(Đồ án tốt nghiệp) tính toán, thiết kế, chế tạo máy băm cỏ

GIỚI THIỆU

Tính cấp thiết của đề tài

Nước ta có nền kinh tế nông nghiệp lâu đời, nhưng năng suất chưa cao do ảnh hưởng của truyền thống cũ và phương thức sản xuất tự phát, nhỏ lẻ Điều này dẫn đến nhiều rủi ro trong ngành trồng trọt và chăn nuôi, cần một định hướng phát triển rõ ràng để nâng cao hiệu quả sản xuất.

Trong những năm gần đây, Việt Nam đã tập trung vào việc phát triển nông nghiệp theo hướng công nghiệp và hiện đại, nhằm tạo ra các sản phẩm nông nghiệp chất lượng cao đáp ứng tiêu chuẩn quốc tế Sự gia nhập TPP vào ngày 4/2/2016 đã tạo ra áp lực cạnh tranh mạnh mẽ, yêu cầu nông dân Việt Nam phải thay đổi để phát triển bền vững và có khả năng cạnh tranh trên thị trường toàn cầu.

Nghề chăn nuôi bò ở Việt Nam đang đối mặt với nhiều cơ hội và thách thức trong bối cảnh hội nhập Để phát triển ngành chăn nuôi bò, cần nâng cao chất lượng sản phẩm như thịt và sữa, từ đó tăng cường tính cạnh tranh và xây dựng lòng tin với thị trường trong nước và quốc tế Việc chuyển đổi từ hình thức chăn nuôi nhỏ lẻ sang chăn nuôi trang trại công nghiệp, cùng với việc áp dụng khoa học kỹ thuật, là điều cần thiết để đạt được mục tiêu này Thống kê cho thấy số lượng bò chăn nuôi tại Việt Nam đang gia tăng và mở rộng trong những năm gần đây.

Kế hoạch phát triển đàn gia súc, gia cầm đến năm 202

Theo thống kê, đàn bò tại Việt Nam đang gia tăng và được định hướng phát triển mạnh mẽ trong tương lai Để phát triển đàn bò, việc cung cấp lượng thức ăn lớn và thường xuyên là rất cần thiết Hiện nay, bên cạnh các loại thức ăn truyền thống như rơm, rạ và phụ phẩm nông nghiệp, việc trồng cỏ cho bò ngày càng trở nên quan trọng và cần được mở rộng Cỏ có đặc điểm dễ trồng, năng suất cao và được bò ưa thích, tạo cơ hội tốt cho việc phát triển đàn bò theo hướng công nghiệp Để sử dụng cỏ hiệu quả, việc chế biến cỏ thành dạng nhỏ trước khi cho bò ăn là rất cần thiết, do đó, cần có một loại máy hỗ trợ cho quá trình này Vì những lý do trên, nhóm đã chọn thực hiện đề tài “Tính toán, thiết kế, mô phỏng và chế tạo máy băm cỏ cho bò”.

Ý nghĩa khoa học và thực tiễn của đề tài

+ Từ kết quả nghiên cứu của đề tài có thể góp phần làm cơ sở để thực hiện các nghiên cứu khác nhằm tạo ra sản phẩm thiết thực.

+ Vận dụng những kiến thức học được vào thực tế từ đó cũng cố kiến thức vững chắc, phát triền khả năng bản thân. Ýnghĩa thực tế

+ Tạo ra chiếc máy băm cỏ phụ vụ chăn nuôi thay thế sức lao động của con người.

+ Tăng năng suất lao động, nâng cao thu nhập cho người chăn nuôi.

Mục tiêu nghiên cứu của đề tài

+ Nghiên cứu tình hình thực tế phát triển chung ngành chăn nuôi bò.

+ Đưa ra giải pháp cho vấn đề nghiên cứu.

+ Cụ thể hóa giải pháp bằng sản phẩm hoàn chỉnh.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

+ Máy phục vụ chăn nuôi bò

+ Trên cơ sở kiến thức học tập tại trường và tìm hiểu trong thực tế

+ Thời gian nghiên cứu 5 tháng

Phương pháp nghiên cứu

+Tìm hiểu thu thập thông tin trong và ngoài nước.

+ Phân tích,tính toán đưa ra số liệu cần thiết liên quan đề tài.

+ Mô hình hóa đề tài thông qua phần mềm chuyên dùng.

+ Chế tạo thực tế và hiệu chỉnh

Kết cấu của đồ án tốt nghiệp

+ Chương 3 : Cơ sở lý thuyết và lựa chọn nguyên lý hoạt động

+ Chương 4 : Tính toán, lưa chọn, động cơ và phân phối tỷ số truyền

+ Chương 5: Tính toán, lựa chọn và kiểm nghiệm một số chi tiết quan trọng

+ Chương 6 : Mô phỏng và chế tạo mô hình

+ Chương 7 : Kết quả và kiến nghị

TỔNG QUAN

Giới thiệu về cây cỏ

Cỏ voi là loại cỏ chủ yếu được trồng làm thức ăn cho chăn nuôi, với chiều cao có thể lên tới 2m và khả năng sinh trưởng mạnh mẽ Loại cỏ này cho năng suất chất xanh cao, đạt trên 100 tấn/ha/năm, đặc biệt vào mùa mưa, với 15-20 lứa thu hoạch mỗi năm Cỏ voi dễ trồng, dễ chăm sóc, ít sâu bệnh và có thể thu hoạch quanh năm Các động vật nhai lại như trâu, bò, ngựa, dê và hươu nai rất ưa chuộng loại cỏ này, có thể dùng để cho ăn trực tiếp hoặc ủ chua để dự trữ thức ăn cho mùa đông.

Các nhà khoa học đã phát triển giống cỏ mới VA06, được lai giữa cỏ voi và cỏ đuôi sói tại châu Mỹ, với nhiều tính trạng vượt trội Trong năm đầu tiên, giống cỏ này có thể đạt năng suất từ 225-375 tấn/ha, và trong năm thứ hai, năng suất có khả năng tăng cao hơn nữa.

Cây trồng này đạt năng suất 480 tấn/ha và duy trì hiệu quả trong suốt 6 năm trước khi trồng lại Thân cây có đường kính từ 2-3cm và có thể cao tới 3-4m Phiến lá rộng và mềm, chứa hàm lượng dinh dưỡng cao với 17 loại axit amin cùng nhiều vitamin thiết yếu cho sức khỏe vật nuôi.

