Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đậu phộng (lạc) là một trong những loại cây công nghiệp ngắn ngày và cây thực phẩm có giá trị kinh tế cao tại Việt Nam nhờ hàm lượng dinh dưỡng, nguồn protein thực vật và hàm lượng tinh dầu dồi dào. Cùng với quá trình chuyển đổi cơ cấu cây trồng nông nghiệp và hình thành các cánh đồng mẫu lớn, sản xuất nông nghiệp trong nước đang đối mặt với tình trạng thiếu hụt lao động lúc mùa vụ, chi phí công lao động tăng cao và năng suất gieo trồng thủ công còn thấp. Khâu làm luống và gieo hạt truyền thống tốn nhiều thời gian và công sức, đòi hỏi độ đồng đều về khoảng cách hàng, khoảng cách lỗ cũng như số lượng hạt trên mỗi hốc để đảm bảo tỷ lệ nảy mầm và mật độ sinh trưởng.

Trên thế giới, các quốc gia phát triển đã ứng dụng nhiều loại máy gieo hạt công nghiệp có công suất và năng suất lớn; tuy nhiên, giá thành nhập khẩu thiết bị quá cao và kết cấu chưa hoàn toàn thích ứng với quy mô canh tác nhỏ lẻ hoặc điều kiện thổ nhưỡng tại các địa phương Việt Nam. Trong nước, các thiết bị cơ giới hóa phục vụ gieo trồng đậu phộng còn hạn chế về chủng loại và số lượng thương mại hóa. Nhằm giải quyết yêu cầu cơ giới hóa phục vụ sản xuất nông hộ và các hợp tác xã, đồ án tốt nghiệp ngành Công nghệ Chế tạo máy tại Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật TP.HCM đã tiến hành đề tài "Thiết kế, chế tạo thiết bị gieo trồng đậu phộng".

Số liệu thống kê trong đồ án cho thấy bối cảnh sản xuất đậu phộng trên thế giới và tại Việt Nam trong giai đoạn nghiên cứu:

Quốc gia Diện tích (triệu ha) Năng suất (tấn/ha) Sản lượng (triệu tấn)
Trung Quốc 4,66 3,61 16,90
Ấn Độ 5,25 1,80 9,47
Nigeria 2,36 1,27 3,00
Hoa Kỳ 0,42 4,49 1,89
Sudan 2,16 0,81 1,76
Myanmar 0,89 1,54 1,37
Indonesia 0,52 1,21 1,15
Argentina 0,40 2,53 1,02
Tanzania 0,74 1,06 0,78
Senegal 0,77 0,92 0,71
Việt Nam 0,22 2,13 0,47
Toàn thế giới 25,46 1,77 45,30

Tại Việt Nam, giai đoạn 2006–2013 ghi nhận diện tích canh tác giảm dần từ 246,7 nghìn ha xuống 220,5 nghìn ha, nhưng năng suất tăng từ 1,87 tấn/ha lên 2,10 tấn/ha (riêng vụ khô có tưới đạt 2,5–2,7 tấn/ha, mô hình trình diễn đạt 4,5 tấn/ha) và sản lượng đạt 470,6 nghìn tấn vào năm 2013.

Mục tiêu nghiên cứu của đề tài được xác định theo 4 nhiệm vụ cụ thể:

  1. Tìm hiểu tổng quan về đặc tính nông học và quy trình canh tác cây đậu phộng.
  2. Tìm hiểu và phân tích các phương pháp làm luống, kỹ thuật gieo hạt và các dòng máy gieo trồng hiện có.
  3. Tính toán, thiết kế các phần tử cơ bản của thiết bị cơ khí theo nguyên lý đĩa chia cơ khí đặt nằm ngang.
  4. Chế tạo mô hình thực nghiệm và kiểm tra khả năng hoạt động.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Giống cây và hạt đậu phộng tại vùng chuyên canh Trà Vinh; các hệ thống tạo luống; các cụm cơ cấu định lượng và phân phối hạt giống.
  • Phạm vi nghiên cứu: Khảo sát các thông số hình học và cơ lý của hạt đậu phộng Trà Vinh; tính toán động học và động lực học, thiết kế cụm chi tiết máy (bộ truyền xích, bánh răng côn, hệ thống trục và then) dựa trên cơ cấu đĩa chia cơ khí đặt nằm ngang; chế tạo mô hình máy thực nghiệm.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đề tài kết hợp giữa lý thuyết nông học về kỹ thuật canh tác cây họ đậu và các nguyên lý tính toán thiết kế chi tiết máy trong ngành cơ khí chế tạo.

