一種振動打樁機的設計

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1、 振動打樁機的設計 ` 摘要 隨著建筑、橋梁以及街道基礎設施等對樁要求不斷提高，樁工設備進一步的發(fā)展有著非常重要的意義。振動打樁機憑借其獨特的性能和應用優(yōu)勢，成為了各國的研發(fā)重點。振動打樁器是利用機械振動使樁與土壤之間松動，相互的摩擦力減少，達到沉拔樁的作用。本文設計的振動打樁機由液壓油通過液壓馬達驅(qū)動，在機械定向式激振器中，兩個根軸上相同的兩個偏心塊，在水平方向力相抵，垂直方向力疊加，產(chǎn)生振動。振動打樁機的結(jié)構(gòu)由減振器、激振器以及夾樁器組成，其具有結(jié)構(gòu)簡單、貫入力強、沉樁效率、無污染、低噪音等特點。 關鍵字 振動樁錘，偏心塊，減振彈簧，液壓夾樁器 ABSTRACT

2、 Along with the construction, the bridge and the street foundation facilities and so on the pile request unceasingly enhances, the pile equipment further development has the very vital significance. Vibratory pile driver has become the focus of the world by virtue of its unique characteristics and

3、application advantages. Vibration pile driver is the use of mechanical vibration between the pile and soil loosening, mutual friction reduction, to achieve the role of the pile. In this paper, the design of vibration pile driver and is driven by the hydraulic oil through a hydraulic motor, in the di

4、rectional and mechanical vibrator, two axis on the same two eccentric blocks, in the horizontal direction force balance, vertical superposition of force vibration. Vibratory piling machine structure by shock absorber, vibration exciter and clip pile composition, which has characteristics of simple s

5、tructure, strong penetration force, pile sinking efficiency, no pollution, low noise. KEY WORD Vibratory pile hammer;Eccentric block; Damping spring; Hydraulic pile clamping device 目錄 第一章 前 言 4 1.1樁工機械的定義 4 1.2 樁工機械的分類 4 1.2.1落錘式打樁機 4 1.2.2靜力沉樁機 5

6、 1.2.3振動打樁機 6 1.3我國樁工機械發(fā)展歷程 6 1.4我國樁工技術(shù)進步的表現(xiàn)方面 7 1.5國外樁工機械的發(fā)展狀況 8 1.1.3國內(nèi)外振動打樁機的發(fā)展歷程 8 第二章 振動打樁機的結(jié)構(gòu)和原理 12 2.1振動打樁機的結(jié)構(gòu) 12 2.2振動打樁機的工作原理 13 2.3振動打樁機的振幅 14 第三章 激振器的設計 16 3.1偏心塊的設計 16 3.2電機的選擇 19 3.3激振器齒輪設計 20 3.3.1齒輪的參數(shù)設計 20 3.3.3齒輪的受力分析 20 3.3.4齒輪的校核 21 3.3.5齒輪結(jié)構(gòu)設計 22 3.4V帶的設計 23 3.

7、5激振器軸的設計 25 3.5.1軸的結(jié)構(gòu)設計 25 3.5.2主動軸的受力分析及校核 27 3.5.3從動軸的受力分析及其校核 29 3．6軸承的選擇 32 3.6.1計算其額定壽命 33 3.7鍵連接的校核計算 33 3.7.1鍵的選擇 33 3.7.2鍵的強度校核 33 3.8箱體的設計 34 第四章 減振器的設計 35 4.1減振彈簧的結(jié)構(gòu)選擇 35 4.2減振彈簧的選型 36 4.3減振彈簧的材料及許用應力 36 4.4減振彈簧的剛度計算 36 4.5減振彈簧的設計參數(shù) 36 4.6減振彈簧的設計計算 37 4-7懸掛橫梁的設計 40 第五章 夾樁

8、器的設計 40 5.1夾樁器的設計原理 40 5.2液壓缸的設計 41 5.3夾頭鉗設計 41 結(jié)論 42 致謝 43 參考文獻 43 第一章 前 言 1.1樁工機械的定義 樁工機械是運用在建筑、橋梁、街道等各種工程施工中，樁基、地基改良加固；地下連續(xù)墻擋土；地下連續(xù)墻防滲等施工的重要機械設備，它的作用是把各類樁打入土中，來提高基礎的承載能力。 樁工機械一般由打樁錘與樁架兩部分組成。除了專用樁架外，還可以在挖掘機中懸掛設置上布置樁架。 1.2 樁工機械的分類 根據(jù)施工設備的不同，把樁機

9、分為落錘式樁機、靜壓樁機和振動樁機。 1.2.1落錘式打樁機 落錘式打樁機由打樁錘、樁架以及附屬設備構(gòu)成，工作時，樁架旁邊的卷揚機，起吊樁架上的樁錘，提升一定的高度，利用重力或者沖擊力，沿著兩根導桿組成的導向架落下，打擊在樁上，實現(xiàn)打樁任務。按照樁錘的運動動力來源，又可分為重力錘、汽錘、柴油錘、液壓錘等。 1）重力錘打樁機 樁錘是鋼鐵質(zhì)重塊，通過卷揚機用吊鉤提起，脫落后，利用自身重力，在導向架上，做自由落體運動，打擊在樁上。其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，造價便宜；缺點是由重力產(chǎn)生的打擊力度小。 2）汽錘打

10、樁機 樁錘由一個錘頭和一個錘底座構(gòu)成，用蒸汽或壓縮空氣作為驅(qū)動力，分為單動汽錘和雙動汽錘兩種。單動汽錘的錘頭內(nèi)部由柱塞或者氣缸組成，燃燒蒸汽，驅(qū)動柱塞或氣缸，使錘頭上升，接著停止驅(qū)動樁錘，令它沿著樁架上的導桿，自由下落進行打樁。 區(qū)別于單動汽錘的不同，雙動汽錘則以增重的柱塞作為錘頭，同時還以汽缸作為錘座，工作時，蒸汽驅(qū)動有柱塞的錘頭提升，一定高度后，接著驅(qū)動氣缸錘座快速向下打擊樁。由于雙動汽錘，利用了蒸汽動力以及自身重力，所以它上下升降的速度快,頻率高,同時在樁貫入地層時，發(fā)生振動，減少與土壤的摩擦阻力，打樁效果好。汽錘的缺點是使用不便，基本遭遇淘汰。 3）柴油錘打樁機 樁錘由汽缸和柱

