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

CHƯƠNG 2. TÍNH TỐN 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.
Thơng số kỹ thuật
u cầu
Vận tốc tiến khi 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 trên đĩa dao
Số người vận hành
Khối lượng mô đun cắt
Công suất động cơ xăng

Giá trị
2 – 4 (km/h)
1800 – 2400 (vòng/phút)
≥ 3 (cm)
 1 (m)
tối đa 8 dao
1 người
 80 (kg)
 8 (HP)

2.2. Cơ sở lý thuyết tính tốn.
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 ln 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 ngồi, do đó các dao cắt ln có xu hướng giữ thẳng trong q trình
làm việc như Hình 2.1.

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

27


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 cơng thức để tính tốc độ tới
hạn như sau:
𝑣𝑘 =√𝑑𝑠 .

𝐹𝑥 −𝐹𝑏
𝑚𝑝

(1 +

𝑍𝑐𝑔
𝑟𝑔2

)

(2.1)

Trong đó:
- 𝑣𝑘 : vận tốc tới hạn của dao cắt, m/s
- 𝑑𝑠 : đường kính thân, m
- 𝐹𝑥 : lực cắt, N
- 𝐹𝑏 ∶ phản lực thân cây, N
- 𝑍𝑐𝑔 : chiều cao trọng tâm của cây, m
- 𝑟𝑔 : bán kính quay của phần bị cắt, m
- 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 mơ 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 mơ 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
28


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 q trình hoạt động. Do đó, để máy cắt cỏ làm việc hiệu
quả thì tính tốn, lựa chọn tốc độ tới hạn phù hợp là điều bắt buộc. Dựa vào cơng thức
(1), ta hồn tồn có thể tính được tốc độ tới hạn cần thiết cho máy cắt. Tuy nhiên,
trong q trình hoạt động thực tế máy ln tồn tại những sai số so với tính tốn. 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 hồn tồn có thể chọn tốc độ tới hạn trên 60 m/s để áp dụng vào việc
tính tốn, 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 cơng có
cơng 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 vịng/phút
Từ cơng thức này ta có thể suy ra, tốc độ góc của tang trống với đơn vị vịng/phút
theo cơng thức như sau [31]:
=

. 𝑛
30

(2.3)

Trong đó: n số vịng quay của tang trống (vịng/phút)
Từ cơng thức (2) và (3), ta dễ dàng có được cơng thức thể hiện mối liên hệ giữa vận
tốc tới hạn và số vòng quay tang trống như sau [31]:
29


𝑣𝑘 =

 .𝑑 .𝑛
60000

(2.4)

Số vòng quay là đại lượng giúp ta thuận lợi trong việc tính tốn, 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 cơng suất cần thiết của máy cắt, kW

- 𝑃𝐿𝑆 : công suất tổn thất (do lực cảng của khơng 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, cơng 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.

30


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, cơng 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.
Ngồi 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 cho dao mòn.
31


 Kết luận:
Từ các cơ sở lý thuyết tính tốn 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 cơng 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 tốn, thiết
kế máy cắt cỏ chun dùng chăm sóc vườn cây ăn trái. Bởi thơng 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 cơn, 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 mịn 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.

32


 Góc vát lưỡi dao cắt.

Hình 2.6: Định nghĩa vị trí góc vát trên dao cắt [33].
 Cạnh sắc lưỡi dao cắt.
Lực và năng lượng cần thiết để cắt các loại thực vật có mối liên hệ mật thiết với bán
kính cạnh lưỡi cắt. Năm 1979, Reznik đã thực hiện các thí nghiệm nhầm so sánh độ
sắc bén của lưỡi dao, cho thấy một lưỡi dao có bán kính cạnh sắc 0,25 mm có yêu cầu
về lực và năng lượng gấp đơi 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 ơng 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 ơng 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 ơng 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 q trình làm việc, điều này có ý nghĩa quan trọng
trong việc giảm chi phí năng lượng cho máy.

33


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 Cơng nghệ Ơ tơ, trường Đại học Cơng
nghiệp Hà Nội “Mơ 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 tốn theo cơng thức [35]:
1
1
2
2
2
2
2
[(𝜎𝑥 − 𝜎𝑦 ) + (𝜎𝑦 − 𝜎𝑧 ) + (𝜎𝑧 − 𝜎𝑥 )2 + 6(𝜏𝑥𝑦
)] 2
𝜎𝑣𝑚 =
− 𝜏𝑦𝑧
− 𝜏𝑧𝑥
√2
Trong đó:
(2.5)
- 𝜎𝑣𝑚 : ứng suất VonMises.
- 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 khơng 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].
34


