Hệ thống phay cỏ rác và cây bụi đã được cắt đứt gốc được đặt ở phía sau xe, gồm 10 đĩa, mỗi đĩa có 2 dao, cắt cây bụi theo nguyên lý va đập (dạng búa).
Theo tính toán trong báo cáo khoa học đề tài cấp nhà nước KC 07.13/06-10 (Tr240) [22] :
Lực tác dụng lên lưỡi phay trong quá trình cắt có giá trị bằng: Fc = 790,4 (N). Lực tác dụng lên trục các đĩa cắt theo phương thẳng đứng (OZ) là: Sz = 6327,2 (N);
Lực tác dụng lên trục các đĩa cắt theo phương ngang (OX) là: Sx = 129,7 (N). Nhưng các xung lực Sz và Sx tác dụng lên trục thay đổi theo thời gian với chu kì theo số vòng quay của trục dao T =
n
602 2
, với n – là số vòng quay
của trục các đĩa cắt.
Có thể biểu diễn Sz và Sx theo thời gian t như sau:
St = max (1 cos t)
Z
Sz ; Sx = max (1 cos t)
Z
Sx (3.3)
Trong đó số vòng quay của trục, được xác định tương ứng với vận tốc di chuyển của xe (Vm) để khả năng dập nát hết cỏ, cây bụi khi xe di chuyển với vận tốc vm.: 3 2, 5.10 20. 125 m m m v v v R
ở đây vm – vận tốc di chuyển của xe khi tạo băng cản lửa: Thay 20V vào biểu thức trên ta có:
Sz = 3178,66 (1- cos 20 vt), N
Sx = 139,7 (1- cos 20 vt), N (3.4)
3.2. Dao động của xe chữa cháy rừng khi làm băng cản lửa
3.2.1. Lập mô hình tính toán dao động của xe CCR khi tạo băng cản lửa cản lửa
Dao động của xe CCR khi di chuyển trên mặt đất rừng để tạo băng cản lửa là dao động phức tạp do hai nguồn kích động – kích động động học từ độ mấp mô mặt đất rừng và kích động động lực của các xung lực tác dụng vào hệ thống phay cỏ rác.
Mô hình tính toán dao động trong mặt phẳng thẳng đứng dọc qua trục đối xứng của xe được biểu diễn trên hình 3.2.
Hình 3.2: Mô hình dao động của xe CCR đa năng trong mặt phẳng đối xứng dọc oxz.
Các ký hiệu trong mô hình:
A, B, D – Vị trí các gối đỡ trên khung xe tương ứng với cặp bánh trước, bánh sau và cơ cấu làm sạch cỏ;
k4 c4 F cn2 k2 c2 c3 Z3 m3 m0 B m2 αo O X Z Z2 Z0 h2 h3 l1 l2 l3 2L A m4 D C k3 cn3 Z1 h1 m1 k1 c1 cn1 kn1 Z4 E
E - cơ cấu cắt cây bụi,
O – Trọng tâm phần được treo của xe; C – Chốt xoay cặp bánh sau;
l1, l2, l3 – Khoảng cách theo phương dọc từ trọng tâm O đến các điểm A, B và D; b - Khoảng cách theo phương ngang giữa tâm các bánh xe của mỗi cầu ; L- Chiều dài tay quay của các trục bánh xe sau - từ tâm các bánh xe đến chốt xoay C;
Z0, ZA, ZB, ZD – Chuyển vị thẳng đứng của trọng tâm xe và của các vị trí gối đỡ A, B, D;
Z1, Z2, Z3, Z4 – chuyển vị thẳng đứng của tâm cầu trước và cầu sau 2, 3; α0, α – Chuyển vị góc của thân xe và của nhíp cầu sau trong mặt phẳng thẳng đứng dọc Oxz;
h1, h2, h3 – Độ cao mấp mô mặt đường tại vị trí tiếp xúc với các bánh xe; c1, c2, c3- Hệ số độ cứng của các cặp bánh xe 1, 2, 3;
cn1, cn2 - Hệ số độ cứng của các nhíp cầu trục trước và trục sau: 1, 2; k1, k2, k3, k4 – Hệ số giảm chấn của bánh lốp trươc, các bánh sau và cơ cấu treo hệ thống làm sạch cỏ, rác;
kn1 - Hệ số giảm chấn của nhíp trươc;
m0, m1, m2, m3, m4 – khối lượng thu gọn của thân xe, các cặp bánh 1, 2, 3 và của hệ thống làm sạch cỏ, rác;
J0y , Jiy – Mô men quán tính của thân xe và các trục bánh xe (i =0, 1, 2, 3); δ1, δ2, δ3 , δ4– Biến dạng của các bánh lốp 1, 2, 3 và của cơ cấu treo hệ thống làm sạch cỏ, rác;
δn1, δn2 , δn3 – Biến dạng của các nhíp cầu trước và cầu sau.
Các quan hệ hình học
ZA= z0+l1.sinαo ; z2= zC-L.sinα ; ZB= z0-l2.sinαo; z3= zC + L.sinα;
ZD= z0+l3.sinαo; zC= zB – hBC;
Với giả thiết dao động quanh vị trí cân bằng tĩnh là nhỏ có thể coi gẩn đúng: Sinαi ≈ αi , cos αi ≈1 , ta có:
zA= z0+l1.α0 ; z2= zC-L. α ;
zB= z0-l2. α0 ; z3= zC+L. α ; (3.5) zD= z0+l3. α0 ; zC = zB+hBC ;
3.2.2. Lập phương trình vi phân dao động (PTVP).