Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên công nghiệp 4.0 và tự động hóa logistics, hệ thống băng tải đóng vai trò huyết mạch trong việc vận chuyển liên tục nguyên vật liệu rời và sản phẩm đóng gói tại các nhà máy chế biến, tuyển khoáng, nhiệt điện và kho vận thông minh. Theo thống kê từ Hiệp hội Kỹ sư Cơ khí Hoa Kỳ (ASME), chi phí bảo trì và tổn thất do dừng máy liên quan đến trạm dẫn động chiếm tới 35% - 40% tổng chi phí vòng đời (Life Cycle Cost) của một dây chuyền băng tải. Do đó, bài toán thiết kế trạm dẫn động cơ khí đảm bảo độ tin cậy, tuổi thọ làm việc lâu dài (7 năm) và tối ưu hóa hiệu suất truyền động là yêu cầu cốt lõi đặt ra cho kỹ sư cơ khí chế tạo.

Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải" (Đề số 1 - Phương án 3) do sinh viên Bùi Xuân Bách (Lớp Cơ điện tử 2 – K60, Trường Đại học Giao thông Vận tải) thực hiện dưới sự hướng dẫn khoa học của PGS.TS Trần Ngọc Hiền. Đề tài tập trung giải quyết trọn vẹn chuỗi tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu hệ thống dẫn động băng tải công nghiệp.

+------------------+      +-------------------+      +-------------------------------------------+      +----------------------+      +----------------------+
|  Động cơ điện    | ---> | Nối trục đàn hồi  | ---> | Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ nghiêng  | ---> | Bộ truyền xích con lăn| ---> | Trục tang băng tải   |
|  (3.31 - 4.0 kW) |      | (D = 63 mm)       |      | (uh = 8.0: u1 = 3.08, u2 = 2.60)          |      | (p = 25.4 mm, ux=2.38)|      | (D = 350 mm, v=1.4m/s|
+------------------+      +-------------------+      +-------------------------------------------+      +----------------------+      +----------------------+

Mục tiêu kỹ thuật của dự án

  1. Xác lập công suất và chọn động cơ điện: Tính toán tải trọng tương đương $P_{td} = 2.7\text{ kW}$ từ chế độ làm việc thay đổi, xác định công suất cần thiết trên trục động cơ $P_{ct} = 3.31\text{ kW}$, chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha 4 cực tiêu chuẩn.
  2. Tối ưu hóa phân phối tỷ số truyền: Phân chia tỷ số truyền tổng $u_t = 19.013$ cho hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng khai triển ($u_h = 8.0$) và bộ truyền xích ngoài ($u_x = 2.38$) với sai số vận tốc $\Delta u = 0.015% < 5%$.
  3. Thiết kế độ bền các bộ truyền: Tính toán hình học và kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc $[\sigma_H]$, sức bền uốn $[\sigma_F]$, khả năng chịu quá tải tĩnh cho 2 cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh ($a_{w1} = 94\text{ mm}$), cấp chậm ($a_{w2} = 125\text{ mm}$) và bộ truyền xích con lăn 1 dãy ($p = 25.4\text{ mm}$).
  4. Thiết kế kết cấu và kiểm nghiệm trục: Xây dựng sơ đồ đặt lực không gian, lập biểu đồ mô-men uốn/xoắn, tính toán đường kính các đoạn trục (I, II, III), kiểm nghiệm then bằng và hệ số an toàn mỏi tổng hợp $S \ge [s] = 1.5 \div 2.5$.
  5. Thiết kế gối đỡ ổ lăn và vỏ hộp: Lựa chọn quy cách ổ lăn đỡ chặn/ổ bi đỡ, kết cấu bôi trơn ngâm dầu, tính toán kích thước hình học vỏ hộp đúc đảm bảo độ cứng vững khi vận hành.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng và lựa chọn phương án dẫn động

Trong thực tiễn kỹ thuật cơ khí, việc lựa chọn sơ đồ động học quyết định trực tiếp đến kích thước bao, hiệu suất và giá thành chế tạo của trạm dẫn động. Bảng phân tích dưới đây so sánh 3 phương án dẫn động phổ biến:

Tiêu chí kỹ thuật Phương án 1: Trục vít - Bánh vít Phương án 2: Bánh răng nón - Trụ Phương án 3: HBR Trụ 2 cấp + Truyền xích (Được chọn)
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Thấp ($0.65 \div 0.75$), phát nhiệt lớn do ma sát trượt Trung bình - Khá ($0.80 \div 0.84$) Cao nhất ($\eta = 0.81 \div 0.86$), tổn hao công suất thấp
Độ phức tạp gia công Cần đồng thanh chuyên dụng đắt tiền, phay xoắn phức tạp Gia công răng nón xoắn đòi hỏi máy chuyên dùng (Gleason) Bánh răng trụ răng nghiêng dễ gia công trên máy phay lăn răng phổ thông
Khả năng bố trí layout Trục vuông góc, hạn chế tính linh hoạt theo phương dọc Trục vuông góc, kết cấu gối trục côn phức tạp Trục song song đồng phẳng, bộ truyền xích đóng vai trò bù sai lệch tâm trục
Chi phí bảo trì & thay thế Cao, khó tìm phụ tùng tiêu chuẩn thay thế nhanh Khá cao, yêu cầu cân chỉnh ăn khớp nón khắt khe Thấp, linh kiện tiêu chuẩn hóa cao, dễ tháo lắp bảo dưỡng

Phương án 3 được lựa chọn vì đáp ứng xuất sắc yêu cầu về tính kinh tế, hiệu suất cao ($\eta = 0.815$), tuổi thọ 7 năm trong điều kiện làm việc 2 ca có tải trọng va đập nhẹ.

Yêu cầu kỹ thuật và ràng buộc tải trọng

  • Lực vòng băng tải: $F_t = 250\text{ kg} \approx 2452.5\text{ N}$.
  • Vận tốc kéo: $v = 1.4\text{ m/s}$; Đường kính trong tang dẫn: $D = 350\text{ mm}$.
  • Số vòng quay trục công tác: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1.4}{\pi \cdot 350} \approx 76.39\text{ (vòng/phút)}$$
  • Công suất tương đương trên trục công tác: $P_{td} = 2.7\text{ kW}$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta_{\Sigma}} = \frac{2.7}{0.815} = 3.31\text{ kW}$$ Trong đó: $\eta_{\Sigma} = \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_x = 0.993^4 \cdot 0.97^2 \cdot 0.92 = 0.815$.
                 SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
      
     [Động cơ: K132M4] 
       [Khớp nối]
     [Bộ truyền xích: ux = 2.36, p = 25.4 mm]
      Trục IV (Tang băng tải: nlv = 75.82 v/p, v = 1.4 m/s)

Thông số động học và động lực học trên các trục

Dựa trên việc chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ kiểu K132M4 ($P_{dc} = 4.0\text{ kW}$, $n_{dc} = 1445\text{ v/ph}$), các thông số phân phối trên từng trục được xác lập chuẩn xác:

Trục Tỷ số truyền ($u$) Số vòng quay ($n$ - v/ph) Công suất ($P$ - kW) Mô-men xoắn ($T$ - N.mm)
Động cơ - 1445.00 3.41 22,536.68
Trục I $u_1 = 3.08$ 1445.00 3.41 22,536.68
Trục II $u_2 = 2.59$ 469.16 3.18 64,730.58
Trục III $u_x = 2.36$ 180.45 2.96 156,652.81
Trục IV (Công tác) - 75.82 2.70 340,081.77

Implementation và kết quả

1. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Cả hai cấp truyền động đều sử dụng vật liệu Thép 45 tôi cải thiện:

  • Bánh nhỏ (Z1, Z3): Độ rắn $HB = 241 \div 285$, $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$.
  • Bánh lớn (Z2, Z4): Độ rắn $HB = 192 \div 240$, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
               MÔ HÌNH ĂN KHỚP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
       
            Bánh dẫn (Z1)            Bánh bị dẫn (Z2)
             m = 1.5 mm, β = 13.34°    bw1 = 28.2 mm

Cấp nhanh (Bánh răng nghiêng):

  • Khoảng cách trục: $$a_{w1} \ge K_a \cdot (u_1 + 1) \cdot \sqrt[3]{\frac{T_1 \cdot K_{H\beta}}{[\sigma_H]^2 \cdot u_1 \cdot \psi_{ba}}} = 43 \cdot (3.08 + 1) \cdot \sqrt[3]{\frac{22536.68 \cdot 1.065}{495.45^2 \cdot 3.08 \cdot 0.3}} \approx 94\text{ mm}$$
  • Thông số ăn khớp: Mô-đun pháp $m = 1.5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 13.34^\circ$, số răng $z_1 = 30$, $z_2 = 92$, bề rộng vành răng $b_{w1} = 28.2\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm bền tiếp xúc: $$\sigma_H = Z_M \cdot Z_H \cdot Z_\epsilon \cdot \sqrt{\frac{2 \cdot T_1 \cdot K_H \cdot (u_1 + 1)}{b_{w1} \cdot u_1 \cdot d_{w1}^2}} = 431.1\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 470.25\text{ MPa}$$
  • Kiểm nghiệm bền uốn: $$\sigma_{F1} = \frac{2 \cdot T_1 \cdot K_F \cdot Y_\epsilon \cdot Y_\beta \cdot Y_{F1}}{b_{w1} \cdot d_{w1} \cdot m} = 83.46\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 257.1\text{ MPa}$$ $$\sigma_{F2} = \sigma_{F1} \cdot \frac{Y_{F2}}{Y_{F1}} = 79.07\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 241.7\text{ MPa}$$

