Đề tài Tổng quan về công nghệ thi công cọc khoan nhồi. tính toán, kiểm nghiệm hệ phao nổi

t phanh ở trục thứ nhất tức là trục động cơ. Mômen phanh xác định theo công thức (3-14)[1] Mph = Với K = 1,75 hệ số an toàn phanh với chế độ làm việc trung bình. h =0,85 là hiệu suất của cơ cấu nâng Loại phanh có kích thước nhỏ gọn làm việc tốt và được sử dụng rộng rãi hiện nay là phanh TK. Dựa vào mômen phanh yêu cầu ta chọn phanh má điện xoay chiều, ký hiệu TKT – 300 có mômen phanh danh nghĩa Mph = 500 Nm. 5.8. Tính toán chọn khớp nối 5.8.1.Tính khớp nối trục động cơ điện với trục vào hộp giảm tốc ở đây ta sử dụng loại khớp vòng đàn hồi cho cả động cơ của cơ cấu nâng, là loại khớp di động có thể lắp và làm việc khi 2 trục không đồng trục tuyệt đối, ngoài ra loại khớp này còn giảm được chấn động và va đập khi mở máy và khi phanh đột ngột, phía nửa khớp bên hộp giảm tốc kết hợp làm bánh phanh, căn cứ vào đường kính bánh phanh D = 300 mm . mômen lớn nhất khớp có thể truyền được là Mv = 200 KGm ; momen đà của khớp là GD= 0,98 KGm2. Mômen lớn nhất mà khớp phải truyền xuất hiện ở 2 trường hợp khi mở máy nâng vật và khi phanh vật đang nâng. Khi mở máy nâng vật Mômen mở máy lớn nhất: Mm max = 2,5 . Mđm = 2,5 .536= 134 KGm Phần dư để thắng quán tính của cả hệ thống: Md = Mm max – Mn = 134 – 59,9 = 74,1 KGm Trong đó Mn – mômen tỉnh khi nâng vật với Q1=Q Một phần mômen dư này tiêu hao trong việc thắng quán tính các chi tiết máy quay bên phía trục động cơ ,còn lại mới là phần truyền qua khớp. Mômen vô lăng nửa khớp phía động cơ lấy bằng 40% mômen vô lăng của cả khớp: (GiDi2)’k = 0,4 . 0,98 = 0,392 KG m2 Mômen vô lăng các chi tiết quay trên giá động cơ: å(GiDi2)’I = Mômen vô lăng tương đương của vật nâng chuyển về trục động cơ: Tổng mômen vô lăng của cả hệ thống: Tổng mômen vô lăng của phần cơ cấu từ nửa khớp bên phía hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng: Phần mômen dư truyền qua khớp: Tổng mômen truyền qua khớp: Khi phanh hãm vật đang nâng Mômen đặt trên phanh là: Mph = 100 KGm. Tổng mômen để thắng quán tính của cả hệ thống: Mqt = Mph + Mt*= 100 + 40,9 =140,9 KGm Với Mt*= Mh = 40,9 KGm Ta có thể tính được phần mômen truyền qua khớp để thắng quán tính các chi tiết máy quay trên trục động cơ bằng cách tương tự như trên . Mặt khác cũng có thể tính xuất phát từ thời gian phanh:(3-6)[1] tph = = Mômen truyền qua khớp để thắng quán tính sẽ bằng: Như vậy khi phanh vật đang nâng khớp phải truyền mômen lớn hơn. Do đó cần kiểm tra khả năng truyền tải của khớp theo mômen truyền yêu cầu là M = 150 KGm. Kiểm tra điều kiện làm việc an toàn của khớp: M . K1 . K2 = 150 . 1,2 . 1,1 =198 KGm Trong đó K1 = 1,2 ; K2 = 1,1 là các hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu và điều kiện làm việc của khớp. (bảng 9-2 [2]) Với Mmax = 200 KGm ta có thể coi khớp làm việc an toàn. 5.8.2 Tính khớp nối trục ra của hợp giảm tốc với tang Trong khớp này ta dùng vành răng như trong khớp răng tiêu chuẩn .Mômen khớp phải truyền bằng mômen trên tang khi làm việc với tải trong lớn nhất . Mômen tính toán đối với khớp nối sẽ là Trong đó K1 =1,6 ; K2 =1,2 là các hệ số tính đến mức độ quan trọng và điều kiện làm việc của cơ cấu . (bảng 9-2 [2]) Dựa vào bản tiêu chuẩn khớp răng (bảng 2 trang 8[5]) ta có thể dùng vành răng theo khớp số 10 loại M3TT có Mkhớp = 5000 KGm , số vòng n = 1400 vòng/phút mômen roto GD2 = 28KGm2 , khối lượng m = 262 Kg CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN CƠ CẤU QUAY CẦN KELLY 6.1.Phân tích chung. 6.1.1. Phân tích lực khi khoan xoay. Hình 6.1: Sơ đồ phá vỡ đất đá bằng lưỡi cắt khi khoan xoay Trong đó: + R1 : Bán kính hố khoan R1 = 1000 mm + R2 : Bán kính tính từ mép ti xoắn tới mép hố khoan + R3 : Bán kính ti xoắn R3 = 50 mm + q’ và p’ : lần lượt là phản lực vuông góc của đất đá lên mặt trước và mặt sau. + f : hệ số ma sát của hợp kim với đá cứng ( f = 0.27 ¸ 0.5 ) ta chọn f = 0.3 6.1.2. Tính các lực cơ bản - Với lực dọc trục P lưỡi cắt ăn sâu vào đất đá, còn với tác dụng của mômen xoắn Q, lưỡi cắt quay và cắt ra từng lớp đất đá. Khi khoan, mỗi điểm của lưỡi cắt vẽ lên một đường xoắn vít. Đối với đầu khoan 2 lưỡi, bề dày của lớp đất đá được cắt ra bởi 1 lưỡi cắt là b = 0.5 h. Góc nghiêng của đường xoắn vít (đường cắt) của 1 điểm bất kỳ của lưỡi phụ thuộc vào khoảng cách rx từ điểm nghiên cứu đến trục quay: ( 6.1 ) = 30 ¸ 50, chọn = 40 ( góc nghiêng của đường cắt so với phương ngang ) - Trong quá trình khoan lưỡi khoan bị mòn mạnh nhất ở mặt sau, tạo thành diện tích mòn song song với mặt cắt III. Chiều rộng của diện tích mòn ở mép ngoài của lưỡi cho phép không lớn hơn 3 mm. - Lực tác dụng lên 1 cm chiều dài mặt trước và lưỡi cắt được xác định có kể đến diện tích mòn lưỡi cắt (hình 9c) - Dưới tác dụng của lực dọc P và lực bên sườn Q, lưỡi cắt tác dụng vào đất đá * Phản lực đất đá có kể đến ma sát trên mặt lưỡi cắt được tính như sau: Theo hình 11: + Chiếu theo phương thẳng đứng: ( KG ) à (6.2) Ta đặt suy ra Thay vào 1.2 ta được: ( 6.3 ) Theo phương ngang: Tương tự như trên ta biến đổi được: ( 6.4 ) Phản lực đất đá ở mặt trước được tính như sau: Theo hình 6: Chiếu theo phương thẳng đứng: (KG) Tương tự : ( 6.5 ) Theo phương nằm ngang: (KG) Tương tự: ( 6.6 ) Phản lực vuông góc được tính như sau: + Trên mặt đầu lưỡi cắt: (6.7 ) + Trên mặt trước lưỡi cắt: ( 6.8 ) Trong đó: Sđ, St - lần lượt là diện tích mặt đầu và mặt trước của lưỡi cắt - giới hạn bền nén của đất đá KG/cm2 K - Hệ số tính đến điều kiện: ở mặt trước đất đá bị phá vỡ không chỉ do nén mà do độ trượt lở, vì vậy K < 1 Hệ số K phụ thuộc vào bề dày của lớp đất đá bị cắt : khi đất đá yếu, bề dày của lớp cát lớn và thể tích đất đá bị phá huỷ do vỡ lở lớn. Theo giáo sư V.G Mikhailôp gọi hệ số này là “ hệ số giòn” của đất đá và lấy trong giới hạn 0.5 ¸ 0.7, ở bài toán này ta chọn K = 0.6 Diện tích mặt đầu của lưỡi cắt tiếp xúc với đất đá là : ( 6.9 ) Diện tích mặt trước của lưỡi cắt là: (6.10) Với a, a1, a2 : chiều rộng của diện tích mặt đầu tương ứng với giữa, mép ngoài và mép trong của lưỡi cắt, ta chọn a1 = a2 = 10 mm l : chiều dài của lưỡi cắt (l = R1 - R3 = 1000 – 50 = 950 mm ) : bề dày của lớp đất đá bị cắt bởi 1 lưỡi cắt ( chọn h = 120 mm ) Kết hợp 1.3, 1.5, 1.7, 1.8 ta được: Theo phương thẳng đứng: ( 6.11 ) Kết hợp 1.4, 1.6, 1.7, 1.8 ta được: Theo phương ngang: ( 6.12 ) Vậy cuối cùng lực dọc trục của đầu khoan 2 lưỡi cần đảm bảo: à ( 6.13 ) Thay số vào ta được: Lực cắt trên lưỡi cắt tạo ra bởi mô men xoắn: à ( 6.14 ) Thay số vào ta có: a. Lực dọc trục thẳng đứng: b. Mô men xoắn trên lưỡi cắt: Trong đó: (với R1 = 1m) Vậy: N.m c. Công suất trên lưỡi cắt: N1 = Mx2pn/60.100.102 = 29660.2. p.10/6000.102 = 3.045 KW (ở đây số vòng quay của gầu n = 10 v/phút). Kết luận: - Lực dọc trục theo phương thẳng đứng: - Mômen cản xoắn khi khoan: - Công suất khoan: N1 ³ 3.045 KW 6.2. Phân tính toán các chi tiết của cơ cấu xoay cần kelly 6.2.1. Tính chọn môtơ thuỷ lực. a. Các thông số đầu ra của bộ truyền. Mômen đầu ra MX Số vòng quay n = (15-30) V/phút b Chọn môtơ thuỷ lực. Theo công thức: Trong đó: MTB - mômen đầu ra của thiết bị môtơ thuỷ lực. i - Tỉ số truyền của hệ dẫn động (chọn sơ bộ i = 75). h - Hiệu suất của hệ dẫn động (chọn sơ bộ h = 0.95). Vậy tổng mômen đầu ra của môtơ thuỷ lực thoả mãn: å Chọn MTB = 620 N.m Tổng công suất của môtơ thuỷ lực thoả mãn: åNTB = N1/h = 3.045/0.95 = 3.205 KW Mặt khác với đầu ra cơ cấu quay là 10 V/phút do vậy số vòng quay của môtơ thuỷ lực là: nTB = i ´ 10 = 75 ´ 10 =750 V/phút Vì ta chọn 2 môtơ thuỷ lực với 2 hộp giảm tốc dẫn động cho cơ cấu quay cần kelly nên mômen và hiệu suất của mỗi động cơ sẽ được chia đôi. MMT = åMTB/2 = 420/2 =210 N.m Công suất của mỗi môtơ là: NMT= åNTB/2 = 3.205/2 = 1.6025 KW Vậy ta chọn môtơ thuỷ lực nhãn hiệu PAVC-33 có các thông số sau: Số vòng quay của môtơ thuỷ lực: nMT = 750 V/phút (có thể thay đổi được từ 450 ¸1500V/phút) Mômen trục quay MMT = 210 N.m Công suất 2 KW (có thể thay đổi được từ 1.5 ¸ 11.4 KW) 6.2.2. Sơ đồ dẫn động và phân phối tỉ số truyền: a Sơ đồ dẫn động. Hình 6.2- Sơ đồ dẫn động cơ cấu quay. Trong đó: Môtơ thuỷ lực. Khớp nối. Hệ bánh răng hành tinh 2 cấp. Hệ bánh răng trụ. Cơ cấu dẫn động cần kelly. b. Xác định và phânphối tỉ số truyền. Hình 6.3 – Sơ đồ dẫn động cần kelly. - Với tỉ số truyền ta phân phối như sau: + Bộ truyền bánh răng hành tinh 2 cấp có tỉ số truyền là i1 = 25 + Tỉ số truyền của bộ bánh răng trụ 1 cấp là i2 = 75/25 = 3 6.2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng hành tinh 2 cấp. a. Sơ đồ truyền động của bộ truyền bánh răng hành tinh. Hình 6.4 - Sơ đồ truyền động của bộ truyền bánh răng hành tinh 2 cấp. Trong đó: + 1, 4 - Bánh răng trung tâm. + 2, 5 - Các bánh răng hành tinh. + 3 - Vành răng ngoài cố định. Theo như phần phân bố tỷ số truyền của bộ truyền hệ bánh răng hành tính là i = 25 nên ta chọn như sau: + Cặp bánh răng 1-2-3: i1c = 5 + Cặp bánh răng 4-5-3: i2c’ = 5 - Gọi số răng của các bánh răng 1 ữ 5 tương ứng là Z1 ữ Z5 b. Tính toán thiết kế động học. 3.2.1. Xét cặp bánh răng 1-2-3. Chọn số răng hợp lý cho các bánh răng Chọn số răng trong truyền động hành tinh phải đảm bảo điều kiện đồng trục, điều kiện lắp và điều kiện kề. - Xuất phát từ yêu cầu các trục hình học của các bánh răng trung tâm phải trùng nhau, số răng của các bánh răng ăn khớp phải thoả mãn điều kiện đồng trục sau đây: (2.1) - Để lắp được các bánh răng ăn khớp với nhau, phải có yêu cầu: Trục đối xứng của các rãnh răng bánh vệ tinh phải trùng với trục đối xứng của các răng bánh trung tâm. Muốn vậy số răng của các bánh trung tâm và bánh vệ tinh phải thoả mãn điều kiện lắp sau: (2.2) Trong đó: + K = 3 là số bánh răng vệ tinh + c : số nguyên Trong trường hợp này có thể xảy ra tình trạng vòng đỉnh của chúng cắt nhau. Điều kiện này sẽ không xảy ra nếu đảm bảo điều kiện kề: (2.3) Trong đó: + d2: đường kính vòng chia + da2: là vòng đỉnh bánh răng vệ tinh 2; + d1: đường kính vòng chia của bánh răng trung tâm 1 - Điều kiện lắp. Vì K = 3 là số bánh răng vệ tinh, khi đó cần C1 là một chạc có 3 nhánh phân bố đều, hai nhánh nối tiếp nhau làm với nhau một góc a = 2p/3 + Trước hết lắp bánh vệ tinh thứ nhất lên cần C sao cho nó ăn khớp đồng thời với bánh răng trung tâm 1, 3. Muốn vậy, chỉ cần lựa một cách thích hợp vị trí tương đối giữa các răng của các bánh răng trung tâm. + Để lắp bánh răng vệ tinh thứ 2 lên nhánh tiếp theo của cần C1 ta làm như sau: giả sử bánh răng 3 cố định, bây giờ ta cho cần C1 quay 1 góc bằng a khi đó bánh 1 sẽ quay được 1 góc b: b = a.i1c = i1c .2p/3 (2.4) Vì bánh 3 là cố định lên: i1c = 1 - i13C = 1 + Z3/Z1 (2.5) Vậy thay vào 2.4 ta được: (2.6) Bánh răng vệ tinh 2 muốn lắp được trên nhánh 2 của cần C thì phải ăn khớp được đồng thời với bánh trung tâm 1 và bánh trung tâm 3 tại vị trí hiện tại của chúng. Muốn vậy vị trí tương đối hiện tại giữa các răng của các bánh trung tâm 1 và 3 phải giống như vị trí tương đối ban đầu giữa chúng, khi lắp bánh vệ tinh thứ nhất. Vì bánh trung tâm 3 cố định tức là vị trí của nó vẫn được giữ nguyên như cũ nên để có được điều kiện vừa nêu thì góc quay b của báng răng trung tâm 1 phải bằng bội số của bước răng của nó. Như vậy ta phải có: r1.b = q.p (2.7) Trong đó: r1 và p lần lượt là bán kính vòng lăn và bước trên vòng lăn của bánh 1 còn q là một số nguyên. (2.8) Thay công thức 2.6, 2.8 vào 2.7 ta được: K.q = Z1 + Z3 Vậy theo các điều kiện và công thức trên ta được Z2 = Z1(i1c – 2)/2 Z3 = Z1(i1c – 1) q = Z1. i1c/3 Từ các công thức trên ta suy được quan hệ cho phép chọn số răng. (2.9) Tương tự ta xét cho cặp bánh răng 4-5-3 (2.10) c. Kiểm tra điều đồng trục và điều kiện lắp: Kết hợp 2.9 và 2.10 ta đươc: (*) Trong đó: i1c = i2c’ = 5 q, q’ : Các số nguyên Từ (*) ta có: Z1: Z2: Z3:g1 = 1:=1:1.5:4: Z4: Z5 :Z3:g1 = 1:=1:1.5:4: Như vậy: Trên cơ sở kết câú nhỏ gọn ta chọn: Z4 = Z1 = 16 Þ Z5 = Z2 = 1,5.Z1 = 1,5.16 = 24 Þ Z3 = 4.Z1 = 4.16 = 64 Vậy để thoả mãn điều kiện đồng trục và điều kiện lắp ta được: Z4 = Z1 = 16 Z5 = Z2 = 24 Z3 = 64 d. Kiểm tra điều kiện kề. Vì hai cặp bánh răng 1-2-3 và 4-5-3 giống nhau về tỷ số truyền và sơ đồ động học nên ta chỉ cần kiểm tra một cặp bánh răng là đủ. - Với cặp bánh răng 1-2-3 ta có (Z1 + Z2)sin- Z2 ≥ 2.f’ (**) f’ = 1: Hệ số chiều cao đầu răng Từ (**) Û (16 + 24).sin-24 ≥ 2.1 Û 10,641 > 2 : thoả mãn Þ Cặp bánh răng 1-2-3 và 4-5-3 thoả mãn điều kiện kề. 6.2.4. Chọn môdun bánh răng và kích thước hình học của bộ truyền a. Chọn môđun bánh răng Nhận xét: -Bánh răng 2 ăn khớp với bánh răng 1 và 3 nên: 1;2;3 cùng môdun (1) -Bánh răng 5 ăn khớp với bánh răng 4 và 3 nên: 4;5;3 cùng môdun (2) Từ (1) và (2) Þ 1; 2; 3; 4 và 5 cùng môdun Þ Tra bảng 6.8 [1], ta chọn m = 2,5 (mm). Ta tính được đường kính vòng lăn tương ứng. d1 = m.Z1 = 2.5 ´ 16 = 40 (mm). d2 = m.Z2 = 2.5 ´ 24 = 60 (mm). d3 = m.Z3 = 2.5 ´ 56 = 140 (mm). Tính chọn lại môđun răng theo điều kiện chọn. m = (0.01 ¸ 0.02).aw (trang 97- Tài liệu Tính toán hệ dẫn động cơ khí). Trong đó: aw 1-2 = (d1+d2)/2 = 50 mm m = (0.01 ¸ 0.02).50 = (0.5 ¸ 1) vậy môđun chọn là không hợp lý. Ta chọn lại môđun m = 1.25 ta tính được đường kính vòng lăn tương ứng: d1 = m.Z1 = 1.25 ´ 16 = 20 (mm). d2 = m.Z2 = 1.25 ´ 24 = 30 (mm). d3 = m.Z3 = 1.25 ´ 56 = 70 (mm). Tính chọn lại môđun răng theo điều kiện chọn. m = (0.01 ¸ 0.02).aw Với aw 1-2 = (d1+d2)/2 = 25 (mm) m = (0.01 ¸ 0.02).aw 1-2 = 0.25 ¸ 0.5 Không hợp lý. Do vậy với tỉ số truyền i =5 thì số răng chọn như trên là không hợp lý. Ta chọn lại số răng như sau: Z4 = Z1 = 42 (răng) Þ Z5 = Z2 = 1,5.Z1 = 1,5.42 = 63 (răng) Þ Z3 = 4.Z1 = 4.16 = 168 (răng) Z4 = Z1 = 42 (răng) Vậy Z5 = Z2 = 63 (răng) Z3 = 64 = 168 (răng) b. Kiểm tra điều kiện kề. Vì hai cặp bánh răng 1-2-3 và 4-5-3 giống nhau về tỷ số truyền và sơ đồ động học nên ta chỉ cần kiểm tra một cặp bánh răng là đủ. Với cặp bánh răng 1-2-3 ta có (Z1 + Z2)sin- Z2 ≥ 2.f’ (**) Với K =3 f’ = 1: Hệ số chiều cao đầu răng (42 + 63)sin - 63 = 28.79 > 2 Thoả mãn. c. Chọn lại môđun bánh răng. Tra bảng 6.8 [1] ta chọn m = 1.25 (mm). Ta tính được đường kính vòng lăn tương ứng: d1 = m.Z1 = 1.25 ´ 42 = 52.5 (mm) d2 = m.Z2 = 1.25 ´ 63 = 78.75 (mm) d3 = m.Z3 = 1.25 ´ 168 = 210 (mm) Tính chọn lại môđun răng theo điều kiện chọn. m = (0.01 ¸ 0.02).aw [1] Trong đó: aw 1-2 = (d1+d2)/2 = (52.5 +78.75)/2 = 65.625 (mm) m = (0.01 ¸ 0.02)x65.625 = (0.65625 ¸ 1.31) rõ ràng ta chọn môđun m =1.25 thuộc khoảng này vậy môđun chọn thoả mãn. 6.2.5. Tính toán các kích thước hình học của bộ truyền. - Khoảng cách trục chia: a = 0,5.m.(Z1 + Z2) = 0,5x1.25x(42 + 63) = 65.625 (mm) - Đường kính vòng chia: dc4 = dc1 = m.Z1 = 1.25 ´ 42 = 52.5 (mm) dc5 = dc2 = m.Z2 = 1.25 ´ 63 = 78.75 (mm) dc3 = m.Z3 = 1.25 ´ 168 = 210 (mm) - Đường kính vòng đỉnh răng: da4 = da1 = dc1 + 2.m = 52.5 + 2 ´ 1.25 = 55 (mm) da5 = da2 = dc2 + 2.m = 78.75 + 2 ´ 1.25 = 81.25 (mm) da3 = dc3 – 2.m Þ da3 = 210 – 2 ´ 1.25 = 205.5 (mm) - Đường kính vòng lăn: dw4 = dw1 = dc1 = 52.5 (mm) dw5 = dw2 = dc2 = 78.75 (mm) dw3 = 2a + dc2 = 2 ´ 62.625 + 78.75 = 204 (mm) - Đường kính chân răng: df4 = df1 = dc1 – 2.m = 52.5 – 2 ´ 1.25 = 50 (mm) df5 = df2 = dc2 – 2.m = 78.75 – 2 ´ 1.25 = 76.25 (mm) df3 = 2a + da2 + 0,5.m = 2 ´ 62.625 +81.25 + 0.5 ´ 1.25 = 166.25 (mm) - Chiều rộng vành răng: bw = 0.6.a = 0.6 ´ 65.625 = 39.375 (mm) Ta chọn bw = 40 (mm) 6.2.6. Tính toán sức bền các bánh răng. a. Cặp bánh răng ăn khớp ngoài 1-2 và 4-5. Chọn vật liệu chế tạo là Crôm 40XH,tôi có: Tra bảng 6.1 [1]. sb = 1600 (MPa) sch = 1400 (MPa) HRC = 50 Þ HB = 482 Xác định ứng suất cho phép: - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc(NHO) là: NHO = 30. = 30.(482)2,4 = 8,25.107 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương(NH) là: NH = 60.c.tS.n0.e Trong đó: c = 3: Số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng quay tS = 5000: Tổng số giờ làm việc của bánh răng n0: Số vòng quay trong 1 phút của trục 2 n0 = e = Þ NH1 = 60.3.5000.150.4 = 54.107 Þ NH2 = u12 = 0,5(e – 1) = 0.5(4 – 1) = 1,5 Þ NH2 = Ta thấy: NH1 > NHO Þ Hệ số xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền là KHL1 = 1 NH2 > NHO Þ KHL2 = 1 - ứng suất tiếp xúc cho phép: [sH] = Tra bảng 6.2 [1]: s0Hlim = 17HRC + 200 = 17.60 + 200 = 1220 (Mpa) SH = 1,2: Hệ số an toàn ứng suất tiếp xúc KHL= 1 Þ [sH] = ứng suất uốn cho phép: -Vì : NF1 = NH1 NF2 = NH2 NFO = 4.106 Nên: KFL1 = KFL2 = 1 Þ ứng suất uốn cho phép là: [sF] = KFC = 0,8: Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ đặt tải.[1] Tra bảng 6.2 [1] : s0Flim = 550 (MPa SF = 1,75: Hệ số an toàn ứng suất uốn Þ [sF] = -Với thép 40XH có HRC55: [sH]max = 40.HRC = 40.55 = 2200 (MPa) [sF]max = 0.6.sch = 0.6.1400 = 840 (MPa) -Vậy: [sH] < [sH]max [sF] < [sF]max * Cặp bánh răng ăn khớp trong. Chọn vật liệu bánh răng số 3 có HRC = 48 Û HB 460 NHO = 30. = 30.(460)2,4 = 7.37.107 NH3 = u23 = c = 3 Þ NH3 = Þ NH3 > NHO Þ KHL3 = 1 - ứng suất tiếp xúc cho phép: [sH3] = Þ [sH3] = - ứng suất uốn cho phép [sF3] = = -Với 40XH, HRC 48 thì: [sH]max = 40.HRC = 40.48 = 1920 (MPa) [sF]max = 840 (MPa) -Vậy: [sH3] < [sH3]max [sF3] < [sH3]max 6.2.7. Kiểm nghiệm các cặp bánh răng. a. Cặp bánh răng 1-2-3: Kiểm nghiệm cặp bánh răng ăn khớp ngoài (1-2) - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc sH = ZM.ZH.Ze. Trong đó: ZM = 274 (MPa)1/3 : Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng (Tra bảng 6.5 [1]) ZH = 1,76: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (Tra bảng 6.12 [1]) Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ze = eb = 0: Hệ số trùng khớp dọc - Do góc nghiêng của răng b = 00 ea: Hệ số trùng khớp ngang ea = = Þ Ze = = 0.7489 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KHb.KHa.KHV KHb: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7 [1] được: KHb = 1,02 KHa = 1:Hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, phụ thuộc vào vận tốc của bánh răng: Vận tốc của bánh răng nhỏ là: V = = Þ Tra bảng 6.13 [1] chọn: KHV = 1,03: Cấp chính xác 9. Þ KH = 1.02´1´1.03 = 1.05 u = u12 = Z2/Z1 = 63/42 = 1.5: Tỷ số truyền T1: Mômen xoắn trên trục chủ động T1 = 210000 (N.mm) bw = 40 (mm) Þ sH = ÞsH < [sH] = 1016.66 (Mpa) Vậy: Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện ứng suất tiếp xúc - Kiểm nghiệm ứng suất uốn. sF1 = sF2 = KF: Hệ số tải trọng khi tính uốn KF = KFb.KFa.KFV KFb = 1,03: Tra bảng 6.7 [1] KFa = 1 KFV = 1,01 Þ KF = 