Nghiên cứu xây dựng phương pháp tính toán và quản lý đa mục tiêu vòng đời của máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới báo cáo tổng kết đề tài khoa học cấp trường

IUH1819

BỘ CƠNG THƯƠNG
ĐẠI HỌC CƠNG NGHIỆP THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

BÁO CÁO TỔNG KẾT ĐỀ TÀI KHOA HỌC
KẾT QUẢ THỰC HIỆN ĐỀ TÀI
NGHIÊN CỨU KHOA HỌCCẤP TRƯỜNG

Tên đề tài: “Nghiên cứu xây dựng phương pháp tính tốn và quản lý đa
mục tiêu vòng đời của máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới”
Mã số đề tài: 181.CK01
Chủ nhiệm đề tài: TS. Đặng Hồng Minh
Đơn vị thực hiện: Khoa Cơ khí

Tp. Hồ Chí Minh, tháng 11 năm 2018


LỜI CÁM ƠN
Chúng tôi xin chân thành cảm ơn Ban giám hiệu trường Đại học Cơng nghiệp Tp.HCM,
phịng Quản lý Khoa học và Hợp tác Quốc tế, Khoa Công nghệ Cơ khí, đã tạo điều kiện để
chúng tơi thực hiện và hoàn thành đề tài.
Xin chân thành cảm ơn sự hợp tác nghiên cứu của Bộ mơn Tự động hóa quá trình sản xuất
trường Đại học Tổng hợp Kỹ Thuật Matxcơva mang tên N.E. Bauman, cụ thể là TSKH
Blokhin , GS. TSKH. Gavriuhsin S.S., TS. Prokopov đã tiến hành các thực nghiệm chế tạo
máy dựa trên các kết quả phân tích và mơ phỏng của đề tài, để từ đó làm rõ giá trị của các
lời giải bài toán đa mục tiêu đã được đặt ra ban đầu.
Xin được gửi lời cảm ơn đến TS. Lê Tuấn Phương Nam trường đại học Công nghiệp
Tp.HCM, TS. Ao Hùng Linh trường đại học Công nghiệp Tp.HCM, TS. Đào Thanh Phong
trường Đại học Tôn Đức Thắng, TS. Nguyễn Hữu Thọ trường Đại học Công nghiệp Thực
phẩm và TS. Trần Trọng Nhân trường Đại học Cơng nghiệp Tp.HCM cùng các đồng

nghiệp khác đã góp ý cho chúng tôi về mặt chuyên môn, những thiếu sót để chúng tơi hồn
thành được đề tài đúng tiến độ.
Cuối cùng, chúng tôi xin gửi lời cảm ơn đến gia đình, bạn bè đã ln động viên, chia sẻ và
hỗ trợ chúng tôi.

1


PHẦN I. THƠNG TIN CHUNG
I. Thơng tin tổng qt
1.1. Tên đề tài: Nghiên cứu xây dựng phương pháp tính tốn và quản lý đa mục tiêu
vòng đời của máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới
1.2. Mã số: 181.CK01
1.3. Danh sách chủ trì, thành viên tham gia thực hiện đề tài
Họ và tên
(học hàm, học vị)

Đơn vị cơng tác

Vai trị thực hiện đề tài

1 TS. Đặng Hồng Minh

Khoa Cơ khí Trường
Đại học Cơng nghiệp
Tp.HCM

Chủ nhiệm

2 TS. Phùng Văn Bình

Khoa Hàng Khơng Vũ
Trụ, Học viện Kỹ
thuật Quân sự

Thành viên

3 TS. Nguyễn Việt Đức

Khoa Cơng Trình,
Trường Đại Học Thủy
Lợi

Thành viên

TT

1.4. Đơn vị chủ trì: Khoa Cơ khí trường Đại học Cơng nghiệp Thành phố Hồ Chí
Minh
1.5. Thời gian thực hiện:
1.5.1. Theo hợp đồng: từ tháng 01 năm 2018 đến tháng 12 năm 2018
1.5.2. Gia hạn (nếu có): Khơng gia hạn
1.5.3. Thực hiện thực tế: từ tháng 01 năm 2018 đến tháng 11 năm 2018
1.6. Những thay đổi so với thuyết minh ban đầu (nếu có):
(Về mục tiêu, nội dung, phương pháp, kết quả nghiên cứu và tổ chức thực hiện; Nguyên
nhân; Ý kiến của Cơ quan quản lý)
STT

1

2

3

Nội dung ban đầu
Kết quả nghiên cứu:
Tên bài báo 1:
“Tổng quan về máy xẻ
gỗ dạng khung thế hệ
mới dựa trên cơ cấu 4
khâu bản lề và nguyên lý
tự cân bằng”
Kết quả nghiên cứu:
Tên bài báo 2:
“Xây dựng mơ hình tốn
thiết kế đa mục tiêu máy
xẻ dạng khung kiểu mới”

Nội dung thay đổi
Kết quả nghiên cứu:
Tên bài báo 1:
“Nghiên cứu tổng quan
máy xẻ gỗ nhiều lưỡi
dạng khung kiểu mới”

Nguyên nhân, giải trình
Ý nghĩa cơ bản của bài báo vẫn
được giữ nguyên, chỉ thay đổi
một số từ trong tên bài báo.
Điều này khơng gây ảnh hưởng

gì đến sản phẩm khoa học của
đề tài.

Kết quả nghiên cứu:
Tên bài báo 2:
“Xây dựng mơ hình tốn
đa mục tiêu trong thiết
kế máy xẻ gỗ nhiều lưỡi
dạng khung thế hệ mới”
Kết quả nghiên cứu:
Kết quả nghiên cứu:
Tạp chí đăng bài báo Tạp chí đăng bài báo

Ý nghĩa cơ bản của bài báo vẫn
được giữ nguyên, chỉ thay đổi
một số từ trong tên bài báo.
Điều này khơng gây ảnh hưởng
gì đến sản phẩm khoa học của
đề tài.
Do kinh phí phản biện và đăng
bài của tạp chí Cơ khí Việt
2


Nam nằm ngồi khả năng tài
chính của chủ nhiệm đề tài (1
trang 400 000 VNĐ, trong khi
vẫn có thể bị từ chối) nên các
tác giả đã lựa chọn tạp chí
Khoa học và Công nghệ trường

Đại học Công nghiệp Hà Nội.
Tạp chí này chỉ u cầu đóng
phí phản biện là 500 000 VNĐ
sau khi bài báo đã được chấp
nhận. Đồng thời 2 tạp chí nói
trên đều được tính 0.5 điểm
trong danh mục các tạp chí
được cơng nhận của Hội đồng
chức danh Giáo sư Nhà Nước
nên về mặt uy tín khoa học là
tương đương nhau. Đã được
trưởng Tiểu ban Cơ khí lúc
đương nhiệm là PGS.TS. Bùi
Trung Thành đồng tình ủng hộ.
Ý nghĩa cơ bản của bài báo vẫn
Kết quả nghiên cứu:
được giữ nguyên, chỉ thay đổi
Tên bài báo 3:
“Thiết kế đa tiêu chuẩn một số từ trong tên bài báo.
các hệ thống cơ khí với Điều này khơng gây ảnh hưởng
phương pháp tương tác gì đến sản phẩm khoa học của
và phân tích trực quan” đề tài.