Với mục đích rút ngắn thời gian tính tốn ta có thể sử dụng mơ đun simulation trong
phần mềm solidworks, để mơ phỏng và tính tốn 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 mơ phỏng.
2.3. Nghiên cứu, tính tốn, thiết kế tổng thể kết cấu máy.
Thơng qua q 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 tốn, thiết kế mơ đun cắt. Mô đun
cắt rất quan trọng trong máy cắt cỏ, tuy nhiên chỉ với mơ đun cắt thì khơng làm nên
máy hồn 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 ngun 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 mơ đun cắt cỏ dạng trống trên máy kéo công suất nhỏ)

Hình 2.9: Sơ đồ ngun lý mơ đun cắt cỏ kết hợp với máy kéo cơng 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 mơ đun cắt cỏ 04 được bố trí phía trước máy kéo cơng suất
nhỏ 01. Nguồn năng lượng cung cấp cho mô đun cắt được lấy từ động cơ diesel 02
35

trên máy kéo thơng 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 mơ đun cắt. Ngồi ra, để thuận tiện
cho việc di chuyển sau khi cắt thì máy cần phải có cơ cấu nâng, hạ nhầm nâng mơ 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.
 Nhược điểm:
 Khả năng quan sát mơ đun cắt khi làm việc bị hạn chế do sự che khuất của kết cấu
máy kéo.
 Không hoạt động hiệu quả trong môi trường vườn cây ăn trái, do các cây trồng nằm
xen kẽ cách đều nhau trong một khu vực diện tích. Ngồi ra, phần cỏ xung quanh
cây rất khó loại bỏ do đặc trưng kết cấu máy kéo.
 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 tốn), 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 khơng 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 cơng 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
cơng suất nhỏ. Ta nhận thấy, phương án bố trí này khơng 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 khơng 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 cơng 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.

36


 Phương án 2. (Bố trí mơ 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 mơ 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 cơng 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 mơ 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 khơng cần puly đai trung gian, vì khoảng cách giữa puly chủ động trên động cơ
và puly bị động trên mô đun cắt khơng lớn lắm.
Ngồi 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 thơng 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.
37


 Kết luận:
Có thể nói, kết cấu máy nhỏ gọn, giá thành khơng q cao khi được bố trí theo
phương án 2. Với mức giá cạnh tranh như vậy thì khả năng thương mại hóa thành
cơng là rất cao. Ngồi ra, máy cũng có khả năng hoạt động linh hoạt trong mơi trường
vườn cây ăn trái với địa hình nhấp nhơ khơng 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 mơ đun cắt cỏ dạng trống trên máy cày hai bánh để
làm tiền đề cho các tính tốn, 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.
 Ngồi ra, máy kéo cịn 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 khơng khí trong buồng đốt và tỷ lệ
phối trộn tối ưu để đốt cháy xăng là 14,7 gam khơng khí / 1 gam xăng. Với lượng
khơng khí cấp vào thì động cơ sẽ điều chỉnh lượng xăng đốt cần thiết. Nghĩa là,
38


nguồn khơng khí cấp vào càng nhiều thì năng lượng tạo ra càng nhiều. Cơ cấu điều
chỉnh lượng khơng 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, ngồi hộp số trên máy kéo thì bướm ga cũng góp phần làm thay đổi tốc độ
làm việc của máy kéo.
 Ngồi 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 tốn).
Do đó, với máy cắt có chiều rộng làm việc dưới 1 (m) ta chọn động cơ xăng có cơng
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 q trình làm việc
khơng được vượt q 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 thơng 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].
Thơng số kỹ thuật

Kích thước

Dài

1400

Rộng

960

Cao

1135

Tiến

2 số

Lui

1 số

Vận tốc

39


Bánh xe

Bánh cao su

Ly hợp chính

Puly căng đai

Động cơ

Nhiên liệu
Trọng lượng

Kiểu

Động cơ xăng 170 F

Loại

4 thì, 1 xy lanh

Cơng suất tối đa

5,25 kW (7 HP)

Số vòng quay

3600 vòng/phút
Xăng A92
98 kg

2.3.2. Tính tốn, thiết kế khung liên kết mơ 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 mơ đun cắt thì ta có cách bố trí khung
liên kết như Hình 2.13:

Hình 2.13: Sơ đồ ngun 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 mơ 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 tốn, thiết kế ta sử dụng phần mềm hỗ trợ là Solidworks
thiêt kế phần khung máy trình bày trên Hình 2.14

40


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
q trình nghiên cứu, tính tốn 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.