Về cơ sở nông học, cây đậu phộng thích hợp trên đất thịt nhẹ hoặc đất cát pha tơi xốp, giữ ẩm tốt nhưng thoát nước nhanh, pH phù hợp nhằm hỗ trợ hệ rễ phát triển và vi khuẩn nốt sần cố định đạm. Nhiệt độ thích hợp trong toàn bộ chu kỳ sinh trưởng dao động từ 25°C đến 30°C (giai đoạn sinh trưởng dinh dưỡng: 25–30°C, ra hoa: 24–33°C, chín hạt: 25–28°C), độ ẩm đồng ruộng cần thiết từ 70% đến 80% (tăng lên 80–85% vào thời kỳ ra hoa và giảm dần khi hạt chín), thời gian chiếu sáng đạt khoảng 200 giờ nắng/tháng. Đồ án khảo sát kỹ thuật canh tác tại Hậu Giang và Trà Vinh:

  • Tại Hậu Giang: Canh tác theo luống rộng 1,2–1,5 m, cao 0,2–0,3 m; gieo theo hốc với 4–5 hốc trên hàng ngang, 2 hạt/lỗ, khoảng cách hốc 20–25 cm, khoảng cách hàng 25–30 cm; hoặc gieo theo hàng rạch rãnh sâu 10 cm/hạt, khoảng cách rãnh 20–25 cm.
  • Tại Trà Vinh: Canh tác từ 3 đến 4 vụ trong năm (Hè Thu, Thu Đông, Đông Xuân); mặt luống rộng 2–3 m, rãnh thoát nước sâu 10–15 cm, lối đi 30 cm, mật độ gieo 15 × 20 cm, độ sâu lấp hạt 3–4 cm.

Về nguyên lý định lượng hạt giống, đề tài tiến hành phân tích so sánh giữa hai phương pháp gieo hạt cơ giới:

Tiêu chí so sánh Phương pháp đĩa chia cơ khí Phương pháp hút chân không
Nguyên lý hoạt động Trọng lực đưa hạt rơi vào các lỗ định hình trên đĩa quay, đưa hạt đến cửa nhả vào ống dẫn rãnh Tạo áp suất âm hút giữ hạt vào lỗ đĩa quay, ngắt chân không để nhả hạt rơi xuống rãnh
Độ phức tạp kết cấu Đơn giản, dẫn động trực tiếp từ chuyển động lăn của bánh xe tiếp đất Phức tạp, bắt buộc tích hợp thêm cụm quạt hút hoặc bơm chân không độc lập
Năng lượng phụ trợ Hoàn toàn cơ khí, không tiêu tốn thêm nguồn động lực ngoài Tiêu hao công suất cho hệ thống tạo chân không
Khả năng sửa chữa Dễ chế tạo, bảo trì đơn giản, chi phí thay thế chi tiết thấp Khó sửa chữa khi xảy ra sự cố rò rỉ áp suất trên đường hút
Tính khả thi địa phương Phù hợp với năng lực gia công và điều kiện sử dụng tại Trà Vinh Chi phí đầu tư cao, không tối ưu cho quy mô nông hộ nhỏ

Từ kết quả phân tích, nhóm tác giả lựa chọn phương pháp định lượng hạt bằng đĩa chia cơ khí đặt nằm ngang (hoặc nghiêng một góc $\alpha$) làm giải pháp kỹ thuật cốt lõi.

