Nghiên cứu, tính toán, thiết kế, chế tạo máy cắt cỏ chuyên dùng chăm sóc vườn cây ăn trái 2

27 CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY CẮT CỎ ĐỀ TÀI 2 1 Xây dựng bài toán thiết kế máy Trên cơ sở phân tich ưu nhược điểm của các máy đề tài xây dựng bài toán thiết kế máy theo Bảng 2 1 Bảng 2 1 Bảng thông số kỹ thuật thiết kế của máy cắt cỏ chăm sóc vườn cây ăn trái Thông số kỹ thuật Yêu cầu Giá trị Vận tốc tiến khi máy làm việc 2 – 4 (kmh) ố vòng quay đĩa dao 1800 – 2400 (vòngphút) Chiều cao cắt( tính từ mặ đất) ≥ 3 (cm) Chiều rộng làm việc  1 (m) Số lượng lưỡi dao cắt lắp trên đĩa dao tối đa.

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY CẮT CỎ ĐỀ TÀI

2.1 Xây dựng bài toán thiết kế máy

Trên cơ sở phân tich ưu nhược điểm của các máy đề tài xây dựng bài toán thiết kế máy theo Bảng 2.1

Bảng 2.1: Bảng thông số kỹ thuật thiết kế của máy cắt cỏ chăm sóc vườn cây ăn trái

Thông số kỹ thuật

Vận tốc tiến khi máy làm việc 2 – 4 (km/h)

ố vòng quay đĩa dao 1800 – 2400 (vòng/phút)

Chiều cao cắt( tính từ mặ đất) ≥ 3 (cm)

Số lượng lưỡi dao cắt lắp trên đĩa dao tối đa 8 dao

Khối lượng mô đun cắt  80 (kg)

Công suất động cơ xăng  8 (HP)

2.2 Cơ sở lý thuyết tính toán

2.2.1 Cơ sở lý thuyết về vận tốc cắt tới hạn trong máy cắt cỏ

Khi vật rắn xoay quanh một trục thì nó sẽ sinh ra momen quán tính Đồng thời, momen quán tính tạo cho vật chất một động lượng quay hay còn gọi là momen động lượng Nghĩa là, khi vật rắn chuyển động quay quanh một trục thì nó luôn mang một

năng lượng nhất định Đối với dao cắt Hình 21, thì nguồn năng lượng đó (𝐸𝑆𝐶) phải tạo ra một lực cắt (𝐹𝐶) lớn hơn nội lực bên trong thân cỏ nhầm tạo ra sự phá hủy kết cấu thân

Với đặt điểm các dao cắt có thể di chuyển xoay quanh vị trí lắp, nên khi tang trống đạt tốc độ quay cao sẽ sinh ra lực li tâm (𝐹𝑙𝑡) Lực này có phương đi qua tâm nhưng chiều hướng ra ngoài, do đó các dao cắt luôn có xu hướng giữ thẳng trong quá trình

làm việc như Hình 2.1

Hình 2.1: Sơ đồ phân tích lực và năng lượng trong quá trình cắt

Theo tài liệu được tổng hợp trong luận văn thạc sĩ của Phillip Jonhson tại Hoa Kỳ năm

2012 [30] (tr25 – 28):

Một vết cắt gọn, sạch sẽ yêu cầu thân cây phải được cắt đứt trên tốc độ tới hạn, vì độ lệch thân cây bị giảm đáng kể Năm 1987, Persson đưa ra công thức để tính tốc độ tới hạn như sau:

𝑣𝑘=√𝑑𝑠.𝐹𝑥 −𝐹𝑏

𝑚𝑝 (1 +𝑍𝑟𝑐𝑔

𝑔2) (2.1) Trong đó:

- 𝑣𝑘 : vận tốc tới hạn của dao cắt, m/s

- 𝑚𝑝: khối lượng cắt của cây, kg

Một phép tính gần đúng có thể thu được kết quả bằng cách, giả sử cho 𝑍𝑐𝑔 = 𝑟𝑔(Srivastava, 2006) Năm 1968, Karpenko trong một nghiên cứu đã kết luận rằng, tốc

độ cắt tối thiểu tuyệt đối trong các loại cây thông thường như cỏ dại là 6 – 10 m/s và tốc độ cắt phổ biến là 25 m/s

Hình 2.2 mô tả Ảnh tốc độ cao trong thí nghiệm cắt thân cỏ A (cắt trên tốc độ tới hạn 35m/s), B (cắt dưới tốc độ tới hạn 20 m/s) [30]

Sự khác biệt về độ võng của thân cỏ trong quá trình cắt, đối với điều kiện cắt trên

và dưới tốc độ tới hạn được mô tả ở Hình 2.2

Hình 2.2: Ảnh tốc độ cao trong thí nghiệm cắt thân cỏ

Trong thực tế, máy cắt sử dụng tốc độ 60 m/s trở lên, bởi các cây nằm nghiêng có

xu hướng yêu cầu tốc độ cắt cao hơn, điều này đã được chỉ ra trong các nghiên cứu của (O'Dogherty and Gale 1986, O'dogherty and Gale 1991)

Tốc độ cắt tới hạn liên quan mật thiết đến tính đồng đều và chất lượng cắt (O'Dogherty và Gale 1986, Tuck 1991) O’Dogherty (1986) cho rằng, việc cắt xảy ra bằng các cơ chế khác nhau đối với điều kiện trên và dưới tốc độ tới hạn, với vận tốc

thấp thì sẽ làm tăng khả năng di chuyển thân cây khi lưỡi cắt đi qua và tạo chất lượng cắt kém Đồng thời, ông quan sát thấy sự kéo lê từ bên này sang bên kia của thân cây, làm cho thân cây có xu hướng uốn dẻo xuống theo khoảng trống phía dưới dao cắt, gây ra hiện tượng bỏ xót khi máy cắt đi qua Ngoài ra, cắt dưới tốc độ tới hạn thân cây quấn hoặc trượt dọc theo lưỡi cắt và làm gia tăng năng lượng cắt

Hình 2.3: Biểu đồ chênh lệch năng lượng cắt khi cắt trên và dưới tốc độ tới hạn [30]

