(Đồ án tốt nghiệp) thiết kế chế tạo thiết bị gieo trồng đậu phộng

XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN XÍCH

Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 27

Số răng của đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 1,05.27 = 28,35< zmax = 120 chọn z2 = 30

Theo công thức 5.3 tài liệu [1] ta có công thức tính toán:

Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 tài liệu [1] ta có:

K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc

K0 = 1 (tâm đĩa xích so với phương ngang [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

ĐƯỜNG KÍNH ĐĨA XÍCH

Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 : d

2 sin( da1 = p[0,5 + cotg( /z1)] = 115 (mm) da2 = p[0,5 + cotg( /z2)] = 127 (mm) df1 = d1 – 2r = 109 – 2.4,33 = 100,34 (mm) df2 = d2 – 2r = 121 – 2.4,33 = 112,34(mm) với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.8,51 + 0,05 = 4,33(theo bảng 5.2)

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức 5.18 tài liệu [1] ta có:

Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25 Kr2 = 0,23 ứng với Z2 = 30

Kd = 1 do bộ truyền xích một dãy.

Kđ = 1 hệ số tải trong động.

F vd lực va đập trên một dãy xích:(N).

F vd = 13.10 -7 n1.p 3 m = 13.10 -7 132,7.12,7 3 = 0,352 (N). E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.10 5 Mpa.

A = 39,6 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])

  H  ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1]. Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.

 H1 0,47 Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.

Để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho các đĩa xích, theo bảng 5.11 trong tài liệu [1], chúng ta sử dụng thép C45 với độ cứng bề mặt đạt HB = 170 Ứng suất tiếp xúc cho phép là 500 MPa.

Thấy: H  [ H ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.

XÁC ĐỊNH CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC

Với Kx : hệ số bể đến trọng lƣợng tính xích Kx = 1,15(do bộ truyền nằm ngang)

THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

CHỌN VẬT LIỆU CHO BÁNH DẪN VÀ BÁNH BỊ DẪN

Ta có: bánh răng làm việc với Vận tốc < 1m/s , áp lực trung bình.

Chọn thép C45 Độ rắn của thép C45 là HB 228 ÷ 250 ĐểbộtruyềnbánhrăngcókhảnăngchạymòntốtthìđộrắncủabánhdẫnH1vàbánh bị dẫn H2 phải theo quan hệ: H1 >H2 + (10 ÷ 15)HB

Dođó,đốivớibánhdẫnchọnđộrắntrungbìnhHB150,đốivớibánhbịdẫnchọn độ rắn trung bình HB2 50.

XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP

Ta có : NHE = 60c ∑ ( Ti / TMax) 3 niti

NFE = 60cn1/u1 ∑ ( Ti / T Max) mF niti

Trong đó : Ti , ni , ti lần lƣợt là momen xoắn số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng [ ] = [ ]2 = 700 MPa

TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

a Xác định chiều dài côn :

Với bộ truyền bánh răng thẳng bằng thép KR = 0,5 Kd = 0,5 100 = 50 Mpa 1/3 chọn Kbe = 0, 3 theo bảng 6.21

Chọn Re= 64 mm b Xác định các thông số ăn khớp de1 = 2Re / 1 + 2 = 2.64 / 1 + 1 = 90,5 mm do đó tra bảng 6.22 đƣợc z 1p = 19

Do HB1, HB2 < 350HB nên ta có: z1 = 1,6zp1 = 1,6.19 0 Đường kính trung bình và môđum trung bình :

Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn là mte = 3 do đó

Theo bảng 6.20 , với z1 = 30 chọn hê số dịch chuyển đều x1=0,31 Đường kính trung bình của bánh dm1 = z1.mtm = 30.2,6 = 78 mm

KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TIẾP XÚC

Trong đó theo bảng 6.15, = 0,006 , theo bảng 6.16 go = 56 theo công thức (6.63)

= 1 + 2,2.15,75.79,2 /(2.61179,01.1,08 1) 1,02 Trong đó : b = Kbe Re = 0,3.63,6 = 15,75 Ứng suất tiếpxúc: δ H =ZH.ZM.Z

ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, ZM 275MPa1/2

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, ZH =1,76

Z – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếpxúc

Từ các thông số trên tacó:

Bộ truyền bánh răng thỏa mãn điều ki

KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN UỐN

Hệ số dạng răng YF :

= 3,47 +13,2/ 63,64 = 3,7 Ứng suất tính toán : 1= 2 1 1 /(0,85bm tm d m1 )

Tra bảng = 0,016 bảng 6.21 , go = 56 bảng 6.16

THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN

CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO

Do trục làm việc chịu tải thấp nên ta chọn:

-Ứng suất xoán cho phép :

XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH SƠ BỘ

Đường kính trục được xác định theo công thức (10.9): d 3 T  (mm)

  : Ứng suất xoắn cho phép MPa.

Các thông số ban đầu :

Chọn ứng suất cho phép

-Đường kính sơ bộ trục I : d 1 

-Đường kính sơ bộ trục II : d 2

-Đường kính sơ bộ trục III : d 3

7.2.1 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục I :

7.2.1.1 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

Lực tác dụng lên đĩa xích :

Lực tác dụng lên bánh dẫn:

F t s- hệ số an toàn, với các bộ truyền lực s = 1,25÷1,5.

7.2.1.2 Xác định thông số và kích thước trục I a)Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục:

Hình 8: Sơ đồ lực Trục I b) Tính đường kính các đoạn trục :

-Đường kính trục tại tiết diện A :

Trong đó:  P (MPa) ứng với thép CT3 có b  600  MPa  đường kính trục d > 30(mm)

-Đường kính trục tại tiết diện B : d

M tdc  M yc 2  M xc 2  0,75.T c 2  86058,72 2  93487,84 2  0,75 2 61179,01 2  135097,9 Nmm  - Đường kính trục tại tiết diện C : d 1C  3

7.2.1.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm – Tại C

Hệ số an toàn phải thỏa điều kiện: s s s / s 2  s 2  s  (ct 10.19/trang 195).

 s  : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại C.

*σ-1 :giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng Thép Cacbon 45 có σb = 600 (MPa) σ-1 = 0,436 σb = 0,436 600 = 261,6 (MPa)

Theo bảng (10.6) với trục có rãnh then :

Theo bảng (10.16) tra đƣợc then : b.h = 8 x 7 (mm) ;

Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 4 (mm)

Chiều sâu rãnh then trên trục: t2 = 2,8 (mm)

Góc lƣợn rãnh nhỏ nhất: r=0,25.

Góc lƣợn rãnh lớn nhất: r=0,4

W C  Đƣa vào công thức (10.12) : aC  max C 

*  : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình

* K  d hệ số, xác định theo công thức (10.25) : K  d   K  /  

+Kx=1,06 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt (bảng 10.8/trang 197) +Ky = 1,6 hệ số tăng bền mặt trục (bảng 10.9/trang 197)

+Theo bảng (10.11/trang 198),với kiểu lắp k 6 và σ b = 600 (MPa) có K 

Thay các số liệu vừa tìm đƣợc vào công thức (10.20):

 s  : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng tiếp tại C:

+Theo bảng (10.7) : 0 hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.

Theo bảng (10.11), với kiểu lắp k

Thay các giá trị vào (10.20)

Nhƣ vậy, không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục.

7.2.1.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh :

Theo (10.27/trang 200), công thức kiểm nghiệm có dạng :

Xét tại tiết diện nguy hiểm C:

Trong khi đó, Thép CT3 : σb = 600 (MPa) ; σch = 340 (MPa)

272  MPa  Vậy td  39,71 MPa       270  MPa 

Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh

7.2.2 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục II :

7.2.2.1 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

Các thông số trục II :

T2 = 61102,47 Nmm dw1 = dw2 = dw3 = dw4 = dw5 = 79,2 mm

 Đối với bánh răng số 3:

Moment uốn do Fa gây ra cho trục II:

Tải trọng tác dụng lên trục:

m A (F y )F r 21.l AB  F r 23.(l BC  l BD  l BE  l BF  l BG ) F ly 28.l bh  5.M a  0

 m B (F x ) F t 21.l AB  F t 23.(l BC  l BD  l BE  l BF  l BG ) F lx38.l bh  0

7.2.2.2 Xác định thông số và kích thước trục : a)Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục(hình vẽ): b) Tính đường kính các đoạn trục :

M tdA  0 0,75. 61102,47  2  52916,29(Nmm) Đường kính tiết diện tại : d

Chọn d2A=d2E@mm (Tra bảng 10.2/trang 189)

Tra bảng 10.2/trang 189 chọn d2B%(mm).

