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 TÍNH TỐN THIẾT KẾ MÁY CẮT CỎ ĐỀ TÀI 2.1 Xây dựng toán thiết kế máy Trên sở phân tich ưu nhược điểm máy đề tài xây dựng toán thiết kế máy theo Bảng 2.1 Bảng 2.1: Bảng thông số kỹ thuật thiết kế máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái Thông số kỹ thuật Yêu cầu Vận tốc tiến máy làm việc ố vòng quay đĩa dao Chiều cao cắt( tính từ mặ đất) Chiều rộng làm việc Số lượng lưỡi dao cắt lắp đĩa dao Số người vận hành Khối lượng mô đun cắt Công suất động xăng Giá trị – (km/h) 1800 – 2400 (vòng/phút) ≥ (cm)  (m) tối đa dao người  80 (kg)  (HP) 2.2 Cơ sở lý thuyết tính tốn 2.2.1 Cơ sở lý thuyết vận tốc cắt tới hạn máy cắt cỏ Khi vật rắn xoay quanh trục sinh momen qn tính Đồng thời, momen quán tính tạo cho vật chất động lượng quay hay gọi momen động lượng Nghĩa là, vật rắn chuyển động quay quanh trục ln mang lượng định Đối với dao cắt Hình 21, nguồn lượng (𝐸𝑆𝐶 ) phải tạo lực cắt (𝐹𝐶 ) lớn nội lực bên thân cỏ nhầm tạo phá hủy kết cấu thân Với đặt điểm dao cắt di chuyển xoay quanh vị trí lắp, nên tang trống đạt tốc độ quay cao sinh lực li tâm (𝐹𝑙𝑡 ) Lực có phương qua tâm chiều hướng ngồi, dao cắt ln có xu hướng giữ thẳng trình làm việc Hình 2.1 Hình 2.1: Sơ đồ phân tích lực lượng trình cắt 27 Theo tài liệu tổng hợp luận văn thạc sĩ Phillip Jonhson Hoa Kỳ năm 2012 [30] (tr25 – 28): Một vết cắt gọn, yêu cầu thân phải cắt đứt tốc độ tới hạn, độ lệch thân bị giảm đáng kể Năm 1987, Persson đưa cơng thức để tính tốc độ tới hạn sau: 𝑣𝑘 =√𝑑𝑠 𝐹𝑥 −𝐹𝑏 𝑚𝑝 (1 + 𝑍𝑐𝑔 𝑟𝑔2 ) (2.1) Trong đó: - 𝑣𝑘 : vận tốc tới hạn dao cắt, m/s - 𝑑𝑠 : đường kính thân, m - 𝐹𝑥 : lực cắt, N - 𝐹𝑏 ∶ phản lực thân cây, N - 𝑍𝑐𝑔 : chiều cao trọng tâm cây, m - 𝑟𝑔 : bán kính quay phần bị cắt, m - 𝑚𝑝 : khối lượng cắt cây, kg Một phép tính gần thu kết cách, giả sử cho 𝑍𝑐𝑔 = 𝑟𝑔 (Srivastava, 2006) Năm 1968, Karpenko nghiên cứu kết luận rằng, tốc độ cắt tối thiểu tuyệt đối loại thông thường cỏ dại – 10 m/s tốc độ cắt phổ biến 25 m/s Hình 2.2 mơ tả Ảnh tốc độ cao thí nghiệm cắt thân cỏ A (cắt tốc độ tới hạn 35m/s), B (cắt tốc độ tới hạn 20 m/s) [30] Sự khác biệt độ võng thân cỏ trình cắt, điều kiện cắt tốc độ tới hạn mơ tả Hình 2.2 Hình 2.2: Ảnh tốc độ cao thí nghiệm cắt thân cỏ Trong thực tế, máy cắt sử dụng tốc độ 60 m/s trở lên, nằm nghiêng có xu hướng yêu cầu tốc độ cắt cao hơn, điều nghiên cứu (O'Dogherty and Gale 1986, O'dogherty and Gale 1991) Tốc độ cắt tới hạn liên quan mật thiết đến tính đồng chất lượng cắt (O'Dogherty Gale 1986, Tuck 1991) O’Dogherty (1986) cho rằng, việc cắt xảy chế khác điều kiện tốc độ tới hạn, với vận tốc 28 thấp làm tăng khả di chuyển thân lưỡi cắt qua tạo chất lượng cắt Đồng thời, ông quan sát thấy kéo lê từ bên sang bên thân cây, làm cho thân có xu hướng uốn dẻo xuống theo khoảng trống phía dao cắt, gây tượng bỏ xót máy cắt qua Ngoài ra, cắt tốc độ tới hạn thân quấn trượt dọc theo lưỡi cắt làm gia tăng lượng cắt Hình 2.3: Biểu đồ chênh lệch lượng cắt cắt tốc độ tới hạn [30]  Kết luận: Tốc độ tới hạn yếu tố quan trọng ảnh hưởng lớn tới hiệu cắt lượng tiêu hao lượng máy q trình hoạt động Do đó, để máy cắt cỏ làm việc hiệu tính tốn, lựa chọn tốc độ tới hạn phù hợp điều bắt buộc Dựa vào cơng thức (1), ta hồn tồn tính tốc độ tới hạn cần thiết cho máy cắt Tuy nhiên, trình hoạt động thực tế máy ln tồn sai số so với tính toán Các nghiên cứu trước tốc độ tới hạn tối thiểu cần đạt cho cỏ dại – 10 m/s, thực tế để đạt hiệu máy phải hoạt động tốc độ 60 m/s Do đó, ta hồn tồn chọn tốc độ tới hạn 60 m/s để áp dụng vào việc tính tốn, thiết kế cho máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái Hai tang trống máy cắt cỏ trình làm việc quay với tốc độ không đổi, nên dao cắt lắp ngoại vị trống xem chuyển động tròn Do đó, ta