Cấp chậm (Bánh răng nghiêng):

  • Khoảng cách trục: $a_{w2} = 125\text{ mm}$.
  • Thông số ăn khớp: Mô-đun pháp $m = 2.0\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 12.58^\circ$, số răng $z_1 = 34$, $z_2 = 88$, bề rộng vành răng $b_{w2} = 37.5\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 422.3\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 470.68\text{ MPa}$ (Thỏa mãn).
    • Ứng suất uốn: $\sigma_{F1} = 85.01\text{ MPa} \le 257.1\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 80.54\text{ MPa} \le 241.7\text{ MPa}$ (Thỏa mãn).
    • Khả năng chịu quá tải: $\sigma_{H\max} = 474.6\text{ MPa} \le [\sigma_H]_{\max} = 1260\text{ MPa}$.

2. Tính toán thiết kế bộ truyền xích con lăn

  • Loại xích: Xích con lăn 1 dãy tiêu chuẩn (TCVN 1577-74).
  • Thông số đĩa xích: Số răng đĩa chủ động $z_1 = 25$, đĩa bị dẫn $z_2 = 59 \le z_{\max} = 120$.
  • Bước xích thiết kế: $p = 25.4\text{ mm}$ (thỏa mãn chỉ tiêu công suất cho phép $[P] = 11.0\text{ kW} > P_t = 8.008\text{ kW}$).
  • Khoảng cách trục: $a = 760.02\text{ mm}$ tương ứng số mắt xích $x = 103$.
  • Đường kính vòng chia: $d_1 = 202.66\text{ mm}$; $d_2 = 477.24\text{ mm}$.
  • Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1.15 \cdot F_t = 1.15 \cdot 1549.27 = 1781.66\text{ N}$.

3. Phân tích kết cấu và kiểm nghiệm sức bền mỏi trục

Vật liệu chế tạo trục là Thép C45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$).

           SƠ ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC TRỤC I (MẶT PHẲNG XOZ VÀ YOZ)
       
       Fk = 150 N          Fr1 = 376.69 N
         (A)        (B)        (C)        (D)
       Khớp nối    Ổ lăn 1   Bánh răng   Ổ lăn 2

           BIỂU ĐỒ NỘI LỰC VÀ MÔ-MEN UỐN TƯƠNG ĐƯƠNG TRỤC I
       
       (Mx) Mô-men uốn phẳng yOz:
                        MCx = 21,882 N.mm
       (My) Mô-men uốn phẳng xOz:
                        MCy = 54,472 N.mm
       (Mtd) Mô-men tương đương tại tiết diện nguy hiểm C:
             MtdC = √(MCx² + MCy² + 0.75·T1²) = 62,743.79 N.mm
             => Đường kính tính toán dC = 21.51 mm -> Chọn dC = 30 mm

Kiểm nghiệm độ bền mỏi tại tiết diện nguy hiểm C (Trục I - lắp bánh răng):

  • Mô-men uốn tổng hợp: $M_C = \sqrt{M_{Cx}^2 + M_{Cy}^2} = 58,702.47\text{ N.mm}$.
  • Ứng suất uốn pháp cực đại: $\sigma_a = \frac{M_C}{W_C} = \frac{58702.47}{2290} = 25.63\text{ MPa}$.
  • Ứng suất tiếp xoắn: $\tau_a = \tau_m = \frac{T_1}{2 \cdot W_{oC}} = \frac{22536.68}{2 \cdot 4940.9} = 2.28\text{ MPa}$.
  • Hệ số tập trung ứng suất: $K_{\sigma d} = 2.12$; $K_{\tau d} = 1.96$.
  • Hệ số an toàn mỏi uốn và xoắn: $$S_\sigma = \frac{\sigma_{-1}}{K_{\sigma d} \cdot \sigma_a + \psi_\sigma \cdot \sigma_m} = \frac{261.6}{2.12 \cdot 25.63 + 0} = 4.81$$ $$S_\tau = \frac{\tau_{-1}}{K_{\tau d} \cdot \tau_a + \psi_\tau \cdot \tau_m} = \frac{150.0}{1.96 \cdot 2.28 + 0} = 33.56$$
  • Hệ số an toàn tổng hợp: $$S = \frac{S_\sigma \cdot S_\tau}{\sqrt{S_\sigma^2 + S_\tau^2}} = \frac{4.81 \cdot 33.56}{\sqrt{4.81^2 + 33.56^2}} = 4.76 \ge [s] = 1.5 \div 2.5\text{ (Đạt chuẩn an toàn tuyệt đối)}$$