Phương pháp nghiên cứu thực tế bao gồm:

  • Phương pháp thu thập tài liệu: Tổng hợp các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí, sổ tay tra cứu chi tiết máy, tài liệu khuyến nông và số liệu thống kê sản xuất đậu phộng.
  • Phương pháp điều tra thực địa: Tiếp xúc trực tiếp với các nông dân chuyên canh đậu phộng tại tỉnh Trà Vinh để nắm bắt tập quán làm đất, kích thước líp, mật độ hạt và yêu cầu vận hành máy.
  • Phương pháp tính toán kỹ thuật: Áp dụng các tiêu chuẩn tính toán truyền động cơ khí theo giáo trình Chi tiết máy (tính toán tải trọng, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bánh răng côn, độ bền kéo - va đập của bộ truyền xích, độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục theo hệ số an toàn).
  • Phương pháp thực nghiệm: Chế tạo mô hình kích thước thực, lắp ráp và chạy thử kiểm tra hoạt động cơ học của cụm phân phối hạt.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Thiết bị gieo trồng đậu phộng được thiết kế dưới dạng liên hợp máy kéo hoặc tự hành qua cơ cấu bánh xe lăn tiếp đất, nhận chuyển động từ mặt đất để dẫn động cụm cấp hạt mà không cần nguồn động lực phụ.

Các thông số kỹ thuật đầu vào được xác lập cho thiết kế:

  • Vận tốc di chuyển làm việc của thiết bị ($V_m$): 10 km/h (tương đương 166,67 m/phút).
  • Chiều rộng luống làm việc: 1,2 m.
  • Khoảng cách giữa các hàng ($a$): 20–23 cm.
  • Khoảng cách giữa các cây trên hàng: 30 cm.
  • Bán kính bánh xe dẫn động tiếp đất ($R_1$): 200 mm (đường kính bánh xe $D = 400$ mm).
  • Bán kính đĩa chia hạt ($R_2$): 100 mm.
  • Số lỗ lấy hạt phân bố trên đĩa chia ($n$): 6 lỗ.

Chuỗi truyền động động học của máy: Chuyển động tịnh tiến làm bánh xe dẫn tiếp đất quay với vận tốc góc $W_1 = \frac{V_m}{R_1} = \frac{166,67}{0,2 \times 2 \times \pi} \approx 132,7$ vòng/phút. Thông qua bộ truyền xích một dãy (tỷ số truyền $u_x = 1,05$) và các cặp bánh răng côn răng thẳng đổi hướng truyền động góc 90° (tỷ số truyền $u_{br} = 1$), chuyển động được truyền tới các trục thẳng đứng mang đĩa chia hạt. Đĩa chia quay đưa các hạt đậu phộng từ đáy thùng chứa qua cửa nhả hạt, rơi theo ống dẫn xuống rãnh đất đã mở sẵn.

Công suất tính toán và dẫn động: Thiết bị chọn mức công suất làm việc quy ước $P_{lv} = 1\text{ Hp} = 0,7457\text{ kW}$ với hệ số an toàn $s = 2$. Hiệu suất các bộ truyền trong hệ thống được xác định: hiệu suất bộ truyền xích $\eta_x = 0,96$, hiệu suất một cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$, hiệu suất một cặp bánh răng côn $\eta_{br} = 0,97$. Công suất yêu cầu trên trục III dẫn động đạt $P_{III} \approx 0,7765\text{ kW}$.

Các kết quả tính toán chi tiết cơ khí:

  1. Bộ truyền xích con lăn: Chọn xích con lăn một dãy làm việc ở vận tốc thấp, tải va đập nhẹ. Tỷ số truyền $u_x = 1,05$. Đĩa xích nhỏ $z_1 = 27$ răng, đĩa xích lớn $z_2 = 30$ răng. Bước xích tiêu chuẩn $p = 12,7$ mm. Khoảng cách trục sau khi hiệu chỉnh độ chùng $a = 465,2$ mm. Số mắt xích chẵn $x = 102$ mắt. Lực vòng tác dụng $F_t = 1118,56$ N; lực căng do lực ly tâm $F_v = 0,38$ N; lực tác dụng lên trục $F_r = 1286,24$ N. Đĩa xích chế tạo bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB 170, ứng suất tiếp xúc tính toán thỏa mãn điều kiện bền so với ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 500$ MPa.
  2. Cặp bánh răng côn răng thẳng: Dùng đổi chiều trục quay giữa trục nằm ngang và trục thẳng đứng dẫn đĩa chia. Vật liệu chế tạo bánh dẫn và bánh bị dẫn: thép C45, độ cứng bề mặt răng đạt $HB_1 = HB_2 = 350$. Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 700$ MPa. Chiều dài côn ngoài $R_e = 64$ mm; mô đun vòng ngoài tiêu chuẩn $m_{te} = 3$ mm; mô đun trung bình $m_{tm} = 2,6$ mm; số răng $z_1 = z_2 = 30$ răng (tỷ số truyền $u = 1$); góc côn chia $\delta_1 = \delta_2 = 45^\circ$; đường kính trung bình bánh răng $d_{m1} = 78$ mm; đường kính vòng chia ngoài $d_{e1} = 90,5$ mm; hệ số dịch chỉnh đều $x_1 = 0,31$. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$ đều thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc và uốn.
  3. Kết cấu trục và then: Vật liệu trục chọn thép CT3 có giới hạn bền $\sigma_b = 600$ MPa, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340$ MPa, ứng suất xoắn cho phép sơ bộ $[\tau] = 12–18$ MPa.
    • Trục I (mang đĩa xích và bánh răng dẫn): Đường kính sơ bộ $d_1 = 26,74$ mm. Thiết kế phân đoạn: tiết diện A chọn $d_{1A} = 25$ mm; tiết diện B chịu mô men lớn nhất chọn $d_{1B} = 40$ mm (tính toán $39,4$ mm); tiết diện lắp bánh răng C chọn $d_{1C} = 30$ mm. Then bằng lắp tại tiết diện C có kích thước $b \times h = 8 \times 7$ mm, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 4$ mm, trên lỗ $t_2 = 2,8$ mm. Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi đạt $s_C = 3,103 \ge [s] = 1,5–2,5$; kiểm nghiệm ứng suất tương đương tĩnh đạt $\sigma_{tđ} = 37,43\text{ MPa} < [\sigma] = 272\text{ MPa}$.
    • Trục II (trục phân phối mang nhiều bánh răng côn): Đường kính tính toán lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm E chọn $d_{2E} = 50$ mm; các vị trí gối đỡ lắp ổ chọn $d_{2A} = 40$ mm. Kiểm tra mỏi và bền tĩnh đều đạt yêu cầu thiết kế.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Giới thiệu

Chương mở đầu trình bày tính cấp thiết của việc áp dụng cơ giới hóa vào khâu gieo trồng đậu phộng trong bối cảnh thiếu hụt nhân công và nhu cầu nông nghiệp hàng hóa. Tác giả nêu bật ý nghĩa khoa học và thực tiễn của quy trình thiết kế chế tạo sản phẩm cơ khí phục vụ nông nghiệp; công bố mục tiêu nghiên cứu gồm 4 nhiệm vụ cốt lõi; xác định đối tượng (giống đậu phộng, hệ thống lên luống và gieo hạt Trà Vinh) và phạm vi nghiên cứu (thiết kế cơ cấu đĩa chia nằm ngang, lập bản vẽ và chế tạo mô hình thực nghiệm); đồng thời khái quát phương pháp luận và các bước nghiên cứu thực tế.

Chương 2: Tổng quan nghiên cứu đề tài

Chương 2 cung cấp cơ sở dữ liệu về cây đậu phộng bao gồm đặc điểm sinh học, yêu cầu thổ nhưỡng, nhiệt độ, độ ẩm và kỹ thuật canh tác thực tế tại Hậu Giang và Trà Vinh. Tác giả tổng hợp số liệu diện tích, năng suất, sản lượng đậu phộng thế giới năm 2013 và thực trạng sản xuất tại Việt Nam từ năm 2006 đến 2013, phân tích hiệu quả kinh tế vượt trội của cây đậu phộng trên đất đồi màu và đất chuyển đổi từ lúa kém hiệu quả (dẫn chứng mô hình tại Phú Yên thu lãi trên 30 triệu đồng/0,5 ha). Phần sau của chương khảo sát các loại máy móc cơ giới hiện có (máy cày trâu vàng, máy gieo hạt, máy tuốt hạt) và so sánh cụ thể hai nguyên lý gieo hạt bằng đĩa chia cơ khí và bằng khí động chân không, từ đó luận chứng tính phù hợp của nguyên lý đĩa chia cơ khí đối với điều kiện sản xuất tại Trà Vinh.