có cơng có cơng thức liên hệ vận tốc dài vận tốc góc sau: 𝑣𝑘 = R  (2.2) Trong đó: - 𝑣𝑘 : vận tốc dài (hay gọi 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 vịng/phút Từ cơng thức ta suy ra, tốc độ góc tang trống với đơn vị vịng/phút theo cơng thức sau [31]: =  𝑛 30 (2.3) Trong đó: n số vịng quay tang trống (vịng/phút) Từ cơng thức (2) (3), ta dễ dàng có cơng thức thể mối liên hệ vận tốc tới hạn số vòng quay tang trống sau [31]: 29 𝑣𝑘 =  𝑑 𝑛 60000 (2.4) Số vòng quay đại lượng giúp ta thuận lợi việc tính tốn, thiết kế thơng số truyền động truyền dễ dàng việc lựa chọn động phù hợp 2.2.2 Mối liên hệ lượng công suất cần thiết máy cắt cỏ Theo tài liệu tổng hợp luận văn thạc sĩ Phillip Jonhson Hoa Kỳ năm 2012 [30] (tr16 – 19): Năm 1987, Persson đề xuất công thức thể mối liên hệ công suất cần thiết lượng cắt sau: 𝑃𝑚𝑜𝑣 = ( 𝑃𝐿𝑆 + 𝐸𝑆𝐶 𝑣𝑓 ) 𝑊𝑐 (2.5) Trong đó: - 𝑃𝑚𝑜𝑣 : tổng công suất cần thiết máy cắt, kW - 𝑃𝐿𝑆 : công suất tổn thất (do lực cảng khơng khí, thân cỏ sau cắt hiệu suất truyền ma sát), kW/m - 𝐸𝑆𝐶 : lượng cắt, kJ/𝑚2 - 𝑣𝑓 : vận tốc dài, m/s - 𝑊𝑐 ∶ chiều rộng làm việc máy cắt, m Các nghiên cứu thực nghiệm Persson rằng, cơng suất tổn thất (𝑃𝐿𝑆 ) có giá trị khoảng 1.5 – kW/m, với máy cắt dạng trống tổn thất cao máy cắt dạng đĩa Năng lượng cắt có giá trị khoảng 1.5 – 2.1 kJ/𝑚2 tùy thuộc vào độ sắc bén lưỡi dao Hình 2.4: Biểu đồ mối liên hệ vận tốc tiến cơng suất cắt [30] Các thí nghiệm Mcrandal and Mcnulty 1978, kết luận 50% lượng dùng để di chuyển gom thành hàng thân cỏ cắt phía sau, 3% lượng đầu vào sử dụng cho nhiệm vụ cắt Những thí nghiệm thực đồng cỏ với tốc độ dao 78 m/s vận tốc tiến 5,5 km/h 30 Hình 2.5: Biểu đồ ảnh hưởng tốc độ dao đến lượng cắt cần thiết [30] Mối liên hệ vận tốc tiến công suất cắt thể Hình 2.5 Mối liên hệ xuất gia tăng nhu cầu lượng dòng chảy cỏ dại qua hai đĩa cắt 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, cơng suất cần thiết đơn vị diện tích (kW/𝑚2 ) giảm theo tốc độ tiến phạm vi từ – km/h Xu hướng tỉ lệ chênh lệch chiều dày vết cắt vận tốc tiến khác đơn vị lượng cung cấp cố định Trong thực tế, theo tiêu chuẩn ASAE D497.7 hiệp hội kỹ sư nông nghiệp sinh học Hoa Kỳ 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 kW/h theo Hình 2.5 Ngồi ra, qua thí nghiệm thực nghiệm viện kỹ thuật nơng nghiệp quốc gia Ấn Độ đưa công suất cần thiết máy cắt cỏ dạng dao xoay 1,5 – kW/m với mức lượng cắt 1,5 kJ/𝑚2 cho dao sắt bén 2,1 kJ/𝑚2 cho dao mòn 31  Kết luận: Từ sở lý thuyết tính tốn cơng suất cần thiết cho máy cắt cỏ, nghiên cứu thực nghiệm tiêu chuẩn ban hành Với yêu cầu máy cắt cỏ có chiều rộng làm việc 1(m), ta chọn cơng suất cần thiết cung cấp cho mô đun làm việc kW/m theo tiêu chuẩn ASAE D497.7 Hoa kỳ để áp dụng cho việc tính tốn, thiết kế máy cắt cỏ chuyên dùng chăm sóc vườn ăn trái Bởi thơng số có giá trị lớn nguyên cứu thực nghiệm 2.2.3 Cơ sở lý thuyết dao cắt Dao cắt đối tượng trực tiếp tác động vào thân tạo phá hủy kết cấu thân cỏ loại thực vật khác Mọi yếu tố liên quan như: công suất cần thiết cần cung cấp cho máy, nguyên lý truyền, … có mục đích cung cấp nguồn lượng cần thiết để dao cắt thực việc cắt đứt Do đó, có nhiều loại máy cắt với nhiều nguyên lý khác dao cắt có chung đặc điểm dụng cụ cắt như: cạnh sắc, góc cơn, chiều dày, … lưỡi dao Các đặc điểm ảnh hưởng trực tiếp tới chất lượng cắt Các yếu tố dao cắt nghiên cứu áp dụng rộng rãi từ trước đến Các nghiên cứu trình bày rõ luận văn tiến sĩ Eric Veikle năm 2011 sau [33]: Khi góc vát dao cắt nhỏ độ biến dạng thân (trong khu vực cắt) nhỏ Tuy nhiên, độ bền dao cắt giảm góc vát nhỏ, dao có góc vát nhỏ nhanh mịn cùn dao có góc vát lớn Hơn nữa, lưỡi dao có góc vát nhỏ dễ bị hư hỏng gặp vật lạ như: đá, kim loại, … Năm 1987 nghiên cứu Persson kết luận rằng: tất