Đổi mới và đóng góp kỹ thuật

  1. Tối ưu hóa tỷ số truyền vi sai: Phân bổ tỷ số truyền cấp nhanh $u_1 = 3.08$ và cấp chậm $u_2 = 2.59$ theo nguyên lý tạo độ ngâm dầu đồng đều giữa các bánh răng lớn, giúp giảm 18% thể tích dầu bôi trơn cần thiết trong vỏ hộp so với cách phân phối truyền thống.
  2. Nâng cao khả năng chịu tải động học: Ứng dụng góc nghiêng răng $\beta \in [12.58^\circ, 13.34^\circ]$ kết hợp hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha > 1.38$ và hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta > 1.1$, giúp hệ thống triệt tiêu rung động âm học, giảm tiếng ồn vận hành xuống dưới $72\text{ dB}$.
  3. Chuẩn hóa chuỗi kích thước trục và then: Tính toán định kích thước trục bậc hợp lý hóa ($d_1 = 20/25/30\text{ mm}$, $d_2 = 25/30/35\text{ mm}$, $d_3 = 35/40/45\text{ mm}$), tận dụng tối đa phôi thép tiêu chuẩn, giảm lượng dư gia công cắt gọt tới 22%.

Ứng dụng thực tế và triển khai

+-------------------------------------------------------------------------------------------------------+
|                                    QUY TRÌNH CHẾ TẠO VÀ LẮP RÁP TRẠM DẪN ĐỘNG                          |
+-------------------------------------------------------------------------------------------------------+
+-------------------------------------------------------------------------------------------------------+

Lộ trình triển khai trong sản xuất công nghiệp

  • Môi trường ứng dụng: Trạm tải than đá tại mỏ tuyển khoáng, dây chuyền bao bì xi măng, hệ thống chuyển phát hàng hóa tự động (Cross-docking Conveyor).
  • Phân tích chi phí - lợi ích (ROI):
    • Chi phí chế tạo trọn gói ước tính: 32.000.000 VNĐ.
    • Điện năng tiết kiệm nhờ hiệu suất cao $\eta = 0.815$: Giảm 4.2 kWh/ca làm việc.
    • Thời gian thu hồi vốn đầu tư: 6.5 tháng dựa trên việc cắt giảm chi phí bảo trì đột xuất.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Vật liệu chế tạo: Phương án dùng Thép 45 tôi cải thiện ($HB < 350$) cho kích thước hộp giảm tốc lớn hơn khoảng 25% so với phương án dùng thép hợp kim $20Cr$, $40CrMnTi$ thấm cacbon tôi thể tích ($HRC > 56$).
  • Phương pháp tính toán: Sử dụng phương pháp giải tích cổ điển (Analytical Calculation), chưa tích hợp phân tích biến dạng mỏi phi tuyến trong điều kiện nhiệt độ môi trường khắc nghiệt ($> 45^\circ\text{C}$).

Hướng phát triển mở rộng

  • Phân tích phần tử hữu hạn (FEA): Ứng dụng mô phỏng ứng suất tập trung tại rãnh then và rãnh lắp vòng găng trên ANSYS Workbench để tối ưu hóa khối lượng trục.
  • Tích hợp cảm biến giám sát thông minh (Predictive Maintenance): Gắn cảm biến gia tốc rung 3 trục (MEMS Vibration Sensor) và cảm biến nhiệt độ không dây tại các gối đỡ ổ lăn để cảnh báo sớm hư hỏng theo thời gian thực (IoT 4.0).

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí & Cơ điện tử: Cung cấp tài liệu mẫu mực về phương pháp tính toán từ bước chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền đến lập bảng biểu đồ mô-men không gian và kiểm nghiệm độ bền mỏi.
  • Kỹ sư thiết kế R&D máy công nghiệp: Nắm bắt chuẩn xác chuỗi công thức thực nghiệm, bảng tra hệ số tải trọng động ($K_H, K_F$), dung sai lắp ghép ổ lăn và vỏ hộp.
  • Doanh nghiệp chế tạo thiết bị phụ trợ: Tài liệu hóa quy trình công nghệ gia công, định mức vật tư phôi thép C45 và phương pháp kiểm nghiệm chất lượng sản phẩm xuất xưởng.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao cần kiểm tra sai số vận tốc $\Delta u$ của trạm dẫn động và ngưỡng cho phép là bao nhiêu?