11、塞組成，其工作原理，在氣缸內(nèi)，燃燒霧化柴油，達到一定的高溫高壓后，氣缸內(nèi)發(fā)生燃爆產(chǎn)生強大的壓力，以及自身的重力作用下，產(chǎn)生強大的沖擊力進行打樁，由柴油轉(zhuǎn)化為機械能，在劇烈的沖擊下，使土壤對樁的摩擦力減弱，兩者之間的靜態(tài)平衡破壞，完成沉樁入土的作業(yè)。 柴油錘在打樁中具有高效的優(yōu)點，但由于其工作過程中，沖擊力產(chǎn)生的噪聲過大、以及柴油燃爆給環(huán)境帶來的污染，諸多因素，使柴油錘在現(xiàn)代樁工機械中的使用程度大大降低，逐漸被其他類型的樁機所取代。 4）液壓錘打樁機 液壓錘打樁機通過柴油真作為啟動，以油液壓為動力，打樁時，液壓錘可以通過液壓流量的大小，產(chǎn)生合適的沖擊力，對不同土質(zhì)層進行打樁，是一種熱門新型

12、的打樁機。 液壓錘打樁機傳遞能量的效率一般可以達到75%～95%，是柴油錘打樁機傳遞傳遞效率的3、4倍，同時液壓錘打樁機在打樁時能夠比較準確控制沖擊力，適合不同環(huán)境的打樁作業(yè)；另外使用液壓油作為驅(qū)動，在打樁機運作時，液壓錘打樁機產(chǎn)生的污染、振動、噪聲降低，很適合城市的施工需求。 1.2.2靜力沉樁機 其工作原理是利用壓樁機自身重力以及其他配重，即靜壓力，把樁逐段沉壓進土壤。這種沉樁的方法，可以很大程度減少鋼筋和混凝土的使用，降低造價，一般來說使用的混泥土的強度，可以降低1～2等級，采用的剛筋與錘擊樁錘相比，可以節(jié)省40%左右；同時在施工時，沒有噪音、振動以及污染，對環(huán)境沒有干擾，適用

13、于軟土地區(qū)、城市等樁基礎工程。但是它的沉樁效率很低，并且對土質(zhì)要求有很大的限制。 1.2.3振動打樁機 一般由偏心塊或偏心輪組成的激振體，通過回旋轉(zhuǎn)動，縱向上下振動，產(chǎn)生強大的激振力，使突然與樁錘達到共振頻率，從而降低兩者之間的阻力，將樁沉入地下。振動打樁機的它的優(yōu)點是產(chǎn)生的噪聲小，對環(huán)境污染小，同時，振動頻率高，工作效率也體高，另外它的機構(gòu)簡單、重量輕，工程造價低。該方法主要應用于各類鋼板樁和鋼管樁的沉拔作業(yè)，也可以用于混凝土樁施工。振動打樁機按動力可分為電動振動打樁機和液壓振動打樁機。 1.3我國樁工機械發(fā)展歷程 1949年前，我國幾乎沒有樁工機械產(chǎn)業(yè)。1950年～1953

14、年期間，我國的基礎施工都是使用建國前從國外進口的舊式蒸氣打樁機和大笨重的落錘。1953年～1957年，由于國家重點項目工程的需要，我國開始仿制國外310t單作用和雙作用蒸氣式打樁機以及原蘇聯(lián)的Ⅱ系列振動樁錘，進入以仿制為主的樁工制造業(yè)時代。廠家都是施工部門的修配廠，當時還沒有建立專業(yè)的樁工機械工廠，都靠施工部門的修配廠提供機械生產(chǎn)，所以說50年代是我國樁工機械行業(yè)的萌牙階段。 60年代初，我國成立了工程機械局，將上海電機廠改為上海工程機械廠，專業(yè)生產(chǎn)樁工機械，這是我國第一家專業(yè)生產(chǎn)的樁工的機械廠。還把一機部建筑機械研究所第二研究室定為樁工機械研究室，開啟了我國自行研制樁工機械的成長時期。

15、 70年代是我國打樁機械行業(yè)的發(fā)展時期，期間建立了打樁機械行業(yè)集團，打樁機械行業(yè)有10多個生產(chǎn)企業(yè)，可生產(chǎn)四大類，30多個品種，年產(chǎn)量超過500臺。 1984年，我國成立了建筑樁工機械分會，有樁工機械行業(yè)制造工廠達到20家，全國各地知名的工業(yè)大學，也陸續(xù)從事對樁工機械的各種研究，此時國內(nèi)生產(chǎn)的產(chǎn)品的大類、品種、規(guī)格、型號比上個年代，增加了一倍有余。這昭示著我國樁工機械進入了逐步強大的時期。 90年代，我國行業(yè)制造企業(yè)已經(jīng)壯大了到30余家，并成立各種研究所，科研設計的新技術(shù)。當時能生產(chǎn)400多種規(guī)格、型號的樁工機械產(chǎn)品，銷售超過6億元。此時是我國樁工機械快速

16、發(fā)展時期。 到了21世紀，隨著我國各項基礎設施建設和建筑建設的迅猛發(fā)展，樁基工程機械制造行業(yè)市場得到了空前的快速發(fā)展，已經(jīng)形成了數(shù)十家專業(yè)生產(chǎn)企業(yè)和數(shù)百個產(chǎn)品型號的規(guī)模。 1.4我國樁工技術(shù)進步的表現(xiàn)方面 我國的樁工機械制造水平經(jīng)歷了由低到高的發(fā)展歷程，幾十年來，樁工機械的技術(shù)進步主要表現(xiàn)在以下幾個方面： 1.研發(fā)新產(chǎn)品，逐步實現(xiàn)了產(chǎn)品系列化 目前，柴油錘與氣缸，風冷和水冷缸導桿型三系列共31規(guī)格；振動樁錘系列，引進生產(chǎn)系列，液壓可調(diào)偏心距系列，有47種規(guī)格；液壓錘有一種系列的共3個型號規(guī)格；壓樁機有一種系列的11個規(guī)格；長螺旋鉆孔機有7種型號的系列;潛式鉆井機4種規(guī)格的系列。

