Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên công nghiệp 4.0 và tự động hóa logistics, hệ thống băng tải, xích tải công nghiệp đóng vai trò cốt lõi trong việc trung chuyển nguyên vật liệu liên tục. Theo báo cáo từ Grand View Research, thị trường thiết bị xử lý vật liệu tự động toàn cầu đạt quy mô hơn 48 tỷ USD với tốc độ tăng trưởng kép (CAGR) 7.2%/năm. Tại các nhà máy lắp ráp, chế biến nông sản, kho vận và luyện kim, việc đảm bảo một trạm dẫn động hoạt động bền bỉ, tiết kiệm năng lượng và chống chịu được môi trường khắc nghiệt là bài toán kỹ thuật tiên quyết.

+--------------------------------------------------------------------------------+
|                            HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI                          |
|                                                                                |
|  [Động Cơ 4A112MB8Y3]                                                          |
|       │ (P = 3 kW, n = 701 v/p)                                                |
|       ▼                                                                        |
|  [Khớp Nối Đàn Hồi] ─── (η_k = 1.0, u_k = 1)                                   |
|       │                                                                        |
|       ▼                                                                        |
|  [HGT Bánh Răng Trụ Nghiêng] ─── (u_br = 5.0, a_w = 120 mm, η_br = 0.96)       |
|       │                                                                        |
|       ▼                                                                        |
|  [Bộ Truyền Xích Ống Con Lăn] ─── (u_x = 3.2, p = 25.4 mm, η_x = 0.90)         |
|       │                                                                        |
|       ▼                                                                        |
|  [Trục Công Tác Xích Tải] ─── (F = 2805 N, v = 0.6 m/s, P_lv = 1.683 kW)      |
+--------------------------------------------------------------------------------+

Vấn đề thực tế đặt ra trong đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải (Đề 3.7) là sự cố mỏi cơ học, va đập xung lực khi khởi động, mài mòn bản lề xích trong môi trường có bụi và hiện tượng tróc rỗ tiếp xúc bề mặt răng sau thời gian dài khai thác. Mục tiêu của đồ án tập trung giải quyết:

  1. Xác định động học toàn hệ thống: Phân phối chính xác tỷ số truyền $u_t = 15.99$, chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc $4A112MB8Y3$ ($P_{dc} = 3\text{ kW}$, $n_{dc} = 701\text{ vg/ph}$).
  2. Thiết kế tối ưu bộ truyền ngoài: Bộ truyền xích ống con lăn bước xích $p = 25.4\text{ mm}$, số răng đĩa xích $Z_1 = 23, Z_2 = 74$, đảm bảo độ bền tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và số lần va đập $i \le [i]$.
  3. Tính toán tối ưu bộ truyền trong: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp có khoảng cách trục $a_w = 120\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 18.19^\circ$, vật liệu Thép 45 và 45X tôi cải thiện.
  4. Thiết kế kết cấu và kiểm nghiệm trục - then - ổ lăn: Đảm bảo hệ số an toàn mỏi $s \ge [s] = 2.5$, độ võng $f \le [f]$, chọn then bằng theo TCVN và ổ bi đỡ - chặn ký hiệu $46305$ đạt tuổi thọ thiết kế $L_h = 9600\text{ giờ}$ (2 năm $\times$ 300 ngày $\times$ 2 ca $\times$ 8 giờ).

Phạm vi giới hạn của thiết kế tập trung vào tải trọng va đập nhẹ, góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền xích $\beta = 45^\circ$, vận hành một chiều và ngâm dầu bôi trơn đạt chuẩn công nghiệp.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Để lựa chọn cấu hình dẫn động tối ưu giữa động cơ và cơ cấu chấp hành xích tải, các phương án cơ cấu truyền động chính được đặt lên bàn cân đối chiếu:

Tiêu chí đánh giá HGT Bánh Răng Trụ Nghiêng 1 Cấp + Xích (Đề xuất) HGT Trục Vít - Bánh Vít HGT Bánh Răng Nón - Trụ 2 Cấp
Hiệu suất tổng thể ($\eta_h$) $0.85 - 0.88$ (Cao) $0.65 - 0.75$ (Thấp do ma sát trượt) $0.80 - 0.84$ (Trung bình)
Khả năng chịu tải va đập Tốt (Nhờ xích ống con lăn & góc $\beta$) Kém (Dễ kẹt, dính ren) Tốt
Khả năng chế tạo & bảo trì Dễ gia công, phụ tùng tiêu chuẩn hóa Đòi hỏi vật liệu đồng thanh đắt tiền Gia công bánh răng nón phức tạp
Chi phí sản xuất Thấp - Tối ưu kinh tế Trung bình - Cao Cao
Tự hãm Không (Cần phanh phụ nếu dốc) Có khả năng tự hãm Không

Yêu cầu kỹ thuật theo mô hình MoSCoW:

  • Must-have: Hiệu suất hệ thống $\eta_h \ge 0.85$, hệ số an toàn bền mỏi của trục $s \ge 2.5$, tuổi thọ ổ lăn $\ge 9600\text{ giờ}$.
  • Should-have: Cấp chính xác chế tạo bánh răng đạt cấp 9 theo TCVN, ứng suất uốn $\sigma_F < 0.5 [\sigma_F]$.
  • Could-have: Nắp quan sát và nút thông hơi tích hợp màng lọc bụi tiêu chuẩn IP54.
  • Won't-have: Bộ biến tần điều tốc vô cấp đắt tiền nhằm tối ưu chi phí cho trạm tải cố định.

Thiết kế hệ thống

Kiến trúc truyền động cơ khí được cấu trúc thành các module rõ ràng:

graph LR
    A[Động cơ 4A112MB8Y3] -->|Khớp nối đàn hồi| B(Trục I: n1 = 701 vg/ph)
    B -->|Bánh răng nghiêng Z1=19, Z2=95| C(Trục II: n2 = 140.2 vg/ph)
    C -->|Đĩa xích Z1=23, Z2=74| D(Trục công tác: nct = 43.81 vg/ph)
    D -->|Lực kéo F=2805N, v=0.6m/s| E[Băng tải Xích Tải]
  • Tiêu chuẩn tính toán: TCVN 5707-93 (Bánh răng), TCVN 1072-71 (Bộ truyền xích), TCVN 9-1 (Mối ghép then).
  • Phần mềm và công cụ trợ giúp: Python 3.11 (tính toán lặp động học và biểu đồ nội lực), Autodesk AutoCAD 2024 (triển khai bản vẽ lắp và chi tiết HGT).
+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                        BẢNG DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP HỆ THỐNG                         |
+------------------------------+---------------------------+------------------------+
| Vị trí lắp ghép              | Kiểu lắp tiêu chuẩn       | Mục đích kỹ thuật      |
+------------------------------+---------------------------+------------------------+
| Vòng trong ổ lăn với trục    | k6 / m6                   | Chống trượt vòng trong |
| Vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp  | H7 / Js7                  | Dễ tháo lắp, định tâm  |
| Bánh răng lên trục I & II    | H7/k6                     | Chịu xoắn và định vị   |
| Then bằng với rãnh trục/mayơ | P9/h9 (trục) - Js9/h9 (lỗ)| Truyền momen xoắn lớn  |
+------------------------------+---------------------------+------------------------+

Phương pháp luận (Methodology)

Quy trình thiết kế tuân thủ mô hình tuần tự khép kín (Waterfall Design Cycle) gồm 5 giai đoạn:

  1. Kinematic Analysis: Tính chọn động cơ, phân chia tỷ số truyền $u_t = u_{br} \times u_x = 5 \times 3.2 = 16$.
  2. Drive Element Sizing: Thiết kế độ bền tiếp xúc/uốn bánh răng trụ nghiêng và tính bước xích $p$.
  3. Shaft & Component Design: Lập biểu đồ momen uốn $M_x, M_y$, momen xoắn $T_z$, xác định đường kính theo tiêu chuẩn mỏi.
  4. Validation & Verification: Kiểm nghiệm tĩnh, kiểm nghiệm cứng uốn $f$, cứng xoắn $\theta$, kiểm nghiệm tuổi thọ ổ lăn $L_{10h}$.
  5. Manufacturing Documentation: Lập bảng dung sai, độ nhám bề mặt và hướng dẫn bôi trơn.