Trồng cỏ cung cấp đủ thức ăn cho chăn nuôi bò, nhưng để tránh lãng phí, cỏ cần được băm nhỏ trước khi cho bò ăn Việc băm cỏ giúp bò dễ tiêu hóa hơn, từ đó nâng cao hiệu quả sử dụng thức ăn.

Việc băm cỏ giúp làm mềm phần thân cây, tránh lãng phí và dễ dàng phối trộn với các loại thức ăn khác, từ đó hỗ trợ quá trình bảo quản và dự trữ cỏ hiệu quả Tuy nhiên, việc băm cỏ thủ công tốn nhiều thời gian và công sức, điều này cản trở sự phát triển đàn bò và không thể đáp ứng nhu cầu phát triển theo hướng công nghiệp.

Những nghiên cứu trong và ngoài nước về máy băm cỏ

+ Máy băm thân cây ngô, cây cỏ voi của nhà sáng chế Nguyễn Hải Châu

Máy băm sử dụng nguồn điện 220V, trang bị động cơ 2,2Kw với tốc độ vòng quay 2850 vòng/phút, cho năng suất lên tới 200 kg/giờ Sản phẩm được băm có độ dài từ 1-5cm và máy có trọng lượng 60 kg, giá bán là 6.500.000 đ Thiết kế máy bao gồm 2 cửa: một cửa để đưa nguyên liệu vào và một cửa để lấy sản phẩm đã băm nhỏ ra ngoài.

+ Máy băm cỏ của anh “ hai lúa ” ( Hình 2.3 )

Máy cắt cỏ do nông dân Phan Xuân Kiển, 47 tuổi, ở thôn 1, xã Đạ Ròn, huyện Đơn Dương, tỉnh Lâm Đồng chế tạo có thiết kế dựa trên nguyên lý máy cắt bắp một hàng của Đức Với trọng lượng chỉ 80kg, máy có năng suất cao, lưỡi cắt bền bỉ, và có khả năng cắt cỏ với kích thước từ 1-3cm Đặc biệt, giá thành của máy chỉ 2.600.000 đồng, mang lại giải pháp tiết kiệm cho nông dân Hiện tại, ngoài máy băm cỏ chạy bằng mô tơ điện, anh Kiển còn phát triển thêm nhiều sản phẩm khác.

6 thiết kế thành công máy băm cỏ (chạy bằng máy nổ D8) có thể sử dụng cho các vùng nông thôn chưa có điện.

Máy băm cỏ TQ9Z9 ( Hình 2.4 )

Máy băm cỏ TQ9Z9A, nhập khẩu từ Trung Quốc, là thiết bị lý tưởng để băm các phụ phẩm nông nghiệp như cây ngô, cỏ voi, rơm, và dây khoai, phục vụ chế biến thức ăn cho gia súc như trâu, bò, cừu, hươu, và ngựa Ngoài ra, máy còn có khả năng xử lý các phế phẩm nông, lâm nghiệp như cuống bông, cành cây nhỏ và vỏ cây, phục vụ cho ngành công nghiệp giấy, phân bón, ván ép, và sản xuất ethanol Giá của máy băm cỏ TQ9Z9A dao động từ 60 đến 100 triệu đồng.

Thông số kỹ thuật của máy TQ9Z9A

Mã sản phẩm Động cơ

Trọng lượng máy không tính động cơ (kg) Tốc độ băm (r / min)

Số lượng lưỡi băm (cái) Độ dài phẩm

Sản phẩm được máy phun ra trong bán kính

Máy băm cỏ của nông dân các nước khác ( Hình 2.5 ) :

CƠ SỞ LÝ THUYẾT VÀ LỰA CHỌN NGUYÊN LÝ HOẠT ĐỘNG 10 I Cơ sở lý thuyết

Cơ sở lý thuyết của quá trình cắt thái bằng lưỡi dao

Máy cắt thái trong chăn nuôi hoạt động dựa trên nguyên lý cắt bằng cạnh sắc của dao, với quá trình cắt diễn ra thông qua việc di chuyển cạnh góc nhị diện của lưỡi dao Có hai phương thức di chuyển của lưỡi dao: theo hướng vuông góc với vật cắt hoặc đồng thời theo hai hướng vuông góc, bao gồm hướng cắt pháp tuyến và hướng cắt tiếp tuyến Viện sĩ Gơriatskin đã thực hiện thí nghiệm để chứng minh rằng cắt theo hướng nghiêng không chỉ giảm lực cần thiết mà còn nâng cao chất lượng thái so với phương pháp cắt theo hướng pháp tuyến.

Thí nghiệm được thực hiện bằng cách sử dụng cân Roobecval, trong đó đĩa A được đặt các quả cân N (g) với khối lượng khác nhau Ở phía đối diện, lưỡi dao B được lắp đặt quay lên Các cọng rơm C được giữ bởi bộ phận D và được đè lên lưỡi dao, trong khi tay kéo E cho phép di chuyển cọng rơm dọc theo lưỡi dao với các độ dịch chuyển S mm.

Hình 3.1 Kết quả mối liên hệ giữa lực cắt N và độ dịch chuyển S.

Hình 3.2 - Đồ thị phụ thuộc lực cắt N vào độ dịch chuyển S

Gơriatskin phân loại quá trình cắt thành hai loại: cắt pháp tuyến (S = 0) và cắt nghiêng (S ≠ 0) Trong cắt pháp tuyến, quá trình diễn ra mà không có sự trượt, trong khi cắt nghiêng có sự trượt xảy ra Do đó, lực cần thiết cho cắt thái có trượt sẽ giảm so với cắt thái không trượt.

Lợi ích của quá trình cắt thái có trượt còn được giải thích như sau ( Hình 3.3) :

Lưỡi dao, mặc dù rất sắc, nhưng khi quan sát qua kính hiển vi, ta thấy có những răng lồi lõm giống như lưỡi cưa Khi lưỡi dao di chuyển, nó tạo ra thêm hướng tiếp tuyến, nghĩa là có hiện tượng trượt, giúp lưỡi dao phát huy tác dụng cưa đứt vật thái Nếu lưỡi dao chỉ cắt theo phương pháp tuyến (chặt bổ), lực cắt phải vượt qua hoàn toàn ứng suất nén để cắt đứt vật thể Ngược lại, khi có trượt, một phần lực cắt chỉ cần khắc phục ứng suất kéo của vật thái, trong đó ứng suất kéo ở rau củ thường nhỏ hơn đáng kể so với ứng suất nén Cụ thể, ở củ quả, ứng suất nén là σn = 86 - 104 N/cm², trong khi ứng suất kéo là σk = 45 - 85 N/cm².