17、 2.采用先進技術(shù)，樁工產(chǎn)品上升了一個新的層次 采用了先進的技術(shù)，如液壓傳動，以及先進的設計工具，如計算機輔助設計，產(chǎn)品已達到國外在80年代末和90年代初的技術(shù)水平。 在樁工機械產(chǎn)品中，履帶底盤三支點樁架，液壓打樁錘，步履式樁架，旋挖鉆機，等夾緊機構(gòu)，都采用了液壓驅(qū)動。為了適應施工在不同的地質(zhì)環(huán)境，建設部研制出系列液壓可調(diào)偏心矩振動錘，激振力可以從0調(diào)至上百噸，幅度有可能由0調(diào)至20mm。此類樁機已被廣泛應用在許多地基基礎施工方面。 1996年勝利油田與長沙機械研究院合作，采用耐振電機和變頻調(diào)速的技術(shù)，研制了振動錘，工作功率達600k以上，這是國內(nèi)第一個超大型的電動振動樁錘。由于國內(nèi)的樁

18、工機械產(chǎn)品普遍使用了液壓傳動、機械振動、調(diào)頻調(diào)速等的先進技術(shù)，相當于國外90年代初的水平。 3.研制了具有中國特點的樁工機械 根據(jù)國內(nèi)地質(zhì)的情況，有很多軟土地區(qū)，為了能在軟土地區(qū)內(nèi)進行打樁施工，并減少施工污染，一般的樁機滿足不了施工要求。 在1970年，我國成功制造出了錨樁平衡反力型的壓樁機，可同時壓下二個樁，單樁壓力可達160t,隨后又成功研制出預制混凝土樁單樁液壓重平衡后熱壓機，該樁機性能好、無空氣污染、無噪音、無震動等優(yōu)點。 液壓步履式樁架也具有我們自己的樁工機械的特色，采用新穎的結(jié)構(gòu)原理，接地比壓低，性能好，可以直線走動，也可以旋轉(zhuǎn)，是一種結(jié)構(gòu)簡單，成本相對較低，操作方便省力的

19、樁機。技術(shù)適用于可靠樁架的性能，目前也已批量生產(chǎn)。它被廣泛應用在樁基礎施工。 1.5國外樁工機械的發(fā)展狀況 世界上樁工機械的生產(chǎn)國主要美國、德國、意大利、日本、荷蘭和俄羅斯等。在這些國家中，振動樁錘廣泛適用于各種工業(yè)建筑工程上，如橋梁的建設、水電站建設等。日本生產(chǎn)振動樁錘的歷史有30多年，其生產(chǎn)的高頻率振動的樁錘包括NVH-10型、NVH-20型和NLP20~120型等 俄羅斯生產(chǎn)的振動樁錘也有20多種，頻率范圍在5Hz~29Hz、激振力在80KN~3000KN。 國外能大量柴油樁錘的國家有日本、德國、美國、英國等，主要制造廠家有MKT、三菱重工、BSP等。生產(chǎn)的柴油錘打擊

20、力范圍在12500KN.m～272000KN.m，其中日本的大型柴油錘有150多，德國有200多臺。 接著，極具打擊力度、且無噪聲無公害的液壓樁錘，取代了汽動樁錘和拆由樁錘。荷蘭生產(chǎn)6種型號的液壓錘，打擊力范圍在105KN.m～11105KN.m；德國Menck公司相繼生產(chǎn)陸地使用的和海洋使用的液壓錘系列有10多種；英國BSP公司生產(chǎn)重量在3t～5t的液壓錘；另外日本土木研究所生產(chǎn)各種無噪聲的液壓錘，同時也生產(chǎn)各種旋轉(zhuǎn)鉆孔機，其功率在60KW以上，最大可達260KW。 國外樁工機械的發(fā)展趨向于電液一體化、無害、高效節(jié)能的方向，技術(shù)水平越來越高。 1.1.3國內(nèi)外振動打樁機的發(fā)

21、展歷程 振動打樁機是隨著機械振動的發(fā)展而產(chǎn)生的，兩位日本科學家，曾在一載荷板上安裝了激振器，進行振動機械模型試驗，結(jié)果發(fā)現(xiàn)載荷板在振動的作用下沉入土壤，從而發(fā)現(xiàn)了激振作用下，可以減少物體間顆粒的摩擦，這就是土壤的“液化”現(xiàn)象，利用這原理生產(chǎn)出了振動打樁機。 1934年俄羅斯的Barka教授首先這一原理應用到項目的建設中，他將一個振動器安裝在鋼管樁和樁振動，結(jié)果只用了0.1～0.25靜樁力就把樁拉出，基于這個原理，研制出了振動打樁機。 然而，蘇聯(lián)廣泛使用振動打樁機發(fā)生在二次世界大戰(zhàn)后。蘇聯(lián)振動打樁機分為以H型鋼樁，板樁材料為主的BT型，V型，VP型和VP型。 1950年俄國鐵路技

22、術(shù)研究所泰塔爾尼可夫博士將振動打樁機改進成VP型，此型號分為幾十種，僅需振動就能將通常的土層，沉入深度20m 以內(nèi)；而對于深度20m ～25m 的土層，需清掉鋼管內(nèi)的堆土才能沉入；對25m 以上要用送氣法進行沉入。 1957年，振動打樁機用于我國武漢長江大橋的樁工建設工程，并用時12個月完成完成了深達30-76m的管樁沉入的工程，所以受到了國際上廣泛的關注目光。同時期，我國嘗試研制了蘇制BII1 型振動打樁機，成為那時激振力最大的振動樁錘。1960年 ，在建設南京長江大橋，我國又研制了中—250大型的振動打樁機，能將3.6預制離得混泥土沉入地底，激振力達到250KN。 在過去10年中，由于