Chương 3: Cơ sở lý thuyết

Nội dung chương 3 đánh giá thực trạng cơ khí hóa khâu gieo trồng tại Trà Vinh, nơi nông dân vẫn chủ yếu lên luống và tra hạt thủ công bằng công cụ thô sơ. Tác giả hệ thống hóa cơ sở lý thuyết về các bộ phận truyền động cơ khí liên tục được sử dụng trong máy gieo hạt, bao gồm:

  • Bộ truyền xích: Định nghĩa, phân tích ưu điểm chịu tải lớn, hiệu suất cao, truyền động đồng thời cho nhiều trục ở khoảng cách xa và nhược điểm làm việc có va đập, đòi hỏi bôi trơn.
  • Bộ truyền bánh răng côn: Nguyên lý truyền động giữa hai trục giao nhau góc 90°, ưu điểm tỷ số truyền chính xác, kích thước nhỏ gọn, độ bền cao.
  • Trục và then: Phân loại trục tâm và trục truyền, lý thuyết chịu tải trọng uốn - xoắn kết hợp và ứng suất cho phép.

Chương 4: Tính toán công suất và tỷ số truyền

Chương 4 thiết lập sơ đồ động học chuyển động toàn máy (Hình 7) và tiến hành tính toán các thông số động lực học ban đầu. Tác giả xác lập công suất làm việc quy định $P_{lv} = 1\text{ Hp} = 0,7457\text{ kW}$ (với hệ số an toàn bằng 2), tính toán tổn thất công suất qua các cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), bộ truyền xích ($\eta_x = 0,96$) và bộ truyền bánh răng côn ($\eta_{br} = 0,97$) để suy ra công suất trên các trục ($P_{III} = 0,7765\text{ kW}$). Trên cơ sở vận tốc di chuyển thiết kế 10 km/h và bán kính bánh xe 200 mm, tác giả tính ra vận tốc góc bánh xe dẫn $W_1 = 132,7$ vòng/phút, chọn số lỗ trên đĩa chia hạt $n = 6$, khoảng cách hàng $a = 20$ cm, phân phối tỷ số truyền sơ bộ toàn hệ thống $i = 1,05$ và tính mô men xoắn trên các trục truyền động.

Chương 5: Tính toán bộ truyền xích

Chương 5 trình bày toàn bộ các bước tính toán và kiểm nghiệm bộ truyền xích con lăn. Từ công suất, vòng quay và tỷ số truyền $u_x = 1,05$, tác giả chọn số răng đĩa xích nhỏ $z_1 = 27$ và đĩa xích lớn $z_2 = 30$. Xác định công suất tính toán qua các hệ số điều kiện làm việc, chọn bước xích tiêu chuẩn $p = 12,7$ mm, khoảng cách trục danh nghĩa $a = 465,2$ mm và số mắt xích $x = 102$. Chương này tính toán cụ thể lực vòng $F_t = 1118,56$ N, lực căng ly tâm $F_v = 0,38$ N, kiểm tra số lần va đập của xích và độ bền tĩnh của xích ($s > [s] = 7,8$). Đồng thời, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng bề mặt HB 170 với ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 500$ MPa, và xác định lực tác dụng lên trục $F_r = 1286,24$ N.