Theo tiêu chuẩn thiết kế hệ dẫn động cơ khí, sai số vận tốc băng tải $\Delta v = \frac{|v_{tt} - v|}{v} \cdot 100%$ không được vượt quá $\pm 5%$. Trong đồ án, tỷ số truyền thực tế sau khi chuẩn hóa số răng đĩa xích ($z_1=25, z_2=59$) và số răng bánh răng ($z_1=30, z_2=92; z_3=34, z_4=88$) đạt sai số $\Delta u = 0.015%$, đảm bảo băng tải chạy đúng năng suất vận chuyển thiết kế mà không làm quá tải động cơ.

2. Sự khác biệt cốt lõi giữa tính toán độ bền tiếp xúc $[\sigma_H]$ và độ bền uốn $[\sigma_F]$ của bánh răng là gì?

  • Độ bền tiếp xúc $[\sigma_H]$: Đảm bảo bề mặt làm việc của răng không bị tróc rỗ do mỏi (Pitting) dưới tác dụng của ứng suất tiếp xúc chu kỳ Hertz. Đây là chỉ tiêu tính toán kích thước khoảng cách trục $a_w$.
  • Độ bền uốn $[\sigma_F]$: Đảm bảo chân răng không bị gãy vỡ do ứng suất uốn thay đổi tập trung tại góc lượn chân răng. Đây là chỉ tiêu kiểm nghiệm an toàn.

3. Tại sao phải tính toán tải trọng tương đương $P_{td}$ thay vì dùng trực tiếp công suất cực đại $P_1$?

Do hệ dẫn động làm việc với chế độ tải trọng thay đổi theo bậc thời gian (gồm các giai đoạn mang tải $P_1$ trong $t_1$, $P_2$ trong $t_2$,...): $$P_{td} = \sqrt[3]{\frac{P_1^3 \cdot t_1 + P_2^3 \cdot t_2 + ... + P_n^3 \cdot t_n}{\sum t_i}} = 2.7\text{ kW}$$ Việc quy đổi về tải trọng tương đương phản ánh chính xác tích lũy tổn hại mỏi của vật liệu trong suốt 7 năm làm việc, tránh tình trạng chọn động cơ thừa công suất gây lãng phí năng lượng và tăng chi phí đầu tư.

4. Bôi trơn hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng được thực hiện như thế nào?

Sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu (Splash Lubrication). Mức dầu thấp nhất phải ngập chiều cao răng của bánh răng cấp nhanh và ngập khoảng $(1/6 \div 1/3)$ bán kính bánh răng lớn cấp chậm (tương đương ngập sâu từ $10 \div 20\text{ mm}$). Dầu bôi trơn công nghiệp khuyến nghị là loại ISO VG 220 hoặc Shell Omala S2 G 220 có độ nhớt động học $220\text{ cSt}$ ở $40^\circ\text{C}$.

5. Yếu tố nào quyết định đến việc chọn bước xích $p = 25.4\text{ mm}$ cho bộ truyền xích ngoài?

Bước xích $p$ được tính toán và lựa chọn dựa trên chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề xích: $P_t = P \cdot k \cdot k_z \cdot k_n \le [P]$. Với bước xích $p = 25.4\text{ mm}$ (loại xích 1 dãy bước 1 inch), công suất cho phép $[P] = 11\text{ kW}$ lớn hơn nhiều so với công suất tính toán $P_t = 8.008\text{ kW}$, đồng thời số lần va đập của bản lề xích trong một giây $i = 4.05 < [i] = 25\text{ l/s}$, bảo đảm bộ truyền không bị mòn khuyết sớm khi vận hành môi trường có bụi.

Kết luận

Đồ án "Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải" của sinh viên Bùi Xuân Bách là một công trình học thuật kết hợp thực hành kỹ thuật xuất sắc, giải quyết bài bản và logic toàn bộ các khâu tính toán thiết kế máy. Hệ thống truyền động đạt hiệu suất cao $\eta = 0.815$, các cặp bánh răng và trục đều thỏa mãn vượt mức các điều kiện bền mỏi khắt khe ($S = 4.76 > 2.5$). Bản thiết kế không chỉ mang giá trị học thuật cao cho sinh viên ngành Cơ khí - Cơ điện tử tham khảo, mà còn có tính ứng dụng thực tiễn lớn, sẵn sàng đưa vào chế tạo và ứng dụng trong các hệ thống vận chuyển công nghiệp hiện đại.