2:
2:
“Tạp chí Cơ khí Việt “Tạp chí Khoa học và
Nam”
Cơng nghệ trường Đại
học Cơng nghiệp Hà
Nội”

4

Kết quả nghiên cứu:
Tên bài báo 3:
“Phương pháp tương
tác và phân tích trực
quan để thiết kế đa mục
tiêu máy xẻ gỗ dạng
khung kiểu mới”

1.7. Tổng kinh phí được phê duyệt của đề tài: 95 triệu đồng.
II. Kết quả nghiên cứu
1. Đặt vấn đề
Gia công chế biến gỗ là một lĩnh vực quan trọng trong nền công, nông và lâm nghiệp
của nước ta. Xẻ thân gỗ dài thành các tấm mỏng là một trong các công đoạn chế biến rất
phổ biến và cần phải được tự động hóa. Các dạng máy xẻ tự động hiện nay gồm có 3 loại:
Máy xẻ nhiều lưỡi dạng đĩa; dạng cưa vòng và dạng khung truyền thống. Tất cả những dạng
máy này đều có những ưu và nhược điểm nhất định. Gần đây TSKH Blokhin (Liên Bang
Nga) đã cho ra đời một cơ cấu kiểu mới, trong đó khắc phục được các nhược điểm của cả 3
loại máy kể trên, đem lại nhiều ưu điểm vượt trội, như: máy gọn nhẹ, năng suất cao, tiết
kiệm năng lượng, làm việc ổn định, ít rung lắc, v.v... Nhưng vấn đề đặt ra ở chỗ hàm lượng
tính tốn của máy xẻ kiểu mới này là khá lớn. Nó chỉ có thể phát huy được những ưu điểm
kể trên nếu như từng vấn đề kỹ thuật, như dao động, ổn định dạng phẳng của lưỡi, cân bằng
động, tần số quay, v.v… được nghiên cứu triệt để; đồng thời các mâu thuẫn nảy sinh khi
cùng lúc thỏa mãn các vấn đề trên phải được giải quyết ổn thỏa. Và đây chính là mục tiêu, ý
nghĩa của đề tài này.
2. Mục tiêu
Đề tài có 2 mục tiêu chính như sau:
3

- Xây dựng được phương pháp tính tốn và quản lý đa mục tiêu vòng đời của
máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới
-Thiết kế và chế tạo mơ hình vật lý máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới
3. Phương pháp nghiên cứu
- Để giải quyết các vấn đề kỹ thuật liên quan đến máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới, như: vấn
đề tần số quay tới hạn của trục, tần số dao động riêng của module cưa, độ cứng ban đầu của
lưỡi cưa, tải trọng tới hạn khi xẻ, cân bằng tĩnh và động cho module cưa bằng các đối trọng,
v.v… được nghiên cứu và giải quyết bằng các phương pháp Phương pháp cơ học cổ điển
của sức bền vật liệu, lý thuyết cắt gỗ, phương pháp năng lượng, v.v..
- Để xây dựng nên mơ hình tốn đa mục tiêu cho máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới, các tác
giả sử dụng các phương pháp xây dựng mơ hình tốn (mathematical modeling methods).
- Để giải quyết các bài toán thiết kế đa mục tiêu các tác giải sử dụng phương pháp tương tác
và phân tích trực quan (VIAM) mà chính các tác giả đề xuất.
- Chế tạo mơ hình máy xẻ kiểu mới, dựa trên nền tảng các môn học nguyên lý chi tiết máy,
đồng lực học máy, các phương pháp gia công, điều khiển máy, v.v…
4. Tổng kết về kết quả nghiên cứu
Đề tài đã hoàn thành 100% khối lượng công việc như trong bản thuyết minh. Cụ thể là:
- 3 bài báo khoa học
- Một mơ hình máy xẻ gỗ kiểu mới cỡ nhỏ
- Phương pháp “Tương tác và phân tích trực quan VIAM”
- Các báo cáo phân tích
- Quy trình tính tốn
- Mơ hình tốn thiết kế đa mục tiêu máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới
- Số liệu tính tốn
- Các bản vẽ thiết kế
- Đào tạo bậc đại học
5. Đánh giá các kết quả đã đạt được và kết luận
Các tác giả đã nghiên cứu nghiêm túc và đúng tiến độ. Các kết quả tính toán đã được

chuyển giao cho đơn vị hợp tác là TSKH Blokhin để chế tạo máy thử nghiệm. Đồng thời
chúng được cơng bố trên các tạp chí, kỷ u khoa học có uy tín.
6. Tóm tắt kết quả (tiếng Việt và tiếng Anh)
Đề tài “Nghiên cứu xây dựng phương pháp tính tốn và quản lý đa mục tiêu vịng đời
của máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới” được triển khai nhằm giúp tìm ra những bộ tham biến
thiết kế tối ưu đa tiêu chuẩn. Sau khi thực hiện đề tài, nhóm tác giả đã thu được các kết quả,
thể hiện trong mục 4. Các kết quả này có ý nghĩa khoa học và thực tiễn giúp chế tạo ra
những máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới có chất lượng và độ cạnh tranh cao. Chi tiết nội
dung của các kết quả sẽ được thể hiện ở các mục dưới và phụ lục.
III. Sản phẩm đề tài, công bố và kết quả đào tạo
3.1. Kết quả nghiên cứu ( sản phẩm dạng I,II,III, IV)
4


TT

Tên sản phẩm

Yêu cầu khoa học hoặc/và chỉ tiêu
kinh tế - kỹ thuật
Đăng ký
- Kích thước dự kiến
tối đa 1m x 1m x1 m
- Có 4-6 lưỡi xẻ
- Xẻ được 1 thân gỗ
với đường kính tối đa
20 cm

Đạt được
- Kích thước 800 x 450 x

680 mm
- 6 lưỡi xẻ
- Xẻ được 1 tấm gỗ có
bề rộng 20 cm, bề dầy
tối đa 5 cm
5-7 tấm Bề rộng tối đa
mỗi tấm 3-4 cm

1

Một mơ hình máy xẻ gỗ
dạng khung kiểu mới

2

Sản phẩm gỗ từ máy cưa

5-7 tấm Bề rộng tối đa
mỗi tấm 3-4 cm

3

Phương pháp “Tương tác
và phân tích trực quan
VIAM”

Giúp cho quá trình Đã đạt được
quản lý và ra quyết
định được thuận lợi,
khơng có mâu thuẫn

khi thiết kế đa mục tiêu
module cưa trong máy
xẻ dạng khung kiểu
mới.