Chương 6: Thiết kế bánh răng côn răng thẳng

Chương 6 tập trung tính toán cặp bánh răng nón răng thẳng góc ăn khớp $90^\circ$. Bánh dẫn và bánh bị dẫn đều chế tạo từ thép C45 có độ cứng trung bình $HB_1 = HB_2 = 350$, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 700$ MPa. Các thông số hình học được xác định gồm: chiều dài côn ngoài $R_e = 64$ mm, đường kính vòng chia ngoài $d_{e1} = 90,5$ mm, mô đun tiêu chuẩn $m_{te} = 3$ mm, mô đun trung bình $m_{tm} = 2,6$ mm, số răng $z_1 = z_2 = 30$, góc côn $\delta_1 = \delta_2 = 45^\circ$, đường kính trung bình $d_{m1} = 78$ mm, chiều rộng vành răng $b = 15,75$ mm. Chương này thực hiện các phép kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H$) và ứng suất uốn chân răng ($\sigma_{F1}, \sigma_{F2}$), kết luận toàn bộ các chỉ tiêu bền đều thỏa mãn điều kiện làm việc.

Chương 7: Thiết kế trục và tính then

Chương 7 là phần tính toán kết cấu cơ khí chi tiết cho hệ trục truyền động sử dụng vật liệu thép CT3.

  • Trục I: Xác định các phản lực liên kết từ bộ truyền xích và bánh răng côn trong hai mặt phẳng đứng ($yOz$) và ngang ($xOz$). Dựng biểu đồ mô men uốn và mô men xoắn tổng, xác định đường kính tại các tiết diện nguy hiểm: gối đỡ $A$ ($d_{1A} = 25$ mm), vị trí chịu uốn lớn $B$ ($d_{1B} = 40$ mm), vị trí lắp bánh răng $C$ ($d_{1C} = 30$ mm). Tính toán chọn then bằng kích thước $8 \times 7$ mm. Tiến hành kiểm nghiệm độ bền mỏi tại tiết diện C đạt hệ số an toàn tổng hợp $s_C = 3,103 > [s]$, và kiểm nghiệm độ bền tĩnh với ứng suất tương đương $\sigma_{tđ} = 37,43\text{ MPa} < [\sigma] = 272\text{ MPa}$.
  • Trục II: Tính toán lực tác dụng từ tổ hợp 5 bánh răng côn dẫn động các cụm gieo, xác định mô men uốn và xoắn tổng hợp, tính toán đường kính các đoạn trục (lớn nhất $d_{2E} = 50$ mm, gối đỡ $d_{2A} = 40$ mm), kiểm nghiệm bền mỏi theo chu trình đối xứng và mạch động của ứng suất tiếp xúc và ứng suất pháp. Phần cuối chương nêu phương án chọn dung sai lắp ghép đối với các cụm ổ lăn đỡ trục.

Phần VII và Chương 8: Năng suất máy, kết luận và kiến nghị

Nội dung tổng hợp đánh giá năng suất làm việc của thiết bị dựa trên vận tốc làm việc thiết kế 10 km/h và kích thước luống 1,2 m. Tác giả kết luận về mức độ hoàn thành các nhiệm vụ thiết kế từ lý thuyết đến mô hình vật lý, xác nhận tính khả thi của kết cấu đĩa chia nằm ngang, đồng thời đưa ra các kiến nghị kỹ thuật để cải tiến máy trong giai đoạn chế tạo hàng loạt.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã đạt được các kết quả kỹ thuật và đóng góp thực tiễn cụ thể:

  • Xác lập đầy đủ cơ sở tính toán động lực học cho hệ thống máy gieo hạt đậu phộng vận hành ở tốc độ 10 km/h, bề rộng luống 1,2 m và khoảng cách cây 30 cm.
  • Hoàn thành bộ hồ sơ thiết kế cơ khí hoàn chỉnh gồm các bản vẽ tổng thể và tập bản vẽ chi tiết gia công (khung vỏ, hệ thống trục truyền động, bộ truyền bánh răng côn răng thẳng mô đun $m_{te} = 3$ mm, bộ truyền xích bước $p = 12,7$ mm, đĩa chia 6 lỗ lấy hạt).
  • Hoàn thành chế tạo mô hình thí nghiệm thực tế nhằm kiểm chứng khả năng vận hành đồng bộ của các cụm truyền động và cơ chế cấp nhả hạt đậu phộng theo nguyên lý cơ học.
  • Đóng góp giải pháp kỹ thuật có kết cấu đơn giản, chi phí chế tạo thấp, dễ bảo trì và vận hành mà không cần động cơ phụ trợ phức tạp, phù hợp với điều kiện cơ giới hóa nông nghiệp quy mô vừa và nhỏ tại khu vực Đồng bằng sông Cửu Long (điển hình là tỉnh Trà Vinh).