41


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 tốn, thiết kế cụm và modun truyền động dao cắt.
2.4.1. Nghiên cứu, tính tốn, 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 mơ 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.
42


 w: chiều rộng làm việc của mô đun cắt.
 Để đảm bảo cỏ giữa mô đun cắt không bị bỏ sót trong q 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 mơ 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 cơng 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
𝑛𝑡𝑡

=

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 cịn được tính theo cơng thức [31
– tr89]:
𝑢𝑐ℎ = 𝑢đ . 𝑢𝑥 . 𝑢𝑏𝑟
(2.8)
Trong đó:
- 𝒖đ : tỉ số truyền bộ truyền đai
- 𝒖𝒙 : tỉ số truyền bộ truyền xích
43


- 𝒖𝒃𝒓 : tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn
Để đảm bảo vận tốc làm việc dao cắt, dựa vào cơng 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.
Tỉ số truyền

Đai (𝒖đ )

Xích (𝒖𝒙 )

Bánh răng côn (𝒖𝒃𝒓 )

Tỉ số truyền chung
(𝒖𝒄𝒉 = 𝒖đ . 𝒖𝒙 . 𝒖𝒃𝒓 )

1

1

1

1,5

1,5 < 1,63

2

1

1,5

1

1,5 < 1,63

3

1,5

1

1

1,5 < 1,63

Phương án

 Nhận xét:
 Bộ truyền xích và bộ truyền bánh răng côn là những bộ truyền được gia công theo
phương pháp đặc biệt so với bộ truyền đai. Nên so với bộ truyền đai thì hai bộ truyền
cịn lại gia cơng phức tạp hơn nhiều và càng khó khăn hơn khi tỉ số truyền của chúng
khác 1 (𝒖𝒙 , 𝒖𝒃𝒓 )  1. Có thể nói, giá thành của bộ truyền xích và bánh răng cơn sẽ
tăng khi tỉ số truyền khác 1 và cao hơn so với bộ truyền đai.
 Ngồi ra, với kết cấu của mơ đun cắt thì bộ truyền xích và bánh răng cơn nằm trong
khung hộp của mơ 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
mơ 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 (𝒖đ ) = 1, điều này làm ảnh hưởng
44


đến tuổi thọ đai và tính ổn định của bộ truyền đai.
 Hơn nữa, với bộ truyền xích và bánh răng cơn 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.
Bộ truyền
Hiệu suất
Đai
0.96
Xích
0.92
Bánh răng cơn
0.96
Ngồi ra, mối liên hệ giữa cơng suất và momen xoắn trên trục được thể hiện qua công
thức [31 – tr87] như sau:
𝑃=

𝑇 .𝑛

(2.9)

9,55 .106

Trong đó:
- P: cơng suất, kW
- T: momen xoắn trên trục, N.mm
- n: số vịng quay trên trục, vịng/phút

Dựa vào cơng thức (8) và các thơng số đã lựa chọn ta có bảng đặc tính kỹ thuật của bộ
truyền như sau:
Bảng 2.6: Đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động máy cắt cỏ.
Trục
Động cơ
Trục I
Trục II
Trục III
Thông số
Công suất (kW)

5,25 (7HP)

5,04

1,5

1

Momen xoắn, (N.mm)

13927

20055

18463

17707

Số vịng quay (vg/ph)

3600

2400

2400

2400

Tỷ số truyền

4,64

4,45
1

Từ bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động, ta có được các dữ liệu cần thiết
để tính tốn, thiết kế các bộ truyền động trong máy cắt cỏ.

45


2.4.3. Nghiên cứu, tính tốn, 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 thơng 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 tồn 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 phịng khả năng q tải của bộ phận cơng tác gây ảnh hưởng đến các bộ
phận khác, thì tỉ số truyền của bộ truyền đai có thể bị thay đổi. Do đó, ta khơng sử
46


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 vịng/phút. Dựa vào cơng 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 . 3600
60000

= 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 thơng 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 vịng 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:
 Cơng 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

47


Hình 2.22: Kích thước cơ bản của đai thang.
Bảng 2.8: Thơng số cơ bản của đai thang loại A.
Thơng số
Kí hiệu
Giá trị
Chiều rộng đai
b
13 (mm)

Chiều rộng lớp trung hòa
bt
11 (mm)
Chiều cao đai
h
8 (mm)
Vị trí lớp trung hịa
y0
2,8 (mm)
Tiết diện đai
A1
81 (𝑚𝑚2 )
 Xác định đường kính bánh đai nhỏ (bánh dẫn).
Đường kính bánh đai nhỏ được tính sơ bộ theo cơng thức [31 – tr153].
𝑑1 ≈ 1,2. 𝑑𝑚𝑖𝑛

(2.10)

Trong đó:
 𝑑1 : đường kính bánh đai nhỏ (được tính theo lớp trung hịa 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):
𝑣𝑑1 =

 . 𝑑 1 . 𝑛đ𝑐
60000

=

 . 125 . 3600
60000

= 23,56 < 25 (m/s)