4

Báo cáo phân tích tổng Rõ ràng, dễ hiểu
quan về ưu nhược các máy
hiện hành và các vấn đề kỹ
thuật trong máy kiểu mới

5

Quy trình tính tốn

Có các cơng thức, hệ Đã đạt được
thức gọn nhẹ, chính
xác dùng để tính tốn
và thiết kế trong từng
lĩnh vực, vấn đề của
vịng đời máy xẻ gỗ
kiểu mới

6

Mơ hình toán thiết kế đa
mục tiêu máy xẻ gỗ dạng
khung kiểu mới

Rõ ràng, đơn giản và Đã đạt được
chính xác cho việc lập
trình, viết code trên các
ngơn ngữ MATLAB
hoặc MAPLE

7

Số liệu tính tốn

Có các bảng số liệu Đã đạt được
tính tốn, các đồ thị,
các bản vẽ sau khi thiết
kế đa mục tiêu

8

Bản vẽ thiết kế

Các bản vẽ chi tiết và
Đã đạt được
bản vẽ lắp các bộ phận
máy, bản vẽ 3D của mơ
hình máy xẻ dạng
khung kiểu mới

Đã đạt được

5

9

Một bài báo cấp trường
IUH

“Nghiên cứu tổng quan Đã đạt được
máy xẻ gỗ nhiều lưỡi
dạng khung kiểu mới”

10

Một bài báo tính điểm 0.5
Hội động chức danh Giáo
sư nhà nước

“Xây dựng mơ hình Đã đạt được
tốn đa mục tiêu trong
thiết kế máy xẻ gỗ
nhiều lưỡi dạng khung
thế hệ mới”

11

Một bài báo Scopus

“Thiết kế đa tiêu chuẩn Đã đạt được
các hệ thống cơ khí với
phương pháp tương tác
và phân tích trực

quan”

12

Một bài báo Hội nghị
KH&CN tồn quốc về Cơ
khí lần thứ V

“Multi-criteria design
of an innovative frame
saw machine based on
Visual
Interactive
Analysis Method”

Không nằm trong đăng
ký đề tài nhưng đã làm
được trong quá trình
thực hiện đề tài

13

Một bài báo Hội nghị
thường niên trường Đại
học Thủy Lợi, Hà Nội.

“Thiết kế và chế tạo
máy xẻ dạng khung
kiểu mới theo ngun
lý vịng đời sản phẩm”

Khơng nằm trong đăng
ký đề tài nhưng đã làm
được trong quá trình
thực hiện đề tài

Ghi chú:
- Các ấn phẩm khoa học (bài báo, báo cáo KH, sách chuyên khảo…) chỉ được chấp
nhận nếu có ghi nhận địa chỉ và cảm ơn trường ĐH Công Nghiệp Tp. HCM đã cấp kính phí
thực hiện nghiên cứu theo đúng quy định.
- Các ấn phẩm ( bản photo) đính kèm trong phần phụ lục minh chứng ở cuối báo cáo.
(đối với ấn phẩm là sách, giáo trình cần có bản photo trang bìa, trang chính và trang cuối
kèm thông tin quyết định và số hiệu xuất bản)
3.2. Kết quả đào tạo
Thời gian
Tên đề tài
Tên chuyên đề nếu là NCS
TT Họ và tên
thực hiện đề tài
Đã bảo vệ
Tên luận văn nếu là Cao học
Nghiên cứu sinh
Học viên cao học
Sinh viên Đại học
1. NGUYỄN LÊ DUY
LINH: 14140321
2. TRẦN TUẤN ANH :
14122641
3. VÕ QUỐC HẢO:
14139181

8 tháng

“Nghiên cứu – thiết kế - chế tạo
mơ hình máy xẻ gỗ dạng khung
thế hệ mới”

28/07/2018

6


4. LÊ BÌNH PHƯƠNG:
14118851
5. HỒNG KIM HỒNG:
14140021
6. BÙI HỒNG TÍNH:
14115861
Ghi chú:
- Kèm bản photo trang bìa chuyên đề nghiên cứu sinh/ luận văn/ khóa luận và bằng/giấy
chứng nhận nghiên cứu sinh/thạc sỹ nếu học viên đã bảo vệ thành công luận án/ luận
văn;( thể hiện tại phần cuối trong báo cáo khoa học)
IV. Tình hình sử dụng kinh phí
T
T
A
1

Nội dung chi

Kinh phí
được duyệt
(triệu đồng)

Kinh phí
thực hiện
(triệu đồng)

60

60

30

30

5

5

Chi phí trực tiếp
Thuê khốn chun mơn

2
3
4
5
6
7
8

B
1
2

Ghi
chú

Ngun, nhiên vật liệu, cây con..
Thiết bị, dụng cụ
Cơng tác phí
Dịch vụ th ngồi
Hội nghị, hội thảo,thù lao nghiệm thu giữa kỳ
In ấn, Văn phịng phẩm
Chi phí khác
Chi phí gián tiếp
Quản lý phí
Chi phí điện, nước
Tổng số

Cơng
lao
động

V. Kiến nghị ( về phát triển các kết quả nghiên cứu của đề tài)
Do giới hạn về kinh phí thực hiện đề tài (30 triệu cho thiết bị và dụng cụ) nên nhóm tác giả
khơng thể hồn thiện một máy xẻ gỗ với đầy đủ yêu cầu kỹ thuật. Gia công khơng chính xác
nên dẫn đến chất lượng của mơ hình máy chưa được như mong muốn. Chúng tôi kiến nghị
nhà trường cho phép Khoa lưu lại mơ hình máy để các nhóm SV khóa sau tiếp tục nghiên
cứu cải tiến và phát triển để máy được hoàn thiện hơn.

7


VI. Phụ lục ( liệt kê minh chứng các sản phẩm nêu ở Phần III)
PHỤ LỤC 1: MƠ HÌNH MÁY XẺ GỖ DẠNG KHUNG THẾ HỆ MỚI

Hình 1: Mơ hình máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới – góc nhìn thẳng

8


Hình 2: Mơ hình máy xẻ gỗ dạng khung kiểu mới – góc nhìn ngang

9


PHỤ LỤC 2: SẢN PHẨM GỖ TỪ MÁY CƯA

Hình 3: Tấm gỗ sau bị bị xẻ bằng mơ hình máy xẻ gỗ thế hệ mới
PHỤ LỤC 3: PHƯƠNG PHÁP “TƯƠNG TÁC VÀ PHÂN TÍCH TRỰC QUAN
VIAM”
Trong các phụ lục 11 và 12 – Các bài báo khoa học
PHỤ LỤC 4: BÁO CÁO PHÂN TÍCH TỔNG QUAN VỀ ƯU NHƯỢC CÁC MÁY
HIỆN HÀNH VÀ CÁC VẤN ĐỀ KỸ THUẬT TRONG MÁY KIỂU MỚI
Trong phụ lục 9 – bài báo IUH
PHỤ LỤC 5: QUY TRÌNH TÍNH TỐN
1. Máy xẻ nhiều lưỡi dạng khung kiểu mới
1.1. Giới thiệu về máy xẻ nhiều lưỡi dạng khung kiểu mới
Máy xẻ nhiều lưỡi dạng khung kiểu mới được phát minh ở Liên Bang Nga bởi TSKH Blokhin
M.A. vào đầu thế kỷ XXI [6, 7]. Máy xẻ gồm 6 module cưa giống nhau, được hoạt động theo

