Đề tài Thiết kế máy khoan cọc nhồi

l1(mm): Chiều rộng của ổ lăn. Với việc tính sơ bộ đường kính trục như trên ta chọn ổ lăn có ký hiệu 46212 có chiều rộng ổ là: b= 22(mm). l2=l1+ 30+ b1/2= 22+ 20+ 160/2=122(mm). Xác định các lực tác dụng lên bánh răng. - Lực tiếp tuyến: - Lực hướng tâm, - Momen uốn theo phương thẳng đứng tại tiết diện nguy hiểm (tại mép ngoài của ổ đỡ) là: - Momen uốn theo phương ngang tại tiết diện nguy hiểm (tại mép ngoài của ổ đỡ) là: Biểu đồ nội lực của trục là: kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Chọn vật liệu chế tạo trục. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 40X tôi cải thiện có các thông số sau: Giới hạn bền: sb=950 (MPa). Giới hạn chảy: sc=700 (MPa). [s]= 0,8. sc =0,8.700=560(Mpa) Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Công thức kiểm nghiệm theo công thức (3.42) : Mômen uốn tổng trên trục là: Mômen tương đương (Mtd) được tính theo công thức: Vậy ta được: stđ= Vậy với dra= 60 (mm) trục thỏa mãn điều kiện bền tĩnh. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Để kết cấu bảo đảm độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau : (3.45) Trong đó : [S]= 3 : hệ số an toàn cho phép. : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j được xác định theo công thức 10.20 và 10. (3.46) : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. Có thể lấy gần đúng: : biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j Đối với trục quay , ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng ta có: Khi trục quay 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó: Với Wj, Woj: là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục. : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 [9]. Ta có: : hệ số xác định theo công thức 10.25 và 10.26. (3.47) KX=1: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và trạng thái bề mặt, cho trong bảng 10.8. KY=1,6: hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10. : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Thay số ta có giá trị hệ số trên là: Hệ số an toàn chỉ xét riêng riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp là: Hệ số an toàn tại tiết nguy hiểm. Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi. Kết luận: Trục đã chọn đủ điều kiện làm việc. 3.3.8. Chọn ổ đỡ cho bộ truyền. Trong ổ lăn, tải trọng từ trục trước khi truyền tới gối trục phải qua các con lăn. Nhờ các con lăn nên ma sát sinh ra trong ổ là ma sát lăn. Khi chọn ổ lăn ta phải trọng theo tiêu chuẩn tiêu chuẩn ổ đỡ. - Ta dùng các ổ đỡ theo tiêu chuẩn GOOT 8337- 75 để chọn. - Do vận tốc làm việc nhỏ nên ta chọn theo điều kiện chịu tải tĩnh để kiểm tra khả năng làm việc ổ đỡ. 3.3.8.1. Chọn ổ đỡ cho bánh răng trung tâm 1. - Đường kính trục là DT= 25 mm. Theo tiêu chuẩn GOOT 8337- 75 ta có thể chọn ổ bi đỡ chặn có ký hiệu là 1000905. Có các thông số cơ bản sau: Đường kính trong d = 25 mm Đường kính ngoài D = 42 mm Bề rộng b= 9 mm Khả năng chịu tải tĩnh C = 5.74 kN Khả năng chịu tải trọng động C0=3,75 kN - Ta thấy lực tác dụng lên trục của bánh răng trung tâm 1 chỉ đơn thuần là momen xoắn. Do đó, khi làm việc thì lực tác động lên ổ đỡ của bánh răng hành tinh là nhỏ, do đó ổ bi trên hoàn toàn đáp ứng được yêu cầu về chế độ làm việc. 3.3.8.2. Chọn ổ đỡ cho trục bánh răng hành tinh 2. Ta thấy tốc độ quay của trục bánh răng hành tinh 2 là: n2=500 vg/ph. Do đó, ta tiến hành chọn ổ lăn cho trục bánh răng hành tinh 2 theo điều kiện bền lâu. Điều kiện chọn ổ: (3.48) Trong đó: Ctt(kN): hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ. CBảng(kN): hệ số khả năng làm việc của ổ được thiết lập tứ thực nghiệm. Q(daN): tải trọng qui ước tác dụng lên ổ. (3.49) A=0 : tổng số ngoại lực dọc trục và các lực dọc trục phụ do cấu tạo của ổ sinh ra. m =1,5 : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm được cho trong bảng 8.2- sách hướng dẫn thiết kế chi tiết máy- Nguyễn trọng Hiệp. R=F=808,5 (N) : lực hướng tâm tác dụng lên ổ. kv=1 : hệ số động khi xét đến vòng nào quay (trong trường hợp này thì vòng trong quay). kt=1 : hệ số nhiệt độ được cho trong bảng 8.4 [3]. kđ =1 : hệ số tải trọng tĩnh được cho trong bảng 8.3 [3]. Thay số ta được : Q= (1.808,5+1,5.0).1.1=808,5 (N)=80,85 (daN). n (vg/ph) : số vòng quay của ổ trong 1 phút. h (giờ) : thời gian phục vụ của ổ. H=28800 (giờ) Vậy hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ là : Với đường kính ngõng trục d2=25 mm. Tra bảng P2.12 [9]. Ta có : Chọn ổ bi đỡ chặn ký hiệu 46205 cỡ nhẹ hẹp có các thông số sau  Đường kính trong d = 25 mm. Đường kính ngoài D = 52 mm. Bề rộng b = 15 mm. Khả năng chịu tải tĩnh C = 12.4 kN Khả năng chịu tải trọng động C0=8,5 kN 3.3.8.3. Chọn ổ đỡ cho trục bánh răng trung tâm 4. - Đường kính trục là DT= 35 mm. Theo tiêu chuẩn GOOT 8337- 75 ta có thể chọn ổ bi đỡ chặn có ký hiệu là 1000907 (cỡ siêu nhẹ, vừa). Có các thông số cơ bản sau: Đường kính trong d = 35 mm Đường kính ngoài D = 55 mm Bề rộng b= 10 mm Khả năng chịu tải tĩnh C = 8,16 kN Khả năng chịu tải trọng động C0=5,76 kN - Ta thấy lực tác dụng lên trục của bánh răng trung tâm 4 chỉ đơn thuần là momen xoắn. Do đó, khi làm việc thì lực tác động lên ổ đỡ của bánh răng hành tinh là nhỏ, do đó ổ bi trên hoàn toàn đáp ứng được yêu cầu về chế độ làm việc. 3.3.8.4. Chọn ổ đỡ cho trục bánh răng hành tinh 5. Ta thấy tốc độ quay của trục bánh răng hành tinh 2 là: n5=100 vg/ph. Do đó, ta tiến hành chọn ổ lăn cho trục bánh răng hành tinh 2 theo điều kiện bền lâu. Điều kiện chọn ổ theo công thức(3.48) Trong đó: Ctt(kN): hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ. CBảng(kN): hệ số khả năng làm việc của ổ được thiết lập tứ thực nghiệm. Q(daN): tải trọng qui ước tác dụng lên ổ xác định theo công thức (3.49) A=0 : tổng số ngoại lực dọc trục và các lực dọc trục phụ do cấu tạo của ổ sinh ra. m =1,5 : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. R=F=3961,482 (N) : lực hướng tâm tác dụng lên ổ. kv=1 : hệ số động khi xét đến vòng nào quay. kt=1 : hệ số nhiệt độ. kđ =1 : hệ số tải trọng tĩnh. Thay số ta được : Q= (1.3962,482+1,5.0).1.1=3961,482 (N)=396,1482 (daN). n (vg/ph) : số vòng quay của ổ trong 1 phút. h (giờ) : thời