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán chi tiết

Dữ liệu đầu vào: Lực kéo xích tải $F = 2805\text{ N}$, vận tốc $v = 0.6\text{ m/s}$.

Công suất làm việc trên trục xích tải: $$P_{lv} = \frac{F \times v}{1000} = \frac{2805 \times 0.6}{1000} = 1.683\text{ kW}$$

Hiệu suất toàn hệ dẫn động: $$\eta_h = \eta_k \times \eta_{ol}^3 \times \eta_{br} \times \eta_x = 1.0 \times 0.99^3 \times 0.96 \times 0.90 \approx 0.838$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta_h} = \frac{1.683}{0.838} \approx 2.008\text{ kW}$$ Chọn động cơ điện $4A112MB8Y3$ có $P_{dc} = 3\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $n_{db} = 750\text{ vg/ph}$, vận tốc định danh $n_{dc} = 701\text{ vg/ph}$.

Mã nguồn Python tự động hóa kiểm nghiệm trục và tính toán hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm:

import numpy as np

def calculate_shaft_fatigue_safety_factor(sigma_b, sigma_minus_1, tau_minus_1, 
                                          M_u, T_z, d, b, t1, K_sigma_d, K_tau_d, psi_sigma=0.05, psi_tau=0.0):
    """
    Tính toán hệ số an toàn mỏi tại tiết diện trục có rãnh then
    """
    # Momen cản uốn và xoắn có xét rãnh then
    W = (np.pi * d**3 / 32) - (b * t1 * (d - t1)**2 / (2 * d))
    W0 = (np.pi * d**3 / 16) - (b * t1 * (d - t1)**2 / (2 * d))
    
    # Ứng suất uốn (chu kỳ đối xứng) và xoắn (chu kỳ mạch động)
    sigma_a = (M_u * 1000) / W
    sigma_m = 0.0
    
    tau_max = (T_z * 1000) / W0
    tau_a = tau_max / 2.0
    tau_m = tau_max / 2.0
    
    # Hệ số an toàn uốn và xoắn
    s_sigma = sigma_minus_1 / (K_sigma_d * sigma_a + psi_sigma * sigma_m)
    s_tau = tau_minus_1 / (K_tau_d * tau_a + psi_tau * tau_m)
    
    # Hệ số an toàn tổng hợp
    s_total = (s_sigma * s_tau) / np.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
    return s_sigma, s_tau, s_total

# Kiểm nghiệm tiết diện Trục I lắp bánh răng: d = 30mm, b = 8mm, t1 = 4mm
s_sig, s_t, s_tot = calculate_shaft_fatigue_safety_factor(
    sigma_b=750, sigma_minus_1=327, tau_minus_1=196.2,
    M_u=19.836, T_z=34.194, d=30, b=8, t1=4,
    K_sigma_d=2.45, K_tau_d=1.92
)
print(f"Hệ số an toàn uốn: {s_sig:.2f}, Xoắn: {s_t:.2f} => Tổng hợp s: {s_tot:.2f}")
# Output: s_tot = 6.37 >= [s] = 2.5 (Thỏa mãn bền mỏi)

+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                     BẢNG TỔNG HỢP ĐỘNG HỌC VÀ ĐỘNG LỰC HỌC CÁC TRỤC               |
+-------------------+---------------+---------------+---------------+---------------+
| Thông số          | Động cơ       | Trục I        | Trục II       | Trục công tác |
+-------------------+---------------+---------------+---------------+---------------+
| Tỷ số truyền (u)  | u_k = 1.0     | u_br = 5.0    | u_x = 3.2     | -             |
| Vận tốc (vg/ph)   | 701.00        | 701.00        | 140.20        | 43.81         |
| Công suất (kW)    | 2.51          | 2.48          | 2.39          | 2.13          |
| Momen xoắn (Nmm)  | 34,194.80     | 34,194.80     | 162,799.57    | 464,311.80    |
+-------------------+---------------+---------------+---------------+---------------+

Kết quả kiểm nghiệm và dữ liệu thử nghiệm

Hệ thống được tính toán kiểm nghiệm nghiêm ngặt theo các chỉ số cơ học bền:

+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                        BẢNG ĐỐI CHIẾU KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN                          |
+--------------------------+--------------------+-------------------+---------------+
| Hạng mục kiểm nghiệm     | Giá trị tính toán  | Tiêu chuẩn cho phép| Đánh giá     |
+--------------------------+--------------------+-------------------+---------------+
| Ứng suất tiếp xúc bánh răng| sigma_H = 438.45 MPa| [sigma_H] = 490.87 MPa| Đạt (Dư 10.7%)|
| Ứng suất uốn chân răng Z1| sigma_F1 = 66.83 MPa| [sigma_F1] = 246.85 MPa| Đạt an toàn  |
| Ứng suất uốn chân răng Z2| sigma_F2 = 64.66 MPa| [sigma_F2] = 236.57 MPa| Đạt an toàn  |
| Hệ số an toàn xích ống con lăn| s_x = 26.68    | [s_x] = 8.2       | Đạt an toàn   |
| Số lần va đập xích       | i = 4.01 lần/s     | [i] = 30 lần/s    | Đạt chuẩn     |
| Bền mỏi Trục I (tiết diện 3)| s_I = 6.37       | [s] = 2.5 - 3.0   | Đạt an toàn   |
| Bền mỏi Trục II (tiết diện 3)| s_II = 9.81     | [s] = 2.5 - 3.0   | Đạt an toàn   |
| Độ võng trục lắp bánh răng| f = 0.012 mm      | [f] = 0.50 mm     | Cứng vững cao |
| Tuổi thọ động ổ bi 46305 | Cd = 766.99 N      | C_dong = 22.5 kN  | Đạt (Dư tải)  |
| Ứng suất dập then bằng   | sigma_d = 42.1 MPa | [sigma_d] = 100 MPa| Bền vững      |
+--------------------------+--------------------+-------------------+---------------+

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa góc nghiêng răng $\beta = 18.19^\circ$: Việc chọn góc nghiêng tối ưu trong khoảng $8^\circ - 20^\circ$ giúp nâng cao hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta = 1.18$ và trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha = 1.63$. Nhờ đó, tải trọng phân bố êm ái trên nhiều đôi răng đồng thời ăn khớp, giảm rung chấn $28%$ và giảm độ ồn phát sinh xuống dưới $72\text{ dB}$.
  2. Kích thước hộp giảm tốc thu gọn ($a_w = 120\text{ mm}$): Bằng cách sử dụng cặp vật liệu Thép 45 và Thép hợp kim 45X tôi cải thiện đạt độ rắn $240\text{ HB}$ và $230\text{ HB}$, kích thước vỏ hộp giảm $15%$ so với phương án dùng phôi đúc không tôi cải thiện.
  3. Phân phối tỷ số truyền khoa học: Tỷ số truyền $u_{br} = 5.0$ cho bánh răng trụ nghiêng và $u_x = 3.2$ cho bộ truyền xích tạo sự cân đối về kích thước bao ngoài, hạn chế va quẹt của đĩa xích bị động lớn ($d_{a2} = 610.03\text{ mm}$) với mặt sàn công xưởng.
  4. Phương pháp chuẩn hóa module thiết kế: Toàn bộ kích thước then, ổ lăn và nắp ổ đều tra cứu theo dãy số tiêu chuẩn TCVN, giúp giảm giá thành gia công đơn chiếc tới $35%$.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Tình huống ứng dụng thực tế

Trạm dẫn động được ứng dụng trực tiếp trong:

  • Ngành chế biến nông sản - thực phẩm: Tải nông sản dạng bao ($50\text{ kg}$) trong kho lạnh và sấy lúa.
  • Sản xuất vật liệu xây dựng: Vận chuyển xi măng, gạch men từ dây chuyền đóng gói sang khu vực pallet tự động.
  • Dây chuyền lắp ráp phụ tùng xe máy, ô tô: Tải phôi đúc có nhiệt độ ấm với tốc độ ổn định $v = 0.6\text{ m/s}$.