nguyên lý 4 khâu bản lề hình bình hành. Các modue cưa được xắp xếp hợp lý đảm bảo sự cân bằng
động của cả hệ thống (Hình ). Nhờ sử cải tiến cơ bản này, so với máy xẻ dạng khung truyền thống
sử dụng cơ cấu tay quay con trượt truyền thống, máy xẻ kiểu mới có những ưu điểm vượt trội như
[6, 7]:
- máy xẻ đảm bảo hệ tự cân bằng động nên hệ làm việc ổn định, khơng có tiến ồn, không rung
lắc, không cần phải bổ sung thêm các cơ cấu cân bằng phụ, không cần phải sử dụng đế máy nặng;
- chiều dài lưỡi cưa giảm đáng kể, do đó độ cứng và độ ổn định của lưỡi cưa được tăng lên;
- máy có thể làm việc ổn định ở tốc độ quay cao (3000 v/ph) gấp khoảng 6 lần tốc độ quay của
máy xẻ dạng khung truyền thống, nhờ đó năng suất làm việc của máy được tăng lên đáng kể;

10


- nhờ sự sắp xếp của các module cưa lệch nhau (một góc 60o), các module cưa cắt vào thân gỗ
theo thứ tự chứ không đồng thời, ở mỗi một thời điểm chỉ có một module cưa chịu tải, giúp giảm tải
cho động cơ chính, tiết kiệm năng lượng…

3
1

4

2

Hình 4. Sơ đồ nguyên lý máy xẻ nhiều lưỡi dạng khung kiểu mới
1- động cơ; 2,3-trục dưới và trục trên; 4- block gồm 6 mô đun cưa
Tuy nhiên, trong khi thiết kế máy xẻ này, cần phải thỏa mãn hàng loạt những u cầu kỹ thuật
khác nhau (Hình ). Ngồi những yêu cầu cơ bản về độ bền, độ cứng, còn có những yêu cầu đặc biệt
với kết cấu này như: ổn định dạng phẳng của lưỡi cưa, tránh cộng hưởng dao động, hay cân bằng
động của cả hệ thống. Cần nhấn mạnh rằng, mỗi yêu cầu kỹ thuật trên đây chính là một bài tốn

riêng biệt, địi hỏi sự nghiên cứu tỉ mỉ của các chuyên gia ở các lĩnh vực khác nhau. Do đây là một
loại máy mới với nguyên lý hoạt động khác hẳn máy xẻ truyền thống, nên nhiều bài toán riêng lẻ
này vẫn chưa được giải quyết triệt để ở các cơng trình trước đây. Thêm vào đó, khi xem xét vấn đề
một cách tổng thể trong vòng đời sản phẩm của máy xẻ, còn xuất hiện những tiêu chí kỹ thuật
khơng đồng bộ, thậm chí mâu thuẫn nhau. Ví dụ như việc tăng năng suất máy trên cơ sở cải thiện
tốc độ quay của trục chính thường dẫn đến vấn đề mất ổn định dạng phẳng lưỡi cưa. Vấn đề mất ổn
định có thể giải quyết nhờ việc tăng độ dày lưỡi cưa, nhưng điều này lại dẫn đến việc tăng hao phí
gỗ khi xẻ ,v.v…(Hình ). Phân tích trên đây cho thấy, vấn đề thiết kế máy xẻ về bản chất là bài toán
đa tiêu chuẩn. Để đảm bảo sự phối hợp ăn khớp giữa các tiêu chí kỹ thuật khác nhau, cần xây dựng
mơ hình tốn đa mục tiêu, cho phép đánh giá sự ảnh hưởng qua lại của các chỉ tiêu kỹ thuật khác
nhau trong một không gian thông tin thống nhất. Nhờ đó có thể tìm được phương án thiết kế hợp lý,
đồng thuận, thỏa mãn yêu cầu của các chuyên gia khác nhau trong vòng đời sản phẩm máy xẻ. Các
chuyên gia ở đây có thể hiểu là các kỹ sư (KS), ví dụ KS thiết kế, KS tính tốn, KS cơng nghệ, KS
khai thác, và có thể là chính khách hàng.

11


Người sử dụng

Kỹ sư về
Cơng nghệ
Tính khả thi về cơng nghệ

Năng suất
Chất lượng gia cơng
Hao phí gỗ

Tốc độ quay
Tính cân bằng

Khách hàng
Tần số dao
động riêng

Khối lượng
Kích thước
Kỹ sư thiết kế

Độ bền và
mỏi
Kỹ sư phân tích
– tính tốn

Tính ổn định
Độ cứng

Hình 5. Sơ đồ vòng đời máy xẻ gỗ dạng khung thế hệ mới
1.2. Đặc tính động học và động lực học của máy
Bộ phận làm việc chính của máy xẻ gỗ nhiều lưỡi chính là mơđun cưa (Hình ). Chuyển động cơ
học của mơđun cưa tn theo cơ cấu hình bình hành [8, 9]. Chuyển động được truyền từ trục ở
dưới О1 lên trục trên О2 trực tiếp thông qua lưỡi cưa, và 2 trục quay đồng bộ với nhau với cùng tần
số quay n. Mọi chất điểm chuyển động trên mô đun cưa chuyển động theo một quỹ đạo đường trịn
với bán kính lệch tâm e, với cùng vận tốc

=

và gia tốc

=

.

Để đảm bảo yêu cầu độ cứng của mép cắt lưỡi cưa (phần chứa răng cưa) thì phải kéo giãn nó
với một lực ban đầu F0, đặt cách một khoảng lệch e1 so với đường tâm của lưỡi cưa. Khi máy xẻ
làm việc, tác dụng vào lưỡi cưa cịn có tải qn tính phân bố đều q ln thay đổi về hướng. Với giá
trị tần số quay của của lớn, các lực trên sẽ tạo ra mômen uốn đáng kể tác dụng lên lưỡi cưa. Hệ quả
là lưỡi cưa sẽ có thể đánh mất trạng thái ổn định dạng phẳng, ảnh hưởng xấu đến chất lượng xẻ và
gây gãy lưỡi cưa. Để giải quyết vấn đề này thì cần lắp đặt vào môđun cưa các quả đối trọng. Mỗi
quả đối trọng sẽ tạo ra lực quán tính Fb, nhằm cân bằng lại với mômen tác dụng vào lưỡi xẻ. Nhờ
đó thì máy xẻ có thể vận hành với tần số quay lớn.