 Kết luận:

Tốc độ tới hạn là yếu tố quan trọng ảnh hưởng lớn tới hiệu quả cắt và lượng tiêu hao năng lượng của máy trong quá trình hoạt động Do đó, để máy cắt cỏ làm việc hiệu quả thì tính toán, lựa chọn tốc độ tới hạn phù hợp là điều bắt buộc Dựa vào công thức (1), ta hoàn toàn có thể tính được tốc độ tới hạn cần thiết cho máy cắt Tuy nhiên, trong quá trình hoạt động thực tế máy luôn tồn tại những sai số so với tính toán Các nghiên cứu trước đây đã chỉ ra rằng tốc độ tới hạn tối thiểu cần đạt cho cỏ dại là 6 –

10 m/s, nhưng trong thực tế để đạt hiệu quả các máy phải hoạt động trên tốc độ 60 m/s Do đó, ta hoàn toàn có thể chọn tốc độ tới hạn trên 60 m/s để áp dụng vào việc tính toán, thiết kế cho máy cắt cỏ chăm sóc vườn cây ăn trái

Hai tang trống máy cắt cỏ trong quá trình làm việc quay với tốc độ không đổi, nên dao cắt lắp ở ngoại vị trống được xem là chuyển động tròn đều Do đó, ta có công có công thức liên hệ giữa vận tốc dài và vận tốc góc như sau:

𝑣𝑘 = R  (2.2) Trong đó:

- 𝑣𝑘 : vận tốc dài (hay còn gọi là vận tốc tới hạn 60m/s), m/s

- R : bán kính quay (tính từ tâm quay tới trọng tâm dao), m

-  : tốc độ góc, rad/s hoặc vòng/phút

Từ công thức này ta có thể suy ra, tốc độ góc của tang trống với đơn vị vòng/phút theo công thức như sau [31]:

 = 30 𝑛 (2.3) Trong đó: n số vòng quay của tang trống (vòng/phút)

Từ công thức (2) và (3), ta dễ dàng có được công thức thể hiện mối liên hệ giữa vận

𝑣𝑘 =  𝑑 𝑛

60000 (2.4)

Số vòng quay là đại lượng giúp ta thuận lợi trong việc tính toán, thiết kế các thông

số truyền động của bộ truyền và dễ dàng trong việc lựa chọn động cơ phù hợp

2.2.2 Mối liên hệ giữa năng lượng và công suất cần thiết của máy cắt cỏ

Theo tài liệu được tổng hợp trong luận văn thạc sĩ của Phillip Jonhson tại Hoa Kỳ năm

2012 [30] (tr16 – 19):

Năm 1987, Persson đã đề xuất công thức thể hiện mối liên hệ giữa công suất cần thiết

và năng lượng cắt như sau:

𝑃𝑚𝑜𝑣 = ( 𝑃𝐿𝑆 + 𝐸𝑆𝐶 𝑣𝑓) 𝑊𝑐 (2.5) Trong đó:

- 𝑃𝑚𝑜𝑣 : tổng công suất cần thiết của máy cắt, kW

- 𝑃𝐿𝑆 : công suất tổn thất (do lực cảng của không khí, thân cỏ sau khi cắt và hiệu

suất bộ truyền ma sát), kW/m

- 𝐸𝑆𝐶 : năng lượng cắt, kJ/𝑚2

- 𝑣𝑓 : vận tốc dài, m/s

- 𝑊𝑐 ∶ chiều rộng làm việc của máy cắt, m

Các nghiên cứu thực nghiệm của Persson chỉ ra rằng, công suất tổn thất (𝑃𝐿𝑆) có giá trị trong khoảng 1.5 – 4 kW/m, với máy cắt dạng trống tổn thất cao hơn máy cắt dạng đĩa Năng lượng cắt có giá trị trong khoảng 1.5 – 2.1 kJ/𝑚2 tùy thuộc vào độ sắc bén của lưỡi dao

Hình 2.4: Biểu đồ mối liên hệ giữa vận tốc tiến và công suất cắt [30]

Các thí nghiệm của Mcrandal and Mcnulty 1978, kết luận rằng 50% năng lượng dùng để di chuyển và gom thành hàng thân cỏ đã cắt về phía sau, chỉ 3% năng lượng đầu vào được sử dụng cho nhiệm vụ cắt Những thí nghiệm này được thực hiện trên đồng cỏ với tốc độ dao 78 m/s và vận tốc tiến 5,5 km/h

Hình 2.5: Biểu đồ ảnh hưởng của tốc độ dao đến năng lượng cắt cần thiết [30]

Mối liên hệ giữa vận tốc tiến và công suất cắt được thể hiện trên Hình 2.5 Mối liên

hệ này xuất hiện do sự gia tăng nhu cầu năng lượng đối với dòng chảy của cỏ dại qua giữa hai đĩa cắt và có liên quan đến bình phương vận tốc tiến

Bảng 2.2: Bảng tiêu chuẩn ASAE D497.7 (2011) [32]

Biểu đồ Hình25 cho thấy, công suất cần thiết trên một đơn vị diện tích (kW/𝑚2) giảm theo tốc độ tiến trong phạm vi từ 2 – 9 km/h Xu hướng này có thể do tỉ lệ chênh lệch chiều dày vết cắt giữa các vận tốc tiến khác nhau trên một đơn vị năng lượng được cung cấp cố định

Trong thực tế, theo tiêu chuẩn ASAE D497.7 của hiệp hội kỹ sư nông nghiệp và sinh học Hoa Kỳ về dữ liệu quản lý máy nông nghiệp năm 2011 Tiêu chuẩn này, quy

định công suất cần thiết cung cấp cho máy cắt cỏ dạng xoay là 5 kW/h theo Hình 2.5

Ngoài ra, qua các thí nghiệm thực nghiệm viện kỹ thuật nông nghiệp quốc gia Ấn

Độ đã đưa ra công suất cần thiết của máy cắt cỏ dạng dao xoay là 1,5 – 4 kW/m với mức năng lượng cắt 1,5 kJ/𝑚2 cho dao sắt bén và 2,1 kJ/𝑚2

 Kết luận:

Từ các cơ sở lý thuyết tính toán công suất cần thiết cho máy cắt cỏ, các nghiên cứu thực nghiệm và các tiêu chuẩn đã ban hành Với yêu cầu máy cắt cỏ có chiều rộng làm việc 1(m), ta có thể chọn công suất cần thiết cung cấp cho mô đun làm việc là 5 kW/m theo tiêu chuẩn ASAE D497.7 của Hoa kỳ để áp dụng cho việc tính toán, thiết

kế máy cắt cỏ chuyên dùng chăm sóc vườn cây ăn trái Bởi thông số này có giá trị lớn nhất trong các nguyên cứu thực nghiệm

2.2.3 Cơ sở lý thuyết về dao cắt

Dao cắt là đối tượng trực tiếp tác động vào thân tạo ra sự phá hủy kết cấu thân cỏ và các loại thực vật khác Mọi yếu tố liên quan như: công suất cần thiết cần cung cấp cho máy, nguyên lý bộ truyền, … đều có mục đích cung cấp nguồn năng lượng cần thiết

để dao cắt thực hiện việc cắt đứt Do đó, tuy có nhiều loại máy cắt với nhiều nguyên

lý khác nhau nhưng những dao cắt ấy đều có chung đặc điểm cơ bản của một dụng cụ cắt như: cạnh sắc, góc côn, chiều dày, … của lưỡi dao Các đặc điểm này ảnh hưởng trực tiếp tới chất lượng cắt Các yếu tố của dao cắt được nghiên cứu và áp dụng rộng rãi từ trước đến nay Các nghiên cứu đó được trình bày rõ trong luận văn tiến sĩ của Eric Veikle năm 2011 như sau [33]:

Khi góc vát trên dao cắt càng nhỏ thì độ biến dạng trên thân (trong khu vực cắt) càng nhỏ Tuy nhiên, độ bền của dao cắt cũng giảm khi góc vát nhỏ, do đó các dao có góc vát nhỏ sẽ nhanh mòn và cùn hơn dao có góc vát lớn Hơn nữa, lưỡi dao có góc vát nhỏ sẽ dễ bị hư hỏng khi gặp các vật lạ như: đá, kim loại, …

Năm 1987 trong một nghiên cứu Persson đã kết luận rằng: đối với tất cả các loại máy cắt, cắt những loại thực vật khác nhau thì góc vát có ảnh hưởng đáng kể đến lực cắt, năng lượng cắt và tuổi thọ cắt

Năm 1988, theo Chancellor góc vát phù hợp nhất để cắt các loại vật liệu thực vật là

20 – 30°, năng lượng giảm rất ít khi góc vát dao giảm xuống dưới 20°, nhưng có sự gia tăng đáng kể tỷ lệ hao mòn dao khi góc vát nhỏ Trong khi đó, góc vát của lưỡi dao tăng trên 30° thì lực cắt cao hơn và làm gia tăng mức năng lượng tiêu thụ để cắt các loại thực vật, điển hình như: góc vát từ 70 - 80° cần một khoảng năng lượng gấp đôi so với lượng năng lượng dùng để cắt vật liệu với góc vát 25° Đồng thời, ông cũng chỉ ra rằng ảnh hưởng của góc vát được thể hiện rõ rệt khi độ dày và độ sâu cắt tăng

về lực và năng lượng gấp đôi so với lưỡi dao có bán kính cạnh sắc là 0,05 – 0,01 mm

Lý do, mà một lưỡi dao sắc cần ít năng lượng hơn lưỡi dao cùn khi cắt một loại thực vật nhất định, bởi lưỡi sắc gây ra sự phá vỡ và nén các tế bào thực vật trong phạm vi nhỏ nên cần ít năng lượng Ngược lại, dao cùn tác động trong phạm vi lớn hơn nên cần nhiều năng lượng Giải thích này, có thể áp dụng lí giải cho tất cả các loại dao cắt khác

Năm 1965, Bockhop trong các thí nghiệm của mình ông đã chứng minh được rằng: tốc độ tối thiểu của dao lắp ở ngoại vi đĩa dao tăng 40% khi khi bán kính lưỡi cắt thay đổi từ 0,1 – 0,25 mm

 Chiều dày dao

Các nghiên cứu của Chancellor năm 1988 chỉ ra rằng, độ dày của lưỡi cắt ít ảnh hưởng khi cắt các lớp mỏng Tuy nhiên, khi cắt lớp vật liệu dày và có mật độ cao, lưỡi cắt dày sẽ tạo ra diện tích tiếp xúc lớn hơn với thực vật, do đó làm tăng năng lượng

để cắt vật liệu Để chứng minh điều này ông đã thực hiện thí nghiệm cắt một lớp thân ngô dày 100 mm, và kết quả thí nghiệm cho thấy dao cắt với độ dày 8 mm cần lượng năng lượng cao hơn 46% so với năng lượng cần thiết cung cấp cho dao cắt có độ dày

2 mm Từ kết quả thí nghiệm ông kết luận rằng, với thảm thực vật có mật độ cao thì

độ dày dao cắt ảnh hưởng đáng kể đến năng lượng cần thiết để thực hiện hoạt động cắt

Từ phân tích trên ta thấy, độ dày dao cắt cũng là yếu tố quan trọng ảnh hưởng tới năng lượng cung cấp cho dao cắt Do đó, với chiều dày dao thích hợp thì máy cắt có thể giảm năng lượng tiêu thụ trong quá trình làm việc, điều này có ý nghĩa quan trọng trong việc giảm chi phí năng lượng cho máy

Hình 2.7: Sự chênh lệch mức độ tiếp xúc giữa lưỡi dao và thực vật của hai lưỡi dao

cắt có độ dày khác nhau

2.2.4 Cơ sở lý thuyết kiểm nghiệm ứng suất tĩnh trên solidworks simulation

Để đảm bảo thiết kế này đáng tin cậy trong trong quá trình làm việc sau thiết kế, những cụm chi tiết nguy hiểm cao nhất được đưa vào phân tích đánh giá Theo lý thuyết về sự đàn hồi biến dạng dẻo, phá hủy xảy ra khi năng lượng biến dạng trong trường hợp thực tế lớn hơn năng lượng phá hủy của mẫu thử cùng loại tại thời điểm

bị phá hủy Năng lượng biến dạng đàn hồi lớn nhất (còn gọi là ứng suất VonMises) theo lý thuyết sẽ dự đoán rằng một vật liệu sẽ bị phá hủy nếu ứng suất Von-Mises đạt tới giới hạn đàn hồi của vật liệu (yield strength, Sy)