1.03´1´1.01 = 1.04 Ye = : Hệ số kể đến sự trùng khớp Þ Ye = Yb = 1: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF1; YF2: Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 Tra bảng 6.18 [1] được: YF1 = 0.426 YF2 = 3,85 Þ sF1 = < [sF1] = 251.43 (MPa) Þ sF2 = Vậy: Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện kiểm tra ứng suất uốn. - Kiểm nghiệm quá tải. - Quá tải ứng suất tiếp xúc: sHmax = ≤ [sH]max + Kqt = 1,7 : Hệ số quá tải Þ sHmax = ≤ [sH]max = 2200(MPa) - Quá tải ứng suất uốn: sFmax = sF.Kqt = 95.81´1.7 = 162.88 (MPa) < [sF]max = 840 (MPa) Vậy: Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện quá tải Kết luận: Cặp bánh răng 1 – 2 thoả mãn điều kiện làm việc Cặp bánh răng ăn khớp trong (2-3). - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xú.c. sH = ZM.ZH.Ze. Trong đó: ZM = 274 (MPa)1/3 ZH = 1.76 Ze = eb = 0: Hệ số trùng khớp dọc_ Do góc nghiêng của răng b = 00 ea: Hệ số trùng khớp ngang ea = = Þ Ze = = 0.88 KH = KHb.KHa.KHV KHb = 1.02 KHa = 1 Vận tốc của bánh răng vệ tinh với cần là: V02 = n2 – n0 = Þ V02 = Þ Tra bảng P2.3 [1] chọn: KHV = 1.05 Þ KH = 1.02´1´1.05 = 1.07 u23 = : Tỷ số truyền T2: Mômen xoắn trên trục bánh răng 2 T2 = (N.mm) Þ sH = ÞsH < [sH] = 945.8 (MPa) Vậy: Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện ứng suất tiếp xúc. - Kiểm nghiệm ứng suất uốn. sF3 = + KF = 1.04 + Ye = = + Yb = 1 + YF =3.62 Þ sF3 = < [sF1] = 314.29 (MPa) Vậy: Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện kiểm tra ứng suất uốn. - Kiểm nghiệm quá tải. - Quá tải ứng suất tiếp xúc: sHmax = ≤ [sH]max Kqt = 1.7 : Hệ số quá tải Þ sHmax = ≤ [sH]max = 1920(MPa) - Quá tải ứng suất uốn: sFmax = sF.Kqt = 25.62´1.7 = 43.55 (MPa) < [sF]max = 840 (MPa) Vậy: Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện quá tải Kết luận: Cặp bánh răng 2 – 3 thoả mãn điều kiện làm việc * Cặp bánh răng 4 – 5 – 3. Tốc độ quay của các cặp bánh răng này nhỏ hơn bộ bánh răng 1-2-3 nhưng cùng một loại vật liệu chế tạo nên phương pháp kiểm tra tương tự cặp bánh răng 1-2-3 và chúng cũng thoả mãn tất cả các điều kiện kiểm tra. - Chọn ổ lăn cho bánh răng vệ tinh. Bánh răng vệ tinh 2 - Đường kính chân răng bánh răng vệ tinh 2 là: df2 = 53.75 (mm) - Chọn chiều dày bánh răng vệ tinh H > 2.m = 2x1.25 = 2.5 Þ chọn: H = 3 (mm) Þ Đường kính ngoài của ổ lăn d2 = df2 – 2.H = 53.75 – 2.3 = 47 (mm) Þ Tra bảng P2.7 [1] chọn ổ : 104 D = 47 (mm) C = 10 (kN) - Xác định thời gian phục vụ của ổ: -Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ lăn là: Q = V: Hệ số kể đến vòng nào quay, vòng ngoài quay Þ V = 1.2 S = 1.3: Hệ số an toàn j = 1: Số ổ lăn của bánh răng vệ tinh Þ K0 = 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng lên các ổ Flt = 6.7.10-11.d22.bw.n20.a.l0 = 6.7.10-11´602 ´ 30´1842´50´0.5 = 6.12 (N) Þ Q = - Thời hạn của ổ tính bằng giờ. Lh = L = : Thời hạn sử dụng của ổ Þ L = (triệu vòng) Þ Lh = (giờ) Tính toán hiệu suất truyền động của hộp giảm tốc: - Bộ truyền 1-2-3: h310 = 1- j0. f = 0,08: Hệ số ăn khớp j0 : Hệ số tổn thất khi ăn khớp trong chuyển động tương đối j0 = Þ j0 = Þ h1 = h310 = 1- 7.3x10-3 Þ h1 = 0,98 - Hiệu suất của bộ truyền 4-5-3: h2 = h1 = 0,98 - Hiệu suất của hộp giảm tốc: h = h1.h2 = 0.98´0.98 = 0.96 6.2.8. Tính toán các trục bánh răng. Chọn bánh răng thuộc dạng răng trụ răng thẳng. a. Trục bánh răng 1. Sơ đồ tính toán. Hình 6.5 - Sơ đồ tính trục bánh răng số 1. Xác định các thông số: Các kích thước - Vì trục của bánh răng 1 được lắp với trục động cơ nên khoảng cách l1 chính là bề rộng của ổ bi. - Đường kính trục động cơ là d = 35 (mm) Chọn sơ bộ ổ bi 207 Þ l1 = B = 17 (mm) - Chọn khoảng cách giữa thành trong hộp giảm tốc với bánh răng là 20 (mm) Þ l2 = l1 + 20 + = 17 + 20 + = 57 (mm) Xác định các lực. - Mômen xoắn trên trục 1 là: MX1 = MX = 20 KN.m (vì ta chọn 2 động cơ do vậy mỗi động cơ chỉ chịu mômen xoắn là 40/2 = 20 KN.m) - Do 3 bánh răng vệ tinh ăn khớp với bánh trung tâm cùng một thời điểm và đặt cách đều nhau một góc 1200: Hình 6.6 :Góc tâm của các bánh răng vệ tinh Trong đó: P1.i: Lực tiếp tuến tác dụng lên các bánh vệ tinh 1ữ 3 Pr1.i : Lực hướng tâm tác dụng lên các bánh vệ tinh 1ữ 3 Þ P1 = SP1.i = 0 Pr1 = SPr1.i = 0 Vậy trong biểu đồ mômen chỉ còn lại mômen xoắn Biểu đồ mômen Hình 6.7 - Biểu đồ mômen xoắn trên trục bánh răng số 1 Tính đường kính trục: d ≥ [t] = 15 ¸ 50 (MPa): ứng suất cho phép của vật liệu trục là thép CT5, thép 45, 40X. Theo [1] ta chọn [t] = 40 MPa Þ d ≥ Þ Chọn d = 30 (mm) - Tính chính xác trục Mômen tương đương (Mtd) được tính theo công thức: Mtd = = = 181865.33(N.mm) Þ d = [s] = 70 (MPa): ứng suất cho phép tra bảng 10.5 [1] Þ d = = 29.6 (mm) Vậy chọn d = 30 (mm) b. Thiết kế trục cho bánh răng hành tinh 2. Sơ đồ tính toán. Hình 6.8 - Biểu đồ mômen uốn trên trục bánh răng số 2 F = = Trong đó: Chiều dài L = 70 mm chọn sơ bộ. - Vậy mômen uốn lớn nhất sinh ra tại tiết diện nguy hiểm tại đầu ngàm là: Mu = F´70 =1333.333´70 = 93333.333 (N.mm) - Đường kính trục: d ≥ [t] = 15 ¸ 50 (MPa): ứng suất cho phép của vật liệu trục là thép 40X Theo [1] ta chọn [t] = 40 MPa Þ d ≥ Þ Chọn d = 30 (mm) - Tính chính xác trục Mômen tương đương (Mtd) được tính theo công thức: Mtd = MU [s] = 70 (MPa): ứng suất cho phép tra bảng 10.5 [1] Þ d = = 23.7 (mm) Vậy chọn d = 30 (mm) c. Trục bánh răng số 4. Sơ đồ tính toán. Hình 6.9 - Sơ đồ tính toán trục bánh răng số 4 Tính toán các thông số: - Kích thước hình học Chọn sơ bộ l1 = 17 (mm) l2 = 60 (mm) - Tính toán lực tác dụng Mômen xoắn trên trục 4: Mx4 = MMT´i1c´h1 Với MMT = 210 N.m – mômen xoắn trên trục môtơ thuỷ lực i1c = 5 – tỉ số truyền của hệ bánh răng hành tinh 1-2-3 h1 = 0.98 – Hiệu suất truyền của hệ bánh răng 1-2-3 Vậy Mx4 = 210´5´0.98=1029 N.m Tương tự như bánh răng số 1, trục của bánh răng số 4 chỉ chịu tác dụng của mômen xoắn. Biểu đồ mômen Hình 6.10 - Biểu đồ mômen xoắn tác dụng lên trục bánh răng số 4 Tính đường kính trục d ≥ [t] = 40 (Mpa): ứng suất cho phép của vật liệu trục Þ d ≥ Þ Chọn d = 55 (mm) - Tính chính xác trục Mômen tương đương (Mtd) được tính theo công thức: Mtd = = Mx´ = 1029´103´ = 891´103 (N.mm) [s] = 70 (MPa): ứng suất cho phép tra bảng 10.5 [1]. Þ d = = 50.3 (mm) Vậy chọn d = 55 (mm) d. Tính trục bánh răng số 5. Sơ đồ tính toán. Hình 6.11. Sơ đồ tính toán trục bánh răng số 5 Tính toán các thông số - Kích thước hình học Chọn sơ bộ l1 = 17 (mm) l2 = 60 (mm) - Tính toán lực tác dụng. Tương tự như bánh răng hành tinh 2. Sơ đồ lực. Hình 6.12 - Biểu đồ mômen uốn trên trục bánh răng số 5 F = = Trong đó: Chiều dài L = 70 mm chọn sơ bộ. - Vậy mômen uốn lớn nhất sinh ra tại tiết diện nguy hiểm tại đầu ngàm là: Mu = F´70 = 6533.33´70 = 457333.333 (N.mm) - Đường kính trục: d ≥ [t] = 15 ¸ 50 (MPa): ứng suất cho phép của vật liệu trục là thép 40X. Theo[1] . Ta chọn [t] = 40 MPa Þ d ≥ Þ Chọn d = 50 (mm) - Tính chính xác trục Mômen tương đương (Mtd) được tính theo công thức: Mtd = MU [s] = 70 (MPa): ứng suất cho phép tra bảng 10.5 [1] Þ d = = 40.2 (mm) Vậy chọn d = 50 (mm) e. Thiết kế trục ra của hộp giảm tốc hành tinh. Mômen xoắn trên trục ra là: MX = Mx1´i´h = 210´25´0.96 =5040 (N.m) Hình 6.13 - Biểu đồ mômen xoắn trên trục ra Tính đường kính trục d ≥ [t] = 40(Mpa): ứng suất cho phép của vật liệu trục Þ d ≥ Þ Chọn d = 90 (mm) 6.2.9. Thiết kế đĩa truyền mômen C1 và C2. Khi làm việc đĩa C1 và C2 chủ yếu chịu mômen xoắn do trục 2 và trục 5 gây ra. Ta thiết kế như sau: + Vật liệu chế tạo là thép 45 tôi cải thiện. + Bề dày chọn 20 mm. Hình 6.14 – Sơ đồ đĩa truyền mômen C1 và C2 6.2.10. Chọn ổ đỡ cho bộ truyền. Tiêu chuẩn ổ đỡ - Ta dùng các ổ đỡ theo tiêu chuẩn SKF 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. a. Chọn ổ đỡ cho bánh răng trung tâm 1. - Đường kính trục là DT= 30 mm. Theo tiêu chuẩn SKF ta có thể chọn ổ bi đỡ chặn có ký hiệu là 1000906. Có các thông số cơ bản sau: Đường kính ngõng trong d = 30 mm Đường kính ngoài D = 47 mm Chiều cao H = 9 mm Khả năng chịu tải tĩnh C = 5.95 KN Khả năng chịu tải trọng động 4.06 KN - 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. b. Chọn ổ đỡ cho trục bánh răng vệ tinh 2. Vì đường kính của trục 2 là d = 30 mm Ta chọn loại ổ bi đỡ chặn ký hiệu 46206 có các thông số sau: [1] Đường kính ngõng trong d = 30 mm Đường kính ngoài D = 62 mm Bề rộng b = 16 mm Khả năng chịu tải động C = 12.2 KN Khả năng chịu tải trọng tĩnh 17.2 KN c. Chọn ổ đỡ cho trục bánh răng 4. Ký hiệu ổ 46211 Đường kính ngõng trong d = 55 mm Đường kính ngoài D = 100 mm Chiều cao H = 21 mm Khả năng chịu tải động C = 32.1 KN Khả năng chịu tải trọng tĩnh 34.9 KN d. Chọn ổ đỡ cho trục bánh răng hành tinh 5. Đường kính của trục là 50 mm Ký hiệu ổ 46210 Đường kính ngõng trong d = 50 mm Đường kính ngoài D = 90 mm Chiều cao H = 20 mm Khả năng chịu tải động C = 25.4 KN Khả năng chịu tải trọng tĩnh 31.8 KN e. Chọn ổ đỡ cho trục ra của hộp giảm tốc. Đường kính của trục là 90 mm . Ký hiệu ổ 46218 Đường kính ngõng trong d = 90 mm Đường kính ngoài D = 160 mm Chiều cao H = 30 mm Khả năng chịu tải động C = 77.7 KN Khả năng chịu tải trọng tĩnh 81.7 KN CHƯƠNG 7 :HỆ NỔI VÀ CÁCH BỐ TRÍ CÁC THIẾT BỊ KHOAN CỌC NHỒI TRÊN HỆ. 7.1.Hệ nổi, neo giữ hệ nổi Việc bố trí các thiết bị phục vụ thi công khoan cọc nhồi trên hệ nổi cần được đảm bảo ổn định , các máy móc thiết bị bố trí trên hệ nổi làm việc với năng suất cao nhất. Hệ nổi được chọn phải có đủ diện tích đặt các thiết bị phục vụ thi công sao cho việc thi công được thuận lợi nhất. 7.1.1.Các thiết bị chủ yếu bố trí trên hệ nổi phục vụ cho quá trình thi công khoan cọc nhồi . * Máy khoan: máy khoan cọc nhồi gầu xoay HITACHI KH 125-3 THÔNG SỐ KĨ THUẬT CHÍNH CỦA MÁY KHOAN CỌC NHỒI GẦU XOAY MODEL: KH125-3 TT ĐẶC TÍNH KĨ THUẬT THÔNG SỐ KĨ THUẬT 1 Tên thiết bị: : máy khoan cọc nhồi gầu xoay Hãng sản xuất HITACHI Nước sản xuất Nhật Bản Ký hiệu KH125-3 Serial 222-1053 Năm sản xuất 1993 Độ khoan sâu 53m (trên 65m với cần phụ) Kelly bars Loại tròn gồm 4 đoạn Dài x Rộng x Cao 5035 x 4010 x 3005 Cần cẩu 22m 2 Động cơ chính Hãng sản xuất HINO – Nhật Bản Model H06C-T Loại động cơ Diesel Số xylanh 06 Công suất 150ps/ 2000 rpm Loại nhiên liệu Dầu Diesel Hệ thống làm mát Bằng nước 3 Hệ thống khoan Momen xoay gầu lớn nhất (Kgf.m) 4.100/5.000 (xoay thuận/trả lại) Lực kéo gầu lớn nhất (Kgf) 12.600 (Đường kính cáp) Lực kéo tời phụ 4.900 nt 4 Tốc độ làm việc Tốc độ quay gầu (Nhanh/chậm) 30/15 vòng/phút Tốc độ nâng hạ gầu (Nhanh/chậm) 70m/35m/ phút Tốc độ quay toa 4 Vòng / phút Tốc độ di chuyển 1.8km/ giờ 5 Trọng lượng Trọng lượng khi làm việc (Kg) 47.000 Áp suất nền đất (Kgf/cm2) 0.68 Diện dích chiếm chỗ của máy khoan : S1 = D . R = 5,035 . 4,01 = 20,19 (m2). * Phòng điều hành: Trong phòng điều hành là nơi làm việc của người quản lý công trường thi công.Trong phòng điều hành được bố trí bàn làm việc của người điều hành, cùng một số thiết bị phục vụ các công việc khác ( như các thiết bị thí nghiệm, các dụng cụ sinh hoạt cho cán bộ quản lý công trường).Theo tiêu chuẩn xây dựng, cứ 1 người sử dụng 5 m2 diện tích mặt bằng văn phòng. Phòng điều hành có hai người quản lý, cùng các vật dụng khác nên ta có diện tích phòng là : S2 = 15 (m2). Trọng lượng của phòng : P2 = 1 (T). * Hệ thống cung cấp dung dịch Betônite. - Đường kính cọc cần khoan là : d = 1 (m). - Chiều sâu hạ cọc : h = 55 (m). Lượng dung dịch Bentônite cấp cho lỗ khoan có cao độ cao hơn mực nước thi công là 2m cao độ của dung dịch Bentônite so với đáy lỗ khoan là 57m . Thể tích chiếm chỗ của dung dịch Bentônite trong lỗ khoan là : V = 45 (m3) Dung trọng của dung dịch Betônite : (T/m3). Trọng lượng của dung dịch Bentônite là: Pk = V . Pk = 45 . 1,15 = 51,75 (T). Thể tích của bể chứa dung dịch Bentônite : V = 45 (m3) Sơ bộ chọn kích thước bể chứa dung dịch Bentônite: Chiều dài x chiều rộng x chiều cao = 5 x 3 x 3 (m). Diện tích chiếm chỗ của hai bể chứa đặt trên hệ nổi : Sbc = 2.5.3 Sbc = 30(m2) Hệ thống cung cấp dung dịch Bentônite bao gồm hai bể chứa dung dịch (một bể chứa dung dịch Bentônite sạch, một bể chứa dung dịch Bentônite bẩn), hai máy bơm (một máy bơm có nhiệm vụ hút bùn bẩn từ lỗ khoan lên bể chứa để tiến hành lọc cát tái sử dụng, một máy dùng để cấp dung dịch Bentônite sạch từ bể chứa dung dịch Betônite sạch vào lỗ khoan), máy trộn dung dịch Bentônite, máy lọc cát và kho chứa Bentônite. Trọng lượng của bể chứa dung dịch: + ta chọn sơ bộ bể chứa dung dịch là bể được ghép bởi thép tấm có chiều dày ( tra bảng 2-17 _ ta có trọng lượng 1m2 thép tấm có chiều dày 10mm là 78,5 kg. trọng lượng của 2 bể chứa dung dịch Bentônite : Vậy ta có trọng lượng của toàn bộ hệ thống cung cấp dung dịch bentônite là: P3 =( Pk + Mbc). 