gian phục vụ của ổ. H=15000 (giờ) Vậy hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ là : Với đường kính ngõng trục d5=25 mm. Tra bảng P2.27 [9]. Ta có : Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng ký hiệu 405 có các thông số sau:  Đường kính ngõng trong d = 25 mm. Đường kính ngoài D = 55 mm. Bề rộng b = 23 mm. Khả năng chịu tải tĩnh C =29,2 kN. Khả năng chịu tải trọng động C0=20,8 kN. 3.3.8.5. Chọn ổ đỡ cho trục ra của hộp giảm tốc. Ta thấy tốc độ quay của trục ra là: nra=30 vg/ph. Do đó, ta tiến hành chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc theo điều kiện bền lâu. Điều kiện chọn ổ theo công thức (3.48) ta có Trong đó: Ctt(kN): hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ. CBảng(kN): hệ số khả năng làm việc của ổ được thiết lập tứ thực nghiệm. Q(daN): tải trọng qui ước tác dụng lên ổ theo công thức (3.49) ta có : A=0 : tổng số ngoại lực dọc trục và các lực dọc trục phụ do cấu tạo của ổ sinh ra. m =1,5 : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. R (N) : lực hướng tâm tác dụng lên ổ. kv=1 : hệ số động khi xét đến vòng nào quay. kt=1 : hệ số nhiệt độ. kđ =1 : hệ số tải trọng tĩnh. Thay số ta được : Q= (1.13008,45+1,5.0).1.1=13008,45 (N)=1300,845 (daN). n (vg/ph) : số vòng quay của ổ trong 1 phút. h (giờ) : thời gian phục vụ của ổ. H=28800 (giờ) Vậy hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ là : Với đường kính ngõng trục dra=60 mm. Tra bảng P2.12 [9]. Ta có : Chọn ổ bi đỡ chặn ký hiệu 46312 cỡ trung hẹp có các thông số sau  Đường kính trong d = 60 mm. Đường kính ngoài D = 130 mm. Bề rộng b = 31 mm. Khả năng chịu tải tĩnh C = 78,8 kN. Khả năng chịu tải trọng động C0=66,6kN. 3.3.9. Tính các mối ghép then và then hoa. Mối ghép then và then hoa được dùng để truyền momen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục và ngược lại. Trong quá trình làm việc, mối ghép then và then hoa có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc, ngoài ra các then có thể bị hỏng do bị cắt, mối ghép then hoa có thể hỏng do mòn bề mặt làm việc. Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước tiết diện then hoặc then hoa. 3.3.9.1. Tính toàn mối ghép then. Tính then trên trục bánh băng số 1. Momen xoắn trên trục 1 là: T1=63666,7 (N.mm). Đường kính trục : d1=25 (mm). Tra bảng 9.1a- Theo tiêu chuẩn Việt Nam 2261- 77 chọn then có các thông số sau: Chiều rộng then: b= 8 (mm). Chiều cao then: h= 7 (mm). Chiều sâu rãnh then trên trục: t1= 4 (mm). Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2= 2,5 (mm). Bán kính góc lượn của rãnh: rmin= 0,16 (mm); rmax= 0,25 (mm). Chọn chiều dài then lt=22 (mm). Kiểm tra mối ghép then theo độ bền dập và độ bền cắt theo công thức (9.1), (9.2) [9] Điều kiện bền dập của mối ghép then: (3.50). Điều kiện bền cắt của mối ghép then: ( 3.51) Trong đó: lt=22 (mm): chiều dài then thường được chọn theo tiêu chuẩn. : lần lượt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán. d= 25 (mm): đường kính trục. T=T1=63666,7 (N.mm): momen xoắn trên trục. h =7 (mm) : chiều cao then. [sd] (MPa): ứng