Dựa vào các kết quả nguyên cứu từ tài liệu của TS Nguyễn Anh Ngọc, PGS TS

Lê Hồng Quân và TS Nguyễn Tiến Hán, Khoa Công nghệ Ô tô, trường Đại học Công

nghiệp Hà Nội “Mô phỏng và phân tích kết cấu của cơ cấu phanh dầu từ trường simulation and structure analysis of a magnetorheological brak ” [35] Ta có:

Ứng suất VonMises được tính toán theo công thức [35]:

- 𝜎𝑥, 𝜎𝑦, và 𝜎𝑧: ứng suất pháp tương đương và cục bộ theo các phương x, y và z

- 𝜏𝑥𝑦, 𝜏𝑦𝑧, 𝜏𝑧𝑥: ứng suất tiếp trên các mặt phẳng tương ứng xy, yz và zx

Do đó, để sự biến dạng không xảy ra, ứng suất tương đương von Mises stress sẽ phải nhỏ hơn ứng suất phá hủy của vật liệu [35]:

𝜎𝑣𝑚 < 𝑆𝑦

Hình 2.8: Quan hệ giữa ứng suất – biến dạng trong thí nghiệm kéo [34]

Với mục đích rút ngắn thời gian tính toán ta có thể sử dụng mô đun simulation trong phần mềm solidworks, để mô phỏng và tính toán ứng suất VonMises của chi tiết cần kiểm nghiệm Mô đun Simulation hoạt động dựa trên lí thuyết của phương pháp phần

tử hữu hạn (hay còn gọi là FEM) Để xác định được ứng suất VonMises cực đại của chi tiết cần kiểm nghiệm, ta thực hiện các bước sau:

 Bước 1: Gán vật liệu cho chi tiết

 Bước 2: Gán các mối liên kết

 Bước 3: Gán các ràng buộc cho chi tiết

 Bước 4: Đặt các lực tương ứng lên chi tiết

 Bước 5: Chia lưới cho chi tiết

 Bước 6: Tiến hành quá trình phân tích và mô phỏng

2.3 Nghiên cứu, tính toán, thiết kế tổng thể kết cấu máy

Thông qua quá trình nghiên cứu, phân tích và đánh giá ở mục 1 và 2, ta đã chọn được nguyên lý và có các cơ sở lý thuyết để tính toán, thiết kế mô đun cắt Mô đun cắt rất quan trọng trong máy cắt cỏ, tuy nhiên chỉ với mô đun cắt thì không làm nên máy hoàn chỉnh Vì vậy, để máy cắt cỏ hoạt động và làm việc ổn định thì cần sự hổ trợ của các bộ phận liên quan như: động cơ, khung máy, bộ truyền, … mà quan trọng hơn các bộ phận này cần phải được bố trí phù hợp nhầm tạo ra sự hài hòa và ổn định cho máy khi hoạt động, làm việc trong các điều kiện khác nhau Nghĩa là, tổng thể kết cấu máy phải phù hợp và đáp ứng được các yêu cầu làm việc

Với mô đun cắt cỏ có nguyên lý như Hình 2.9, thì ta có hai phương án thiết kế tổng

thể kết cấu máy cắt cỏ như sau:

 Phương án 1 (Bố trí mô đun cắt cỏ dạng trống trên máy kéo công suất nhỏ)

Hình 2.9: Sơ đồ nguyên lý mô đun cắt cỏ kết hợp với máy kéo công suất nhỏ

Trong đó: 01 máy kéo công suất nhỏ, 02 động cơ diesel của máy kéo, 03 bộ truyền đai, 04 mô đun cắt cỏ dạng trống

Với phương án này, thì mô đun cắt cỏ 04 được bố trí phía trước máy kéo công suất nhỏ 01 Nguồn năng lượng cung cấp cho mô đun cắt được lấy từ động cơ diesel 02

trên máy kéo thông qua bộ truyền đai như Hình 2.9 Do khoảng cách từ trục động cơ

diesel đến trục puly trên mô đun cắt nằm cách xa nhau, nên tính ổn định và hiệu suất truyền động sẽ giảm trong quá trình làm việc Vì vậy, với phương án này ta nên bố trí puly đai trung gian giữa động cơ trên máy kéo và mô đun cắt Ngoài ra, để thuận tiện cho việc di chuyển sau khi cắt thì máy cần phải có cơ cấu nâng, hạ nhầm nâng mô đun cắt ra khỏi mặt đắt tránh va chạm trong lúc di chuyển

 Ưu điểm:

 Có thể di chuyển với vận tốc tiến lớn

 Người vận hành có thể làm việc trong một thời gian dài, tiết kiệm công sức lao động, năng suất làm việc tăng

 Có thể cơ động di chuyển tới nhiều địa điểm làm việc khác nhau một cách nhanh chóng

 Tiêu hao nhiều năng lượng trong quá trình làm việc, do mô đun cắt chỉ yêu cầu một lượng năng lượng nhất định đảm bảo cho yêu cầu cắt (đã phân tích ở phần cơ sở lý thuyết tính toán), nhưng độ cơ diesel công suất lớn trên máy kéo lại cung cấp cho

mô đun cắt một nguồn năng lượng quá cao Gây lãng phí năng lượng không cần thiết và làm gia tăng chi phí vận hành máy

 Với phương án này, ta phải thiết kế thêm cơ cấu nâng – hạ, đồng thời chi phí một máy kéo công suất nhỏ cũng cao nên làm tăng giá thành sản phẩm

 Kết luận:

Qua việc phân tích ưu, nhược điểm của phương án bố trí máy cắt cỏ phía trước máy kéo công suất nhỏ Ta nhận thấy, phương án bố trí này không phù hợp với yêu cầu làm việc trong vườn cây ăn trái Đồng thời, chi phí để sản xuất ra máy cắt cỏ theo phương án này rất cao nên giá thành khi đến tay người sử dụng cũng rất lớn Do đó, ta không lựa chọn cách bố trí tổng thể máy theo phương án 1 cho máy cắt cỏ của đề tài