 269136,992 2  127807,84 2  0,75  61102,47 2   302604,86  Nmm  Đường kính tiết diện tại C : d 2C 

Tra bảng 10.2/trang 189 chọn d2C@(mm).

 574306, ,968 2  226962,12 2  0,75  61102,47 2   619790,64  Nmm  Đường kính tiết diện tại E : d 2 E 

Tra bảng 10.2/trang 189 chọn d2EP(mm).

Theo biểu đồ lực ta lấy de= 50 lớn nhất, nên k cần tính đường kính trục tại D, E.

 0 0 0,75  61102,47 2   52916,29 Nmm  Đường kính tiết diện tại E : d 2 H  

Tra bảng 10.2/trang 189 chọn d2H%(mm).

Hình 9: Sơ đồ lực Trục II

Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm – Tại E

Hệ số an toàn phải thỏa điều kiện:

 s  : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại E.

*σ-1 :giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng Thép CT3 có σb = 600 (MPa) σ-1 = 0,436 σb = 0,436 600 = 261,6 (MPa)

*Theo công thức (10.22/trang 196) : σ a = σ maxE = M E /W E

Theo (10.15/trang 194) M E  M XE 2  M yE 2  581913,336 2  226962,12 2  624607,8 Nmm 

* WE moment cản uốn tại E

Theo bảng (10.6/trang 209) với trục có rãnh then :

Theo bảng (9.1b), với dE = 50 mm, tra đƣợc then : b.h = 14x12 (mm) ; t1 = 7 (mm), t2=4,9

E Đƣa vào công thức (10.22/trang 196) : a  12227,83624607,8

* K  d hệ số, xác định theo công thức (10.25/trang 197) :

+Theo bảng (10.11/trang 198),với kiểu lắp k 6 và σ b = 600 (MPa) có K 

Thay vào công thức (10.25/trang 197) : K d    2,52     1,06     1    

1,613 1,6 Thay các số liệu vừa tìm đƣợc vào công thức (10.20)/trang 195:

 s  : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng tiếp tại E: d

Theo bảng (10.11/trang 198), với kiểu lắp k

Thay các giá trị vào (10.20/trang 195) s  

Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền mỏi.

Nhƣ vậy, không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục.

Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Theo (10.27/trang 200), công thức kiểm nghiệm có dạng :

Xét tại tiết diện nguy hiểm E:

Mà Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh.Vậy

7.2.3 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục III:

7.2.3.1 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

Các thông số trục II :

 Lực tác dụng lên trục 3:

* Lực dọc trục : Moment uốn do Fa gây ra cho trục III:

Hình 10 : Sơ đồ phân bố lực trên Trục III

 Tải trọng tác dụng lên ổ lăn:

7.2.3.3 Xác định thông số và kích thước trục : a)Sơ đồ trục, chi tiết quây và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục (h.vẽ): b) Tính đường kính các đoạn trục :

Theo CT (10.15/trang 194) và (10.16/trang 194):

-Đường kính trục tại tiết diện B : d A 

-Đường kính trục tại tiết diện C : d B 

Hai thành phần Mx = My =0

Chỉ tồn tại TC = 58676,8 Nmm

Chọn d3C = 22 Chọn đồng nhất ổ lăn tại B

7.2.3.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm – Tại B

Hệ số an toàn phải thỏa điều kiện:

 s  : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại C.