1,1 P3 = (51,57 + 12,246) . 1,1 P3 = 70,2 (T). ( 1,1 là hệ số kể đến trọng lượng các máy bơm,trọng lượng của kho chứa bao Bentônite dự trữ, các thiết bị phục vụ cho quá trình cung cấp dung dịch Bentônite). Diện tích chiếm chỗ của hệ thống cung cấp dung dịch Bentônite: S3 = Sbc. 1,2 (1,2_ hệ số kể đến diện tích chiếm chỗ của các máy bơm, kho để bột Bentônite dự trữ...). S3 = 30. 1,2= 36 (m2). * Máy phát điện . Máy phát điện được chọn dựa vào tổng điện năng sử dụng của các thiết bị thi công trên công trường. Công suất điện cần thiết của máy phát được tính từ công suất cần thiết của các máy móc thiết bị được máy phát cấp điện. Tổng công suất điện yêu cầu của dòng điện ba pha được xác định theo công thức sau:(theo[13]) Trong đó : S _ là tổng công suất yêu cầu. 1,1 _ hệ số xét đến tổn hao công suất trong mạng điện. _ hệ số cung cấp đối với các phụ tải dùng điện. k2_ hệ số cung cấp đối với việc chiếu sáng bên trong. k3 _ hệ số cung cấp đối với việc chiếu sáng bên ngoài. k4 _ hệ số cung cấp đối với các thiết bị công nghệ và sinh hoạt. P1 _ công suất danh định của các phụ tải, kW. P2 _ công suất yêu cầu để chiếu sáng bên trong, kW. P3 _ công suất yêu cầu để chiếu sáng bên ngoài, kW. P4 _ công suất yêu cầu cho các thiết bị công nghệ và sinh hoạt. cos, cos, cos, cos_ lần lượt là hệ số công suất tương ứng với P1, P2 , P3 , P4. Trên hệ nổi bố trí các phụ tải dùng điện sau: máy cắt cốt thép, máy hàn điện, máy uốn cốt thép, máy bơm ... Bảng 11-2 [13] Tính năng kỹ thuật máy cắt cốt thép : Máy cắt cốt thép có nhãn hiệu máy “ C-150A” Đường kính lớn nhất của thép CT-3 : 40 (mm). Số lượng lớn nhất cắt được trong một phút : 32 thanh Công suất động cơ điện : 5,8(KW). Kích thước máy: dài x rộng x cao = 1,6 x 0,7 x 0,9 (m). Trọng lượng máy 0,8(T). Thiết bị uốn cốt thép : Máy uốn cốt thép C- 145 . ( Bảng 11-3,tr271). Công suất động cơ điện : 2,2 (KW). Kích thước máy : dài x rộng x cao = 1,3 x 1 x 0,7 (m). Trọng lượng kể cả động cơ điện : 0,7 (T). Thiết bị hàn nối cốt thép : Máy hàn MCP-50( bảng 11-9 _ tr276). Công suất định mức : 50(KW). Kích thước máy : dài x rộng x cao = 1,5 x 0,6 x 1,1 (m). Trọng lượng : 0,3 (T). Máy bơm : Công suất động cơ điện : 4 (KW). Trọng lượng : 0,3 (T). Chiếu sáng bên trong bằng điện : Công suất yêu cầu đối với phòng điều hành 15 m2 là : 0,225(KW) Chiếu sáng chỗ thi công ngoài trời : 1,33(KW). (bảng 2-3_tr10). Công suất yêu cầu cho thiết bị công nghệ và sinh hoạt : 0,5(KW). Tra bảng 2-2 _ Hệ số cấp điện và hệ số công suất của các thiết bị dùng dòng điện trên công trường xây dựng: Máy bơm : Hệ số cấp điện kb = 0,8. Hệ số công suất cos = 0,8. Các thiết bị gia công cốt thép : kc = 0,45. cos = 0,5. Thiết bị hàn : khc = 0,7. cos = 0,7. Chiếu sáng bên trong bằng điện : ktr = 0,9. cos = 1. Chiếu sáng bên ngoài bằng điện : kng = 0,9. cos = 1. Hệ số cung cấp và hệ số công suất phục vụ sinh hoạt: Ksh = 1 cos = 1. Tổng công suất yêu cầu là : S = 68,673 (KW) Công suất tiêu thụ điện trên toàn bộ công trường là : Pct==2,5 . 68,673 =171,68 (KW) (_ hệ số kể đến khả năng tiêu thụ điện của các thiết bị, dụng cụ tiêu thụ điện khác). Tra bảng 2-1 ta sử dụng máy phát điện C Công suất danh định của máy phát : Smf = 200(KW) kích thước : dài x rộng x cao = 4,375 x 1,501 x 1805 (m). Trọng lượng của máy phát Pmf =5,42(T). : Diện tích chiếm chỗ của máy phát: S4 = 4,357 . 1,301 = 6,58(m2). * Ống vách. Ống vách phục vụ thi công cọc khoan nhồi có đường kính 1 m, phải được chọn sao cho phù hợp với đường kính cọc , đường kính ngoài của đầu khoan và đặc điểm địa hình, địa tầng nơi thi công. +Cọc khoan có đường kính 1m Chọn gầu khoan có : Đường kính : Dg = 980(mm) Chiều cao gầu khoan: Hg = 900 (mm). +Đường kính của ống vách : D = 1,1 (m). +Chiều dày ống vách chọn . +Chiều dài ống vách: ở nơi nước mặt như công trình cầu , cảng ta có thể chọn chiều dài ống vách dựa vào các yêu cầu sau: Cao độ miệng ống vách cao hơn mực nước thi công (MNTC) là 2m. Cao độ đáy ống vách nằm trong tầng đất dính có góc ma sát trong , độ sệt B , hoặc sức kháng xuyên mũi qc. Với chiều dày ngàm trong tầng này sao cho ống không bị lún thì chiều dài ống có thể tính theo công thức : Lov = Ln + Lo + 2m. Trong đó : Lov _ Chiều dài ống vách,(m). Lo _ Chiều cao tính từ MNTC đến đáy sông,(m).( Lo= 5m). Ln _ Chiều dài ngàm của ống vách , (m), có thể chọn sơ bộ Ln thông qua việc chọn cao độ đáy ống vách ngàm vào tầng chịu lực không thấm nước từ 0,5 - 2m.( chọn Ln = 2 m ). chiều dài của ống vách : Lov = 5 + 2 + 2 = 9 (m). Ống vách được chế tạo bằng thép bản cuốn và hàn thành từng đoạn ống tại các xưởng cơ khí chuyên dụng. Tra bảng 2-18_ Sổ tay xây dựng cầu và cống trọng lượng thép bản tính cho 1m dài ( chiều dày bản , chiều rộng bản 100mm) là 7,85 kg. Chiều dài ống vách là 9m , trọng lượng một ống vách là : Pôv = .7,85.9/ 0,1 =.7,85.90 (Kg) Tổng trọng lượng của ống vách : P5 = 3,14 . 1,1 . 7,85 . 90 . 8 P5 = 19522 (Kg) = 19,522(T). Diện tích chiếm chỗ của ống vách: S5 = 9.1,1.8 = 79,2 (m2). Lồng cốt thép. Lồng cốt thép có đường kính 1m , chiều dài lồng cốt thép ( l = 11,7m). Sơ bộ tính trọng lượng của lồng cốt thép và diện tích chiếm chỗ của nó đặt trên hệ nổi. Lồng cốt thép được ghép bởi các thanh thép chủ có đường kính d vì nếu dùng cốt chủ có đường kính lớn hơn 25 mm thì sẽ rất khó hàn( tổ hợp với các cốt đai), và khó khai thác. Dùng thanh cốt chủ có đường kính d = 22 mm . Cọc có chiều sâu là 55 m , các lồng cốt thép được ghép thành 4 đoạn có chiều dài là 11,7 m và 1 đoạn có chiều dài là 8,2 m. Khoảng cách giữa hai cốt chủ r=15 cm (r). Số thanh thép chủ dùng để ghép thành lồng cốt thép có đường kính 1m là : Trọng lượng của 1 lồng cốt thép : Trong đó : D _ đường kính thanh cốt thép chủ (D =0,022 m ). l _ chiều dài cốt thép ( l = 55 m ). _ trọng lượng riêng của thép (= 7850 Kg/m3). = 3,445 (T). Vậy tổng trọng lượng của các lồng cốt thép dùng cho 8 cọc khoan nhồi là : Trong đó : Hệ số kể đến trọng lượng của các thép đai, cốt thép tăng cường độ cứng của lồng cốt thép, cốt thép làm dụng cụ định vị, các ống thép thăm dò...