Tuy nhiên, phương án này lại cho thấy một tiềm năng ứng dụng cao đối với công việc cắt cỏ trên diện tích rộng lớn Bởi, chi phí đầu tư máy ban đầu có thể được bù đắp bằng năng suất cắt rất cao của máy

 Phương án 2 (Bố trí mô đun cắt cỏ dạng trống trên máy kéo hai bánh)

Hình 2.10: Sơ đồ nguyên lý mô đun cắt kết hợp với máy kéo hai bánh

Trong đó: 01 mô đun cắt cỏ dạng trống, 02 bộ truyền đai, 03 động cơ xăng, 04 khung máy cày hai bánh, 05 bánh xe

Nền nông nghiệp nước ta, với đặc điểm sản xuất nhỏ, hình thức trang trại hộ gia đình là chủ yếu, nên các công cụ nhỏ gọn như máy kéo hai bánh được sử dụng rất nhiều Do đó, nguồn cung trên thị trường cũng rất lớn Vì vậy, nếu kết hợp máy kéo hai bánh và mô đun cắt cỏ thì ta có thể tạo ra một công cụ làm việc với giá thành hợp

lý nhầm hỗ trợ nông dân

Đối với phương án này, mô đun cắt 01 có thể nhận nguồn năng lượng chuyển động

trực tiếp từ động cơ xăng (03) qua bộ truyền đai (02) Với cách bố trí như Hình 2.10

thì ta không cần puly đai trung gian, vì khoảng cách giữa puly chủ động trên động cơ

và puly bị động trên mô đun cắt không lớn lắm

Ngoài ra, với các chế độ di chuyển độc lập của máy kéo hai bánh thì người vận hành trong lúc làm việc cần phải di chuyển theo phía sau để điều chỉnh hướng làm việc của máy thông qua tay nắm trên khung máy 04

 Ưu điểm:

 Kết cấu nhỏ gọn, có thể di chuyển linh hoạt trong vườn cây ăn trái Phần cỏ xung quanh cây cũng có thể cắt một cách dễ dàng nhờ tính linh hoạt và cơ động của máy

 Chi phí sản suất thấp nên giá thành máy đến tay người sử dụng giảm

 Nguồn năng lượng cung cấp vừa đủ cho mô đun cắt làm việc nếu ta chọn động cơ xăng phù hợp, nên tiết kiệm chi phí vận hành

 Có khả năng tạo thành máy tích hợp nhiều chức năng phục vụ yêu cầu làm việc trong vườn cây ăng trái

 Nhược điểm:

 Khả năng làm việc bị hạn chế trên địa hình dốc quá lớn

 Năng suất không cao so với kết cấu máy ở phương án 1, khi làm việc trong khu vực rộng lớn

 Khả năng di chuyển giữa hai khu vực làm việc cách xa nhau bị hạn chế

 Kết luận:

Có thể nói, kết cấu máy nhỏ gọn, giá thành không quá cao khi được bố trí theo phương án 2 Với mức giá cạnh tranh như vậy thì khả năng thương mại hóa thành công là rất cao Ngoài ra, máy cũng có khả năng hoạt động linh hoạt trong môi trường vườn cây ăn trái với địa hình nhấp nhô không bằng phẳng và cây trồng được bố trí cách đều nhau Mặc dù, vẫn có một số nhược điểm tồn tại đối với máy ở phương án

2, nhưng xét trong điều kiện vườn cây ăn trái và khu vực làm việc có diện tích nhỏ thì

phương án này là rất khả thi Từ những đánh giá trên, nhóm nghiên cứu quyết định lựa chọn phương án bố trí mô đun cắt cỏ dạng trống trên máy cày hai bánh để

làm tiền đề cho các tính toán, thiết kế máy cắt cỏ chăm sóc vườn cây ăn trái

2.3.1 Nghiên cứu, tính toán, thiết kế khung máy và hệ thống di động

 Phân tích, đánh giá và lựa chọn máy kéo hai bánh động cơ xăng

 Nguyên lý hoạt động:

Máy kéo hai bánh có nguyên lý hoạt động đơn giản, nguồn năng lượng di chuyển được lấy một phần từ động cơ xăng Nguồn năng lượng quay của động cơ xăng được chuyển tới hai bánh xe nhờ bộ truyền đai (02) và hộp số trên khung máy (05)

 Với hộp số trên khung máy 05 thì máy có thể di chuyển ở nhiều cấp tốc độ khác nhau, thông thường hai số tiến và một số lùi

 Ngoài ra, máy kéo còn sử dụng ly hợp (03) với kết cấu đơn giản nhầm thuận tiện cho việc ngắt chuyển động từ động cơ đến hộp số

Hình 2.11: Sơ đồ nguyên lý máy kéo hai bánh động cơ xăng

01 động cơ xăng, 02 bộ truyền đai, 03 ly hợp, 04 cần điều khiển máy, 05 khung máy

gồm hộp số bánh xe, 06 bánh xe máy kéo

 Mặt khác, động cơ xăng hoạt động theo nguyên lý biến nhiệt năng thành cơ năng Nhiệt năng có được là nhờ sự đốt cháy xăng và không khí trong buồng đốt và tỷ lệ phối trộn tối ưu để đốt cháy xăng là 14,7 gam không khí / 1 gam xăng Với lượng không khí cấp vào thì động cơ sẽ điều chỉnh lượng xăng đốt cần thiết Nghĩa là,

nguồn không khí cấp vào càng nhiều thì năng lượng tạo ra càng nhiều Cơ cấu điều chỉnh lượng không khí trong động cơ xăng là bướm ga Do đó, với bướm ga trên động cơ xăng ta có thể điều chỉnh nguồn năng lượng và tốc độ quay của động cơ

Vì vậy, ngoài hộp số trên máy kéo thì bướm ga cũng góp phần làm thay đổi tốc độ làm việc của máy kéo