suất dập cho phép, được cho trong bảng 9.5 [9] [sd]=150 (MPa) [tc] (MPa): ứng suất cắt cho phép, với then làm bằng thép 45 chịu tải trọng tĩnh ta có: [tc]= 60...90 (MPa). Thay vào 2 công thức trên ta được: Ứng suất dập tính toán là: Ứng suất tiếp tính toán là: Vậy then đã chọn đủ điều kiện làm việc. Tính then trên trục tra của hộp giảm tốc. Momen xoắn trên trục ra là: . Đường kính trục : dra =60 (mm). Tra bảng 9.1a- Theo tiêu chuẩn Việt Nam 2261- 77 chọn then có các thông số sau: Chiều rộng then: b= 18 (mm). Chiều cao then: h= 11 (mm). Chiều sâu rãnh then trên trục: t1= 7 (mm). Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2= 4,4 (mm). Bán kính góc lượn của rãnh: rmin= 0,25 (mm); rmax= 0,4 (mm). Chọn chiều dài then lt=90 (mm) Kiểm tra mối ghép then theo độ bền dập và độ bền cắt. Điều kiện bền dập của mối ghép then được kiểm tra theo công thức (3.50): Điều kiện bền cắt của mối ghép then được kiểm tra theo công thức (3.51): Trong đó: lt=90 (mm): chiều dài then thường được chọn theo tiêu chuẩn. : lần lượt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán. d= 60 (mm): đường kính trục. T=T1=63666,7 (N.mm): momen xoắn trên trục. h =11 (mm) : chiều cao then. [sd]= 150 (MPa): ứng suất dập cho phép [tc] (MPa): ứng suất cắt cho phép, với then làm bằng thép 45 chịu tải trọng tĩnh ta có: [tc]= 60...90 (MPa). Thay vào 2 công thức trên ta được: Ứng suất dập tính toán là: Ứng suất tiếp tính toán là: Vậy then đã chọn đủ điều kiện làm việc. 3.3.9.2. Tính mối ghép then hoa. Tính mối ghép then hoa truyền momen xoắn từ C1 đến trục bánh răng 4. Chỉ tiêu cơ bản về khả năng làm việc của mối ghép then hoa là độ bền dập và độ bền mòn của bề mặt răng làm việc. Momen xoắn trên trục của bánh răng trung tâm 4 là: Đường kính trục: d=40 (mm). Chọn mối ghép then hoa răng chữ nhật. Tra bảng 9.3 ta có các thông số của then hoa chữ nhật như sau: Kích thước tính toán: Đường kính trung bình: dtb=38 (mm). Chiều cao tính toán răng: h= 1,2 (mm). Chiều rộng tính toán răng: b= 7 (mm). Chiều dài then hoa: 60 (mm). Kiểm nghiệm mối ghép then hoa về độ bền dập: Chọn vật liệu chế tạo then hoa là thép 45 tôi cải thiện có các giá trị sau: + giới hạn bền: sb=850 (MPa). +giới hạn chảy: sch=580 (MPa). Ứng suất dập trên mặt răng phải thỏa mãn điều kiện: (3.52) Với [sd] (MPa): ứng suất dập cho phép, được xác định tùy thuộc vào dạng lắp. (3.53) Trong đó: sch=580 (MPa): giới hạn bền chảy của bề mặt vật liệu. S=1,6: hệ số an toàn. : hệ số tải trọng động,chọn Kt=2,5. Ks=1,2: hệ số tập trung tải trọng động do sai số chế tạo. Kr=2: hệ số tra bảng 9.6 [9]. Kl: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều dài mối ghép. Với mối ghép chỉ chịu momen xoắn ta có: Kl=Kx. Kx: hệ số tập trung tải trọng bị xoắn, tra bảng 9.7 [9], với D= 40 (mm), L/D=1,5. Ta có: Kl=Kx=2 Thay vào công thức trên ta có ứng suất dập cho phép của mối ghép là: Vậy ứng suất dập trên bề mặt răng làm việc là: Vậy mối ghép đã chọn thỏa mãn điều kiện về độ bền dập. Kiểm tra mối ghép then hoa về độ bền mỏi. Để đảm bảo độ bền mỏi cho bề mặt làm việc của răng then hoa, ứng