23、石油工程和橋梁工程需求，大型振動樁錘的發(fā)展有新的進展，其中最引人注目的就是北京與浙江機械廠聯(lián)合開發(fā)的DZJ 系列振動打樁機，激振力的已經(jīng)達到1800kN，電機功率240千。它們由于所用的偏心扭矩液壓調(diào)節(jié)裝置，以起始動力為零，利用一三角起動，對電網(wǎng)的影響非常小，深受用戶的喜愛。 基于振動樁工機械具備優(yōu)異的技術(shù)性，特別是拔樁更效率，蘇聯(lián)研制的振動沉樁施工技術(shù)具有全球重要影響力，很大程度促進了波蘭，法國，德國，美國和日本等各國的振動樁工機械發(fā)展，如西德的西恩克制造公司研制出了以沉入和拔出預制樁為主要目的的振動樁錘；拔出鋼管樁的振動樁工機械；法國的曾爾.諾爾曼迪機械公司制造了可以使樁同時產(chǎn)生上下振動

24、和圓周運動的振動樁錘，還制造了撞擊式打樁機，這種沉拔樁機，可以沉入長度25m，直徑500～700m的鋼管樁。 美國著名機械公司研制的“波大依那”振動打樁機，這種振動打樁機在0.78～3.26分的短時間內(nèi)，可以將前端封閉、直徑300mm、長21m的鋼管樁沉入地底，或者超過3分鐘的時間，把前端封閉、直徑為900mm、長17m的鋼管樁打入地下，因此引起全世界的目光。由于這種振動打樁機的工作頻率，利用以6000r/min的高頻率，與鋼管固有頻率接近，而引起共振的原理，它的消耗的功率十分之大，故而采用高HP的汽油發(fā)動機作為動力源。 1906年日本東洋棉花公司進口蘇聯(lián)的一種VP-1型振動沉樁機，標志著

25、日本進入振動樁工發(fā)展的開端。當時，第一次從俄羅斯購買的30 臺振動打樁機，短期內(nèi)就已經(jīng)銷售出去，在這種高利潤的回報效果的刺激之下，首先大發(fā)工業(yè)公司投資開始研制，接著日平產(chǎn)業(yè)公司、三菱重工業(yè)、豐田機械廠等超過十多家大小的制造公司陸續(xù)進入生產(chǎn)，從此拉開了日本振動樁機的發(fā)展的序幕。 由于日本是個資源匱乏的國家，它發(fā)展的產(chǎn)業(yè)以小型機械制造廠為主，制造功率維持在15~30HP之間，它所生產(chǎn)的振動打樁機采用400一800rPm 的激振不高的頻率，故而只適用于打入7~8m上下的短板樁，這種振動打樁機因為振動節(jié)能的原因，同樣受到眾多企業(yè)的歡迎。但是，制約于這種打樁機功率小，難以沉入H型鋼和鋼管的支撐樁，同時

26、不能拔出大型機械工程所用的長樁鋼也。為了滿足生產(chǎn)的需求，日本制造工業(yè)開始研制對樁施加振動力和振動沖擊的技術(shù)，最終取得成功，將原來靠強制振動難以拔出的鋼樁，利用新技術(shù)能夠順利拔出。 豐田機械公式根據(jù)日本機械產(chǎn)業(yè)現(xiàn)有的設計理念，最終研制出了振動沖擊式打樁機。兩大公司產(chǎn)品的區(qū)別在于，日平產(chǎn)業(yè)是利用空氣墊儲蓄向下運動能，用來增加向上運動能，達到增加沖擊力的效果，而豐田機械利用橡膠墊來增大運動能。 關于振動沖擊打樁機，日本的研究人員的想法是，假如能讓預制樁和打樁機處于相同的沖擊頻率，然后樁機與狀體產(chǎn)生共振，大大提高沉拔樁效果。但是，在實際中，很那做到與它具有相同的沖擊頻率，只能做到是它的倍數(shù)，再通過

27、振動打樁機上的控制裝置，將倍數(shù)頻率轉(zhuǎn)變?yōu)闆_擊力，從而增加沖擊力。 影響振動打樁機打樁的效果問題，在樁體將強制振動不能有效的傳遞給土壤，從而令土層振動，內(nèi)部分子顆粒發(fā)生變化，來減小了對樁的阻力。這樣的結(jié)果就是振動難以令土壤層產(chǎn)生改變，樁和土層接觸還是固體之間的摩擦，或者是粘接，所以利用沖擊法，才能有效的打入樁。當然，這樣的具有高黏土系數(shù)的土質(zhì)，在特殊地形才有遇到，一般的土質(zhì)，憑借振動的效果就可以令土壤改變自身的物理特性，可是重要的問題是，怎樣選定滿足土壤產(chǎn)生變化的振動參數(shù)?；谶@些問題，日本的研究人員，一致認為振動沖擊式打樁機有良好的拔樁效果外，在實際的工作范圍上有很大的局限性。 與我國樁工

28、機械發(fā)展的歷程一樣，1906~1946年的日本都是依靠仿制進口振動打樁機，經(jīng)過幾年的發(fā)展和積累，對振動打樁機的貫入能力作了很多試驗，并獲得了不錯的成效。比如三菱重工生產(chǎn)的的V—5型的振動樁機，在日本琵琶湖大橋的建造過程中，將150余根，直徑在1.2~1.5m，長達30多m的大口徑鋼管樁，沉入地下作為橋墩的支撐基礎。另外建調(diào)神戶株式會社自主生產(chǎn)的KM2—12000型振動樁機，用時5~7分鐘，把直徑480 mm，長約29m的前端封閉鋼管樁沉入至50N值以上土質(zhì)層2m深的地方。 早期對振動打樁機研究重點，著重于振動打樁機自身的振動參數(shù)對沉拔樁功效的影響，建立出許多樁——土系列的振動系統(tǒng)模型，通過這