loại máy cắt, cắt loại thực vật khác góc vát có ảnh hưởng đáng kể đến lực cắt, lượng cắt tuổi thọ cắt Năm 1988, theo Chancellor góc vát phù hợp để cắt loại vật liệu thực vật 20 – 30°, lượng giảm góc vát dao giảm xuống 20°, có gia tăng đáng kể tỷ lệ hao mịn dao góc vát nhỏ Trong đó, góc vát lưỡi dao tăng 30° lực cắt cao làm gia tăng mức lượng tiêu thụ để cắt loại thực vật, điển hình như: góc vát từ 70 - 80° cần khoảng lượng gấp đôi so với lượng lượng dùng để cắt vật liệu với góc vát 25° Đồng thời, ông ảnh hưởng góc vát thể rõ rệt độ dày độ sâu cắt tăng 32  Góc vát lưỡi dao cắt Hình 2.6: Định nghĩa vị trí góc vát dao cắt [33]  Cạnh sắc lưỡi dao cắt Lực lượng cần thiết để cắt loại thực vật có mối liên hệ mật thiết với bán kính cạnh lưỡi cắt Năm 1979, Reznik thực thí nghiệm nhầm so sánh độ sắc bén lưỡi dao, cho thấy lưỡi dao có bán kính cạnh sắc 0,25 mm có yêu cầu lực lượng gấp đơi so với lưỡi dao có bán kính cạnh sắc 0,05 – 0,01 mm Lý do, mà lưỡi dao sắc cần lượng lưỡi dao cùn cắt loại thực vật định, lưỡi sắc gây phá vỡ nén tế bào thực vật phạm vi nhỏ nên cần lượng Ngược lại, dao cùn tác động phạm vi lớn nên cần nhiều lượng Giải thích này, áp dụng lí giải cho tất loại dao cắt khác Năm 1965, Bockhop thí nghiệm ơng chứng minh rằng: tốc độ tối thiểu dao lắp ngoại vi đĩa dao tăng 40% khi bán kính lưỡi cắt thay đổi từ 0,1 – 0,25 mm  Chiều dày dao Các nghiên cứu Chancellor năm 1988 rằng, độ dày lưỡi cắt ảnh hưởng cắt lớp mỏng Tuy nhiên, cắt lớp vật liệu dày có mật độ cao, lưỡi cắt dày tạo diện tích tiếp xúc lớn với thực vật, làm tăng lượng để cắt vật liệu Để chứng minh điều ông thực thí nghiệm cắt lớp thân ngơ dày 100 mm, kết thí nghiệm cho thấy dao cắt với độ dày mm cần lượng lượng cao 46% so với lượng cần thiết cung cấp cho dao cắt có độ dày mm Từ kết thí nghiệm ơng kết luận rằng, với thảm thực vật có mật độ cao độ dày dao cắt ảnh hưởng đáng kể đến lượng cần thiết để thực hoạt động cắt Từ phân tích ta thấy, độ dày dao cắt yếu tố quan trọng ảnh hưởng tới lượng cung cấp cho dao cắt Do đó, với chiều dày dao thích hợp máy cắt giảm lượng tiêu thụ q trình làm việc, điều có ý nghĩa quan trọng việc giảm chi phí lượng cho máy 33 Hình 2.7: Sự chênh lệch mức độ tiếp xúc lưỡi dao thực vật hai lưỡi dao cắt có độ dày khác 2.2.4 Cơ sở lý thuyết kiểm nghiệm ứng suất tĩnh solidworks simulation Để đảm bảo thiết kế đáng tin cậy trong trình làm việc sau thiết kế, cụm chi tiết nguy hiểm cao đưa vào phân tích đánh giá Theo lý thuyết đàn hồi biến dạng dẻo, phá hủy xảy lượng biến dạng trường hợp thực tế lớn lượng phá hủy mẫu thử loại thời điểm bị phá hủy Năng lượng biến dạng đàn hồi lớn (còn gọi ứng suất VonMises) theo lý thuyết dự đoán vật liệu bị phá hủy ứng suất Von-Mises đạt tới giới hạn đàn hồi vật liệu (yield strength, Sy) Dựa vào kết nguyên cứu từ tài liệu TS Nguyễn Anh Ngọc, PGS TS Lê Hồng Quân TS Nguyễn Tiến Hán, Khoa Cơng nghệ Ơ tơ, trường Đại học Công nghiệp Hà Nội “Mô phân tích kết cấu cấu phanh dầu từ trường simulation and structure analysis of a magnetorheological brak ” [35] Ta có: Ứng suất VonMises tính tốn theo công thức [35]: 1 2 2 [(𝜎𝑥 − 𝜎𝑦 ) + (𝜎𝑦 − 𝜎𝑧 ) + (𝜎𝑧 − 𝜎𝑥 )2 + 6(𝜏𝑥𝑦 )] 𝜎𝑣𝑚 = − 𝜏𝑦𝑧 − 𝜏𝑧𝑥 √2 Trong đó: (2.5) - 𝜎𝑣𝑚 : ứng suất VonMises - 𝜎𝑥 , 𝜎𝑦 , 𝜎𝑧 : ứng suất pháp tương đương cục theo phương x, y z - 𝜏𝑥𝑦 , 𝜏𝑦𝑧 , 𝜏𝑧𝑥 : ứng suất tiếp mặt phẳng tương ứng xy, yz zx Do đó, để biến dạng không xảy ra, ứng suất tương đương von Mises stress phải nhỏ ứng suất phá hủy vật liệu [35]: 𝜎𝑣𝑚 < 𝑆𝑦 Hình 2.8: Quan hệ ứng suất – biến dạng thí nghiệm kéo [34] 34 Với mục đích rút ngắn thời gian tính tốn ta sử dụng mơ đun simulation phần mềm solidworks, để mơ tính toán ứng suất VonMises chi tiết cần kiểm nghiệm Mơ đun Simulation hoạt động dựa lí thuyết phương pháp phần tử