số truyền tổng lớn ($u = 45 \div 60$).

2. Vật liệu nào được chọn để chế tạo trục vít và vành răng bánh vít?
Trục vít được chế tạo từ thép 45 tôi; vành răng bánh vít được đúc từ hợp kim đồng thanh nhôm sắt niken không thiếc БpAH 10-4-4 có $[\sigma_b] = 600 \text{ MPa}$ và $[\sigma_{ch}] = 200 \text{ MPa}$ để đảm bảo chống dính và giảm mài mòn khi vận tốc trượt $v_s < 5 \text{ m/s}$.

3. Tại sao gối đỡ trục I lại kết hợp một ổ bi đỡ và một cặp ổ đũa côn?
Do trục vít sinh nhiệt lớn khi làm việc dẫn đến giãn nở chiều dài trục, việc đặt ổ bi đỡ tùy động ở gối 0 giúp bù giãn nở tự do, trong khi cặp ổ đũa côn ở gối 1 đảm nhận toàn bộ lực dọc trục lớn ($F_{a1} = 6554,65 \text{ N}$) sinh ra từ quá trình ăn khớp.

4. Dầu bôi trơn nào được chỉ định cho hộp giảm tốc trong đồ án?
Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu với loại dầu ô tô - máy kéo AK15 (độ nhớt ở $50^\circ\text{C} \ge 135 \text{ cSt}$ và ở $100^\circ\text{C} \ge 15 \text{ cSt}$), mức dầu ngập hết chiều cao ren phía dưới của trục vít.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Trần Đăng Ninh đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ tính toán, thiết kế hệ dẫn động cơ khí băng tải sử dụng hộp giảm tốc trục vít bánh vít 1 cấp theo Đề số 34. Toàn bộ các bộ phận từ động cơ ($7,5 \text{ kW}$), bộ truyền đai thang (3 dây đai loại A), bộ truyền trục vít ($m = 10 \text{ mm}, a_w = 175 \text{ mm}$), hệ thống trục, then, ổ lăn đến vỏ hộp đúc GX15-32 đều được kiểm nghiệm đầy đủ về độ bền và tuổi thọ $16000 \text{ giờ}$. Kết quả nghiên cứu được kiểm chứng thông qua mô phỏng 3D và phân tích đồ thị ứng suất trên phần mềm kỹ thuật chuyên dụng.