29、些建立的系統(tǒng)模型來確定振動沉拔樁機的各種參數(shù)。例如在1996年，日本建調(diào)神戶株式會社生產(chǎn)的振動樁機，是把樁體看作一個均質(zhì)的彈性體模型，再將樁下端接觸的土壤看作很小的彈性體，然后確認振動參數(shù)；另外，在拔樁作業(yè)時，假設樁與土之間是一種彈性連接，將樁的周圍的土壤看作彈性系數(shù)較小的彈性體。 建立出這種一體的模型，樁和土以某固定頻率而組成振動系統(tǒng)，假設給這種系統(tǒng)以一定的頻率的強制振動，便可引發(fā)樁的共振，這時由于的彈性系數(shù)不大，振動會使它的彈性迅速遭到破壞，從而令土壤的塑性變形，輕易完成沉拔樁。但是，這種振動模型系統(tǒng)，對土質(zhì)有很大的限制，像干燥硬土層或者粘性大的土層時，完成沉拔樁的時間較長。 美國“波

30、大依那”型號打樁機的機理根據(jù)是，將土層當作純塑性變形，將樁當作均質(zhì)的彈性體，然后給樁體施加與樁固有頻率的強制振動，從而引發(fā)樁體產(chǎn)生共振，使樁產(chǎn)生最大程度的伸縮，最后再對樁端施加一定的壓力，讓樁快速沉進地基土中。 振動沉拔樁機主要由樁架和振動樁錘兩大部分構(gòu)成，而振動樁錘對振動沉拔樁機的效果有起著最關鍵的作用。早期的振動樁錘使用電動機來進行驅(qū)動，由于偏心塊固定在軸上，不能進行振動調(diào)頻調(diào)矩。為了滿足不同土壤層所需要的振動頻率和振幅，出現(xiàn)了通過手動調(diào)整固定偏心塊與活動偏心塊之間的夾角來調(diào)偏心力矩，從而實現(xiàn)有級調(diào)整。但由于電機驅(qū)的振動樁錘存在著調(diào)速不方便，因此液壓馬達驅(qū)動的振動樁錘被廣泛使用，它與電動

31、機相比具有調(diào)速方便，體積小，重量輕等優(yōu)點，能夠?qū)崿F(xiàn)無極調(diào)頻調(diào)矩。 第二章 振動打樁機的結(jié)構(gòu)和原理 2.1振動打樁機的結(jié)構(gòu) 一臺完整的振動打樁機由振動樁錘、延伸臂以及挖掘機組成，如下圖2-1所示。 圖 2-1 振動打樁機的結(jié)構(gòu)簡圖 其中振動樁錘由原動機、減振器、激振器以及夾樁器組成。 1.原動機 振動打樁機的動力元件，一般使用異步電機或液壓馬達，要求在強烈的振動狀態(tài)下能可靠的運轉(zhuǎn)，并且要有較高的啟動力矩和過載能力。 1.減振器 減振器包括吊環(huán)、橫梁、豎軸、減振架等機件。減振器固定在振動器上部，在它兩邊各裝有兩根豎軸，每根豎軸上套入壓縮彈簧，

32、上部固定在橫梁上，形成減振裝置。在打樁機沉、拔樁作業(yè)時，由于彈簧的減振效果，振動器發(fā)出的激振力大大減弱，因此很大程度上降低了對樁架的損害、以及對周圍環(huán)境的噪音影響。 2.激振器 激振器主要由電機、箱體、偏心塊、軸、齒輪等件組成。它是整個振動打樁機最主要的構(gòu)件，是動力產(chǎn)生的部分。通常以電機（或液壓馬達）為動力驅(qū)動，使里面的齒輪傳動，帶動齒輪上的的偏心塊旋轉(zhuǎn)，產(chǎn)生上下方向運動的激振力。 3.夾樁器 夾樁器采用剛性連接，裝在激振器的下部。工作時，夾樁器可以將激振器產(chǎn)生的大小和方向變化的激振力，傳遞給它下部夾緊的樁體上，完成沉拔樁作業(yè)。 2.2振動打樁機的工作原理 在激振器中的兩組軸上

33、，裝有幾組質(zhì)量大小相同的固定或活動偏心塊，利用齒輪帶動兩軸上的偏心塊做轉(zhuǎn)速相同，方向相反的回轉(zhuǎn)運動，使它們產(chǎn)生水平方向的離心力相互抵消，垂直方向離心力疊加，從而發(fā)生垂直方向的上下振動（如圖2-2所示）。 通過夾樁器，將產(chǎn)生的振動傳到樁上，使樁發(fā)生共振，從而樁端的土強度減弱，并將端出的土擠開，于是樁周圍的摩擦阻力和端部阻力急劇降低。利用這一原理，打樁時由于樁的地盤反力降低，靠振動樁錘與樁的重量使樁下沉。拔樁時靠起重機等的引拔力將樁拔起。 圖2-2 激振器工作原理簡圖 2.3振動打樁機的振幅 振動打樁機工作時，達到一定的振幅，振動力大于樁周圍土壤的彈性壓力，使樁本身產(chǎn)生大于土壤的破

34、壞力，隨后樁上下沖擊土壤使之下沉。振動打樁機的最小振幅A0由激振器的偏心力矩與機體的質(zhì)量所決定。 A0=MQAQB 式中:M—偏心力矩； QA—機重； QB—為樁重。 在我國路面施工規(guī)范中規(guī)定：對于輕土地基，A0≥7mm；對于其他地基，A0≥1.1 mm。一般情況下，A0采用土壤的貫入標準值N(表2-1)來估算，其估算公式如下： A0=0.8N+1+3 A0=N12+3 A0取上面兩式的平均值，實際振幅應取A=a A0