12


Fb

mb
F0

αt

A2
e
O2

A2

q

q
G

h

e1

L/2

5

L0 =L+2Lk

ax =a.cos(αt )
L/2

3
4

a

Fb

Lk

αt

F0

hb

2

ay =a.sin(αt )

B2

L = h+2e

1

6

8

Lk

O1 A1
F0

hb

7

A1

αt

e

Fb

9

Fb
B1

а)

mb
b)

Hình 6. Sơ đồ và mơ hình tính tốn cho mơđun cưa
а) Sơ đồ mơđun cưa , b) Mơ hình tính tốn cho môđun cưa
1- Quả đối trọng trên; 2-đĩa khớp bản lề lệch tâm trên; 3-trục trên; 4-chi tiết vỏ khớp trên; 5-bộ
phận kẹp trên; 6-lưỡi cưa; 7-bộ phận kẹp dưới; 8- chi tiết vỏ khớp dưới;
9- đĩa khớp bản lề lệch tâm dưới; 10-trục dưới; 11- quả đối trọng dưới.
Các đặc trưng hình học và yếu tố lực tác dụng vào mơđun cưa được thể hiện trên hình vẽ (Hình
). Cần chú ý rằng, gia tốc ly tâm
= cos α là thành phần tạo ra lực quán tính theo phương
ngang tác dụng lên lưỡi cưa, có thể gây nên sự mất ổn định dạng phẳng của lưỡi cưa. Ở đây α –góc
vị trí của mơđun cưa. Trong mơ hình tốn chúng ta sẽ xem xét 2 vị trí đặc biệt là khi α = 0 và

α = 180 , mà ở đó trị tuyệt đối của

sẽ đạt đến giá trị lớn nhất và bằng

. Ở những vị trí

khác của lưỡi cưa khi trục quay (α ≠0 và α ≠ 180º), giá trị của thành phần gia tốc này sẽ nhỏ hơn,

do đó có thể khơng cần xét tới [7, 9].
1.3. Đặc tính cơng nghệ
Lưỡi cưa là một trong những yếu tố quan trọng đảm bảo việc xẻ gỗ thành công. Để thuận tiện
cho việc chế tạo, lưỡi cưa sẽ được cắt từ các lưỡi xẻ vịng sẵn có trên thị trường. Các thơng số hình
học chính của răng cưa là bước răng pt, góc nghiêng mặt trên của răng cưa θt, góc răng cưa βt; góc
nghiêng mặt dưới của răng cưa γt (Hình 7).
Việc tính tốn, thiết kế lưỡi cưa cho các máy xẻ truyền thống được trình bày ở khá nhiều tài
liệu [10, 11, 12, 13]. Tuy nhiên, nguyên lý cắt của máy xẻ dạng khung kiểu mới lại có những đặc
13


điểm riêng. Quỹ đạo chuyển động của răng cưa ở máy truyền thống là một đoạn thẳng, thì ở máy xẻ
kiểu mới này, răng cưa chuyển động và cắt vào gỗ theo một cung trịn (Hình ). Phần diện tích gạch
chéo ABCD chính là hình dạng của phần phoi gỗ với bề dầy Sw bị cắt bởi một răng cưa sau mỗi một
vịng quay, trong đó Sw (mm/vịng) là lượng tiến gỗ khi xẻ.

Hình 7. Quỹ đạo răng cưa khi xẻ và hình dạng của phơi.
pt – bước răng; φ – góc cắt (góc qt phơi) của răng cưa; θt – góc nghiêng mặt trên của răng
cưa; βt – góc răng cưa; γt – góc nghiêng mặt dưới của răng cưa; Sw – bước tiến gỗ
Cơng trình [6] chỉ ra rằng, điều kiện để thực hiện quá trình cắt là mặt sau của răng cưa CF
không được va chạm vào gỗ (phần gạch ơ). Nghĩa là góc nghiêng mặt sau của răng cưa θt phải lớn
hơn góc θ giữa đường tiếp tuyến với cung trịn tại vị trí cắt và phương thẳng đứng (Hình ). Tuy
nhiên cơng trình [6] lại chưa đưa ra được hệ thức giải tích mơ tả điều kiện trên. Dựa vào quan hệ
hình học của hệ, tác giả xây dựng được điều kiện tránh va chạm răng cưa và gỗ trong quá trình xẻ
như sau:
(1)
!"
=
arccos
# ! arctg #

2
2
"
Gọi ϕ là góc qt phơi của mỗi răng cưa ở một vịng quay (Hình ). Góc ϕ là tham số công
nghệ quan trọng liên quan đến vấn đề hao phí năng lượng gia cơng. Như đã phân tích ở trên, máy xẻ
gồm 6 module cưa, và được xắp xếp lệch nhau góc 60o. Vậy nên:
-

Nếu ϕ > 60o thì sẽ có thời điểm 2 lưỡi cưa cùng cắt vào gỗ, điều này dẫn đến tăng tải cho
động cơ.

14


-

Nếu ϕ < 60o thì ở khoảng giữa khi lưỡi cưa này kết thúc quá trình cắt, lưỡi cưa tiếp theo
chưa tham gia vào q trình cắt, sẽ có một khoảng thời gian máy chạy khơng tải, gây lãng
phí năng lượng.

-

Nếu ϕ =60o thì lưỡi xẻ này vừa kết thúc q trình cắt, cũng chính là thời điểm lưỡi xẻ tiếp
theo bắt đầu cắt vào gỗ. Xét về năng lượng, đây là trường hợp tối ưu nhất.

Cơng thức tính góc quét ϕ được xây dựng dựa vào mối quan hệ hình học của hệ như sau:
(2)
!"
"
ϕ= !γ=

arccos &
' ! arctg ( ) ! *+sin
2
2
"
2·

Tính tốn bước đầu chỉ ra rằng, do điều kiện va chạm (1), trường hợp góc cắt ϕ =60o khơng thể
đạt được. Do đó, trong bài khn khổ bài báo này, chúng ta sẽ lựa chọn các thơng số sao cho giá trị
góc cắt ϕ gần với 60o. Nghĩa là:
|ϕ

/

| ≤ ∆=

3

(3)

Từ điều kiện (1) và (3) và các bộ thông số răng cưa (pt, θt, βt, γt) tiêu chuẩn của lưỡi cưa vịng
đã có trên thị trường, chúng ta sẽ thu được miền giá trị khả dĩ của bán kính lệch tâm e (mm) như
sau:
33 ≤ ≤ 38
Đây là một g tham biến điều khiển quan trong thiết kế đa tiêu chuẩn máy xẻ (Ошибка!
Источник ссылки не найден.).
2. Nghiên cứu các yêu cầu kỹ thuật khác nhau đối với máy xẻ
Chú thích cho các đại lượng được sử dụng ở dưới đây được liệt kê trong các bảng ở mục 3
(Ошибка! Источник ссылки не найден.÷Ошибка! Источник ссылки не найден.).
Giả sử, máy xẻ cần thiết kế dùng để cưa gỗ với chiều cao tối đa là h (Hình ). Vậy độ dài tối

thiểu của phần lưỡi cưa khơng bị kẹp là L và được tính theo cơng thức sau [9]:
(4)
5 = ℎ ! 2 .
Chiều dài tổng thể của lưỡi cưa là:
5 = 5 ! 257 ,

trong đó 57 là chiều dài của phần lưỡi cưa bị kẹp.
Khối lượng lưỡi cưa được tính một cách gần đúng bằng:
9 = :5 ;<,

(5)

(6)

trong đó ρ, b, t lần lượt là khối lượng riêng của vật liệu, độ rộng và chiều dày của lưỡi cưa.
Độ cứng uốn nhỏ nhất B2 , và độ cứng xoắn C của mặt cắt lưỡi cưa được tính theo cơng thức:
(7)
>< / ;
= =
12
@ AB
(8)
?=
.
/

trong đó E và G lần lượt là mơđun đàn hồi kéo nén và mô đun đàn hồi trượt của vật liệu lưỡi cưa.
Dưới đây là các kết quả chính thu được từ các tác giả trong quá trình nghiên cứu, thiết kế, thử
nghiệm và sản xuất máy này.