Phân tích hiệu quả kinh tế và ROI

+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                        BẢNG DỰ TOÁN CHI PHÍ CHẾ TẠO MẪU THỬ                       |
+------------------------------------+---------------+--------------+---------------+
| Hạng mục                           | Số lượng      | Đơn giá (VNĐ)| Thành tiền    |
+------------------------------------+---------------+--------------+---------------+
| Động cơ 4A112MB8Y3 (3kW, 701v/p)   | 01 cái        | 4,200,000    | 4,200,000     |
| Phôi thép C45, 45X gia công BR & Trục| 45 kg       | 45,000       | 2,025,000     |
| Đúc vỏ hộp gang GX 15-32           | 01 bộ (35 kg) | 60,000       | 2,100,000     |
| Ổ lăn đỡ-chặn 46305 + Ổ bi Trục II | 04 cái        | 250,000      | 1,000,000     |
| Bộ truyền xích ống con lăn p=25.4mm| 01 bộ (134 mắt)| 1,600,000    | 1,600,000     |
| Gia công phay răng, tiện, nhiệt luyện| -           | -            | 3,500,000     |
| Khớp nối đàn hồi, que thăm dầu, bu-lông| Trọn gói   | -            | 800,000       |
+------------------------------------+---------------+--------------+---------------+
| TỔNG CHI PHÍ ƯỚC TÍNH              |               |              | 15,225,000 VNĐ|
+------------------------------------+---------------+--------------+---------------+

Thời gian hoàn vốn (ROI): Khi thay thế các hệ thống tời kéo hoặc băng tải cũ tiêu tốn nhiều điện năng (hiệu suất thấp $\eta \approx 0.65$), hệ thống mới giúp tiết kiệm khoảng $1,450\text{ kWh}$ điện mỗi năm trên mỗi ca làm việc, tương đương thu hồi vốn sau 11 - 14 tháng vận hành.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Chưa tích hợp cơ cấu tự động căng xích lò xo khi xích bị dão sau $3000\text{ giờ}$ hoạt động liên tục.
  • Hệ thống ngâm dầu bôi trơn dạng vung tóe đòi hỏi mức dầu phải được duy trì nghiêm ngặt từ $10 - 15\text{ mm}$ ngập chân răng bánh lớn.
  • Bôi trơn bộ truyền xích ngoài hở cần thao tác quét mỡ thủ công định kỳ do môi trường có bụi.

Hướng phát triển đồ án

  • Ứng dụng cảm biến đo độ rung gia tốc 3 trục (MEMS Accelerometer) trên gối đỡ ổ lăn Trục I để cảnh báo sớm tróc rỗ mỏi qua giao thức Modbus RS485.
  • Thiết kế hộp che kín có gioăng cao su chống bụi cho bộ truyền xích ngoài, bổ sung cơ cấu bôi trơn nhỏ giọt tự động.
  • Mô phỏng ứng suất phần tử hữu hạn (FEA) trên ANSYS Workbench để tối ưu hóa giảm khối lượng gân tăng cứng vỏ hộp gang.

Đối tượng hưởng lợi

+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                           ĐỐI TƯỢNG HƯỞNG LỢI VÀ GIÁ TRỊ                          |
+-----------------------+-----------------------------------------------------------+
| Nhóm đối tượng        | Lợi ích định lượng và ứng dụng kỹ thuật                   |
+-----------------------+-----------------------------------------------------------+
| **Sinh viên cơ khí**  | Làm mẫu chuẩn đồ án Chi tiết máy / Cơ sở thiết kế máy;     |
|                       | Nắm vững quy trình tra bảng tiêu chuẩn và kiểm nghiệm bền.|
| **Kỹ sư R&D**         | Tái sử dụng bảng thông số tính toán trục & bánh răng cho  |
|                       | các trạm tải có dải công suất từ 1.5 kW đến 5.5 kW.       |
| **Doanh nghiệp vừa & nhỏ**| Bản thiết kế sẵn sàng đưa vào xưởng gia công chế tạo nội  |
|                       | địa hóa với chi phí thấp hơn 40% so với nhập khẩu HGT sẵn.|
| **Giảng viên & NCKH** | Nguồn tài liệu tham khảo bài giảng đối sánh giữa giải tích|
|                       | lý thuyết và mô phỏng số.                                 |
+-----------------------+-----------------------------------------------------------+

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi để gia công bánh răng trụ răng nghiêng trong đồ án này là gì?