* σ-1 :giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng. σ-1 = 0,436 σb = 0,436 600 = 261,6 (MPa)

* WC moment cản uốn tại B

Theo bảng (9.1a/trang 173), với dB = 30 mm, tra đƣợc then : b.h = 8x7 (mm) ; t1=4(mm), t2=2,8(mm)

* K  d hệ số, xác định theo công thức (10.25/trang 197) : K  d   K  /   K x 1  /

+Kx=1,06 (bảng 10.8/trang 197 ) +Ky = 1,6 (bảng 10.9/trang 197)

+Theo bảng (10.11/trang 198),với kiểu lắp k6 và σb = 600 (MPa) có K 

Thay vào công thức (10.25/trang 197) : K d    2,52       1,06   1    

1,613 1,6 Thay các số liệu vừa tìm đƣợc vào công thức (10.20/trang 195):

 s  : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng tiếp tại B:

+WoB moment cản xoắn tại tiết diên B:

Theo bảng (9.1a/trang 173), với dB = 30 mm, tra đƣợc then : b.h = 8x7 (mm) ; t1=4(mm), t2=2,8(mm)

3496,08 8,7 +Theo bảng (10.7/trang 197) : 0 + K  d hệ số

Ky = 1,6 (bảng 10.9/trang 197) với b  600 MPa 

Theo bảng 10.11/trang 198 với d0 ÷50 chọn kiểu lắp K6

Thay các giá trị vào (10.20/trang 195)

Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền mỏi.

Nhƣ vậy, không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục.

Theo (10.27/trang 200), công thức kiểm nghiệm có dạng : σtđ =  2  3 2  

Xét tại tiết diện nguy hiểm B:

Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh.

CHỌN Ổ LĂN

Dựa trên điều kiện làm việc, các vị trí ổ trục chỉ chịu lực vòng Ft và lực hướng kính Fr Do đó, tại các gối đỡ 1 và 2, nên lựa chọn ổ bi đỡ 1 dãy.

Với điều kiện, tất cả các ổ lăn điều bôi trơn bằng dầu.

Trên trục I, gối đở đặt tại B và D. a.Chọn sơ bộ:

Tại B và D: dB @ mm dD = 25 mm chọn 2 ổ bi với dB=dD @ MM

Chọn ổ bi đở 1 dãy cở trung bình 6308-2RSL có các thông số:

C0 = 24 kN- khả năng chịu tải trọng tĩnh.

C = 42,3 kN- khả năng chịu tải trọng động Hình 11 : Lực tác dụng lên ổ:

Các lực tác dụng lên ổ lăn: F lx11 = 2503,37 N F lx14 = 1476,6 N

Ta kiểm nghiệm tại ổ chịu tải trọng lớn hơn Fl11 = 1883,24 N b Chọn ổ theo khả năng tải động:

Khả năng tải động Cd đƣợc tính theo công thức (11.1/trang 213)

• Q : tải trọng động qui ƣớc. Đối với ổ bi đở, tính theo CT (1.3):

+ X = 1 hệ số tải trọng hướng tâm (bảng 11.4).

+ V = 1 hệ số kể đến vòng trong quay.

+ Fr = Fly11 = 1168,87 N tải trọng hướng tâm.

+ Y = 0 hệ số tải trọng dọc trục ( bảng 11.4 ).

+ kt =1 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt khi làm việc θ = 150 o C. + kđ = (1,3÷1,8) hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 113/trang 215

• L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quây.

Với: Lh tuổi thọ tính bằng giờ.

• m = 3 bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ( đối với ổ bi ).

Vậy: chọn ổ bi cở trung bình 6308-2RS1 là hợp lí. c Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: Để đề phòng biến dạng dƣ, ổ bi cần thỏa điều kiện:

• Q t tải trọng tĩnh qui ƣớc (kN). Đƣợc tính theo CT (11.19/trang 221): Q t = X o F r + Y o F a

Với: + X o = 0,6 hệ số tải trọng hướng tâm (bảng 11.6/trang 221)

+ Yo = 0,5 hệ số tải trọng dọc trục ( bảng 11.6/trang 221).

Vậy: chọn ổ bi cở trung bình 6308-2RS1 là hợp lí.