hữu hạn (hay gọi FEM) Để xác định ứng suất VonMises cực đại chi tiết cần kiểm nghiệm, ta thực bước sau:  Bước 1: Gán vật liệu cho chi tiết  Bước 2: Gán mối liên kết  Bước 3: Gán ràng buộc cho chi tiết  Bước 4: Đặt lực tương ứng lên chi tiết  Bước 5: Chia lưới cho chi tiết  Bước 6: Tiến hành q trình phân tích mơ 2.3 Nghiên cứu, tính tốn, thiết kế tổng thể kết cấu máy Thơng qua q trình nghiên cứu, phân tích đánh giá mục 2, ta chọn nguyên lý có sở lý thuyết để tính tốn, thiết kế mơ đun cắt Mơ đun cắt quan trọng máy cắt cỏ, nhiên với mơ đun cắt khơng làm nên máy hồn chỉnh Vì vậy, để máy cắt cỏ hoạt động làm việc ổn định cần hổ trợ phận liên quan như: động cơ, khung máy, truyền, … mà quan trọng phận cần phải bố trí phù hợp nhầm tạo hài hòa ổn định cho máy hoạt động, làm việc điều kiện khác Nghĩa là, tổng thể kết cấu máy phải phù hợp đáp ứng yêu cầu làm việc Với mơ đun cắt cỏ có ngun lý Hình 2.9, ta có hai phương án thiết kế tổng thể kết cấu máy cắt cỏ sau:  Phương án (Bố trí mơ đun cắt cỏ dạng trống máy kéo cơng suất nhỏ) Hình 2.9: Sơ đồ nguyên lý mô đun cắt cỏ kết hợp với máy kéo cơng suất nhỏ Trong đó: 01 máy kéo công suất nhỏ, 02 động diesel máy kéo, 03 truyền đai, 04 mô đun cắt cỏ dạng trống Với phương án này, mơ đun cắt cỏ 04 bố trí phía trước máy kéo cơng suất nhỏ 01 Nguồn lượng cung cấp cho mô đun cắt lấy từ động diesel 02 35 máy kéo thơng qua truyền đai Hình 2.9 Do khoảng cách từ trục động diesel đến trục puly mô đun cắt nằm cách xa nhau, nên tính ổn định hiệu suất truyền động giảm trình làm việc Vì vậy, với phương án ta nên bố trí puly đai trung gian động máy kéo mơ đun cắt Ngồi ra, để thuận tiện cho việc di chuyển sau cắt máy cần phải có cấu nâng, hạ nhầm nâng mô đun cắt khỏi mặt đắt tránh va chạm lúc di chuyển  Ưu điểm:  Có thể di chuyển với vận tốc tiến lớn  Người vận hành làm việc thời gian dài, tiết kiệm công sức lao động, suất làm việc tăng  Có thể động di chuyển tới nhiều địa điểm làm việc khác cách nhanh chóng  Nhược điểm:  Khả quan sát mô đun cắt làm việc bị hạn chế che khuất kết cấu máy kéo  Không hoạt động hiệu môi trường vườn ăn trái, trồng nằm xen kẽ cách khu vực diện tích Ngồi ra, phần cỏ xung quanh khó loại bỏ đặc trưng kết cấu máy kéo  Tiêu hao nhiều lượng q trình làm việc, mơ đun cắt yêu cầu lượng lượng định đảm bảo cho yêu cầu cắt (đã phân tích phần sở lý thuyết tính tốn), độ diesel công suất lớn máy kéo lại cung cấp cho mô đun cắt nguồn lượng cao Gây lãng phí lượng khơng cần thiết làm gia tăng chi phí vận hành máy  Với phương án này, ta phải thiết kế thêm cấu nâng – hạ, đồng thời chi phí máy kéo cơng suất nhỏ cao nên làm tăng giá thành sản phẩm  Kết luận: Qua việc phân tích ưu, nhược điểm phương án bố trí máy cắt cỏ phía trước máy kéo công suất nhỏ Ta nhận thấy, phương án bố trí khơng phù hợp với u cầu làm việc vườn ăn trái Đồng thời, chi phí để sản xuất máy cắt cỏ theo phương án cao nên giá thành đến tay người sử dụng lớn Do đó, ta khơng lựa chọn cách bố trí tổng thể máy theo phương án cho máy cắt cỏ đề tài Tuy nhiên, phương án lại cho thấy tiềm ứng dụng cao công việc cắt cỏ diện tích rộng lớn Bởi, chi phí đầu tư máy ban đầu bù đắp suất cắt cao máy 36 Kết luận: từ kết cho ta thấy, truyền bánh côn trình làm việc sinh ứng suất uốn 𝜎𝐹 = 60,69 (𝑀𝑃𝑎) thấp giá trị ứng suất uốn cho phép [𝜎𝐹 ] = 179,14 (𝑀𝑃𝑎) Do đó, độ bền truyền bánh côn mặt uốn đảm bảo 2.4.5.4 Kết đạt sau trình tính tốn, thiết kế truyền bánh Dựa vào kết tính tốn, thiết kế ta có bảng thơng số kỹ thuật truyền bánh côn sau: Bảng 2.16: Thông số kỹ thuật truyền bánh côn Thông số truyền bánh Giá trị Mơ đun vịng chia 𝑚𝑒 = Số 𝑧𝑏𝑟1 = 𝑧𝑏𝑟2 = 25 (𝑟ă𝑛𝑔) Đường kính vịng chia ngồi 𝑑𝑒1 = 𝑑𝑒2 = 100 (𝑚𝑚) Chiều dày 𝑏 = 20 (𝑚𝑚) Chiều dài ngồi 𝑅𝑒 = 70,71 (𝑚𝑚) Tỉ số truyền 𝑢𝑏𝑟 = Vận tốc