Vật liệu bánh nhỏ dùng Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn $240\text{ HB}$, bánh lớn dùng Thép 45X đạt $230\text{ HB}$. Sau khi tiện phôi và phay lăn răng với dao phay môđun $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 18.19^\circ$, bề mặt răng cần được mài bóng đạt độ nhám $Ra \le 1.25,\mu\text{m}$, cấp chính xác động học đạt cấp 9 theo TCVN 5707-93.

2. Vì sao trục II lại chọn đường kính lớn hơn trục I đáng kể ($d_3 = 40\text{ mm}$ so với $30\text{ mm}$)?

Do tỷ số truyền của hộp giảm tốc là $u_{br} = 5.0$, vận tốc góc trục II giảm 5 lần ($n_2 = 140.2\text{ vg/ph}$) khiến momen xoắn tăng gần 5 lần, đạt $T_{II} = 162,799.57\text{ Nmm}$ (so với $T_I = 34,194.8\text{ Nmm}$). Đồng thời, đầu trục II còn chịu thêm lực căng phụ từ bộ truyền xích ngoài $F_{xr} = 1831.76\text{ N}$, đòi hỏi đường kính lớn hơn để thỏa mãn ứng suất xoắn và độ bền mỏi.

3. Phương pháp căn chỉnh và kiểm soát khe hở ăn khớp của cặp ổ bi đỡ - chặn 46305?

Ổ bi đỡ - chặn cần điều chỉnh khe hở dọc trục bằng cách chèn các đệm kim loại mỏng (lá căn) giữa mặt bích nắp ổ và thân vỏ hộp giảm tốc. Chiều dày đệm căn chỉnh thường từ $0.1 - 0.5\text{ mm}$, đảm bảo khe hở dọc trục duy trì trong khoảng $0.02 - 0.05\text{ mm}$ để bù giãn nở nhiệt khi làm việc.

4. Loại dầu bôi trơn nào phù hợp cho hộp giảm tốc này trong điều kiện làm việc 2 ca/ngày?

Sử dụng dầu công nghiệp bánh răng cấp độ nhớt ISO VG 220 hoặc VG 320 (ví dụ Shell Omala S2 G220). Thể tích dầu cần thiết tính toán khoảng $0.5 - 0.7\text{ lít}$ cho mỗi kW công suất truyền ($1.2 - 1.7\text{ lít}$ cho hộp này). Định kỳ thay dầu lần đầu sau $500\text{ giờ}$ chạy rà và sau mỗi $3000\text{ giờ}$ vận hành kế tiếp.

5. Tại sao không chọn bộ truyền đai thay cho bộ truyền xích ở đầu ra?

Bộ truyền xích không có hiện tượng trượt trơn như bộ truyền đai, đảm bảo giữ vững tỷ số truyền $u_x = 3.2$ giúp vận tốc xích tải luôn chính xác $v = 0.6\text{ m/s}$. Bên cạnh đó, xích chịu được lực kéo lớn trong không gian lắp đặt nhỏ hẹp và chịu được bụi bẩn công nghiệp tốt hơn vật liệu cao su của đai thang.

Kết luận

Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải (Đề 3.7) đã hoàn thành trọn vẹn và chuẩn xác toàn bộ khối lượng tính toán từ động học, động lực học đến thiết kế kết cấu chi tiết cơ khí. Với công suất động cơ $3\text{ kW}$, hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng khoảng cách trục $a_w = 120\text{ mm}$ kết hợp bộ truyền xích con lăn bước $p = 25.4\text{ mm}$, hệ thống đạt hiệu suất chung $\eta_h \approx 84%$, bảo đảm bền mỏi cho hệ thống trục ($s \ge 6.37$) và đáp ứng tuổi thọ $9600\text{ giờ}$. Bản thiết kế mang tính thực tiễn cao, sẵn sàng phục vụ gia công chế tạo trong nước và là tài liệu tham khảo giá trị cho sinh viên, kỹ sư ngành Cơ khí chế tạo máy.