 Ngoài ra, cần điều khiển 04 cũng có thể điều chỉnh với độ cao phù hợp với người vận hành nhờ khớp nối giữa khung máy và cần điều khiển

 Lựa chọn máy kéo hai bánh phù hợp cho mô đun cắt cỏ hai trống

Các thông số yêu cầu của máy kéo hai bánh:

 Công suất động cơ: Theo tiêu chuẩn ASAE D497.7 của Hoa kỳ ta chọn công suất máy cắt cỏ cần thiết là 5 kW/m (đã nghiên cứu trong phần cơ sở lý thuyết tính toán)

Do đó, với máy cắt có chiều rộng làm việc dưới 1 (m) ta chọn động cơ xăng có công suất khoảng 5 kW

 Vận tốc di chuyển: Với nguyên lý hoạt động của máy yêu cầu có người vận hành di chuyển theo phía sau Nên vận tốc di chuyển của máy trong quá trình làm việc không được vượt quá vận tốc đi bộ trung bình của người là 5 km/h [36]

 Kích thước máy: không lớn hơn 1m, do yêu cầu làm việc trong điều kiện vườn cây

ăn trái

 Kết luận: dựa vào các yêu cầu về thông số kỹ thuật đã đặt ra ta quyết định chọn loại máy kéo VIKYNO MK70 với các thông số như sau:

Hình 2.12: Máy kéo hai bánh VIKINO MK70 [37]

Bảng 2.3: Thông số kỹ thuật máy kéo hai bánh VIKINO MK70 [38]

2.3.2 Tính toán, thiết kế khung liên kết mô đun cắt

Khung liên kết trên máy cắt cỏ có nhiệm vụ, liên kết mô đun cắt và máy kéo hai bánh thành khối thống nhất trong quá trình làm việc Qua khảo sát kết cấu máy kéo VIKINO MK 70 và đặc điểm hình dạng của mô đun cắt thì ta có cách bố trí khung

liên kết như Hình 2.13:

Hình 2.13: Sơ đồ nguyên lý khung liên kết trên máy kéo và mô đun cắt

Trong đó: 01 động cơ xăng, 02 bộ truyền đai, 03 ly hợp, 04 cần điều khiển máy, 05 khung máy gồm hộp số bánh xe, 06 bánh xe máy kéo, 07 khung liên kết trên máy kéo,

08 kết cấu khung liên kết trên mô đun cắt

Để thuận tiện cho việc tháo lắp bảo trì mô đun cắt và giải phóng máy kéo để sử dụng cho các mục đích khác, ta sử dụng mối ghép bu lông giữa khung liên kết trên máy kéo

07 và khung liên kết trên mô đun cắt 08 là phù hợp nhất

Để thuận tiện cho việc tính toán, thiết kế ta sử dụng phần mềm hỗ trợ là Solidworks

thiêt kế phần khung máy trình bày trên Hình 2.14

Hình 2.14: Khung liên kết trên máy kéo được thiết kế trên phần mềm Solidworks

Hình 2.15: Bản vẽ chế tạo của khung liên kết trên máy kéo

Hình 2.16 trình bày kết cấu tổng thể khung máy và hệ thống di động sau khi trải qua

quá trình nghiên cứu, tính toán và thiết kế Đây cũng là cơ sở tạo tiền đề để thiết kế các

bộ phận trong mô đun cắt cỏ chăm sóc vườn cây ăn trái

Hình 2.16: Kết cấu khung máy và hệ thống di động của máy cắt cỏ

Trong đó: 01 khung liên kết, 02 động cơ xăng, 03 khung máy và hệ thống di động

2.4 Nghiên cứu, tính toán, thiết kế cụm và modun truyền động dao cắt

2.4.1 Nghiên cứu, tính toán, thiết kế tổng thể kết cấu cụm dao cắt (mô đun cắt)

Dựa vào các kết quả nghiên cứu đã được tổng hợp tại phần 1.3 và 2.1, ta có các yêu cầu cho mô đun cắt như sau:

Hình 2.17: Sơ đồ tổng thể kết cấu mô đun cắt

 Chiều rộng làm việc của mô đun cắt khoảng 1m

 Tốc độ làm việc của dao cắt là trên 60 m/s

 Ngoài ra, để tạo thành một dải làm việc liên tục thì các dao cắt được bố trí xen kẻ

nhau khi xoay phải tạo ra một khu vực giao nhau như Hình 2.17

Theo Hình 2.17 ta có:

 a: chiều rộng khu vực giao nhau lớn nhất

 b: đường kính phạm vi hoạt động của dao cắt

 w: chiều rộng làm việc của mô đun cắt

 Để đảm bảo cỏ giữa mô đun cắt không bị bỏ sót trong quá trình làm việc, ta chọn:

 Chiều rộng giao nhau lớn nhất là 30 mm (a = 30 mm)

 Chiều dài dao cắt 100 mm (l = 100 mm)

 Từ đó, suy ra các kích thước của mô đun cắt như sau:

 Chiều rộng làm việc của mô đun cắt w = 1010 mm

 Đường kính phạm vi hoạt động của dao cắt b = 520 mm

Hình 2.18: Sơ đồ thể hiện sự chuyển động của dao cắt

Kích thước dao cắt nhỏ hơn rất nhiều so với bán kính quay R, nên dao cắt bố trí xung quanh ngoại vi cụm tang trống được xem như chất điểm chuyển động tròn đều với vận tốc 𝑣𝑘 như

Hơn nữa, chất điểm sẽ đạt vận tốc cựu đại khi nó di chuyển theo quỹ đạo là đường kính phạm vi hoạt động dao cắt b

Xét quỹ đạo chuyển động của chất điểm có đường kính b = 520 mm, từ công thức (4)

số vòng quay của tang trống sẽ là:

𝑛𝑡𝑡 = 60000 𝑣𝑘

 𝑏 = 60000 60 520  2200 (vòng/phút) (2.6) Với số vòng quay của động cơ là 3600 (vòng/phút), từ kết quả (5) ta có tỉ số truyền chung của máy cắt được tính theo công thức (6) [31 – tr87] như sau:

𝑢𝑐ℎ = 𝑛đ𝑐

𝑛 𝑡𝑡 =3600

2200 = 1,63 (2.7 ) Qua công thức (5) - (6), ta thấy rằng: tỉ số truyền chung của máy tỉ lệ nghịch với số vòng quay của tang trống, mà số vòng quay tang trống lại tỉ lệ thuận với vận tốc dao cắt 𝒗𝒌

Do đó, để đảm bảo vận tốc làm việc của dao cắt trên 60 m/s, ta có thể phân bố tỉ số truyền của máy sao cho tỉ số truyền phân bố lại nhỏ hơn tỉ số chuyền chung 𝒖𝒄𝒉

Trong đó: 01 bộ truyền đai, 02 bộ truyền xích, 03 bộ truyền bánh răng côn

Dựa vào sơ đồ động của máy cắt thì tỉ số truyền chung còn được tính theo công thức [31 – tr89]:

𝑢𝑐ℎ = 𝑢đ 𝑢𝑥 𝑢𝑏𝑟 (2.8)

Trong đó:

- 𝒖đ: tỉ số truyền bộ truyền đai

𝒖

- 𝒖𝒃𝒓: tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn

Để đảm bảo vận tốc làm việc dao cắt, dựa vào công thức (7) ta có các phương án phân

bố tỉ số truyền như sau:

Hình 2.19: Sơ đồ động máy cắt cỏ chăm sóc vườn cây ăn trái

Bảng 2.4: Phương án phân bố tỉ số truyền cho máy cắt cỏ chăm sóc vườn cây ăn trái

(𝒖𝒄𝒉 = 𝒖đ 𝒖𝒙 𝒖𝒃𝒓) Đai (𝒖đ) Xích (𝒖𝒙) Bánh răng côn (𝒖𝒃𝒓)

 Ngoài ra, với kết cấu của mô đun cắt thì bộ truyền xích và bánh răng côn nằm trong khung hộp của mô đun cắt Do đó, với tỉ số truyền (𝒖𝒙, 𝒖𝒃𝒓) >1 có thể tạo ra các bánh chủ động hoặc bị động có kích thước lớn, kéo theo kích thước khung hộp của

mô đun cắt tăng, làm mô đun cắt tăng khối lượng và cồng kềnh

 Mặt khác, với vận tốc quay của động cơ lớn (3600 vòng/phút) nên vận tốc làm việc của bộ truyền đai cũng sẽ rất cao nếu tỉ số truyền (𝒖

đến tuổi thọ đai và tính ổn định của bộ truyền đai

 Hơn nữa, với bộ truyền xích và bánh răng côn có tỉ số truyền (𝒖𝒙, 𝒖𝒃𝒓) = 1, thì khi gặp sự cố hư hỏng ta cũng có thể dễ dàng thay thế và sửa chữa hơn so với bộ truyền

có tỉ số truyền (𝒖𝒙, 𝒖𝒃𝒓) >1

2.4.2 Kết luận:

Từ các nhận xét trên ta thấy việc phân bố tỉ số truyền của máy theo phương án 1 là

khả thi và có tính kinh tế hơn Nên ta chọn, phương án 1 để phân bố tỉ số truyền cho

máy cắt cỏ chăm sóc vườn cây ăn trái

Trong quá trình hoạt động, do lực ma sát hoặc các yếu tố ảnh hưởng khác nên mỗi

bộ truyền sẽ có hiệu suất truyền động riêng Dựa vào bảng 3.3 [31 – tr89], ta chọn hiệu suất cho các bộ truyền như sau:

Bảng 2.5: Lựa chọn hiệu suất truyền động

Từ bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động, ta có được các dữ liệu cần thiết

để tính toán, thiết kế các bộ truyền động trong máy cắt cỏ

2.4.3 Nghiên cứu, tính toán, thiết kế bộ truyền đai cho máy cắt cỏ chăm sóc vườn cây ăn trái

2.4.3.1 Lựa chọn loại đai

Bộ truyền đai là một trong các bộ truyền cơ khí được sử dụng sớm nhất và hiện nay

vẫn sử dụng rộng rãi Dựa vào khả năng làm việc và tiết diện mặt cắt ngang thì bộ truyền đai có thể được phân thành các loại phổ biến sau: bộ truyền đai dẹt, đai hình thang, đai hình răng lược, đai răng, đai tròn, … Tùy vào các điều kiện và môi trường

làm việc cụ thể ta sẽ chọn ra một bộ truyền đai phù hợp nhất để sử dụng Hình 41, so

sánh các thông số làm việc của các loại đai thông dụng [31 – tr145]

Bảng 2.7: Thông số làm việc của các loại đai [31]

Ngoài ra, ta hoàn toàn có thể lựa chọn bộ truyền với loại đai phù hợp theo sơ đồ

Hình 2.20 [31 – tr145]

Hình 2.20: Sơ đồ lựa chọn loại đai [31]

Dựa vào sơ đồ chọn loại đai Hình 2.21 và các yêu cầu làm việc của máy cắt cỏ, ta

có các nhận xét như sau:

 Với yêu cầu tận dụng khả năng trượt đàn hồi giữa đai và bánh đai trong máy cắt cỏ, nhầm đề phòng khả năng quá tải của bộ phận công tác gây ảnh hưởng đến các bộ

dụng bộ truyền đai răng

 Giả sử, ta chọn bộ truyền loại đai thang Theo Hình 2.22, thì đường kính bánh đai

nhỏ nhất của loại đai thang 𝑑𝑚𝑖𝑛 = 67 𝑚𝑚, tốc độ làm việc của động cơ xăng là

3600 vòng/phút Dựa vào công thức (4) ta có thể tính được vận tốc làm việc của bộ truyền đai thang (𝒗đ) như sau:

𝑣đ =  𝑑 𝑚𝑖𝑛 𝑛đ𝑐

60000 =  67 360060000 = 12,63 < 30 (m/s)

Từ kết quả tính toán trên, ta quyết định chọn bộ truyền loại đai thang để thực hiện việc truyền chuyển động trong máy cắt cỏ chăm sóc vườn cây ăn trái

2.4.3.2 Xác định các kích thước và thông số bộ truyền đai thang

 Lựa chọn dạng đai (tiết diện đai)