35、,a=1.25～1.5。 打樁機在作業(yè)時，隨著振幅的增大，打樁的速度不斷加快(如圖2.3所示)，最后趨向于一個極限值A。 表2—1 土壤的貫入標準值 土壤類型 N/mm 比較疏松沙土 0～4 疏松沙土 4～10 密實沙土 10～30 中等密實沙土 30～50 比較密實沙土 ≥50 軟粘土 2～4 中等硬度粘土 4～8 硬度粘土 8～15 較硬粘土 15～30 非常硬粘土 ≥30 圖2-3 沉樁速度與振幅之間的關系 2.4激振頻率 振動打樁機的激振頻率等于偏心塊的旋轉(zhuǎn)角頻率，打樁機沉拔樁依靠激振頻率，破壞樁與土層的摩擦力，一般

36、來說，頻率越高，所產(chǎn)生的激振力越大，土層對樁的阻力就越小。 實際中，振動頻率不會隨激振力的增大而變大，它與振幅一樣，具有一個臨界值。在沉樁工作中，它的起始頻率逐漸增大時，樁在土壤中漸漸下沉，再次增加振動頻率，樁的沉入速度增大，直到頻率臨界值，這時樁與土壤的振幅差值達到最大值，這一臨界的頻率稱為破壞頻率，當再增大激振力時，頻率趨于平穩(wěn)，不會有所增長。因此，沉樁過程中激振頻率應選擇在破壞頻率左右，如表2-2所示，部分土層的最佳頻率參考表。 表2—2 激振頻率參考表 地層類型 最佳激振頻率/ 含飽和水的砂石土 含沙粘土 堅實粘土 含礫石粘土 含沙的礫石土 100～200 90～

37、100 70～75 60～70 50～60 第三章 激振器的設計 3.1偏心塊的設計 偏心塊的材料采用q235鋼，密度為ρ=7.8103kg/m3,整個激振器總共4個質(zhì)量大小相同的偏心塊，兩軸上各2個。 設計的偏心塊形狀如圖2-1，其面積和偏心距的計算公式如下。 圖3-1 偏心塊形狀圖 面積 A=π2R2+r2-πr02A=π2R2+r2-πr02 偏心距 e=112A(C1

38、3-C23) C1=2R C2=2r 式中： R—大圓弧半徑； r—小圓弧半徑； r0—小圓半徑； C1—大圓弧弦長； C1—小圓弧弦長。 設計的激振器激振力F=0～20KN,轉(zhuǎn)速為ω=1500r/min=50πrad/s。取R=100mm,r=60mm,r0=30mm。 激振力的公式： Fmax=emω2=eρABω2 所以偏心塊的厚度：B=50mm；質(zhì)量m=7.9kg；偏心距e=28.21mm。 根據(jù)偏心塊的結(jié)構(gòu)，其尺寸如下圖

39、3-2所示： 圖 3-2偏心塊尺寸圖 使用SolidWorks軟件對上述數(shù)據(jù)驗算，檢測設計是否符和要求。 圖3-3 偏心塊立體圖 密度 = 7800.000 千克 / 立方米 質(zhì)量 = 7.809 千克 體積 = 1001207.699 立方毫米 表面積 = 76030.704 平方毫米 重心 : ( 毫米 ) X = -88.314 Y = 27.180 Z = 25.000 慣性主軸和慣性主力矩: ( 千克 * 平方毫米 ) 由重心決定。 Ix = (0.000, 1.000,

40、 0.000) Px = 13578.492 Iy = (-1.000, 0.000, 0.000) Py = 18877.105 Iz = (0.000, 0.000, 1.000) Pz = 29201.672 慣性張量: ( 千克 * 平方毫米 ) 由重心決定，并且對齊輸出的坐標系。 Lxx = 18877.105 Lxy = 0.000 Lxz = 0.000 Lyx = 0.000 Lyy = 13578.492 Lyz = 0.000 Lzx = 0.000 Lzy

41、= 0.000 Lzz = 29201.672 慣性張量: ( 千克 * 平方毫米 ) 由輸出座標系決定。 Ixx = 29527.269 Ixy = -18745.632 Ixz = -17242.047 Iyx = -18745.632 Iyy = 79368.012 Iyz = 5306.523 Izx = -17242.047 Izy = 5306.523 Izz = 95879.580 由以上數(shù)據(jù)可分析，所設計的參數(shù)合理，可得偏心塊的最大轉(zhuǎn)矩為18.9N.m,質(zhì)量m=7.8kg。 3.2電機的選擇 偏心塊

42、的最大轉(zhuǎn)Tmax=18.9N.m，最大轉(zhuǎn)速為1500r/min,功率P=Tn/9550=2.98KW，查機械設計手冊，可知圓柱直齒輪的傳遞效率η1=0.98，普通V帶傳動效率η2=0.92，滾動軸承η3=0.98，電機功率P1=P/η1η2η3=3.48KW，由［3］查得，電機的型號為Y160M1-8,同步轉(zhuǎn)速為n1=720r/min,機座高度為160mm，軸伸直徑為42mm，長度為110mm。電機的主軸和齒輪軸的傳動比i=n1/n2=750/1500=1：2 3.3激振器齒輪設計 激振器中，偏心塊的主動輪和從動輪由一對齒輪咬合傳動，由于只起到傳遞扭矩的作用，并使主動

43、軸、從動軸以大小相同速，方向相反的速度旋轉(zhuǎn)，所以兩個齒輪的傳動比=從動輪齒數(shù)/主動輪齒數(shù)=主動輪轉(zhuǎn)速/從動輪轉(zhuǎn)速=1:1。 3.3.1齒輪的參數(shù)設計 齒輪結(jié)構(gòu)采用標準圓柱直齒輪，材料選擇45鋼調(diào)質(zhì)230HBS,8級精度，其參數(shù)如下： 兩齒輪的模數(shù)：m=4； 壓力角：α=200； 齒數(shù)：Z=45； 分度圓直徑：d=mZ=180mm； 齒頂高：ha=m=4mm； 齒根高：hf=1.25m=5mm； 齒頂圓直徑：da=m（Z+2）=188mm； 齒根圓直徑：df=m（Z-2.5）=170mm； 齒距：p=πm=12.56mm； 齒厚：πm/2=6.28mm； 齒寬：b=