 Ngoài ra do khi cắt thái có trượt bề rộng b p nhỏ hơn bề rộng thái khi thái không trượt b n cho dù có cùng diện tích cắt thái F.

Hình 3.3 -Tác dụng cắt trượt của chiều rộng cắt thái

Trong nông nghiệp, việc cắt thái cần áp dụng phương pháp trượt cho những loại vật liệu có nhiều thớ và tính đàn hồi Đối với các vật rắn không có tính đàn hồi, việc sử dụng lưỡi dao để cắt trượt sẽ không hiệu quả.

Những yếu tố ảnh hưởng đến quá trình cắt của dao

Áp suất cắt riêng q (N/cm) của cạnh lưỡi dao trên vật thái là yếu tố quan trọng đảm bảo quá trình cắt đứt Công thức tính áp suất cắt là q = Q/∆S (N/cm), theo tài liệu trang 49.

[2] Q – Lực cắt thái cần thiết (N)

∆S – chiều dài đoạn lưỡi dao cắt vào vật liệu (cm)

12 Áp suất phụ thuộc vào độ sắc của dao, góc mài dao, các tính chất cơ lý của vật thái, chế độ động học của dao

Theo sơ đồ cắt thái bằng lưỡi dao, quá trình cắt thái các vật liệu đàn hồi diễn ra qua hai giai đoạn: đầu tiên, lưỡi dao nén ép vật thái một đoạn, sau đó mới cắt đứt vật thái Trong quá trình này, lưỡi dao phải khắc phục các lực ma sát T1 do áp lực cản của vật thái tác động vào mặt bên của dao và T2 do vật thái dịch chuyển bị nén ép tác động vào mặt vát của cạnh sắc lưỡi dao.

Nếu gọi P t là lực cản cắt thái thì :

Trong quá trình cắt thái không trượt (băm bổ), công thức tính toán được thể hiện là Q = P t Áp suất riêng q (N/cm) của một số vật thái trong phương pháp cắt thái chặt bổ cũng được đề cập.

Các yếu tố thuộc về dao thái

 Độ sắc của cạnh sắc lưỡi dao s ( mm ) (Hình

3.5) : chính là chiều dày s của nó Độ sắc cực tiểu đạt 20 –

Đối với cỏc dao thỏi trong chăn nuôi, độ sắc thái không được vượt quá 100 àm; nếu lớn hơn, dao sẽ bị cựn và thái kém Độ sắc thái càng lớn thì ứng suất riêng càng tăng.

Góc cắt thái α ảnh hưởng đến áp suất cắt thái góc này bằng tổng của 2 góc: góc đặt dao β và và góc mài σ.

Để đảm bảo an toàn và hiệu quả trong quá trình chế biến, góc đặt dao β cần được bố trí hợp lý, giúp lớp rau củ sau khi thái xong được cuốn vào mà không va chạm với lưỡi dao, từ đó tránh được ma sát không cần thiết.

Góc mài dao thường nhỏ, nhưng độ bền của vật liệu dao có giới hạn Đối với máy thái rau cỏ rơm, góc mài là σ – 15 độ (tâm kê thái có σ’ = 25-30 độ), trong khi máy thái củ quả có góc mài là σ = 18-25 độ.

 Vận tốc cắt thái v (m/s) : Ảnh hưởng đến áp suất cắt thái q ( Hình 3.7), lực cắt thái Pt và công cắt thái A ct (Hình 3.8)

 Khe hở δ giữa cạnh sắc lưỡi dao và cạnh sắc tấm kê

Công suất cắt N (Kw) có mối quan hệ chặt chẽ với khe hở δ, và khe hở này cần phải được giới hạn để duy trì giá trị N ở mức tương đối nhỏ Đối với máy thái rau rơm cỏ, khe hở lý tưởng là δ = 0,05 mm để đạt hiệu quả thái tốt nhất.

 Độ bền và chất lượng của vật liệu bị cắt

Vật cắt có độ bền càng cao thì càng khó cắt Đặt biệt độ ẩm W của vật bị cắt có ảnh hưởng đến áp suất cắt riêng (q) ( Hình 3.9)

Hình 3.9 - Đồ thị sự phụ thuộc của q với W(%)

 Điều kiện trượt của dao trên vật cắt.

Khi dao cắt di chuyển với vận tốc v (m/s), vận tốc này có thể được phân tích thành hai thành phần: vận tốc pháp tuyến v n vuông góc với lưỡi dao và vận tốc tiếp tuyến v t theo hướng cạnh sắc của lưỡi dao Vận tốc pháp tuyến v n tạo ra lực cắt chính, trong khi vận tốc tiếp tuyến v t gây ra hiện tượng trượt của dao trên vật thái.

Góc hợp bởi vận tốc v với v n được gọi là góc trượt

 Ta có : , tỷ số giữa v t và v n gọi là hệ số trượt

Hình 3.11 Phân tích lực pháp tuyến N, khi dao tác dụng vào vật thái gồm các lực T, Fms, P, R với các góc trượt 

, góc ma sát φ Khi Fms đạt cực đại với góc ma sát φ cựa đại, nếu tăng góc trượt

 > φ thì T tăng, lúc này T > Fms suy ra hiện tượng trượt xảy ra (Hình 3.11)

Các trường hợp cắt thái lưỡi dao như sau :

+  = 0 : quá trình cắt thái chặt bổ không trượt chỉ có lực pháp tuyến

+  φ : quá trình cắt thái vẫn chưa trượt, tuy có cả hai lực tiếp tuyến và lực pháp tuyến, lực tiếp tuyến lúc này chưa thắng được lực ma sát.