(= 1,5). Việc gia công lồng cốt thép được tiến hành liên tục đồng thời cùng với quá trình khoan cọc, ta tiến hành gia công lồng cốt thép phải đảm bảo quá trình hạ lồng cốt thép hiệu quả không bị đứt quãng do việc thi công lồng cốt thép không kịp cho việc hạ lồng cốt thép vào lỗ khoan. Diện tích chiếm chỗ của lồng cốt thép : S6 =(4.11,7.1 +8,2.1).2 = 110 (m2). Trong đó : 2_hệ số kể đến phần diện tích chiếm chỗ khi đặt các thanh thép để lắp dựng lồng cốt thép , diện tích lồng cốt thép thi công trước ... Tổng diện tích tiếp xúc của các thiết bị phục vụ quá trình thi công khoan cọc nhồi đặt trên hệ nổi: Trong đó :_ hệ số kể đến phần diện tích trống dùng để làm nơi gia công lồng cốt thép , đường đi cho người và phương tiện, vị trí đặt của một số trang thiết bị khác nữa phục vụ cho công việc thi công cọc khoan nhồi (như máy hàn, máy cắt, các đầu khoan, cọc định vị).( chọn =2,6) diện tích tiếp xúc với hệ nổi tương ứng với các thiết bị đã kể ở trên. Vậy từ diện tích xúc sơ bộ của các thiết bị đặt trên hệ nổi ta cần chọn hệ nổi có đủ diện tích đặt các thiết bị tạo điều kiện thuận lợi thi công. Chọn hệ nổi được ghép bởi 2 sà lan 400T . Kích thước cơ bản của sà lan 400T là : Chiều dài x chiều rộng x chiều cao = 41 x 9 x 2,7 (m). Diện tích của hệ nổi : Shn = 41. ( 2.9) = 738. Hệ nổi đủ diện tích để đặt các thiết bị phục vụ thi công cọc khoan nhồi. Trên hệ nổi được bố trí đầy đủ hệ thống thiết bị an toàn như phao cứu sinh, hệ thống chống thủng, chống va. Khi có bão lũ có thể sơ tán hệ nổi về nơi quy định, neo cố chắc chắn . Để di chuyển hệ nổi sử dụng tàu kéo. Để cố định hệ nổi có thể sử dụng một số loại neo như: neo hải quân, neo bê tông và bê tông cốt thép, neo cóc bằng gang.Thường dùng hai loại neo đó là neo bằng thép đúc và neo bêtông. Neo hải quân bằng thép đúc có các loại: 200 Kg; 900 Kg; 1,5T; 3T. Kích thước cơ bản của neo : Hình 7.1: Neo hải quân Ký hiệu 3000 a 1500 a Trọng lượng (T) 3 1,5 B (mm) 2415 1955 H (mm) 912 725 L (mm) 3780 3000 Bảng 1. Các thông số của neo hải quân. Thiết bị neo được chế tạo bằng xích, dây cáp hoặc bằng dây sợi. Dây cáp thép bao gồm nhiều bó, thường là sáu, trải hình xoắn ốc chung quanh một lõi giữa, mỗi bó được làm từ nhiều sợi đặt theo hình xoắn ốc trong một hoặc nhiều lớp. Một dây bó xoắn chính là một bó đơn. Thường dùng loại 6 tao x 37sợi, có tính năng: Đường kính cáp (mm) Cường độ cực hạn(kéo đứt) (T) Cường độ một sợi (kG/cm2) 22 20 – 27,15 140 -190 26 28,8 – 39,05 - 28,5 33,8 – 45,85 - 37 53,65 – 78,45 - 43,5 74,2 – 87,95 - Bảng 2 . Thông số cơ bản của cáp. Thứ tự Tên tải trọng kí hiệu Trọng lượng Pi (T) k/c đến mũi sàlan yi (m) (Tm) 1 Trọng lượng của máy khoan P1 47 3 141 2 Trọng lượng (TL) phòng điều hành P2 1 20,5 20,5 3 TLhệ thống cấp dung dịch Bentônite P3 70,2 37 2597,4 4 TL máy phát điện P4 5,42 20 108,4 5 TL ống vách P5 19,522 20 390,44 6 TL lồng cốt thép P6 41,34 13 537,42 7 TL sà lan P7 460 20,5 9430 8 Lực rút cần khoan P8 45 -2 -90 Bảng 3 : Các lực thẳng đứng tác động vào hệ nổi Hình 7.2 Vị trí các lực tác dụng lên hệ nổi Trong đó : Vị trí đặt máy khoan. Phòng điều hành. Hệ thống cung cấp dung dịch Bentônite. Máy phát điện. Vị trí đặt ống vách. Vị trí đặt lồng cốt thép . Sà lan. Vị trí đặt gầu khoan. Vị trí gia công lồng cốt thép. Vị trí bố trí các thiết bị khác phục vụ cho thi công cọc nhồi. Thành phần lực ngang tác dụng vào hệ nổi: *Tải trọng gió tác dụng vào hệ nổi : Wg = q0. n . C . .A (N) Trong đó : C _ Hệ số khí động học . Đối với hệ nổi ( c = 1,4). n_ Hệ số kể đến sự tăng áp lực gió theo chiều cao (n=1). q0_ Tải trọng gió lớn nhất ở trạng thái làm việc. Đối với công trình thi công cầu vượt sông q0=400 (N/m2). _ Hệ số động lực học kể đến đặc tính xung động của tải trọng gió (= 1,5). A _ Diện tích chắn gió. Diện tích chắn gió được tính trung bình cho toàn bộ thiết bị đặt trên hệ nổi với chiều cao trung bình của các thiết bị đặt trên hệ nổi là 7m tính từ đáy sà lan. Ta tính trong trường hợp gió thổi theo chiều của dòng nước trên sông từ thượng lưu về hạ lưu. A = 18.7= 126 (m2). Tải trọng gió Wg = q0. n . C . .A = 400.1.1,4.1,5.126 = 106000 (N) = 10,6(T). * Mô men khoan : Mk = 4 (Tm). Bảng 4. Thứ tự Tên tải trọng kí hiệu Trọng lượng Pi (T) Khoảng cách đến đáy sà lan xi (m) (Tm) 1 Trọng lượng của máy khoan P1 47 4,2 197,4 2 Trọng lượng phòng điều hành P2 1 4.7 4,7 3 Trọng lượng (TL) hệ thống cấp dung dịch Bentônite P3 70,2 3,7 259,74 4 TL máy phát điện P4 5,42 3,6 19,512 5 TL ống vách P5 19,522 3,25 63,45 6 TL lồng cốt thép P6 41,34 3,2 132,3 7 TL sà lan P7 460 1,35 621 8 Lực rút cần khoan P8 45 8 360 9 Đối trọng P9 26 0.4 10,4 Hình 7.3: Mặt bằng bố trí thiết bị trên hệ nổi. 7.2. TÍNH TOÁN HỆ NỔI. Hệ nổi chính đặt thiết bị phục vụ quá trình khoan cọc nhồi, trên hệ nổi đặt máy khoan cọc kiểu cần giàn có lắp đầu khoan kiểu cần giàn. Hệ nổi bao gồm 2 sàlan 400T ghép lại với nhau. Để tính ổn định ta tính hệ nổi ở trạng thái nguy hiểm nhất ( trạng thái động-máy khoan rút cần khoan, gió thổi theo chiều cùng với chiều tác dụng của dòng chảy, hệ nổi chịu tác động của nhiều lực tác dụng khác nhau như trọng lượng bản thân của các thiết bị đặt trên hệ nổi, tải trọng gió, lực rút cần khoan, ảnh hưởng của mômen khoan, lực tác dụng của dòng chảy, lực sóng...). Ta tính theo phương dài của hệ nổi, đây là phương hệ chịu tác động của nhiều lực nhất dễ gây mất ổn định cho hệ. Khi hệ nổi ổn định theo phương này thì sẽ ổn định theo mọi phương. theo [14] Đặc trưng hình học của hệ nổi: Diện tích hệ nổi : F = A.B Trong đó : A_ bề rộng hệ nổi A = 18 (m). B_ chiều dài hệ nổi B = 41 (m). F = A.B =18.41 = 738 ( m2 ). Mô men quán tính của diện tích hệ : Jx (m4). Jy (m4). J = J ==105284(m4). Thi công cọc khoan nhồi có : Đường kính : D = 1 (m); Chiều sâu cọc : h = 55 (m); Hình 7.4 : Sơ đồ tải trọng và