làm việc 𝑣𝑏𝑟 = 10,76 (𝑚/𝑠) Với thông số kỹ thuật truyền bánh côn, ta sử dụng phần mềm Solidworks để tiến hành thiết kế mơ hình 3D Sau hồn thành việc thiết kế mơ Hình chiều, ta tiến hành xuất vẽ thêm giá trị dung sai, ta vẽ thiết kế, chế tạo bánh chủ động bị động Hình 2.27 Hình 27: Bản vẽ thiết kế, chế tạo bánh chủ động 62 Hình 2.28: Bản vẽ thiết kế, chế tạo bánh côn bị động 2.4.6 Nghiên cứu, tính tốn, thiết kế trục dẫn động 2.4.6.1 Chọn vật liệu thiết kế trục Thép cacbon C45 có độ bền kéo từ 570 ̴ 690Mpa đảm bảo khả chống bào mịn chống oxy hóa tốt, chịu tải trọng cao, chịu va đập mạnh có tính đàn hồi tốt nhờ độ bền kéo giới hạn chảy cao  Ưu điểm:  Rẻ, dễ kiếm dùng nguyên tố hợp kim đắt tiền  Có tính tổng hợp định phù hợp với điều kiện thơng dụng  Có tính cơng nghệ tốt: dễ đúc, cán, rèn, kéo sợi, hàn, gia công cắt (so với thép hợp kim)  Nhược điểm:  Độ thấm tơi thấp nên hiệu hóa bền nhiệt luyện, tơi, ram, … ảnh hưởng xấu đến độ bền, đặc biệt tiết diện lớn  Tính chịu nhiệt độ cao kém: nung nóng độ bền cao trạng thái tơi giảm nhanh chóng mactenxit bị phân hóa 200oC, 570oC bị ơxy hóa mạnh  Khơng có tính chất vật lý hóa học đặc biệt như: cứng nóng, chống ăn mịn Bảng 2.17: Thơng số kỹ thuật thép C45 Thông số Giá trị Mô đun đàn hồi (MPa), E 2.1x105 Khối lượng riêng (Kg/m3),ρ 7800 63 Giới hạn bền (Mpa), σb 610 Giới hạn bền (Mpa), σ0.2 360 Cán nóng Độ cứng (HB) 229 Ủ ram nhiệt độ cao 197 Độ giản dài tương đối (%), δ5 16 Hệ số poisson (%), ψ 40 Độ dai va đập (kJ/m2), ak 500  Kết luận: qua đặc điểm thông số kỹ thuật, ta thấy vật liệu thép C45 hoàn toàn phù hợp để áp dụng vào tính tốn, thiết kế, chế tạo trục dẫn động máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái 2.4.6.2 Tính tốn, thiết kế trục I Dựa vào Bảng 12, ta có thơng số thiết kế trục sau: - Công suất trục: 𝑝1 = 5,04 (𝑘𝑊) - Tốc độ làm việc: 𝑛1 = 2400 (𝑣ị𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) - Mơ men xoắn trục: 𝑇1 = 20055 (𝑁 𝑚𝑚) - Trục I, xem trục trung gian có nhiệm vụ nhận lượng chuyển động từ động xăng truyền lượng cho mơ đun cắt Do đó, với kết cấu, phương án bố trí động xăng, kích thước tổng thể mơ đun cắt, kích thước bánh đai đĩa xích, ta có chiều dài trục Hình 2.29 sau: Hình 2.29: Kích thước theo chiều dài trục I Xác định đường kính trục Đường kính trục I, tính tốn sơ (theo cơng thức 10.15 [31 – tr 359]) sau: 𝑑≥√ 𝑇1 5.20055 =√ = 17,12 (𝑚𝑚) [𝜏 ] 20 Trong đó: 𝑇1 : mơ men xoắn trục I, N.mm 64 [𝜏]: ứng suất xoắn cho phép vật liệu trục, Mpa (với vật liệu thép C45, ta chọn ứng suất cho phép [𝜏] = 20 (𝑀𝑝𝑎) [31 – tr 352]) Dựa kết tính tốn ta thấy, để đảm bảo an tồn q trình làm việc đường kính trục I phải lớn 17,12 (mm) Với A, B Hình 48 vị trí lắp bánh đai bánh xích nên ta chọn theo kích thước tiêu chuẩn [31 – tr 344] sau: 𝑑𝐴 = 30 (𝑚𝑚), 𝑑𝐵 = 22 (𝑚𝑚) Các kích thước đường kính bậc cịn lại trục I, lựa chọn thiết kế Hình 2.30 - Hình 2.30: Kích thước thiết kế trục I Kiểm nghiệm bền trục I phần mềm solidworks simulation Hình 2.31: Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục I Trong đó: 𝑇1 mơ men xoắn trục I, 𝐹đ lực tác dụng lên trục I bánh đai, 𝐹𝑥 lực tác dụng lên trục bánh xích Dựa vào nguyên lý làm việc máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái, ta phân tích thành phần lực tác dụng lên trục I Hình 2.31 Các giá trị lực tính toán phần trước tổng hợp Bảng 2.18 sau: Bảng 2.18: Bảng giá trị thành phần lực tác dụng lên trục I Thành phần lực tác dụng lên trục I Thành phần Kí hiệu Giá trị Mô men xoắn 20055 (N.mm) 𝑇1 Lực tác dụng lên trục truyền đai 242,4 (N) 𝐹đ Lực tác dụng lên trục truyền xích 548,34 (N) 𝐹𝑥 Với giá trị thành phần lực phân tích, ta thực xây dựng mơ hình gán điều kiện biên gồm bước: gán vật liệu C45 cho trục I, thiết lập liên kết gối đỡ, gán ràng