+  > φ : hiện tượng trượt tương đối giữa dao và vật thái xảy ra ( lực tiếp tuyến thắng được lực ma sát )

Theo thí nghiệm của viện sĩ Ziablôv lực cắt thái sẽ giảm nhiều với góc trượt > 30 0

Các dạng nguyên lý cắt trong máy băm cỏ

16 o Dạng lô o Dạng thùng quay kết hợp đĩa cắt lắp lệch

Máy băm dạng trống (Hình 3.12) là loại máy có trống băm được trang bị các dao cong và dao thẳng, với bộ phận làm việc chính có tốc độ hoạt động từ

Máy băm hoạt động ở tốc độ 350 – 800 vòng/phút Các máy băm sử dụng dao thẳng có thiết kế đơn giản, chi phí thấp nhưng tiêu tốn nhiều năng lượng và gây rung động lớn Để khắc phục nhược điểm này, người ta đã thiết kế các tấm bắt dao nghiêng Ngược lại, máy băm với dao cong có thiết kế phức tạp và chi phí cao, nhưng giúp giảm tiêu thụ năng lượng nhờ vào việc đảm bảo góc cắt trượt đồng đều trên toàn bộ bề mặt lưỡi dao Tuy nhiên, nhược điểm của phương pháp này là cỏ băm không đều.

Máy băm dạng đĩa sử dụng đĩa dao băm với 2 đến 4 dao cong hình lưỡi liềm hoặc dao thẳng, được lắp đối xứng hoặc cách đều nhau, giúp dễ dàng thay đổi số lượng dao làm việc Đĩa dao không chỉ liên kết các dao mà còn đóng vai trò như bánh đà cho máy có năng suất nhỏ.

Máy băm dạng lô là thiết bị sử dụng lô trụ với nhiều đĩa dao (từ 4 – 8 dao) để băm nguyên liệu dạng cuộn tròn Nguyên liệu được nạp vào thùng chứa quay nhờ cơ cấu bánh răng, tạo ra chuyển động cho khối nguyên liệu nhờ trọng lượng của nó Với động cơ cho máy năng suất nhỏ hoặc máy kéo cho máy năng suất lớn, lô dao quay với tốc độ 540 – 700 vòng/phút, giúp cắt nhỏ nguyên liệu hiệu quả Sau khi băm, nguyên liệu được thổi ra ngoài qua quạt và ống thoát sản phẩm Tuy nhiên, máy này có cấu tạo phức tạp và công nghệ cao, không phù hợp cho nguyên liệu chưa được ép.

Máy băm thùng quay kết hợp với đĩa cắt lệch tâm là một thiết bị hiệu quả, với thùng quay nhờ bánh răng, giúp giữ nguyên liệu quay cùng thùng Đĩa lắp dao được đặt lệch tâm và nghiêng một góc so với mặt đĩa, giúp cắt nhỏ nguyên liệu và hướng sản phẩm băm ra phía quạt hút Khi máy hoạt động, thùng quay với tốc độ 50 vòng/phút, đảm bảo hiệu suất làm việc cao.

Với tốc độ 100 vòng/phút, khối nguyên liệu như rơm và cỏ sẽ quay theo, nhờ vào trọng lượng của khối rơm và đĩa cắt lắp lệch Khi quay với tốc độ từ 350 đến 700 vòng/phút, nguyên liệu sẽ được cắt nhỏ và đưa vào quạt hút.

18 sản phẩm ra ngoài Máy kêt cấu phức tạp, phù hợp với việc cắt nguyên liệu đã được cuộn ép có độ chặt cao.

Nguyên lý làm việc của máy bào gỗ

Lưỡi dao được gắn trên trục hoặc trống quay có tác dụng bào mịn bề mặt gỗ Độ dày của lớp gỗ bào sẽ thay đổi tùy thuộc vào khoảng cách giữa lưỡi dao và bề mặt thân dao.

Nguyên lý cắt gọt kim loại – PHAY

Phay là một trong những phương pháp gia công kim loại phổ biến hiện nay, nổi bật với năng suất cao Mặc dù độ chính xác và độ bóng của sản phẩm phay không phải là tốt nhất, nhưng phương pháp này cho phép gia công nhiều bề mặt khác nhau một cách hiệu quả.

19 mặt như mặt phẳng, mặt định hình phức tạp, rãnh then, cắt đứt, gia công mặt tròn xoay, trục then hoa, cắt ren, bánh răng,…

Dao phay được phân loại thành nhiều loại khác nhau dựa trên bề mặt phay và phương pháp thực hiện, bao gồm dao phay mặt đầu, dao phay trụ với răng thẳng và răng xoắn, dao phay đĩa, dao phay ngón, dao phay góc và dao phay định hình.

 Các yếu tố của chế độ cắt và lớp kim loại bị cắt khi phay.

 Các phương pháp phay - Lực sinh ra trong quá trình phay

 Phay thuận ( Hình 3.17) : dao quay cùng chiều với phương chuyển động của bàn máy mang chi tiết gia công.

+ Có thành phần lực Pđ theo phương thẳng đứng đè chi tiết xuống làm tăng khả năng kẹp chặt chi tiết do đó giảm rung động khi phay.

Chiều dày cắt thay đổi từ a max đến a min, giúp lưỡi cắt tiếp xúc với chi tiết mà không xảy ra sự trượt Điều này làm giảm mòn dao và tăng tuổi bền của dao.

Khi răng dao vừa tiếp xúc với chi tiết, do chiều dày cắt a = a max, sẽ xảy ra va đập đột ngột, dẫn đến việc răng dao dễ bị mẻ và tăng cường độ rung động.

Lực nằm ngang tác động lên chi tiết theo phương chuyển động của dao, dẫn đến việc tiếp xúc giữa bề mặt ren của vít me và đai ốc không liên tục Hệ quả là bàn máy bị giật cục, gây ra rung động trong quá trình hoạt động.

 Phay nghịch ( Hình 3.18 ): dao và chi tiết chuyển động ngược chiều nhau Ưu điểm:

+ Chiều dày cắt tăng từ a min đến a max do đó lực cắt cũng tăng dần đến P max nên tránh được rung động do va đập.

+ Thành phần lực Pn có xu hướng làm tăng cường sự ăn khớp giữa vit me với đai ốc dó đó tránh khỏi sự rung động của bàn máy.

Khi lưỡi cắt bắt đầu tiếp xúc với chi tiết, chiều dày cắt a = 0, dẫn đến hiện tượng trượt giữa lưỡi dao và chi tiết gia công Hiện tượng này không chỉ ảnh hưởng đến độ bóng bề mặt mà còn gây ra mòn dao.

Thành phần lực thẳng đứng Pđ có xu hướng nâng chi tiết lên, gây ra rung động Do đó, cần thiết phải sử dụng cơ cấu kẹp chặt để khắc phục hiện tượng này.