Từ kết quả tính tốn, ta nhận thấy với đường kính 𝑑1 = 125 (mm) thì vận tốc làm việc
của đai vẫn nằm trong giá trị cho phép.
 Xác định đường kính bánh đai lớn (bánh bị dẫn):
Do hệ số trượt đàn hồi của bộ truyền đai rất nhỏ (0.01 – 0.02), nên tỉ số truyền của bộ
truyền đai có thể được tính gần đúng bằng cơng thức (10) [31 – tr133].
𝑢đ ≈

𝑑2
𝑑1

(2.11)

Trong đó:
 𝑢đ : tỉ số truyền bộ truyền đai.
48


 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 hịa 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

bộ truyền đai a = 460 (mm)
 Với khoảng cách trục a, ta tính sơ bộ chiều dài đai theo công thức (11) [31 – tr132]
như sau:
𝐿 = 2𝑎 +

𝜋.(𝑑1 +𝑑2 )
2

+

(𝑑2 −𝑑1 )2

(2.12)

4𝑎

𝜋. (125 + 188) (188 − 125)2
+
= 1413 (𝑚𝑚)
2
4.460
Theo bảng 4.3 [31 – tr128]: ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là: L = 1400 (mm)
= 2.460 +

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

𝑘+√𝑘 2 −8∆2

(2.13)

4

Trong đó:
𝑘=𝐿−

𝜋.(𝑑1 +𝑑2 )

∆=

và

2

𝑑2 −𝑑1
2

Với L = 1400 (mm), ta có:
𝑘 = 1400 −
Suy ra:

𝜋.(125+188)
2

𝑎=

= 908,34 và

∆=

908,34+√908,34 2 −8.31,52
4

188−125
2

= 31,5

= 453,07 (mm)

Kiểm nghiệm khoảng cách trục theo công thức (13) [31 – tr153]:
2. (𝑑1 + 𝑑2 ) ≥ 𝑎 ≥ 0,55. (𝑑1 + 𝑑2 ) + ℎ
(13)
Trong đó: h chiều cao mặt cắt ngang của dây đai [31 – tr128].
Suy ra:
2. (125 + 188) ≥ 462,82 ≥ 0,55. (125 + 188) + 8
 626 ≥ 453,07 ≥ 180,15
Kết luận: khoảng cách trục nằm trong giá trị giới hạn cho phép.
 Xác định góc ơm đai (𝛼1 ).
Theo cơng thức 4.2 [31 – tr131], ta xác định được góc ơm đai như sau:
(𝑑2 − 𝑑1 )
(188 − 125)
𝛼1 = 180 − 57.
= 180 − 57.
= 172° > 𝛼𝑚𝑖𝑛 = 120°
𝑎
453,07
Kết luận: góc ơm 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 tốn lựa chọn đai [39], ta có:
49


Số đai của bộ truyền được tính theo cơng thức:
𝑄=

𝑃1
𝑃𝑎

Trong đó:
- Q: số dây đai
- 𝑃1 : cơng suất trên bánh chủ động,
- 𝑃𝑎 : công suất truyền động thực tế của dây đai
Theo [39 – tr7], ta có:
𝑃𝑑 ). 𝐶𝛾 . 𝐶𝐿

(2.14)

𝑃𝑎 = (𝑃𝑏 +
(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
𝑑1 = 125 (𝑚𝑚). Theo hình 45, 𝑃𝑏 = 5,74 (𝑚𝑚).
 Hơn nữa, với tỉ số truyền bộ truyền đai 𝑖 = 1,5. Theo Bảng 2.10 , ta có:
𝑃𝑑 = 0,57 (𝑚𝑚)
𝐶𝛾 : hệ số xét đến ảnh hưởng góc ơm đai (chọn theo bảng 2 [39 – tr8] )

50


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:
𝑃1 5,25
𝑄= =
= 0,88
𝑃𝑎 5,93
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 vịng có ích của bộ truyền đai (𝐹𝑡 ) [31 – tr159].
1000. 𝑃1 1000 . 5,25
𝐹𝑡 =
=
= 222,84 (𝑁)
𝑣1
23,56
Trong đó
- 𝑃1 cơng suất động cơ, kW
- 𝑣1 vận tốc trên bánh dẫn, m/s
- Lực tác dụng lên trục (𝐹𝑟 ) [31 – tr136]:
𝛼1
172
) = 242,4 (𝑁)
𝐹𝑟 ≈ 2 . 𝐹0 . sin ( ) = 2 . 121,5 . sin (
2
2
- Ứng suất lớn nhất trong dây đai (𝜎𝑚𝑎𝑥 ) [31 – tr138]:
𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝜎0 + 0,5. 𝜎𝑡 + 𝜎𝑣 + 𝜎𝑢1
121,5 222,84
2.2,8
=
+
+ 1000. 23,562 . 10−6 +
. 100 = 7,91 (𝑀𝑃𝑎)
81
2 . 81
125

-

51