15


2.1. Vấn đề ổn định dạng phẳng lưỡi cưa
Xét bài tốn tổng qt lưỡi cưa có chiều dài phần tự do là L, dưới tác dụng của tổng hợp của
mômen uốn M, lực nén dọc trục F và tải phân bố đều q ở một phần chiều dài dầm với độ dài
αL.Trong đó α là hệ số có giá trị trong khoảng [0,1]: 0≤α≤1. Lưỡi cưa có thể xét gần đúng là một
dầm thành mỏng mặt cắt hình chữ nhật. Điều kiện biên của lưỡi cưa tương ứng với máy xẻ dạng
khung kiểu mới (Hình 8). Ký hiệu c - là độ cao đường đặt lực so với đường tâm của dầm.
Bài toán ổn định dạng phẳng của dầm thành mỏng mặt cắt hình chữ nhật được giải theo phương
pháp năng lượng và được trình bày chi tiết trong các tài liệu [14, 9, 15, 16]. Biểu thức giải tích tổng
quát mô tả trạng thái ổn định dạng phẳng của dầm như sau:
(9)
R = R1·с·q3 + R2 ·c· M ·q 2 + R3·q 2 + R4 ·c· M 2 ·q + R5· M ·q + R6 · M 2 + R7 ·F + R8 = 0
trong đó Ri là các biểu thức chỉ phụ thuộc vào kích thước và cơ tính của dầm mà khơng phụ thuộc
vào các yếu tố lực.
CD =
5E · {56 I J I ! 120 K sin J # cos J # J K 160 I J K 240 K sin J # cos J # J / ! 120 I J / !
120 K sin J # cos J # J
120 / cos J # J / ! 840 / cos J # J
720 / cos J # J !
/ /
/
420 J
3300 sin J # cos J # J ! 720 / J !
100 J ! 2520 sin J # cos J # J
#
#
6630 cos J
J 2880 cos J

435J
6195 sin J # cos J # ! 2880 }
C = 805
C/ = 4?5
CK =

· {8 / J / ! 12 sin J # cos J # J
12 / J
12 sin J # cos J # J
! 48 sin J # J
48 sin J # J ! 6 cos J # J ! 24 cos J #
! 144 cos J # J 27J ! 21 sin J # cos J # 24
144 sin J #}
· {16 I J I 40 I J K ! 40 I J
240 / J / 60 sin J # cos J # J ! 360
#
#
! 60 sin J cos J J ! 30 cos J # J 240 cos J # ! 465J
495 sin J # cos J # ! 240 }

19205K

K

CI = 320?5K

{3J ! sin J # cos J # ! 4 sin J #}
K

{2

/

J/

6

/

J

21J

3 sin J # cos J #

C = 7680?5 P
CP = 7680 P 5 ?
CE = 30720= 3 ?

(p.1)

(p.2)
/

J

(p.3)

(p.4)
24 sin J #}

(p.5)
(p.6)
(p.7)
(p.8)

16


x

M0

M0

O

A

B

y

M

q

c

A

y
z

B

O

b

M

F
αL/2

x

t

αL/2

L/2

L/2

Hình 8. Mơ hình tổng qt dầm thành mỏng dưới tác dụng tổng hợp nhiều tải trọng
2.1.1. Ổn định dạng phẳng của lưỡi cưa ở chế độ không tải
a) Tốc độ trục quay tới hạn
Ở chế độ chạy không tải, các lực tác dụng vào lưỡi cưa gồm: lực kéo dọc trục F, mơmen qn
tính sinh ra bởi đối trọng M, và lực qn tính phân bố đều trên tồn bộ chiều dài lưỡi cưa q, tác

dụng vào đường tâm lưỡi cưa và có hướng thay đổi. Hệ lực này tương đương với bộ giá trị α=1,
c=0, F=-F0 trong mô hình tổng qt (Hình 9).
Từ cơng thức tổng qt (9), khi thay hệ số α=1, c=0, F=-F0, suy ra hệ thức mô tả trạng thái ổn
định phẳng của của lưỡi cưa ở chế độ không tải này là [9]:
(10)
C Q, R , S# = 1920? R 5 P 1920?5 Q P ! 7680= ? 3
1680?5K Q I ! 320?5K Q P # · S
495?5 / ! 120?5 I ! 16?5
Giá trị gia tốc ly tâm của lưỡi cưa được tính theo tốc độ quay n:
=

.

P

#·S =0

(11)

Tải quán tính phân bố đều trên tổng chiều dài lưỡi cưa 5 là:

(12)
9
2 T
= :;< = :;< (
) .
5
60
Gọi ncr (vòng/phút) là tần số quay tới hạn của trục mà nếu vượt qua giá trị đó thì lưỡi cưa sẽ
đánh mất trạng thái ổn định dạng phẳng ở chế độ chạy không tải. Ký hiệu gia tốc ly tâm và tải quán

tính phân bố đều ở tần số quay tới hạn lần lượt là acr, qcr . Chúng ta có:
(13)
2 TVW
) ;
VW = (
60
(14)
2 TVW
SVW = :;< (
) .
60
Mômen uốn tác dụng vào mặt cắt 2 đầu lưỡi cưa có giá trị bằng:
S =

17


M = Mb + Mе + Md

(15)

Trong đó, mơmen uốn Mb= mb.hb.acr.cos(αt) sinh do lực quán tính của đối trọng, mômen Mе =
F0.e – do lực kéo giãn lệch trục F0, cịn Md - mơmen bổ sung, tính đến sự dịch dời vị trí tương đối
của gối trong mơ hình tốn so với kết cấu thực (Hình , Hình ÷ Hình ).
Như đã phân tích ở trên, hướng của lực qn tính tác dụng vào mơđun cưa sẽ thay đổi theo thời
gian. Xét 2 vị trí nguy hiểm αt = 0o và αt = 180o [7, 9], khi mà hướng của tải phân bố đều q theo
phương ngang và mômen uốn M đạt đến giá trị lớn nhất (M1 и M2):
(16)
SVW 5
57

QD = 9B ℎB VW R D !
C ! 57 # ! SVW ;
2
2
(17)
SVW 5
57
Q = 9B ℎB VW ! R D !
C ! 57 # ! SVW .
2
2
Thế các biểu thức q=qcr theo (14) và M=M1 theo (16) vào (10), tìm tần số quay tới hạn của trục
ncr1 trong trường hợp αt = 0o. Tương tự thế các biểu thức q=qcr theo (14) và M=M2 theo (17) vào
(10) để tìm tần số quay tới hạn của trục ncr2 trong trường hợp αt = 180o. Tần số quay tới hạn ncr sẽ là
giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị vừa tìm được:
ncr = min{ncr1, ncr2}
(18)
Điều kiện ổn định dạng phẳng của lưỡi cưa ở chế độ không tải là:
TVW
T≤
.
YZ

(19)

Trong đó, ks – là hệ số an tồn ổn định (Ошибка! Источник ссылки не найден.).