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế của đề tài:

  • Các thông số tính toán và thử nghiệm của đĩa chia hạt cơ khí được định kích thước dựa trên mẫu hạt giống đậu phộng tại vùng Trà Vinh, do đó khi áp dụng cho các giống hạt có biên độ kích thước sai lệch lớn (như HL25, mỏ két, đậu vồ) có thể ảnh hưởng đến tỷ lệ lọt hạt hoặc tỷ lệ hạt bị kẹt.
  • Máy hoạt động phụ thuộc vào lực bám của bánh xe tiếp đất với mặt ruộng; khi đất quá ướt hoặc quá rời xốp có thể xảy ra hiện tượng trượt, làm sai lệch khoảng cách gieo hạt giữa các hốc.
  • Mô hình chế tạo mới dừng lại ở việc thử nghiệm cơ cấu gieo hạt độc lập, chưa tích hợp hoàn chỉnh cơ cấu rạch hàng tự động và bộ phận lấp đất - nén luống liên hợp trên cùng một khung máy.

Hướng nghiên cứu tiếp:

  • Nghiên cứu cơ cấu điều chỉnh kích thước lỗ trên đĩa chia hoặc thiết kế bộ đĩa thay thế nhanh để máy thích ứng linh hoạt với nhiều giống đậu phộng và các loại hạt nông nghiệp khác.
  • Tích hợp đồng bộ cụm lưỡi rạch rãnh, phễu bón phân lót và cụm gạt lấp đất nén chặt luống sau khi gieo để hoàn thiện cỗ máy liên hợp một lượt làm việc.
  • Tiến hành thực nghiệm trên diện rộng tại các vùng đất thịt nhẹ và cát pha thực tế ở Trà Vinh để đo đạc chính xác các chỉ tiêu năng suất thực tế, tỷ lệ tổn thương hạt giống và độ đồng đều mật độ gieo trồng.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo hữu ích cho sinh viên, giảng viên và kỹ sư thuộc các chuyên ngành Công nghệ Chế tạo máy, Cơ khí Nông lâm và Thiết kế Máy:

  • Đối với sinh viên thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc đồ án tốt nghiệp cơ khí: Cung cấp quy trình mẫu về các bước tính toán động học, phân phối tỷ số truyền, tính toán kiểm nghiệm độ bền bộ truyền xích, cặp bánh răng côn răng thẳng đổi hướng và phương pháp tính toán kiểm nghiệm trục chịu tải phức tạp theo hệ số an toàn mỏi và bền tĩnh.
  • Đối với kỹ sư thiết kế máy nông nghiệp: Đồ án là cơ sở tham khảo thực tế về các thông số kết cấu của cụm đĩa chia hạt cơ khí nằm ngang, phương pháp tận dụng lực bám bánh xe tiếp đất làm nguồn dẫn động, và số liệu nông học thực địa của các vùng chuyên canh đậu phộng tại Nam Bộ.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đề tài lựa chọn nguyên lý đĩa chia cơ khí thay vì cơ cấu gieo hạt bằng khí động chân không?
Mặc dù phương pháp hút chân không có ưu điểm dễ hút hạt và gieo được nhiều hàng, nhưng đòi hỏi phải lắp thêm động cơ kéo quạt hút, đường ống phức tạp, chi phí đầu tư chế tạo cao và rất khó sửa chữa khi xảy ra sự cố rò rỉ áp suất trên đồng ruộng. Ngược lại, phương pháp đĩa chia cơ khí có kết cấu gọn nhẹ, tự dẫn động qua bánh xe tiếp đất, giá thành gia công rẻ, bảo trì dễ dàng và hoàn toàn phù hợp với điều kiện kinh tế, kỹ thuật của nông dân tại Trà Vinh.