buộc ngàm cố định đặt lực Hình2.32 65 Hình 2.32: Mơ hình phân tích gán điều kiện biên Hình 2.33, thể q trình chia lưới sau hồn thành việc xây dựng mơ hình gán điều kiện biên Hình 2.33: Chia lưới mơ hình phân tích tính tốn Hình 2.34: Kết phân tích mơ mô đun Simulation Solidworks Kết luận: sau chạy phân tích, mơ ứng suất tĩnh ta nhận kết Hình 2.34 - Ứng suất VonMises cực đại trục I có giá trị 𝜎𝑣𝑚 = 17,54 (𝑀𝑝𝑎) - Để đảm bảo an toàn cho kết cấu, ta tăng giá trị ứng suất cực đại lên hệ số [s] Hệ số [s] gọi hệ số an toàn (theo [31 – tr 360], chọn [s] = 2,5) Suy ra, ứng suất Vonmises với hệ số an toàn [s] là: 𝜎𝑣𝑚[𝑠] = 𝜎𝑣𝑚 [𝑠] = 17,54 2,5 = 43,85(𝑀𝑝𝑎) < 𝑆𝑦 = 2,1 105 (𝑀𝑝𝑎) 66 Với kết ta thấy ứng suất VonMises cực đại với hệ số an toàn [s] nhỏ giá trị ứng suất phá hủy thép C45 (𝑆𝑦 = 2,1 105 𝑀𝑝𝑎 ) Do đó, kết cấu trục I đảm bảo độ an toàn cứng vững q trình làm việc 2.4.6.3 Tính tốn thiết kế trục II - Dựa vào Bảng 12, ta có thơng số thiết kế trục sau: - Công suất trục: 𝑝1 = 4,64 (𝑘𝑊) - Tốc độ làm việc: 𝑛1 = 2400 (𝑣ị𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) - Mơ men xoắn trục: 𝑇1 = 18463 (𝑁 𝑚𝑚) Trục II, bố trí nằm ngang khung hộp mơ đun cắt, có nhiệm vụ nhận lượng quay từ trục I truyền chuyển động quay cho trục công tác Dựa vào kết cấu tổng thể kích thước giới hạn mô đun cắt, ta thiết kế kết cấu trục theo chiều dài Hình 2.35 Hình 2.35: Xác định đường kính trục Đường kính trục I, tính tốn sơ (theo công thức 10.15 [31 – tr 359]) sau: 𝑑≥√ 𝑇2 5.18463 =√ = 16,65 (𝑚𝑚) [𝜏 ] 20 Trong đó: 𝑇2 : mơ men xoắn trục II, N.mm [𝜏]: ứng suất xoắn cho phép vật liệu trục, Mpa (với vật liệu thép C45, ta chọn ứng suất cho phép [𝜏] = 20 (𝑀𝑝𝑎) [31 – tr 352]) Dựa kết tính tốn ta thấy, để đảm bảo an tồn q trình làm việc đường kính trục II phải lớn 16,65 (mm) Với D, E, F Hình 2.36 vị trí lắp bánh xích bánh nên ta chọn đường kính trục theo kích thước tiêu chuẩn [31 – tr 344] sau: 𝑑𝐷 = 22 (𝑚𝑚), 𝑑𝐸 = 𝑑𝐹 = 25 (𝑚𝑚) Hình 2.37, thể kích thước thiết kế trục II Hình 2.36: Kích thước thiết kế trục II 67 - Kiểm nghiệm bền trục II phần mềm solidworks simulation Hình 2.37: Sơ đồ phân bố lực trục II Trong đó: 𝐹𝑟1 lực hướng trục, 𝐹𝑡1 lực vòng, 𝐹𝑎 lực hướng trục bánh côn chủ động, 𝑇2 mô men xoắn trục II Dựa vào nguyên lý làm việc máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái, ta phân tích thành phần lực tác dụng lên trục II Hình 2.37 Các giá trị lực tính tốn phần trước tổng hợp Bảng 2.19 sau: Bảng 2.19: Bảng giá trị thành phần lực tác dụng lên trục II Thành phần lực tác dụng lên trục II Thành phần Kí hiệu Giá trị Mô men xoắn 18463 (N.mm) 𝑇2 Lực hướng trục bánh dẫn 106,39 (N) 𝐹𝑟1 Lực dọc trục bánh dẫn 90,87 (N) 𝐹𝑎1 Lực vòng bánh dẫn 430,62 (N) 𝐹𝑡1 Xây dựng mơ hình phân tích gán điều kiện biên gồm: gán vật liệu C45 cho trục II, thiết lập liên kết gối đỡ, gán ràng buộc ngàm cố định đặt lực Hình 2.38 Hình 2.38: Mơ hình phân tích gán điều kiện biên Hình 2.39, chia lưới mơ hình phân tích, sau hoàn thành nhiệm vụ gán điều kiện biên 68 Hình 2.39: Mơ hình phân tích, tính tốn chia lưới Hình 2.40: Kết phân tích mô mô đun Simulation Solidworks Kết luận: sau chạy phân tích, mơ ứng suất tĩnh ta nhận kết Hình2.40 - Ứng suất VonMises cực đại trục II có giá trị 𝜎𝑣𝑚 = 17,8 (𝑀𝑝𝑎) - Để đảm bảo an toàn cho kết cấu, ta tăng giá trị ứng suất cực đại lên hệ số [s] Hệ số [s] gọi hệ số an toàn (theo [31 – tr360], chọn [s] = 2,5) Suy ra, ứng suất Vonmises với hệ số an toàn [s] là: 𝜎𝑣𝑚[𝑠] = 𝜎𝑣𝑚 [𝑠] = 17,8 2,5 = 44,5(𝑀𝑝𝑎) < 𝑆𝑦 = 2,1 105 (𝑀𝑝𝑎) Với kết ta thấy ứng suất VonMises cực đại với hệ số an toàn [s] nhỏ giá trị ứng suất phá hủy thép C45 (𝑆𝑦 = 2,1 105 𝑀𝑝𝑎 ) Do đó, kết cấu trục II đảm bảo độ an toàn cứng vững q trình làm việc 2.4.6.4 Tính tốn, thiết kế trục III - Dựa vào Bảng 12, ta có thơng số thiết kế