suất qui ước khi tính về mỏi phải thỏa mãn điều kiện theo công thức (9.6): (3.54) [sm] (MPa): ứng suất cho phép khi tính về mỏi. Được xác định trong trường hợp tổng quát theo công thức 9.7 [9]: (3.55) [smq]: ứng suất qui ước cho phép khi tính về mòn ứng với số chu kì làm việc cơ sở và tải trọng tĩnh, trị số cho trong bảng 9.10 [9]. Với độ rắn thép 45 tôi cải thiện là: HB 241....285 ta có: [smq]=110 (MPa) Kc=1: hệ số chế độ tải trọng, tra bảng 9.11 [9]. KN: hệ số tuổi thọ, được xác định theo công thức sau: (3.56) ở đây N= 6.n.Ln, với n=150- số vòng quay trong 1 phút; Lh=20000(giờ)- tổng số giờ làm việc của mối ghép thay số vào ta có: Kz’: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các răng và sự trượt khác nhau trên bề mặt làm việc khi trục quay. Tra bảng 9.6 [9], ta có: Kr’=1,9. Kl=Kx=2: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều dài mối ghép. Kb=1 (trong điều kiện trung bình): hệ số kể đến điều kiện bôi trơn mối ghép. Kg=1 (khi ghép cố định): hệ số kể đến đặc tính lắp ghép mayơ với trục. Thay các giá trị vào ta được ứng suất cho phép khi tính về mòn là: Vậy mối ghép then hoa thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi Kết luận: mối ghép then hoa đủ điều kiện làm việc. Tính mối ghép then hoa truyền momen xoắn từ C2 đến trục ra của hộp giảm tốc. Momen xoắn trên trục ra của hộp giảm tốc là: Đường kính trục: d=60 (mm). Chọn mối ghép then hoa răng chữ nhật. Tra bảng 9.3 ta có các thông số của then hoa chữ nhật như sau: Kích thước tính toán: Đường kính trung bình: dtb=56 (mm). Chiều cao tính toán răng: h= 3 (mm). Chiều rộng tính toán răng: b= 10 (mm). Chiều dài then hoa: 60 (mm). Kiểm nghiệm mối ghép then hoa về độ bền dập. Chọn vật liệu chế tạo then hoa là thép 40X tôi cải thiện có các giá trị sau: + giới hạn bền: sb=950 (MPa). +giới hạn chảy: sch=700 (MPa). Ứng suất dập trên mặt răng phải thỏa mãn điều kiện theo công thức (3.52): Với [sd] (MPa): ứng suất dập cho phép, được xác định tùy thuộc vào dạng lắp. Trong đó: sch=700 (MPa): giới hạn bền chảy của bề mặt vật liệu. S=1,6 : hệ số an toàn. : hệ số tải trọng động,chọn Kt=2,5. Ks=1,2: hệ số tập trung tải trọng động do sai số chế tạo. Kr=2: hệ số tra bảng 9.6 [9]. Kl: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều dài mối ghép. Với mối ghép chỉ chịu momen xoắn ta có: Kl=Kx. Kx: hệ số tập trung tải trọng bị xoắn, với D= 60 (mm), L/D=1. ta có: Kl=Kx=1,8 Thay vào công thức trên ta có ứng suất dập cho phép của mối ghép là: Vậy ứng suất dập trên bề mặt răng làm việc là: Vậy mối ghép đã chọn thỏa mãn điều kiện về độ bền dập. Kiểm tra mối ghép then hoa về độ bền mỏi. Để đảm bảo độ bền mỏi cho bề mặt làm việc của răng then hoa, ứng suất qui ước khi tính về mỏi phải thỏa mãn điều kiện theo công thức (3.54): [sm] (MPa): ứng suất cho phép khi tính về mỏi. Được xác định trong trường hợp tổng quát theo công thức ( 3.55): [smq]: ứng suất qui ước cho phép khi tính về mòn ứng với số chu kì làm việc cơ sở và tải trọng tĩnh. Với độ rắn thép 40X tôi cải thiện là: HB 260....280 ta có: [smq]=110 (MPa) Kc=1: hệ số chế