Phụ thuộc vào các yêu cầu làm việc khác nhau mà đai thang được phân loại thành các dạng đai có tiết diện là A, B, C, D, E Dựa vào công suất đầu vào và số vòng quay

của bộ truyền đai, ta có thể chọn được dạng đai có tiết diện phù hợp theo Bảng 2.9 [31

– tr152]

Hình 2.21: Sơ đồ lựa chọn tiết diện đai [31]

 Theo bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động (bảng 12), ta có:

 Công suất đầu vào của bộ truyền đai: 5,25 kW

 Số vòng quay của bộ truyền đai bánh dẫn: 3600 vòng/phút

Dựa vào sơ đồ Hình 2.21, ta thấy đai thang có tiết diện dạng A có thể đáp ứng được

hai yêu cầu trên Do đó, ta sử dụng đai dạng A cho bộ truyền đai thang Hình 44, thể

hiện các kích thước cơ bản của đai thang loại A và các giá trị cho trong Bảng 2.8

Hình 2.22: Kích thước cơ bản của đai thang

Bảng 2.8: Thông số cơ bản của đai thang loại A

Chiều rộng lớp trung hòa bt 11 (mm)

 𝑑1: đường kính bánh đai nhỏ (được tính theo lớp trung hòa của đai), mm

 𝑑𝑚𝑖𝑛: đường kính nhỏ nhất (lấy theo bảng 4.6 [31 – tr145]), mm

Từ công thức (9), suy ra đường kính bánh đai nhỏ là: 𝑑1 ≈ 1,2 67 ≈ 80.4 (mm) Dựa vào dãy tiêu chuẩn [31 – tr153] và kết cấu có sẵn của bánh đai chủ động trên máy kéo hai bánh, ta chọn đường kính bánh đai nhỏ 𝑑1 = 125 (mm)

Kiểm tra vận tốc làm việc trên bánh đai nhỏ theo công thức (2.4):

 𝑢đ: tỉ số truyền bộ truyền đai

 𝑑1: đường kính bánh đai nhỏ (được tính theo lớp trung hòa của đai), mm

 𝑑2: đường kính bánh đai lớn (được tính theo lớp trung hòa của đai), mm

Từ công thức (10), suy ra: 𝑑2 ≈ 𝑑1 𝑢đ ≈ 125.1,5 = 187,5 (mm)

Chọn 𝑑2 = 188 (𝑚𝑚)

 Xác định khoảng cách trục và chiều dài của bộ truyền đai

 Dựa vào phương án bố trí khung máy và mô đun cắt, ta chọn khoảng cách trục của

(188 − 125)2

4.460 = 1413 (𝑚𝑚) Theo bảng 4.3 [31 – tr128]: ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là: L = 1400 (mm)

Khoảng cách trục chính xác theo chiều dài đai tiêu chuẩn được tính theo công thức (12) [31 – tr132]:

Kết luận: khoảng cách trục nằm trong giá trị giới hạn cho phép

Kết luận: góc ôm đai 𝛼1 = 172° lớn hơn góc ôm cho phép, nên bộ truyền sẽ không xảy

ra hiện tượng trượt trơn

 Xác định số đai (z)

Theo tài liệu kỹ thuật về tính toán lựa chọn đai [39], ta có:

Số đai của bộ truyền được tính theo công thức:

𝑄 =𝑃1

𝑃𝑎 (2.14) Trong đó:

- Q: số dây đai

- 𝑃1: công suất trên bánh chủ động,

- 𝑃𝑎: công suất truyền động thực tế của dây đai

Theo [39 – tr7], ta có: 𝑃𝑎 = (𝑃𝑏 +

𝑃𝑑) 𝐶𝛾 𝐶𝐿 (2.15) Với các thông số:

 𝑃𝑏: công suất truyền cơ bản của đai, kW (dựa vào tốc độ quay và đường kính bánh dẫn, ta chọn được 𝑃𝑑 theo bảng 4 [39 – tr17])

 𝑃𝑑: công suất truyền tối đa của dây đai, kW (dựa vào tốc độ quay và tỉ số truyền, ta chọn được 𝑃𝑑 theo bảng 4 [39 – tr17])

Bảng 2.9: Bảng thông số công suất Pb và Pd của đai [39 - tr17]

Ta có điều kiện bộ truyền đai như sau:

 Số vòng quay bánh chủ động 𝑛1 = 3600 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) và đường kính bánh đai nhỏ

Bảng 2.10: Thông số hệ số ảnh hưởng xét đến chiều dài đai [39 - tr8]

Theo hình 45, ta chọn 𝐶𝛾 = 0,99

𝐶𝐿: hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai (chọn theo Bảng 3 [39 – tr16])

Bảng 2.11: Thông số hệ số ảnh hưởng xét đến chiều dài đai [39 - tr16]

Theo hình 46, với 𝐿 = 1400 (𝑚𝑚) ≈ 53 𝑖𝑛 Ta chọn: 𝐶𝐿 = 0,95

Từ công thức (14), suy ra: 𝑃𝑎 = (5,74 + 0,57) 0,99 0,95 = 5,93 (𝑘𝑊)

Từ công thức (13), suy ra số dây đai:

𝑄 = 𝑃1

𝑃𝑎 =

5,255,93 = 0,88

- Kết luận: ta chọn số đai của bộ truyền: 𝑄 = 1 (đ𝑎𝑖) > 0,88

 Xác định tuổi thọ đai

- Lực căng ban đầu của bộ truyền đai (𝐹0)

𝐹0 = 𝑄 𝐴1 𝜎0 = 1 81 1,5 = 121,5 (𝑁) Trong đó

- Q: số dây đai

- 𝐴1: diện tích mỗi dây đai, 𝑚𝑚2 (theo bảng 4.3 [31 – tr128])

- 𝜎0: ứng suất do lực căng ban đầu của đai gây ra (theo [31 – tr139])

- Lực vòng có ích của bộ truyền đai (𝐹𝑡) [31 – tr159]

𝐹𝑡 =1000 𝑃1

𝑣1 =

1000 5,2523,56 = 222,84 (𝑁) Trong đó

- 𝑃1 công suất động cơ, kW