Truyền động bánh ma sát

 Cấu tạo và nguyên lý làm việc

Truyền động bánh ma sát chuyển giao chuyển động và cơ năng thông qua ma sát tại điểm tiếp xúc của các bánh Để tạo ra ma sát, cần tác dụng lực ép các bánh lại với nhau.

- Theo hình thức tiếp xúc : truyền động bánh ma sát được chia làm hai loại là bộ truyền tiếp xúc ngoài và bộ truyền tiếp xúc trong

Theo khả năng điều chỉnh tỉ số truyền, bộ truyền được phân thành hai loại: bộ truyền không điều chỉnh được tỉ số truyền và bộ truyền điều chỉnh được tỉ số truyền, còn được gọi là bộ biến tốc ma.

Lực ép trong bộ truyền bánh ma sát rất quan trọng để tạo ra ma sát giữa các bánh Để đảm bảo sự tiếp xúc hiệu quả, các bánh ma sát cần được ép chặt lại với nhau Để xác định lực ép cần thiết, trước tiên cần tính toán lực pháp tuyến.

 Lực pháp tuyến cần thiết : Q Điều kiện để bộ truyền bánh ma sát không bị trượt là : Fms P

Với P : Lực vòng f : hệ số ma sát

Q : Lực pháp tuyến cần thiết N

22 Để an toàn lấy : Fms = k.P k:hệ số an toàn k = ( 1,25 – 1,5 )

P : Lực vòng Như vậy , Fms = f.Q= k P => Q= k.P /f

Ta có lực ép cần thiết (S) trong trường hợp bộ truyền bánh ma sát trụ : S = Q

Lựa chọn sơ đồ nguyên lý, nguyên lý cắt và mô hình dao băm

Dựa trên cơ sở lý thuyết tìm hiểu trên và quan sát thực tế nhóm đã lựa chọn nguyên lý hoạt động như sau :

Băm cỏ trực tiếp không trượt là phương pháp hiệu quả, mặc dù cắt trượt có ưu điểm về lực, nhưng lại khó chế tạo, thay thế và tốn kém chi phí Hơn nữa, lực băm cỏ không lớn, điều này cần được cân nhắc khi lựa chọn phương pháp.

+ Dao được gắn vào trục quay

+ Cỏ được đưa vào để cắt thông qua hệ thống băng tải và rulo cuốn

 Một số thiết kế của nhóm về dao băm cỏ :

+ Phương án 1( Hình 1 ): Dao gắn vào đĩa sau đó lắp các đĩa vào trục tạo dao băm cỏ.

+Phương án 2 ( Hình 2) : Các dao gắn trực tiếp vào trục tạo 2 hàng dao đối xứng, các dao gắn so le nhau.

+Phương án 3 ( Hình 3 ) : Dùng 3 dao dài gắn vào trục , chiều dài dao bằng chiều dài trục.

+ Phương án 1 cần phải chế tạo nhiều đĩa dao để lắp vào trục gây khó khăn, phức tạp trong lắp đặt, chế tạ.

+ Phương án 2 cỏ có thể bị băm không đều, cỏ bị kéo và quấn và trục, chế tạo phức tạp.

+ Phương án 3 dao chế tạo đơn giản, tránh tình trạng cỏ bị quấn vào trục, tuy nhiên trục gắn dao chế tạo phức tạp.

*Qua những tìm hiều, phân tích trên nhóm chọn phương án sau : trục dao phay thành các mặt phẳng để gắn lưỡi dao bằng vít ( Hình 3.20 ).

TÍNH TOÁN, LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ, CÔNG SUẤT

Những thông số ban đầu của máy

+ Lựa chọn nguyên lý cắt thái chặt bổ không trượt

+ Độ dài sản phẩm 10 - 20 mm

Lựa chọn động cơ và công suất máy

+ Lực cắt thái cần thiết : Q ( N )

Từ áp suất riêng của cạnh cắt thái : Theo công thức 2-32 trang 49 [2]. q Q

Với : Q : là lực cắt cần thiết

+ Tính số vòng quay của trục cắt n (vòng /phút)

=> Số vòng quay trục chính: n  3000

60.0, 03.0, 25.0, 015.3.400( vòng/ phút ) Với : N = 3 t/h = 3000kg/h a = 30 cm : bề dày họng thái b = 25 cm : chiều rộng họng thái

 = 400 kg/cm 3 : khối lượng thể tích của cỏ

26 k = 3 dao l = 15 cm : chiều dài đoạn thái

+ Công suất của trục cắt Pct ( Kw)

: hiệu suất truyền vòng quay sơ bộ của động cơ :

U : tỷ số truyền của bộ truyến đai

Vậy theo công suất động cơ P dc và số vòng quay sơ bộ n sb vừa tìm được ,theo bảng P 1.3 chọn động cơ 4A112MA6Y3 Với :

+ Công suất : P = 3 Kw+ Số vòng quay : n = 954 vòng/phút+ Hiệu suất : à = 0,81

Phân phối các tỷ số truyền của các bộ truyền trên động cơ

cơ 1 Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai

2 Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng

Dựa theo mối quan hệ giữa vận tốc, quãng đường, thời gian và độ dài cần thiết đoạn thái ( Hình 4.1) , ta xác định tỷ số truyền

+ Vận tốc quay của trục gulo

Thời gian quay được 1/3 vòng : t 1 C

3 v Để đạt được độ dài cắt là 15 mm thì khi dao quay 1/3 s thì gulo quay để đưa cỏ vào đúng

15 mm Vậy gulo sẽ quay được 1 cung có độ dài 15 mm trong 1/3 s

=> Vận tốc quay của gulo : v  gl

+ Số vòng quay cần thiết của gulo v  gl

Với D = 60mm : đường kính gulo

=> Tỷ số truyền bánh răng : U (1)

Mặc khác theo công thức 2-104 ,trang 77 [2] ,

Tỷ số truyền lý thuyết từ trục máy đến trục cuốn : i

R c : Bán kính của trục cuốn

 = 0,05 : Độ trượt của trục l mm : Độ dài của đoạn k = 3 : Số lưỡi dao cắt cuốn lên lớp rau cỏ cắt

Từ (1) và (2) lựa chọn tỷ số truyền từ trục cắt đến trục cuốn là U = 4

3 Công suất và momen xoắn trên các trục

 Momen xoắn trên các trục : T (Nmm)