các kích thước cơ bản. * Toạ độ trọng tâm của sà lan : y ( m). Hình 7.5: Sơ đồ tính trọng tâm hệ nổi (trong đó y = 20,5 (m); x = 20,5 – 19,05 = 1,45(m)). * Độ chìm của sà lan: T = 0,944(m) Trong đó : = 1 (T/m3) _Tỉ trọng của nước . =1 _ Hệ số phụ thuộc hình dạng. F _ Diện tích hệ nổi. P_ Tải trọng đặt lên hệ nổi. * Đối trọng để sà lan cân bằng : Pdt.39 = P.y Pdt (T). Độ chìm của sà lan khi có đối trọng là : Tsl= . Hệ nổi không chìm khi đặt các thiết bị thi công lên trên nó. *Mô men của tất cả các lực đối với đáy sà lan: (197,4 + 4,7 + 259,74 + 19,512 + 63,45 + 132,3 + 621 + 360 + 10,4)+ 4 + 10,6.6.2 1738,2(Tm). Khoảng cách từ đáy sà lan đến điểm đặt của hợp lực: z = trong đó : Q_ hợp lực Q = Q= 689,482 (T) z = (m). * Xác định vị trí tâm nổi : e = trong đó : sà lan đáy thuôn = 0,9. T = 0,97 _ Độ chìm của sà lan. e = = 0,517 (m). Khoảng cách từ trọng tâm hợp lực đến tâm nổi theo công thức : a = z - e a = 2,52 - 0,517 a = 2,003 (m). * Tính bán kính ổn định (). = trong đó : J_ mômen quán tính. = = = 152,7 (m). - a = 152,7 - 0,97= 151,73 (m) > 0. Hệ nổi ổn định. * Tính độ nghiêng của hệ nổi. Để thiết bị đặt trên hệ nổi làm việc hiệu quả, thì độ nghiêng của hệ nổi không được vượt quá 30. Mô men của lực gió đối với tâm nổi: Mg = 10,6 . ( 6,2 - 0,517) = 60,24 (T.m) Mô men của các lực đối với tâm nổi: M = 689,482 . 0,97 =668,8(T.m) Mô men khoan của máy : Mk = 4 (T.m) Mô men lật đối với tâm nổi: M = Mg + Mk + M = 60,24 + 4 + 668,8 =733.04 (Tm) Độ nghiêng của hệ nổi: tg = = = 7.10 = 0,40 < 30 ( thỏa mãn). Vậy khi các thiết bị thi công cọc khoan nhồi trên hệ nổi làm việc ở trạng thái bất lợi nhất, hệ nổi vẫn đảm bảo ổn định, an toàn. *Tính chọn cáp neo. Hình 7.6: Sơ đồ tính cáp Hệ nổi được neo cố bằng neo hải quân, nối neo với hệ nổi bằng dây cáp. Mắc dây cáp vào 4 góc của hệ nổi, góc hợp bởi dây cáp nối neo với phương ngang một góc là 450. Việc tính chọn cáp neo phải đảm bảo dây cáp được chọn cần thỏa mãn là dây đủ khả năng chịu lực để giữ hệ nổi, dây không bị đứt trong thời hạn quy định Neo chịu các lực tác dụng chính: lực nước chảy, lực gió, lực sóng, lực do neo đối diện tạo nên. Ngoài ra neo còn chịu các lực tác dụng khác như lực chòng chành do sóng tác dụng, lực xung kích của dòng nước tác dụng lên cáp neo, lực cản của thuỷ triều . Lực cản của neo R = m.W Trong đó : W_ Trọng lượng của neo ( W = 3 (T)) m _ Hệ số ngoạm bùn thường phải làm thí nghiệm để xác định, nó phụ thuộc vào chiều sâu nước, chất đất, loại neo( neo trong đất cát m = 6). lực cản của neo R = 3.6 = 18 (T). * Lực nước chảy tác dụng vào dây neo: R1 = ( f.S + f.F). V2. sin Trong đó: f _ Hệ số ma sát. Sà lan thép có f = 0,17. S _ Diện tích choán chỗ của sà lan. S = L . ( 2.T + 0,85B). L _ Chiều dài của hệ nổi ( L = 41m). T _ Chiều sâu ngập nổi. ( T = 0,97 (m)). B _ Chiều rộng của hệ nổi ( B = 18 (m)). S = 41 . ( 2. 0,97 + 0,85 . 18) = 706,84(m2). f _ Hệ số cản của sà lan (f = 5) F = T.B = 0,97 . 18 = 17,46 (m2). V _ Lưu tốc của dòng nước ( V = 1,4 m/s). _ góc hợp bởi phương của dây cáp với phương ngang,(=450). R1 = ( 0,17.706,84+ 5.17,46). 1,42. sin450 R1 = 264,08 (KG) = 0,26(T). * Lực gió tác dụng : R2 = 10,6 (T). * Lực do neo đối diện tạo nên: R3 = 2 (T).( chọn theo kinh nghiệm). Các lực như lực chòng chành do sóng tác dụng, lực sóng, lực xung kích của dòng nước tác dụng lên cáp neo rất nhỏ nên ta có thể bỏ qua. Tổng các lực tác dụng vào neo là : Neo đủ khả năng chịu lực ( neo không bị nhổ lên do tác dụng của lực ngang). Lực căng của dây cáp là: Sc = Sc = Sc = 4,5 (T). Cáp được chọn sao cho n.Sc Trong đó : n_ hệ số an toàn bền của cáp , chọn n = 12. Sd _ tải trọng phá hỏng cáp do nhà chế tạo xác định và cho trong bảng cáp tiêu chuẩn tùy thuộc vào loại cáp, đường kính cáp và giới hạn bền của vật liệu sợi thép. n. Sc = 12 . 4,5 = 54 (T) (n.Sc _ lực kéo đứt của cáp). Tra bảng 5.7 [14] ta chọn cáp loại 6 tao x 37 sợi . Các thông số cơ bản của cáp như sau: Đường kính cáp : D = 37 (mm) Cường độ cực hạn ( kéo đứt) : Sd = 53,65 – 78,45 (T). Cường độ một sợi cáp : Khối lượng 1m cáp : q = 4,6 (kg). * Tính chiều dài cáp neo : L = l + l0 l = l0 = 5 . h h = a + h1+ ( H – T ) h = 0,3 + 5 + ( 2,7 – 1,177) h = 5,023 (m). l0 = 5 . 5,023 = 25,115(m). Trong đó : T _ độ chìm của hệ nổi, L _ chiều dài cáp neo. q _ trọng lượng 1m cáp ( q = 4,6 kg). R _ lực cản của neo , ( R = 18 T). Với sà lan 400T, có a = 0,3m; l = l = =8 (m). Để thuận tiện cho việc thả neo thì chiều dài neo thường phải cộng thêm 50 – 100m ta có chiều dài cáp neo là : L = l + l0 + (50 – 100) , (m). L = 100 (m). Hình 7.7 : Sơ đồ tính chiều dài cáp neo. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] PGS-TS. Trần Văn Dịch. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Nhà Xuất Bản Khoa HọcVà Kỹ Thuật. [2] Phạm Đức. Tính toán máy nâng chuyển. Trường Đại học Hàng Hải – Hải Phòng, 1987. [3] Nguyễn Trọng Hiệp. Chi thiết máy tập 1 và 2. Nhà Xuất Bản Giáo Dục – Hà Nội, 1969. [4] Nghiêm Hùng. Sách tra cứu thép-gang thông dụng. Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội. [5] Lê Thọ Trình. Cơ học kết cấu Nhà Xuất Bản Khoa HọcVà Kỹ Thuật – Hà Nội, 1998. [6] PTS. Trương Quốc Thành (chủ biên) – PTS. Phạm Quang Dũng. Máy và thiết bi nâng. Nhà Xuất Bản Khoa HọcVà Kỹ Thuật – Hà Nội, 1999. [7] Huỳnh Văn Hoàng – Đào Trọng Thường. Tính toán may trục. Nhà Xuất Bản Khoa HọcVà Kỹ Thuật – Hà Nội, 1975. [8] Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm. Thiết kế chi tiết máy Nhà Xuất Bản Đại Học Và Trung Học Chuyên Nghiệp – Hà Nội, 1979. [9] Vũ Thanh Bình – Nguyễn Đăng Điện. Truyền động máy xây dựng Nhà Xuất Bản Giao Thông Vận Tải – Hà Nội, 1999. [10] ThS. Nguyễn Hữu Quảng – ThS. Phạm Văn Giám. Kết cấu kim loại máy trục Trường Đại Học Giao Thông Vận Tải – Tp. Hồ Chí Minh. [11] Lê Hoàng Tuấn – Bùi Công Thành. Sức bền vật liệu-tập 1 và 2 Nhà Xuất Bản Khoa HọcVà Kỹ Thuật – Hà Nội, 1997. [12] ATLAS Máy trục. [13] Phạm Huy Chính Cung ứng kĩ thuật thi công xây dựng Nhà xuất bản xây dựng - Hà Nội, 2005 [14] Phạm Huy Chính Tính toán thiết kế các công trình phụ tạm để thi công cầu Nhà xuất bản xây dựng-Hà Nội, 2004