độ tải trọng. KN: hệ số tuổi thọ, được xác định theo công thức (3.56): ở đây N= 6.n.Ln, với n=30- số vòng quay trong 1 phút; Lh=20000(giờ)- tổng số giờ làm việc của mối ghép Thay số vào ta có: Kz’ =1,9: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các răng và sự trượt khác nhau trên bề mặt làm việc khi trục quay. Kl=Kx=2: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều dài mối ghép. Kb=1( trong điều kiện trung bình): hệ số kể đến điều kiện bôi trơn mối ghép. Kg=1 (khi ghép cố định): hệ số kể đến đặc tính lắp ghép mayơ với trục. Thay các giá trị vào ta được ứng suất cho phép khi tính về mòn là: Vậy mối ghép then hoa thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi Kết luận: mối ghép then hoa đủ điều kiện làm việc. 3.3.10. Thiết kế đĩa truyền mômen xoắn C1 và C2. Khi làm việc đĩa C1 và C2 chủ yếu chịu mômen xoắn do trục 2 và trục 5 gây ra. Dựa vào phần tính toán mối ghép then hoa ở trên ta có thể chọn các đĩa truyền momen xoắn như sau: Thiết kế đĩa truyền momen xoắn C1: + Vật liệu chế tạo là thép 45 tôi cải thiện. + Bề dày chọn B=60 mm. Thiết kế đĩa truyền momen xoắn C2: + Vật liệu chế tạo là thép 40XH tôi cải thiện. + Bề dày chọn B=60 mm. 3.3.11. Tính thiết kế bôi trơn hộp giảm tốc. Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các thiết bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền hộp giảm tốc. 3.3.11.1. Các phương pháp lựa chọn để bôi trơn hộp giảm tốc. Theo cách dẫn dầu bôi trơn các tiết máy, người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông. Bôi trơn ngâm dầu Cho bánh răng, bánh vít, trục vít hoặc các máy tiết phụ (bánh răng bôi trơn, vòng vung dầu) được ngâm trong dầu chứa ở hộp. Cách bôi trơn này thường dùng khi vận tốc vòng đối với các bánh răng là v £ 12m/s và v £ 10m/s đổi với trục vít. Khi vận tốc vòng lớn, công suất mất mát do khuất dầu tăng lên, dầu dễ bị biến chất do bắn toé, mặt khác các chất cặn bã ở đáy hộp dễ bị khuất động và hắt vào chỗ ăn khớp làm cho răng chóng bị mài mòn vì vậy cần đảm bảo lượng dầu ngâm cần thiết. Khi vận tốc bộ truyền xấp xỉ các trị số trên thì bánh răng và bánh vít được ngâm trong dầu với chiều sâu ngâm bằng (0.75 - 2)h, với h là chiều cao răng nhưng không nhỏ hơn 10 mm. Bôi trơn lưu thông Dùng cho các bộ truyền có vận tốc lớn, v³ 12m/s đến 14m/s. Phương pháp này cũng có thể dùng cho các hộp giảm tốc có công suất lớn và vận tốc không lớn, nhưng không được phép bôi trơn bằng ngâm dầu. Với hộp giảm tốc thiết kế ta thấy, vận tốc của các bánh răng nhỏ hơn 1m/s do vậy ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu. 3.3.12. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc. - Vật liệu chế tạo vỏ hộp giảm tốc là gang đúc - Các kích thước cơ bản: Bề dày thân 15mm Mặt bích liên kết 20mm - Cố định trên sàn bằng bulông M18. - Liên kết mặt bích bằng bulông M15. 