TÍNH TOÁN, LỰA CHỌN, KIỂM NGHIỆM

Tính toán bộ truyền đai

Tỉ số truyền Điều kiện làm việc

Ta có vận tốc xích tải v = 4,97 (m/s) < 25 (m/s) nên ta chọn loại đai thường. Theo bảng 6.13/59 (TL1) ta chọn thông số của đai thang như sau:

Tiết diện đai thang là A cho công suất < 2 kW và số vòng quay 950 b t = 11 (mm) ; b = 13 (mm) h =8 (mm) ; y o = 2,8 (mm) d 1 = 140 (mm)

Vận tốc của đai là :

Với ε = 0,02 đường kính bánh đai lớn là: d 2  d 1 (1   ).u = 140.2,55.(1-0.02) = 349 (mm)

Theo bảng 4.26 (TL1) ta chọn đường kính chuẩn d 2 = 315 (mm)

Tỉ số truyền thực tế u t

Theo bảng 4.14 (TL1) ta chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 300(mm)

Chiều dài của đai là: l

Theo bảng 4.13 (TL1) ta chọn chiều dài đai chuẩn l 20(mm)

Số vòng chạy của đai trong 1 giây i

10 thỏa điều kiện chiều dài chuẩn là:

=> Chiều dài đai l = 1533 chọn l 00 tiêu chuẩn

= 0,95 : hệ số ảnh hưởng đến góc ôm (bảng 4.10/57_TL1)

=1,135 : hệ số ảnh hưởng đến tỉ số truyền (bảng 4.17/61_TL1)

B = (z – 1)t + 2e = (1 – 1).15 + 2.10 = 20 (mm) Đường kính ngoài bánh đai dẫn d a1 Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn d a2

3.Xác định lực căn ban đầu và lực căn tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Vì tải trọng nhỏ và va đập nhẹ nên chọn xích con lăn

2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền.

Theo bảng 5.4 chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa tải) và đĩa bị tải z 2 = z 1 = 31

Với n 01 = 50 (tra bảng 5.5) n 1 = 90 số vòng quay của xích tải

Theo công thức 5.4 và bảng 5.6

K 0 =1 đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang < 60 0

K dc =1 vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

K d =1,2 tải trọng va đập nhẹ

K c =1,25 bộ truyền làm việc 2 ca

K bt =1,3 môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II

Theo bảng (5-5) với n 01 P (v/ph) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p%,4

(mm).thỏa mãn điều kiện mòn

- Khoảng cách trục ap.25,481 (mm)

Tính lại khoảng cách trục a = 0,25.p.{x c -0,5(z 1 +z 2 )+√[ − 0,5( 1 + 2)] 2 – 2[ 2− 1 ] 2 }

- Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt 1 lượng ∆ = (0,002÷0,004) a

Số lần va đập của xích

Theo công thức 5.4 i = z 1 n 1 = 31.90 = 3,04< [i]= 60 (theo bảng 5.9) 15.x 15.61

3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Theo bảng 5.2 với p%,4(mm)ta chọn tải trọng phá hủy Q= 56700(N)

K d = 1,7 chế độ làm việc nặng

F t F v : lực căng do lực ly tâm sinh ra

F o : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

Theo bảng 5.10 với nv/ph chọn [S]=8,5

S,7 > [s]= 8,5 Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền

4 Đường kính đĩa xích d 2 = d1 d a1 = d a2 = p(0,5+cotg 1 )

Tra bảng 5.2 với p%,4 ta chọn d 1 = 15,88 d f1 = d f2 = d 1 -2r= 251 - 2.8,03= 235 (mm)

Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích

[ ] ứng suất tiếp súc cho phép MPa

F vđ lực va đập trên 1 dãy xích (m=1 Số dãy xích)

K đ = 1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy

K r = 0,36 Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z 1 1)

A= 262 (mm 2 ) Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép

[ ] = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1

Tương tự với < [ ] với cùng vật liệu và nhiệt luyện

5 Lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20

K x = 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc N H01 => K HL1 = 1

Vì N HE < N H02 => K HL2 Tương tự công thức (6.4) với m F = 6 vì N FE > N F01 => K FL = 1

Vì N FE2 < N FE => K FL2 Với N FE1 = 0,038.60.1.1000.3650 = 8,3.10 6

Bộ truyền quay 1 chiều => K FE = 1 e Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:

Theo công thức 6.1a trang 93 [1], ta có:

Tra bảng 6.2 trang 94 [1], ta có S H1 = 1,1

Theo công thức 6.12 trang 95 [1], ta có:

 Thỏa điều kiện Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[] max2 = 2,8  ch = 2,8.450 = 1260 f Ứng suất uốn cho phép:

Theo công thức 6.2a trang 93 [1], ta có:

Theo công thức 6.14 trang 96 [I], ưng suất quá tải cho phép:

2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG a Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Theo công thức 6.15a trang 96 [I] ta có: a  K  u   13 T 1 K H   w a 1   H  2 u 1  ba

Với T = 72270 Nmm Ψ ba = 0,25 (Bảng 6.6 trang 97 [1]) Ψ bd = 0,53 Ψ ba (u+1)= 0,663

K a = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)

 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ theo công thức 6.15b: d w1

 d w = 61,2 mm chọn d w = 62 b Xác định các thông số ăn khớp

* Số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh a) Vì bánh răng tru răng thẳng β = 0

 Z 2 = u 1 8 b) Hệ số hiệu chỉnh x 1 = 0 , x 2 = 0 c Tỉ số truyền thực

U tbr = Z 2 / Z 1 = 4 sai lệch so với trước 0% d Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

Z M - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.

Theo bảng 6.5 trang 96 [TLI] với vật liệu thép ta có : Z M = 274

(MPa) 1/3 Z H - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

Theo công thức 6.34 trang 105 [TLI] ta có : Z

 cos t α t : góc profin răng α tw : góc ăn khớp α= 20 0 (từ bảng 6.11 trang 104 [TLI] )

Chiều rộng vành răng : (theo công thức trang 108 [TLI]) b w = a w ψ ba = 160.0,25 = 40 chọn b w = 40 (mm)

Hệ số trùng khớp dọc: (theo công thức 6.37 trang 105 [TLI] )

K H - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Theo công thức 6.39 trang 106 [TLI] , ta có :

Theo công thức 6.40 trang 106 [TLI],ta có vận tốc vòng

 Cấp chính xác theo bảng 6.13/106: v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác là

9 K HV - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Theo công thức 6.41 trang 107 [TLI] , ta có :

(theo công thức 6.42 trang 107 [TLI] )

Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [TLI]: δ H =0,006 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. g o = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng.