Trên trục II, 2 vị trí gối đở đặt tại A và E. a.Chọn sơ bộ:

Chọn ổ bi đở 1 dãy cở trung bình 6205-ETN9 có các thông số:

C = 17,8 kN- khả năng chịu tải trọng động Hình 12 :Lực tác dụng lên ổ:

= 902,91 N Nhƣ vậy, phản lực tổng lên từng ổ là:

28  3597,06 2  902,91 2  3708,65N Hai ổ giống nhau, ta kiểm nghiệm tại 1 trong 2 ổ. b Chọn ổ theo khả năng tải động:

Khả năng tải động Cd đƣợc tính theo công thức (11.1)

• Q : tải trọng động qui ƣớc. Đối với ổ bi đở, tính theo CT (1.3): Q = (X.V.F r =Y.F a )k t k đ

+ kđ = (1,3÷1,8) Tra bảng 113/trang 225 Chọn kđ = 1,6.

• L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quây.

• m = 3 bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ( đối với ổ bi ).

Vậy: chọn ổ bi cở trung bình 6205-ETN9 là hợp lí. c Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: Để đề phòng biến dạng dƣ, ổ bi cần thỏa điều kiện:

• Qt Đƣợc tính theo CT (11.19):

Vậy: chọn ổ bi cở trung bình 6205-ETN9 là hợp lí.

Trên trục III, 2 vị trí gối đở đặt tại A và D. a.Chọn sơ bộ:

Chọn ổ bi đở 1 dãy cở trung bình 6206-Z có các thông số:

C0 ,2 kN- khả năng chịu tải trọng tĩnh.

C = 20,3 kN- khả năng chịu tải trọng động.

Hình 13: Lực tác dụng lên ổ

F ly31 = 450 Nhƣ vậy, phản lực tổng lên từng ổ là:

Hai ồ giống nhau, ta kiểm nghiệm tại 1 trong 2 ổ. b Chọn ổ theo khả năng tải động:

Khả năng tải động Cd đƣợc tính theo công thức (11.1/trang 213)

• Q : tải trọng động qui ƣớc. Đối với ổ bi đở, tính theo CT (1.3): Q = (X.V.F r =Y.F a )k t k đ

+ kđ = (1,3÷1,8) Tra bảng 113/trang 215.Chọn kđ 1,6 Q = (1x1x450+ 0)1x1,6 = 720 N = 0,720 kN.

• L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quây.

• m = 3 bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ( đối với ổ bi ).

Vậy: chọn ổ bi cở trung bình 6206-Z là hợp lí. c Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: Để đề phòng biến dạng dƣ, ổ bi cần thỏa điều kiện:

• Qt tải trọng tĩnh qui ƣớc (kN). Đƣợc tính theo CT (11.19):

Vậy: chọn ổ bi cở trung bình 6206-Z là hợp lí.

7.3.3 Chọn dung sai lấp ghép đối với ổ lăn:

Vì vòng trong quay nên vòng trong chịu tải chu kì,vòng ngoài đứng yên nên chịu tải cục bộ.Cấp chính xác 0 do đó ta có:

Chọn lấp ghép theo hệ thống Lỗ:

2.Lấp ổ lăn và vỏ hộp:

Chọn lấp ghép theo hệ thống Trục

Thể tích thùng chứa hạt:

- Bán kinh thùng chứa: R0 mm

- Chiều cao thùng chứa : h= 400 mm v  r 2 h 3,14.13 2 40 21226,4(cm 3 ) =0,0212 (m 3)

- Khối lƣợng riêng hạt đậu phộng: 0,91-0,915 khi ở nhiệt độ

25 oc Ta có khối lƣợng hạt trong thùng chứa là: m V.D 0,0212.0,91.1000019,3(kg)

- Khối lƣợng 1000 hạt nặng khoảng 400 - 750gram

 Số hạt có đƣợc trong 1 thùng là (25734 – 48250 ) hạt

 Số lỗ gieo là (25734 – 48250) lỗ

 Chiều dài gieo đƣợc là: (5156 – 9650) m

 Diện tích gieo 1 lần đổ hạt giống đầy vào thùng là: (5156 – 9650).1,4 = (0,72- 1,35) ha.