2. Đĩa chia hạt của thiết bị có kết cấu và thông số làm việc như thế nào?
Đĩa chia hạt có bán kính $R_2 = 100$ mm, trên đĩa được gia công 6 lỗ lấy hạt phân bố đều. Đĩa được đặt song song với đĩa cố định ở đáy thùng hạt và nghiêng so với mặt phẳng nằm ngang một góc $\alpha$. Khi đĩa quay qua khối hạt ở góc thấp, trọng lực làm hạt rơi vào lỗ; khi lỗ quay lên vị trí cửa nhả hạt trên đĩa cố định, hạt rơi xuống ống dẫn để đi vào rãnh gieo.

3. Công suất làm việc và tỷ số truyền của hệ thống được tính toán ra sao?
Hệ thống chọn công suất làm việc danh định $P_{lv} = 1\text{ Hp} = 0,7457\text{ kW}$ với hệ số an toàn $s = 2$. Vận tốc di chuyển thiết kế là 10 km/h ($166,67$ m/phút), đường kính bánh xe dẫn $D = 400$ mm, cho ra tốc độ góc bánh xe $W_1 = 132,7$ vòng/phút. Tỷ số truyền sơ bộ toàn hệ thống được chọn $i = 1,05$ (bộ truyền xích có $u_x = 1,05$ với đĩa xích $z_1 = 27$ răng, $z_2 = 30$ răng; các cặp bánh răng côn có tỷ số truyền $u = 1$ với $z_1 = z_2 = 30$ răng).

4. Cặp bánh răng côn răng thẳng trong máy sử dụng vật liệu gì và thông số hình học chính là bao nhiêu?
Cặp bánh răng côn đổi hướng truyền động 90° được chế tạo từ thép C45, độ cứng bánh dẫn và bánh bị dẫn đạt $HB_1 = HB_2 = 350$, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 700$ MPa. Thông số hình học gồm: mô đun tiêu chuẩn vòng ngoài $m_{te} = 3$ mm, mô đun trung bình $m_{tm} = 2,6$ mm, số răng $z_1 = z_2 = 30$, chiều dài côn ngoài $R_e = 64$ mm, đường kính trung bình $d_{m1} = 78$ mm, và góc côn chia $\delta_1 = \delta_2 = 45^\circ$.

5. Hệ trục của máy được kiểm nghiệm bền theo các tiêu chuẩn kỹ thuật nào?
Hệ trục sử dụng vật liệu thép CT3 ($\sigma_b = 600$ MPa, $\sigma_{ch} = 340$ MPa). Đường kính trục được xác định sơ bộ theo mô men xoắn thuần túy, sau đó xác định chính xác theo biểu đồ mô men uốn tổng hợp tại các tiết diện nguy hiểm (trên Trục I: $d_A = 25$ mm, $d_B = 40$ mm, $d_C = 30$ mm; trên Trục II: vị trí lớn nhất $d_E = 50$ mm). Trục được kiểm nghiệm độ bền mỏi qua hệ số an toàn tổng hợp ($s_C = 3,103 \ge [s] = 1,5–2,5$) và kiểm nghiệm độ bền tĩnh chống biến dạng dẻo ($\sigma_{tđ} = 37,43\text{ MPa} < [\sigma] = 272\text{ MPa}$).

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp "Thiết kế, chế tạo thiết bị gieo trồng đậu phộng" của nhóm sinh viên Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật TP.HCM đã giải quyết trọn vẹn bài toán cơ giới hóa một khâu canh tác quan trọng trong sản xuất nông nghiệp. Thông qua việc phân tích kỹ thuật canh tác thực tế và tính toán cơ học chi tiết các bộ truyền xích, bánh răng côn, trục và then, đề tài đã xác lập được kết cấu máy hợp lý sử dụng cơ cấu đĩa chia nằm ngang. Kết quả nghiên cứu và mô hình chế tạo đã chứng minh tính khả thi về mặt kỹ thuật, mang lại giải pháp thiết bị có kết cấu đơn giản, chi phí thấp và đáp ứng tốt nhu cầu nâng cao năng suất gieo trồng tại các vùng chuyên canh đậu phộng.