Vậy ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:

 Thỏa điều kiện e Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 trang 108 [TLI] :

Vậy bánh răng thỏa độ bền uốn f Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 6.48 trang 110 [TLI], ta có :

Hệ số quá tải K qt = T max /T = 2,2 theo P1.3 trang 237

 Thỏa điều kiện g Các thông số và kích thước bộ truyền

Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng Đường kính vòng chia Đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng đáy h Giá trị các lực

TÍNH TRỤC

1.Thiết kế trục a Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có b = 600 MPa. Ứng suất uốn cho phép [] = 12÷20 Mpa b Xác định sơ bộ đường kính trục cắt chính

Theo công thức (10.9) [1]đường kính trục thứ k với k =1÷3; d ksb

Tương tự với các trục còn lại chọn đường kính sơ bộ : d 2 = 36,3 mm d 3 = 35,4 mm d 4 4,9 mm c Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:

 Chiều dài mayo bánh răng trụ trục 1 ( trục dao ) : l m = ( 1,2 ÷1,5 ).d1 = (27,48 ÷34,35) => chon l m = 30 mm

 Khoảng cách giữa các chi tiết quay : k1 = 10 mm

 Khoảng cách giữa gối đỡ và đai :

L c12 = 0,5 ( lm12 + bo ) + k3 + h n = 0,5( 30+ 17 ) + 10 + 15 = 48,5(mm) ,chọn l = 80 mm

 Khoảng cách giữa bánh răng với gối đỡ :

L c13 = 0,5 ( lm13 + bo ) + k3 + h n = 0,5( 30+ 17 ) + 10 + 15 = 48,5 (mm) chọn l = 50 mm

 Khoảng cách giữa các ổ bi trên trục :

L 11 = l dao + bo + k1 + k2 = 280 + 17 + 10+ 15 = 322 (mm) chọn l 11 = 340 mm Với k2 = 15 ; k3 = 15 ; h n = 15 , bảng 10.3 trang189 [1] bo = 17 mm : Bề rộng ổ lăn , bảng 10.2 trang 189 [1]

Chọn l dao = 280 mm > bề rộng họng thái b = 250 d Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trục

Chọn chiều quay và đặt lực như hình vẽ

Tính phản lực tác dụng lên các gối đỡ.

- Xét trong mặt phẳng zOy m

Fr – Fy A + Frd - Fy B – Fr1 = 0

Fy A = Fr +Frd – Fy B – Fr1 = 697 + 700 – (- 786) – 848 = 1335 (N)

- Xét trong mặt phẳng zOx m

Biêu đồ nội lực trục 1

+ Tính lực tác dụng vào rulo :

Dựa vào bộ truyền bánh ma sát, lực tác dụng giữa hai bánh ma sát Fr và Ft được tính như sau :

Với k = 1,25 : hệ số an toàn f = 0,7 hệ số ma sát

Ta có : Lực vòng Ft = 1000.P/v = 1000.2,7 / 2,9 = 931 (N)

=> Fr = Ft k / f = 931.1,25 /0,7 = 1662 (N) Vậy các lực tác dụng vào trục rulo gồm :

Lực tác dụng của xích : Fx = 2435 (N)

Lực vòng bánh răng : Ft 2 = 2330 (N)

Lực vòng rulo : Ft gl = 931 (N)

Lực hướng tâm : Fr gl = 1662 (N)

Chọn chiều quay và đặt lực như hình vẽ.

Tính phản lực tại các gối đỡ :

- Xét trong mặt phẳng zOy

- Fx.50 - Frgl.(340/2) – Fy D 340 + Fr 2 (340 + 50) 0 Fy D 340 = - Fx.50 - Frgl.(340/2) + Fr2.(340 + 50)

- Fx + Fy C + Frgl + Fy D – Fr2 = 0

Fy C = Fx - Frgl – Fy D + Fr2 = 2435 - 1662 – (- 216 ) + 848 = 1837 (N)

- Xét trong mặt phẳng zOx

Biểu đồ nội lực trục 2 :

52 e Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.

-Từ kết quả trên ta chọn được các đường kính tiêu chuẩn theo ổ lăn là:

+ Đường kính trục tại bánh đai : d = 25 mm

+ Đường kính trục tại 2 ổ lăn : d ol = 30 mm

+ Đường kính trục tại bánh răng : dbr = 25 mm

+ Đường kính trục dao d = 80 mm

-Từ kết quả trên ta chọn được các đường kính tiêu chuẩn theo ổ lăn là:

+ Đường kính trục tại bánh xích : dx = 35 mm

+ Đường kính trục tại 2 ổ lăn : d ol = 35 mm

+ Đường kính trục tại bánh răng ăn khớp trục dao : dbr = 30 mm

+ Đường kính trục gulo : d = 60 mm f Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Kiểm nghiệm trục về độ bền tại tất cả vị trí gắn bánh răng ,ổ lăn và nối trục , bánh đai.

Theo sơ đồ nội lực và momen Mtd, vị trí gắn dao của trục được xác định là tiết diện cắt nguy hiểm nhất Do đó, việc kiểm nghiệm độ bền mỏi tại tiết diện này là cần thiết để đảm bảo an toàn và hiệu suất của trục.

Ta có momen tại vị trí nguy hiểm nhất :

Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện :

- Sσ : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tại tiết diện nguy hiểm

+ σ-1 : giới hạn bền mỏi uốn với chu kỳ đối xứng

Với thép C45 có σb u0 MPa , σ-1= 0,436.σb = 327 (Mpa)

0 = 1 hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Kx=1,08 hệ số tập trung ứng suất cho trạng thái bề mặt (bảng 10.8 ,[1] ) Ky =1,6 hệ số tăng bền bề mặt ( bảng 10.9) [1]

W : momen cản uốn đối với trục có 2 rãnh then

Thay các số liệu vào 10.20 trang 195: S

- Sτ: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp :

+ Kτd = 1,475 số kể đến ảnh hưởng cua trị số ứng suất trung bình 

Vậy S= 5,4 > [S] = 1,5 - 2,5 => đạt yêu cầu về độ bền mỏi

Ta thấy S > [S] = 2.5- 3 vậy không cần kiểm tra độ bền cứng của trục g.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh :

Công thức kiểm nghiêm có dạng : theo (10.27) [1]

 Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh. h Tính kiểm nghiệm về độ bền của then:[1]

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập theo công thức 9.1[2] như sau :

Và độ bền cắt theo công thức 9.2 như sau :

Sau khi tính toán kết quả được tóm tắc trong bảng dưới

Theo bảng 9.5 với tải trọng tĩnh

Bảng chọn và kiểm nghiệm then tại các đường kính trên 2 trục. d 25 25 30 35

Tại đường kính d = 35, σd (MPa) không đạt yêu cầu, do đó cần tăng chiều dài mayo xích Việc này sẽ cho phép chúng ta tăng cả chiều dài và chiều rộng của then Chúng tôi đã chọn kích thước bxhxt là 16x10x6 mm.