( tùy vào kích thước hạt ảnh hưởng tới số hạt chứa trong thùng) Tốc độ máy chạy trung bình 10km/h.

Sau quá trình nghiên cứu, tìm hiểu và thiết kế, đồ án tốt nghiệp của chúng em đã được hoàn thành đúng thời hạn, với các kết quả đạt được như sau:

- Tìm hiểu đậu phộng , xác định được các kích thước cơ bản và thành phần dinh dƣỡng.

- Tìm hiểu các loại máy gieo đậu phộng trên thị trường

- Tính toán, thiết kế máy máy gieo hạt đậu phộng

- Tính toán, thiết kế máy ép chiết xuất tinh dầu từ quả chúc.

- Các Clip động minh họa, tập bản vẽ chi tiết, bản vẽ lắp các máy.

- Trong quá trình nghiên cứu, thiết kế, đề tài còn gặp một số hạn chế, nhược điểm sau:

- Thời gian nghiên cứu ngắn.

- Đòi hỏi nguồn đầu tƣ cao để có thể hoàn thiện máy.

Trong quá trình thực hiện đề tài, chúng tôi đã nỗ lực nghiên cứu nhưng kết quả chưa đạt như mong đợi Do đó, bên cạnh những kết quả đã thu được, tôi xin đề xuất một số ý kiến sau đây.

- Chế tạo hoàn chỉnh máy gieo hạt đậu phộng

- Thiết kế hoàn chỉnh phương án cấp gieo trồng

Với đề tài “ thiết kế - chế tạo thiết bị gieo trồng” các thiết bị chúng tôi tin rằng đề tài có thể phát triển

Chúng tôi sau khi ra trương sẽ tiếp tục hoàn thiện, chế tạo máy thử nghiệm để cơ thể cung cấp cho thị trường Miền Nam.

[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, 2, NXB GD, 2006.

[2] Trần Quốc Hùng, Dung sai vẽ kĩ thuật,NXB ĐHQG TP Hồ Chí Minh, 2014

[3] SKF Tài liệu ổ lăn tổng hợp.

[4]Trần Văn Địch, Thiết kế máy, NXB KHKT,2006.

TP.HCM KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO

NAM Độc Lập –Tự Do-Hạnh Phúc

Bộ Môn Công Nghệ Chế Tạo Máy

NHẬN XÉT ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP

(Nhận xét của GV hướng dẫn )

Họ và tên sinh viên: Nguyễn Thị Giang MSSV 11143038

Tên đề tài: “Nghiên cứu đề xuất công nghệ và thiết bị ép nước và chiết xuất tinh dầu từ quả chúc.” Ý KIẾN NHẬN XÉT

1 Bố cục, cách thức trình bày ĐATN:

6 Đánh giá: Được phép bảo vệ Điểm: ………… Người nhận xét

Không đƣợc phép BV (Ký, ghi rõ họ tên)

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY Độc Lập –Tự Do-Hạnh Phúc

Bộ Môn Công Nghệ Chế Tạo Máy

NHẬN XÉT ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP

(Nhận xét của GV phản biện )

Họ và tên sinh viên: Nguyễn Thị Giang MSSV 11143038

Tên đề tài: “Nghiên cứu đề xuất công nghệ và thiết bị ép nước và chiết xuất tinh dầu từ quả chúc.” Ý KIẾN NHẬN XÉT

2 Bố cục, cách thức trình bày ĐATN:

6.Đánh giá: ¨ Được phép bảo vệ Điểm: ………… Người nhận xét

Không đƣợc phép BV (Ký, ghi rõ họ tên)

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY Độc Lập –Tự Do-Hạnh Phúc

Bộ Môn Công Nghệ Chế Tạo Máy

Họ và tên sinh viên: Nguyễn Thị Giang MSSV 11143038

Tên đề tài: “Nghiên cứu đề xuất công nghệ và thiết bị ép nước và chiết xuất tinh dầu từ quảchúc.”

+ Nội dung đồ án tốt nghiệp (tối đa 4 điểm):

+Trình bày báo cáo (tối đa 2 điểm):

+Trả lời câu hỏi (tối đa 4 điểm):

(Ký và ghi rõ họtên)