44、φdd=0.32128≈40； 中心距：a=m（Z1+Z2）/2=180mm。 3.3.3齒輪的受力分析 由于齒輪傳動機構(gòu)一般會加入潤滑，嚙合齒輪之間摩擦力很小，在受力分析時可以忽略不計。 沿嚙合線作用在節(jié)點P的法向荷載Fn垂直于齒面，并將其分解為兩個互相垂直的分力：圓周力Ft與徑向力Fr，如圖3-4所示。 圖3-4齒輪受力分析圖 以上可得： 圓周力：Ft=2T1d1=218.90.180.95=221.1N； 徑向力：Fr=Fttanα=70.6N； 法向力：Fn=Ftcosα=235.2N。 式中： T1—齒輪的轉(zhuǎn)矩，N?m； d1

45、—齒輪的分度圓直徑，mm； α—壓力角，α=200。 由上述可知，主動輪與從動輪上的各力大小相等，方向相反，其中主動輪圓周力與轉(zhuǎn)向相反；徑向力分別指向各自輪心。 3.3.4齒輪的校核 （1）齒根彎曲疲勞強度計算 計算公式： σF=2KTYFaYSaΦdm3Z2≤[σF] 式中： K—為齒輪載荷系數(shù)，K=KAKVKαKβ,其中KA為齒輪使用系數(shù)；KV為動載系數(shù)；Kα為齒間載荷分配系數(shù)；Kβ為齒向荷載分布系數(shù)。 T—齒輪轉(zhuǎn)矩，單位N.m； YFa—齒形系數(shù)，與齒廓形狀有關； YSa—應力校正系數(shù)； φd—齒寬系數(shù)； m—齒輪模數(shù)

46、； Z—齒數(shù)； [σF]—齒根彎曲疲勞許用應力。 根據(jù)所設計的齒輪數(shù)據(jù)，由表［4］可查，取KA=1.35；KV=1.2；Kα=1；Kβ=1.342；YFa=2.32；YSa=1.70；φd=1.417。 所以： σF=5.82Mpa≤330MPa。 齒輪的彎曲疲勞強度符合要求，故校核合理。 （2）齒面接觸疲勞強度計算 計算公式： σH=2.5ZEKFtbd?u+1u≤σH 式中： ZE—彈性影響系數(shù)，單位MPa12； Ft—齒輪圓周力，單位N； b—齒寬，單位mm； d—分度圓直徑，單位mm；

47、 u—嚙合時，兩輪齒廓曲率半徑比與兩輪的直徑或齒數(shù)成正比。 可得： ZE=188.9MPa12 ；Ft=197N；b=40mm；d=108；u=1。 所以： σH=203.68MPa≤470MPa。 齒輪的接觸疲勞強度符合要求，故校核合理。 3.3.5齒輪結(jié)構(gòu)設計 由于齒頂圓da=180mm<200mm，齒輪設計成實心結(jié)構(gòu)齒輪，其形狀尺寸如圖3-5所示。 圖 3-5 齒輪尺寸圖 3.4V帶的設計 1.確認計算功率 取振動打樁機每天工作10小時，根據(jù)表8-7［4］，查得工作情況系數(shù)KA=1.2，則計算功率

48、 Pca=KAP1=1.23.48KW=4.18KW 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)計算功率和電機轉(zhuǎn)速，由圖8-10［4］可知，選擇A型。 3.選擇帶輪的基準直徑以及驗算帶速v 根據(jù)表［4］8-6和表［4］8-8，取小帶輪的槽寬50mm，大帶輪的基準直徑dd1=200mm。帶速的公式 ν=πdd1n601000=7.85m/S 因為5m/s<7.85m/s<30m/s,所以帶速驗算合理。 小齒輪的基準直徑dd2=i dd1=100 4.確認V帶的中心距a和基準長度Ld 一般

49、初選V帶的中心距為 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 初定中心距a0=240mm；由式［4］（8-22），基準長度 Ld0≈2a+π(dd1+dd2)2+π(dd1+dd2)24a0≈1245mm 由表［4］8-2 選擇V帶的基準長度Ld=1220mm 實際中心距 a≈a0+Ld-Ld02=228mm 5.計算小帶輪包角 α1≈1800-dd2-dd157.30a

50、=1550>900 6.計算單根V帶的額定功率 根據(jù)表［4］8-4a，以及dd2=100mm和轉(zhuǎn)速n2=1500r/min,查得小帶輪的功率P0=1.37KW； 由小帶輪與大帶輪的傳動比為2，n2=1500/m，查表［4］8-4b，得單根普通V帶的額定功率的增量△P=0.18KW；再查表［4］8-5和表［4］8-2，得包角修正系數(shù)Kα=0.93,以及帶長修正系數(shù)KL=0.93 額定功率： Pr=P0+△PKαKL=1.34KW 7.計算根數(shù)Z Z=PcaPr

51、=3.12 取Z=4根。 8.帶輪設計 由表［4］8-10可知，bd=11mm；ha=2.75mm；hf=8.7；e=15mm；f=9。大帶輪的寬度b=3.58+411=72mm,大帶輪輪轂直徑r1=42mm，取小輪輪轂的直徑r2=40m，大小帶輪均采用實心式。其中小帶輪的尺寸圖如3-6。 圖 3-6 小帶輪的尺寸圖 3.5激振器軸的設計 激振器的主動軸以及從動軸，材料采用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為250HBS,首先初步估算軸徑。 根據(jù)公式： d≥A0

52、3Pn 式中： A0=110； P=1.77KW； n=1500r/min。 所以，最小軸徑取值dmin=12.1。 3.5.1軸的結(jié)構(gòu)設計 1.主動軸的結(jié)構(gòu)及參數(shù)如下圖3-7，表3-1所示 圖3-7 主動軸結(jié)構(gòu)簡圖 表 3-1 主動軸各部位尺寸 位置 長度（mm） 直徑（mm） 描述 Ⅰ－Ⅱ 100 40 小帶輪安裝處，帶輪長度72mm，直徑40mm，留與箱體臂28mm，其中軸承端蓋的長度為10mm Ⅱ－Ⅲ 30 50 軸承安裝處，軸承長20mm，套筒長10mm Ⅲ－Ⅳ 50 60 偏心塊安