58

Lực hướng tâm tại gối: D = 30 mm

Vì tải trọng nhỏ chỉ có lực hường tâm ta chọn ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ

Theo bảng P2.7[2], phụ lục chọn ổ bi đỡ có kí hiệu 307 Với :

58 d= 30 mm ; Dr mm ; b=T mm; r=2 ; C= 22 KN; C 0 = 15,1 KN.

-Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Hệ số tải trọng động quy ước : Q=( XVF r + YF a ) k t k đ

+ k t =1 (nhiệt độ Qt= 1,96 KN < Co = 15,1 KN => Đảm bảo độ bền tĩnh

60

THIẾT KẾ MÔ PHỎNG VÀ CHẾ TẠO MÔ HÌNH

I Bộ phận cắt thái ( Hình 6.1 )

+ Dao cắt thái được tạo ra từ việc ghép 3 lưỡi cắt hình chữ nhật dọc theo chiều dài trục , có tác dụng băm cỏ thành những đoạn nhỏ.

+ Lưỡi dao gắn vào trục bằng 3 đai ốc thông qua lỗ ren gia công trên trục do đó có thể thay thế dễ dàng.

+ Lưỡi dao được làm từ thép C45 và được chế tạo như hình vẽ.

+ Là chi tiết dùng để kê vật thái để cắt thái đồng thời cũng là cạnh sắc tham gia cắt thái.

+ Khoảng cách giữa tấm kê và mũi dao là 0.5 mm Tấm kê có thể dịch chuyển được để thay thế khoảng cách khi cần thiết.

+ Tấm kê được làm từ thép C45.

Buồng chứa dao là nơi diễn ra quá trình cắt thái, được tạo thành từ việc ghép nhiều tấm kim loại mỏng (thép lá) lại với nhau Các tấm kim loại này được cố định vào khung bằng bulong và đai ốc Phần nắp trên của buồng có thể mở ra linh hoạt để thuận tiện cho việc vệ sinh và sửa chữa.

+ Hình dạng và kích thước như hình vẽ.

II Bộ phận cung cấp

Hệ thống trục cuốn gulo cung cấp nguyên vật liệu cần thiết, bao gồm các thành phần chính như tang kéo chủ động, tang bị động, băng tải cao su, các con lăn đỡ băng, thiết bị căng băng và khung.

64 băng tải Tang chủ động được truyền động nhờ bộ truyền xích truyền từ gulo chủ động Băng tải được gắng ăn khớp với máy bằng bulong đai ốc.

+ Bề rộng băng tải được thiết kế phù hợp với họng thái của dao.

Hệ thống bao gồm hai rulo, một rulo chủ động và một rulo bị động, có nhiệm vụ cung cấp và kẹp giữ nguyên liệu cho dao băm Rulo chủ động được truyền động thông qua hệ thống bánh răng, đảm bảo quá trình hoạt động hiệu quả.

65 đặt tự do chuyển động nhờ lực ma sát giữa rulo với cỏ Khe hở giữa rulô chủ động và rulô bị động là 3mm.

+ Rulo được chế tạo bằng thép ống, mặt bích

III Khung đỡ máy ( Hình 7.7 )

Khung đỡ máy được làm từ thép chữ V, với các lỗ và rãnh trượt được gia công để lắp đặt các bộ phận của máy Thiết kế khung đảm bảo tính bền vững và tối ưu cho việc lắp đặt các bộ phận.

IV Mô hình thực tế ( Hình 6.8 )

KẾT QUẢ VÀ KIẾN NGHỊ

Sau khi chế tạo xong máy được đưa ra vận hành và cắt thử.

+ Chiều dài đoạn cắt : l 20 mm ( 80% )

+ Máy hoạt động ổn định.

+ Năng suất đạt được theo yêu cầu đề ra.

+ Khả năng cấp phôi chưa hoàn thiện.

Do hạn chế về thời gian, điều kiện và kinh nghiệm thực tế, nhóm đã nỗ lực hết mình trong việc thực hiện đồ án tốt nghiệp, nhưng vẫn có thể có những thiếu sót Sau khi hoàn thành đồ án, nhóm mong muốn và đề nghị những cải tiến nhằm hoàn thiện đồ án tốt nghiệp và nâng cao bản thân trong tương lai.

+ Nhóm có nhiều thời gian để hoàn thiện đồ án tốt hơn.

+ Được hổ trợ về điều kiện chế tạo mô hình

+ Được trải nghiệm nhiều hơn trong thực tế để áp dụng cho sản phẩm của mình.

+ Mong muốn phát triển sản phẩm có nhiều ứng dụng hơn như băm các loại nguyên liệu khác có tính chất tương tự như cỏ.

+ Sản phẩm có thể đến được với người sử dụng với giá rẽ nhất.

[1]Trịnh Chất , Lê Văn Uyển ,Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, Nhà xuất bản giáo dục , 2006.

[2]Trần Minh Vượng , Nguyễn Thị Minh Thuận, Máy phục vụ chăn nuôi, Nhà xuất bản giáo dục, 1999.

[3]Nguyễn Duy, Trần Sỹ Túy, Trịnh Văn Tự, Nguyên lý cắt kim loại , Nhà xuất bản đại học và trung học chuyên nghiệp, 1977.

[4] http://123doc.org/document/1605488-chuong-2-truyen-dong-co-khi-truyen- dong- banh-ma-sat-ppt.htm?page=4

[5] http://nong-dan.com/cac-giong-co-nuoi-bo-cong-nghiep-tot-nhat-hien-nay/

Định dạng
Số trang	100
Dung lượng	3,81 MB