Md

Md

Mb
Me

y

q

Mb

Me

y
t

z
b

x

F0
Lk

L
L0

Lk

Hình 9. Sơ đồ tính toán cho lưỡi cưa khi α = 0o

18

Md

Md
Mb

q

y

y

Mb
F0

t

z
b

x

Me

Me

L
L0

Lk

Lk

Hình 10. Sơ đồ tính tốn cho lưỡi cưa khi α = 180o
b) Lựa chọn đối trọng
Như đã nêu ở trên thì bài tốn loại bỏ sự mất ổn định lưỡi cưa trong q trình làm việc là vơ
cùng quan trọng. Một trong những phương pháp để giải quyết vấn đề này là sử dụng đối trọng với
khối lượng mb. Các lực quán tính Fb do đối trọng sinh ra sẽ tạo ra các mômen quanh tâm của ổ trục
bản lề nhằm điều hịa lực qn tính tác dụng lên lưỡi cưa (Hình ). Nhờ đó thì lưỡi cưa sẽ được giảm
tải và có khả năng duy trì trạng thái ổn định khi làm việc ở tần số quay công tác.
Tuy nhiên nếu chọn khối lượng đối trọng quá lớn thì trong q trình xẻ (αt = 150210o) ở cạnh
trước của lưỡi cưa (phần có răng cưa) sẽ xuất hiện các ứng suất nén không mong muốn, ảnh hưởng
xấu đến chất lượng gia cơng (Hình ). Do đó đối trọng được lựa chọn dựa vào điều kiện để không
xuất hiện ứng suất nén ở cạnh trước của lưỡi cưa trong khi xẻ, đặc biệt là khi αt = 180o
QB < Q\]^ ! Q_ ! Q` ,

(20)

trong đó Mqmax là mơmen uốn lớn nhất sinh ra do tải quán tính q tác dụng lên lưỡi cưa.
Q\]^ ! Q_ ! Q` = S

ab
E

!R

D

!

QB = 9B ℎB .

Từ đây ta có điều kiện để lựa chọn đối trọng là:
9B ℎB ≤ S

ab
E

!R

D

!

\ac

\ac

C ! 57 # !

C ! 57 # !

\abd

,

(21)

(22)

\abd

.

(23)

2.1.2. Ổn định dạng phẳng lưỡi cưa khi xẻ gỗ
Độ chính xác và chất lượng của sản phẩm gỗ phụ thuộc rất nhiều vào độ ổn định của lưỡi cưa
khi xẻ. Độ ổn định lưỡi cưa đươc đặc trưng bởi giá trị thành phần lực cắt tới hạn theo phương ngang
Fhcr, vng góc với lưỡi cưa [9, 11, 13]. Để xác định lực tới hạn khi cưa Fhcr=qhcr.h ta sử dụng sơ
đồ tính tốn lưỡi cưa (Hình ) và mơ hình tương đương (Hình ).

19


qh =Fh /h
l1

l1

h

R0
LK
F0

e1

R0
LK

w
u

t
b

x
z
y

x1

L
L0

φ
z

M0

z1
x

M0

y1 y

x1

Hình 11. Sơ đồ tính để tính tải trọng tới hạn khi cưa
Trên sơ đồ (Hình ) lưỡi cưa có thể được xem như một dầm thành mỏng mặt cắt hình chữ nhật
chịu tải trọng phức hợp của nhiều ngoại lực, gồm lực dọc trục F0, tải phân bố đều qh, mômen ngẫu
lực 2 đầu. Tuy nhiên trong trường hợp này, tải phân bố đều sẽ không tác dụng trên đường trục lưỡi
cưa mà lại tác dụng vào mặt mép trước của nó.

qh =Fh /h
l1

h

Me

Md

w
u

t

x

v

Me
F0

b

l1

Md

z

x1

L

φ

y
z
M0

z1
x

M0

y1 y

x1

Hình 12. Mơ hình tương đương của lưỡi cưa để xác định tải trọng tới hạn khi cưa
20


Tải phân bố tới hạn theo phương ngang qhcr sẽ được xác định theo phương trình (9) với αL=h,
c= b/2, F=-F0 và mômen uốn tổng hợp M tác dụng vào mặt cắt ở 2 đầu đầu lưỡi cưa:

\ f
(24)
Q = Q_ !Q` = R · D ! e C ! 5к #.
Từ đó xách định được giá trị tới hạn của lực cắt Fhcr theo công thức:
RfVW = SfVW . ℎ

(25)

Điều kiện để đảm bảo lưỡi cưa ổn định dạng phẳng khi xẻ là Fh < Fhcr, trong đó Fh là tổng các
lực tác dụng vào lưỡi cưa theo phương ngang, được trình bày trong mục 2.3 của bài báo này.
2.2. Dao động lưỡi cưa
Một trong những vấn đề quan trọng nhất khi thiết kế máy xẻ chính là tránh để xảy ra hiện tượng
cộng hưởng dao động ở vùng làm việc của máy. Cơng trình [7] đã đưa ra đánh giá tần số dao động
riêng của hệ bằng phương pháp phần tử hữu hạn (Hình 1). Dễ dàng nhìn thấy, hiện tượng cộng
hưởng dao động sẽ khơng xảy ra nếu tần số quay của trục máy xẻ nhỏ hơn tần số dao động riêng
nhỏ nhất của lưỡi cưa. Do đó việc xây dựng hệ thức tính tốn tần số dao động riêng của lưỡi cưa là
một bài toán cần thiết.

Tần số,
Hz
4

120
3

80

1

2

40
Vùng tần số cho phép của trục quay
0
hi , N
1690
845
2536
Hình 1. Phổ dao động của của mơđun cưa
1, 2,3,4 – tương ứng với các tần số dao động riêng thứ nhất, hai, ba, bốn
0

Tác giả đã xây dựng thành cơng cơng thức giải tích đánh giá tần số dao động riêng nhỏ nhất
của lưỡi cưa phụ thuộc vào lực kéo lệch tâm F0. Quy trình tính tốn được trình bày chi tiết trong
mục 3.2 của cơng trình [9]. Tần số dao động riêng nhỏ nhất của môđun cưa f01 (Hz) được xác định
dựa trên phương pháp năng theo công thức:
(26)
?R 5
D R 5 ! 4= ?
k
jD=
3?5K :;<
Điều kiện để không xuất hiện sự cộng hưởng ở tần số quay làm việc n có dạng:
jD
T ≤ 60 · .
Yl

(27)