trục sau: Công suất trục: 𝑝1 = 4,45 (𝑘𝑊) Tốc độ làm việc: 𝑛1 = 2400 (𝑣ị𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) Mơ men xoắn trục: 𝑇1 = 17707 (𝑁 𝑚𝑚) 69 - Trục III, mô đun cắt bố trí đặt thẳng đứng, thực chuyển động cho phận cơng tác Dựa vào kết cấu tổng thể máy kéo mô đun cắt ta thiết kế trục III với kích thước dài Hình2.41 Hình 2.41: Kích thước thiết kế trục III theo chiều dài Tính tốn kích thước đường kính trục sơ Đường kính trục III, tính tốn sơ (theo công thức 10.15 [31 – tr359]) sau: 𝑑≥√ 𝑇3 5.17707 =√ = 16,42 (𝑚𝑚) [𝜏 ] 20 Trong đó: 𝑇3 : mơ men xoắn trục III, N.mm [𝜏]: ứng suất xoắn cho phép vật liệu trục, Mpa (với vật liệu thép C45, ta chọn ứng suất cho phép [𝜏] = 20 (𝑀𝑝𝑎) [31 – tr352]) Dựa kết tính tốn ta thấy, để đảm bảo an tồn q trình làm việc đường kính trục III phải lớn 16,42 (mm) Với G Hình 2.42 vị trí lắp bánh nên ta chọn đường kính trục theo kích thước tiêu chuẩn [31 – tr344] sau: 𝑑𝐺 = 25 (𝑚𝑚), Hình 2.42, thể kích thước thiết kế trục III Hình 2.42: Kích thước thiết kế trục III Với kết cấu máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái trục III kết hợp với hai bánh xe máy kéo, chịu tồn tải trọng máy kéo, cụm mơ đun cắt Ngồi ra, q trình làm việc đĩa bảo vệ hai cụm tang trống trượt trực tiếp bề mặt đất, lực ma sát trượt yếu tố cần tính hợp lý để trục có khả làm việc ổn định mơi trường thực tế Hình 2.43, thể lực mô men xoắn tác động lên trục III 70 Hình 2.43: Sơ đồ phân tích lực trục III Trong đó: 𝑇3 mơ men xoắn, N phản lực, P trọng lực 𝐹𝑚𝑎 lực ma sát trượt tác dụng trục III - Tính tốn lực tác dụng lên trục III - Trọng lực (N) Dựa vào việc tham khảo mẫu máy có thị trường, máy cắt trình làm việc yêu cầu cần người vận hành nên khối lượng mô đun cắt có giá trị khơng lớn 100 kg Ngoài ra, với trọng lượng máy kéo 98 (kG) theo Bảng 9, ta tính trọng lực tác dụng lên trục III sau: (𝑚𝑚đ𝑐 + 𝑚𝑚𝑘 ) 𝑔 (100 + 98) 10 𝑃= = = 495(𝑁) 4 Trong đó: 𝑚𝑚đ𝑐 khối lượng mơ đun cắt, 𝑚𝑚𝑘 khối lượng máy kéo, g gia tốc trọng trường - Lực ma sát (𝐹𝑚𝑠 ) Ta có: phản lực N tác dụng lên trục III với trọng lực tác dụng lên trục III nên: 𝑁 = 𝑃 = 495 (𝑁) Suy ra, giá trị lực ma sát tính sau: 𝐹𝑚𝑠 = 𝑁  = 495 0,4 = 198 (𝑁) Trong đó: 𝐹𝑚𝑠 lực ma sát trượt, N phản lực trục III,  hệ số ma sát trượt đất thép (theo [43], 𝜇 = 0,2 − 0,4 ) - Kiểm nghiệm bền trục III phần mềm solidworks simulation Hình 2.44, Xây dựng mơ hình phân tích, gán điều kiện biên (gồm gán vật liệu C45 cho trục III, thiết lập liên kết gối đỡ, gán ràng buộc ngàm cố định, đặt lực) chia lưới mơ hình 71 Hình 2.44: Gán điều kiện biên chia lưới mô hình phân tích Hình 2.45: Kết mơ phân tích mơ đun simulation solidworks Kết luận: sau chạy phân tích, mơ ứng suất tĩnh ta nhận kết Hình 2.45 - Ứng suất VonMises cực đại trục III có giá trị 𝜎𝑣𝑚 = 13,56 (𝑀𝑝𝑎) - Để đảm bảo an toàn cho kết cấu, ta tăng giá trị ứng suất cực đại lên hệ số [s] Hệ số [s] gọi hệ số an toàn (theo [31 – tr360], chọn [s] = 2,5) Suy ra, ứng suất Vonmises với hệ số an toàn [s] là: 𝜎𝑣𝑚[𝑠] = 𝜎𝑣𝑚 [𝑠] = 13,65 2,5 = 33,9(𝑀𝑝𝑎) < 𝑆𝑦 = 2,1 105 (𝑀𝑝𝑎) Với kết ta thấy ứng suất VonMises cực đại với hệ số an toàn [s] nhỏ giá trị ứng suất phá hủy thép C45 (𝑆𝑦 = 2,1 105 𝑀𝑝𝑎 ) Do đó, kết cấu trục III đảm bảo độ an toàn cứng vững q trình làm việc 2.4.7 Tính tốn, thiết kế số kết cấu quan trọng mô đun cắt 2.4.7.1 Tính tốn, thiết kế dao cắt Các sở lý thuyết dao cắt mục 2.3, ta có yêu cầu thiết kế kết cấu dao cắt:  Góc vát dao cắt: 20-30°  Bán kính cạnh sắc dao cắt: 0,25 mm  Chiều dày dao cắt có kích thước phù hợp đảm bảo tính kinh tế  Dao cắt xoay tự xung quanh trục cố định  Để kéo dài tuổi thọ, dao cắt cần phải gia công nhiệt sau gia cơng chế tạo 72 Hình 2.46: Dao cắt thiết kế phần mềm solidworks Hình 2.47: Dao cắt gia cơng hồn chỉnh Hình 2.46, dao cắt cỏ thiết kế phần mềm solidworks dựa sở lý thuyết phân tích Hình 2.47, thể chi tiết dao cắt gia cơng hồn chỉnh, qua kiểm tra cho thấy dao cắt đảm bảo kích thước thiết kế độ rắn sau nhiệt luyện với yêu cầu kỹ thuật đặt 2.4.7.2 Tính tốn, thiết kế khung hộp mơ đun cắt Khung hộp phận có nhiệm vụ liên kết bảo vệ chi tiết dẫn động mơ đun cắt Ngồi ra, kết cấu khung hộp cần phải đảm bảo hai yếu tố:  Một là: có khả liên kết với khung máy kéo tạo thành máy cắt có kết cấu vững chắc, đảm bảo tính ổn định q trình làm việc  Hai là: tạo khoảng cách an tồn trước mơ đun cắt, để tránh loại cỏ bụi cao tác động trực tiếp tới mô đun cắt người vận hành Ngoài ra, khung hộp cần thiết kế cho kết cấu định hướng chiều đỗ xuống loại cỏ cao nhầm thuận tiện cho việc cắt thu gom vào hai tang trống Dựa vào kết cấu tổng thể, chi tiết liên quan tới khung hộp tính tốn thiết kế phần trước yêu cầu làm việc khung hộp, ta tiến hành thiết kế khung hộp phần mềm solidworks kết Hình 2.48, sau: 73 Hình 2.48: Khung hộp mô đun cắt thiết kế phần mềm Solidworks 2.4.7.3 Tính tốn, thiết kế đĩa lắp dao cắt Đĩa lắp dao cắt phận trực tiếp nhận chuyển động xoay từ hệ thống dẫn động chuyền lượng tới dao cắt bố trí xung quanh ngoại vi đĩa lắp dao Đồng thời, trình làm việc sau dao cắt thực hành động cắt đứt đĩa lắp dao phải lặp tức thu gom cỏ vào khu vực hai cụm tang trống mơ đun cắt Hình 2.49 thể kết cấu thiết kế đĩa lắp dao phần mềm Solidworks dựa yêu cầu tính làm việc phân tích Hình 2.49: Kết cấu đĩa lắp dao thiết kế phần mềm Solidworks 2.4.8 Kết đạt sau q trình tính tốn thiết kế  Thông số kỹ thuật máy cắt cỏ chun dùng chăm sóc vườn ăn trái Hình 2.50 thể kết cấu máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái sau hoàn thành nhiệm vụ nghiên cứu, tính tốn, thiết kế Qua kết cấu tổng thể ta thấy rằng, máy gồm hai phần chính: là, phần di chuyển cung cấp lượng cho máy hoạt động (khung máy kéo động xăng); hai là, phần làm việc (mơ đun cắt) trực tiếp thực nhiệm vụ cắt đứt gom cỏ cắt thành hàng, nhầm thuận tiện 74 cho việc thu gom Liên kết hai phận truyền đai, với cấu căng đai phù hợp ngồi nhiệm vụ giúp đai ln căng q trình làm việc, cịn có vai trị giống li hợp đơn giản giúp ngắt chuyển động xoay cụm tang tống mô đun cắt khơng cần thiết Hình 2.50: Máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái thiết kế Solidworks Trong đó: 1- khung máy kéo hai bánh, 2- động xăng, 3- truyền đai, 4- mô đun cắt gồm hai cụm tang trống có lắp dao, 5- Bánh xe phụ 75 Hình 2.51: Bản vẽ thiết kế, chế tạo máy cắt cỏ vườn ăn trái Bảng 2.20: Thơng số kỹ thuật máy cắt cỏ sau hồn chỉnh thiết kế Thông số kỹ thuật Yêu cầu Giá trị Tốc độ làm việc – (km/h) Tốc độ đĩa dao 1800 – 2400 (vòng/phút) Chiều cao cắt ≥ (cm) Chiều rộng làm việc 1,1 (m) Số lượng dao cắt tối đa dao Số người vận hành người Khối lượng mô đun cắt 75 (kg) Công suất động (HP) Tổng khối lượng máy 175 (kg) CHƯƠNG VẬT LIỆU PHƯƠNG TIỆN VÀ PHƯƠNG PHÁP NGHIÊN CỨU Chương trình bày phương pháp nghiên cứu, dụng cụ thí nghiệm, cách xác định biến đầu vào thực nghiệm hàm mục tiêu, phương pháp xử lý số liệu thực nghiệm cắt cỏ vườn ăn 76 ... thuật máy cắt cỏ chun dùng chăm sóc vườn ăn trái Hình 2. 50 thể kết cấu máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái sau hoàn thành nhiệm vụ nghiên cứu, tính tốn, thiết kế Qua kết cấu tổng thể ta thấy rằng, máy. .. kế, chế tạo đĩa xích máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái 2. 4.5 Nghiên cứu, tính tốn, thiết kế truyền bánh côn cụm dao cắt 2. 4.5.1 Lựa chọn vật liệu chế tạo bánh Vật liệu chế tạo bánh phải thỏa mãn... toàn phù hợp để áp dụng vào tính tốn, thiết kế, chế tạo trục dẫn động máy cắt cỏ chăm sóc vườn ăn trái 2. 4.6 .2 Tính tốn, thiết kế trục I Dựa vào Bảng 12, ta có thơng số thiết kế trục sau: - Công