3.3.13. Thiết kế chi tiết cho cơ cấu quay dẫn động cần khoan. Chọn ổ bi đỡ cho cơ cấu quay là loại 264591 có các thông số sau: Đường kính trong d = 280mm Đường kính ngoài D = 430mm Chọn vật liệu khung sàn là thép 45 - Các bulông lắp thân M15 - Các bulông lắp nắp chặn M7 - Chọn que thăm dầu (Trang 95 [9]) Có D = 55mm, D1 = 40mm, l = 10mm, h = 6mm § 3.4. Thiết kế giá dẫn hướng Vì trong nhiệm vụ thiết kế đồ án ta không thiết kế gầu và cần khoan nhưng để phục vụ cho phần thiết kế cần hộp và hệ khung giá đỡ có liên quan trực tiếp tới khối lượng của 2 cơ cấu trên, do vậy việc thiết kế gầu và cần khoan chỉ đơn thuần là tính chọn cho phù hợp với máy thiết kế. 3.4.1. Tính chọn gầu. Xác định các kích thước cơ bản của gầu xoay: dựa theo tài liệu của hãng soile Nhật Bản ta chọn loại gầu ký hiệu KH125-3 có các thông số sau: Chiều cao gầu ta chọn: H = 900mm. Đường kính gầu: Dg = 1000mm. Chọn số răng gầu là 8 chiếc. Hình 3.10 - Sơ đồ thiết bị gầu thi công khoan cọc nhồi. 1 - Răng gầu ; 2 - Khớp bản lề ; 3 - Dao mở rộng lỗ khoan ; 4 - Cơ cấu mở lưỡi cắt. Khối lượng và thể tích của gầu: mg = 490 (kg) V = 0.65 (m3) 3.4.2. Tính chọn cần khoan. Để phù hợp với máy thiết kế, cơ cấu quay, điều kiện làm việc và đặc biệt là chiều sâu lỗ khoan cần đạt được để phù hợp với việc thiết kế sự chịu lực của cọc đối với công trình ta chọn cần khoan có tiết diện là hình tròn rỗng với các thông số sau: Cần khoan gồm 4 đoạn, mỗi đoạn dài 14m Khối lượng của cần khoan là 12 tấn. 3.4.3. Thiết kế giá dẫn hướng. Để thiết kế giá dẫn hướng ta phải xác định được trường hợp chịu lực nguy hiểm nhất trong quá trình làm việc của cần hộp. Ta có 3 trường hợp để xét sự làm việc chịu lực của cần: Trường hợp 1: Trường hợp khi máy đang khoan đất. Các lực tác dụng lên giá dẫn hướng trong trường hợp này là: qch: trọng lượng của bản thân cần hộp được phân bố đều trên chiều dài giá. q0; q1: tải trọng gió ở độ cao dưới và trên 10m được phân bố đều trên chiều dài giá. Pcq =30(kN): trọng lực của cơ cấu quay. Mx: momen xoắn do động cơ sinh ra tác dụng lên giá dẫn hướng. VB, VA, RA: phản lực tại gối đỡ B và A. Sơ đồ tính toán: Xác định các tải trọng tác dụng: + Xác định trọng lượng của bản thân cần giá dẫn hướng qch(kN/m). - Thể tích vật liệu chế tạo cần : Vch=F.h= (0,42-0,362).16=0,4864(m3) - Chọn vật liệu chế tạo giá dẫn hướng là thép CT3 có trọng lượng riêng là : g= 7,83 (T/m3) - Trọng lượng giá dẫn hướng trên 1m chiều dài là : Xác định trọng lượng của cơ cấu quay Pq=30(kN) gây ra uốn và nén giá dẫn hướng. - Thành phần lực Pq gây nén cần là: Nq=30 (kN). - Thành phần lực Pq gây uốn cần là: Mq=Pq.1,2=30.1,2=36(kN.m) Momen gây xoắn cần. Momen xoắn tác dụng lên giá dẫn hướng khi khoan đất chính là momen xoắn do động cơ sinh ra được truyền tới cần khoan. Mx=2.T1.i.h= 2.63666,7.75.0,96.0,98=8984644(N.mm) ÞMx=8,98 (kN.m) + Xác định tải trọng gió. Tải trọng gió tác dụng lên giá dẫn hướng (qg) : Tiêu chuẩn TCVN 2737-90 quy định áp lực tốc độ gió q0 (daN/m2) cho bốn vùng khác nhau ở nước ta; trị số q0 coi như không đổi trong khoảng độ cao dưới 10 m, với độ cao lớn hơn thì nhân thêm với hệ số độ cao k. Ta chọn vùng áp lực gió cấp IV (vùng Quảng Ninh, Hải Phòng, Thái Bình, Hà Nam Ninh, Vũng Tàu, TP. Hồ Chí Minh) với cấp lớn nhất, ảnh hưởng của gió bão cấp độ mạnh. Theo tài liệu thiết kế kết cấu