21

Trong đó, kv là hệ số an tồn dao động (Ошибка! Источник ссылки не найден.).
2.3. Lực cắt khi xẻ và lực kéo giãn ban đầu
a) Lực cắt
Khi chế tạo máy xẻ gỗ ta cần phải chọn động cơ có đủ cơng suất để cung cấp năng lượng trong
q trình vận hành và gia cơng của máy. Trong q trình máy hoạt động, tải trọng chủ yếu là lực
của gỗ tác dụng vào các răng cưa. Để tính tốn chính xác, ta cần phải nghiên cứu lực cắt của gỗ tác
dụng lên một răng cưa. Các cơng trình nghiên cứu trước đây [5, 6, 9] thường lấy giá trị lực cắt một
cách định tính, chủ yếu dựa vào kinh nghiệm hoặc các thực nghiệm một cách tương đối, hoặc sử
dụng các giá trị trung bình. Tuy nhiên trên thực tế, đây là một bài toán quan trọng cần phải được
xem xét ở mức độ vi mơ, có xét đến tính chất cơ-lý của gỗ, thơng số hình học của răng cưa và ma
sát giữa răng cưa với gỗ. Trong số các tài liệu ít ỏi, nghiên cứu về chế độ cắt này, các tác giả nhận
thấy cơng trình [10] có xét tương đối đầy đủ các vấn đề nêu trên cho máy xẻ truyển thống. Chính vì
vậy trong bài báo này, các tác giả đã nghiên cứu, kiểm nghiệm lại các cơ sở lý thuyết trong [10]
nhằm xây dựng một quy trinh tính tốn hợp lý, từ đó thu được các công thức xác định lực tác dụng
của gỗ lên răng cưa, để có thể áp dụng dụng trực tiếp cho máy xẻ dạng khung kiểu mới này. Các
công thức đã được kiểm nghiệm tính chính xác khi thay các giá trị về đặc trưng cơ lý của nhiều loại
gỗ, các đặc tính ma sát giữa nhiều cặp vật liệu. Vì vậy chúng có ý nghĩa lớn trong việc lựa chọn
động cơ phù hợp nhằm tiết kiệm năng lượng mà vẫn đảm bảo đủ công suất vận hành của máy xẻ
dạng khung kiểu mới.
Qũy đạo chuyển động của răng cưa và hình dạng của phần phoi bị cắt sau mỗi vịng quay là
một phần của cung trịn bán kính e (Hình ). Tuy nhiên, để đơn giản q trình tính tốn, chúng ta sẽ
coi hình dạng phần phoi bị cắt ra gần đúng là một đoạn thẳng và áp dụng mô hình tính tốn lực cắt
của máy xẻ truyền thống (Hình 2).

Hình 2. Mơ hình tính tốn lực cắt tác dụng vào một răng cưa
22

Gọi N là phản lực pháp tuyến tác dụng lên bề mặt trước của răng cưa. Trong quá trình xẻ, phoi
sẽ bị uốn cong với bán kính Rc và trượt trên mặt trước của răng cưa, do đó sẽ sinh ra lực ma sát
S=µN, với µ - hệ số ma sát giữa phơi và răng cưa. Do đó S và N sẽ tạo ra một hợp lực P tác dụng
vào răng cưa. Hợp lực P này được phân ra thành hai thành phần ngang (Ph) và dọc (Pv). Ký hiệu δ =
θt +βt - là góc cắt, cũng chính là góc hợp giữa phản lực N với Ph.
Các thành phần lực dọc Pv và ngang Ph và được xác định như sau:
(28)
Pv = N sin δ + µ N cos δ

Ph = N cos δ − µ N sin δ

(29)

Pv
tan δ + µ
=
Ph 1 − µ tan δ

(30)

Từ đây suy ra:
tan δ ′ =

Trong đó δ’ là góc hợp giữa lực P với Ph.
Bán kính cong của phoi gỗ Rc có thể xác định gần đúng dựa vào nguyên lý biến đổi năng lượng
(Variational principle). Ý tưởng của phương pháp này là cần tìm biến dạng của phoi mà ở đó cơng
của lực là nhỏ nhất. Theo phương pháp này, tìm được cơng thức tính Rc như sau [10]:
(31)
3 ( tan δ + µ )
Rc =

⋅ Sw
2sin δ µ tan δ
Gọi l – khoảng cách từ điểm tiếp xúc của phản lực pháp tuyến đến vị trí phoi bắt đầu bị tách
theo phương đứng; y0 – khoảng cách từ điểm tiếp xúc của phản lực pháp tuyến đến vị trí phoi bắt
đầu bị tách theo phương ngang; x0 – khoảng cách từ đỉnh răng cưa đến vị trí phoi bắt đầu bị tách
(Hình 2). Ta có các hệ thức sau [10]:
(32)
l Rc sin δ

y0

Rc (1 − cos δ )
x0 = l −

(33)
(34)

y0
tan δ

Gọi Ew – môđun đàn hồi của vật liệu phôi theo phương xuyên tâm (phương y), B và fµ,δ là các
hàm bổ trợ, được xác định theo cơng thức sau:
(35)
x 

f µ ,δ = sin δ ⋅ (1 − µ tan δ ) +  sin δ + 0  ⋅ tan δ ⋅ ( tan δ + µ )
R


tan δ ′ Ew  S w 

B=
⋅
⋅
f µ ,δ 50  R 

2

(36)

Các thành phần lực Pv và Ph tác dụng lên một răng cưa được tính theo các công thức [10]:
2
(37)
1 E ⋅ t  Sw 
Ph =
⋅
⋅
⋅ Sw
f µ ,δ 50  R 

tan δ ′ E ⋅ t  Sw 
Pv =
⋅
⋅
⋅ Sw
f µ ,δ 50  R 
2

(38)

23

Thành phần lực ngang Fh và dọc Fv tác dụng lên cả lưỡi cưa là
ℎ
Rf = mf
"

Rl = ml

ℎ

"

(39)

(40)

b) Lực kéo căng của lưỡi cưa
Để giới hạn của ứng suất nén ở mặt mép trước lưỡi cưa, cần phải kéo giãn nó trước một lực
R , có giá trị lớn hơn thành phần lực cắt dọc của lưỡi cưa Fv.
(41)
R
Rl

2.4. Độ cứng lưỡi cưa
Một trong những đặc trưng quan trọng của máy xẻ là độ cứng của lưỡi cưa, yếu tố ảnh hưởng
đến độ chính xác và chất lượng gia cơng gỗ. Nếu độ cứng càng lớn thì chất lượng và độ chính xác
càng tăng [9, 12]. Mơ hình tính tốn độ cứng của lưỡi cưa ở máy xẻ dạng khung truyền thống (Hình
3) được đề cập trong cơng trình [12]. Giả sử rằng có lực Q tác dụng vào mặt bên và vng góc với
với lưỡi cưa.

Độ cứng ban đầu của lưỡi cưa được tính theo cơng thức
p
(42)
no =
q
trong đó w – độ võng của lưỡi cưa.
Xem xét trường hợp khi mà tải đối xứng Q=qh, phân bố đều theo độ dày h của phôi gỗ, chúng
ta có:
5 ℎ
(43)
rD =
= .
2

24