thép nhà công nghiệp ta có: q0 = 120 daN/m2 ứng với 10 m từ mặt đất. Với cơ cấu có độ cao lớn hơn 10 m thì ta nhân thêm với hệ số k lấy theo bảng V.4 [17] chọn k =1.4 - Ta tính diện tích mà áp lực gió tác dụng: Theo hình chung sơ bộ thì giá dẫn hướng cao 16 m (trong đó chiều cao của giá được tính từ khoảng cách là 2.5 m so với mặt đất), chiều rộng của giá là 400mm= 0.4 m và coi hệ puly nâng cáp có diện tích gần bằng 1x1 = 1 m2. Khi đó 7.5 m đầu tiên sẽ chịu tải trọng gió tác dụng là q0 = 120 daN/m2 và 8.5 m còn lại phía trên tính cho hệ số gió ở độ cao trên 10 m (tức là phải nhân thêm với k = 1.4). Ta chọn sơ bộ tiết diện của giá dẫn hướng có kích thước là hình vuông có chiều rộng là 400 mm như sau: - áp lực gió trên 1m chiều dài tác dụng lên 7,5m giá dẫn hướng phía dưới là: - áp lực gió trên 1m chiều dài tác dụng lên 5,5m giá dẫn hướng phía trên là: + Xác định các phản lực tại gối tựa. Từ phương trình cân bằng ta có: Biểu đồ nội lực của giá.. Trường hợp 2: Khi rút cần khoan lên. Trong quá trình tính toán đến việc rút cần khoan ta phải chú ý đến các giả thiết sau: + Khi thời điểm bắt đầu được rút lên gầu ở vị trí sâu nhất (50m). + Khi rút gầu thì gầu chứa đầy đất. + Dung dịch bentonite chứa đầy toàn bộ lỗ khoan. Khi rút gầu khoan, dung dịch theo khe hở giữa gầu và thành lỗ khoan chẩy xuống phía dưới gầu. Trường hợp khi rút cần khoan, cần khoan đang ngập trong dung dịch bentonite. Thì lực rút cần khoan sẽ bằng: Trong đó: - Pg: Trọng lực của gầu khi chứa đầy đất. Pg = Gg + Gd + Trọng lượng gầu Gg = 4.9 (kN). + Trọng lượng đất trong gầu: Gd = V.gd.g = 0.65x2200x9,81 = 14028 (N) = 14 (kN). Với: V - Thể tích của gầu: V = 0.65m3 (theo phần tính chọn gầu). gd - khối lượng riêng của đất đá (gd = 2200 Kg/m3 đối với đất cấp IV ) Vậy ta có: Pg = 4.9 + 11.8 = 16.7 (kN) - Pk: Trọng lượng của cần khoan, theo phần tính chọn cần khoan Þ Pk = 120 kN - Fms : Lực cản ma sát của dung dịch bentonite lên cần khoan, thực tế lực cản này rất nhỏ so với các thành phần khác ta có thể bỏ qua. - Fqt : Lực quán tính sinh ra khi rút cần khoan. Ta tính lực quán tính cho trường hợp gầu ở độ sâu s = 50m ta chọn thời gian kéo lên tới miệng lỗ khoan là 60 giây, được kéo lên với vận tốc nhanh dần đều (V0 = 0). Khi đó gia tốc chuyển động nhanh dần đều được tính theo công thức sau: y = at2/2 Vậy gia tốc hướng lên là: - Pq là trọng lượng của cơ cấu quay chọn sơ bộ Pq = 30 (kN) - Pp Trọng lượng của hệ puly chọn Pp = 7 kN Thay số vào ta được: Trong trường hợp này cần không chịu momen xoắn các thành phần lực tác dụng lên giá được biểu diễn qua sơ đồ lực sau và có giá trị như đã tính trong trường hợp 1. Sơ đồ tính Xác định phản lực tại gối đỡ A và B. Biểu đồ nội lực của giá. 3.4.3.3. Trường hợp 3: là trường hợp khi xe di chuyển từ vị trí này sang vị trí khác trong đó không kể đến lực rung động khi máy di chuyển. Mặt khác với máy cơ sở ta chọn là loại Cummins M11-C310 của hãng BU - MA giả thiết trọng tâm của máy khoan cọc nhồi chính là trọng tâm của máy cơ sở. Sơ đồ máy khi di chuyển như sau: Theo sơ đồ hình chung khi cần gập lại để