53、裝處，偏心塊Φ60ｘ50 Ⅳ－Ⅴ 120 70 避讓從動軸偏心塊處，直徑Φ70mm，長度50mm+50mm+20mm Ⅴ－Ⅵ 50 60 偏心塊安裝處，偏心塊Φ60ｘ50 Ⅵ－Ⅶ 30 50 軸承配合處，軸承長20mm，套筒長10mm Ⅶ—Ⅷ 64 34 齒輪安裝處，齒輪Φ34ｘ40mm，套筒長24mm 2.從動軸的結(jié)構(gòu)及其參數(shù)如下圖3-8，表3-2所示 圖3-8 從動軸結(jié)構(gòu)簡圖 表 3-1 從動軸各部位尺寸 位置 長度（mm） 直徑（mm） 描述 Ⅰ－Ⅱ 30 50 軸承配合處，軸承長20mm，套筒長10mm Ⅱ－Ⅲ

54、 50 55 過渡段軸肩，避免與主動軸偏心塊相撞 Ⅲ－Ⅳ 100 60 兩個偏心塊安裝處, Φ50ｘΦ50mm，長100mm Ⅳ－Ⅴ 50 55 過渡段軸肩，避免與主動軸偏心塊相撞 Ⅴ－Ⅵ 30 50 軸承配合處，軸承長20mm，套筒長10mm Ⅵ－Ⅶ 64 34 齒輪安裝處，齒輪Φ34ｘ40mm，套筒長24mm 3.5.2主動軸的受力分析及校核 1．主動軸的受力分析如下圖3-9a所示。 圖 3-9 主動軸受力分析圖 2.計算支反力 在水平方向上 Fnh1=Ft5445+170+45=58.1N Fnh2=

55、Ft31445+170+45=337.8N 在垂直方向上 M=0 Fnv1=5000215+500045-100.754260=4939.1N Fnv2=5000215+500045+100.754260=5020.9N 總支反力 F1=Fnh12+Fnv12=4939.4N F2=Fnh22+Fnv22=5022.4N 3.做彎矩圖 在水平方向上，如圖3-9b所示。 MH1=58.1260=15106N?m 在垂直方向上,如圖3-9c所示。 Mv1=4939.145=222259.9N?mm Mv2=Fnv1215-500

56、0170=211906.5N?mm Mv3=Fnv1260-5000215-500045=-15834N?mm 總彎矩，如圖3-9d所示。 M1=151062+222259.92=222772.7N?mm M2=151062+211906.52=212444.2N?mm M3=151062+（-15834）2=21883.9N?mm 扭矩，如圖3-9e所示。 T=15900N?mm 4.校核軸的強度 通常只校核軸上受到最大彎矩和扭矩的部位，根據(jù)3-9彎矩和扭矩圖，可以看出軸的左邊承受的彎矩最大，是軸的危險截面，即取左邊偏心塊中心截面進行校核。

57、 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單向扭轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)切應力，故α=0.6，軸的彎矩強度公式： σca=M2+(αT)2W=222259.92+（0.615900）20.1603=10.3MPa≤σ-1 式中： σca—軸的計算應力，MPa； M—軸受到的彎矩，N?mm； T—軸的扭矩，N?mm； W—軸的抗彎系數(shù)，mm3。 根據(jù)已選軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，查表［4］15-1，得σ-1=70MPa，σca＜σ-1，強度符合要求，所以校核合理。 3.5.3從動軸的受力分析及其校核 1.從動軸受力分

58、析如圖3-10a 圖3-10受力分析圖 2.計算支反力 在水平方向上 Fnh1=Ft54250=60.4N Fnh2=Ft304250=340.1N 在垂直方向上 M=0 Fnv1=25000125-100.754250=4978.4N Fnv2=25000125+100.7304250=5122.5N 總支反力 F1=Fnh12+Fnv12=4978.8N F2=Fnh22+Fnv22=5133.8N 3.做彎矩圖 在水平方向上，如圖3-10b所示。 MH1=60.4250=15100N?m 在垂

59、直方向上,如圖3-10c所示。 Mv1=4978.4125=622300N?mm Mv2=4978.4250-25000125=-5400N?mm 總彎矩，如圖2-10d所示。 M1=151002+6223002=622982.8N?mm M2=151002+（-5400）2=16036.5N?mm 扭矩，如圖3-10e所示。 T=15900N?mm 4.校核軸的強度 通常只校核軸上受到最大彎矩和扭矩的部位，根據(jù)3-10彎矩和扭矩圖，可以看出軸的左邊承受的彎矩最大，是軸的危險截面，即取左邊偏心塊中心截面進行校核。 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單向扭

60、轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)切應力，故α=0.6，軸的彎矩強度公式： σca=M2+(αT)2W=6223002+（0.615900）20.1603=28.8MPa≤σ-1 式中： σca—軸的計算應力，MPa； M—軸受到的彎矩，N?mm； T—軸的扭矩，N?mm； W—軸的抗彎系數(shù)，mm3。 根據(jù)已選軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，查表［4］15-1，得σ-1=70MPa，σca＜σ-1，強度符合要求，所以校核合理。 3.6軸承的選擇 設計的軸主要承受徑向荷載，所以采用向心軸承，又因為在很大激振力的作用

61、下，軸承座的中心線很容易與軸的中心發(fā)生不重合現(xiàn)象，以及軸受力易發(fā)生彎曲，所以使用調(diào)心球軸承。 調(diào)心球軸承的結(jié)構(gòu)由二條滾道的內(nèi)圈和滾道為球面的外圈組成，外圈滾道面的曲率中心與軸承中心一致，所以具有與自動調(diào)心球軸承同樣的調(diào)心功能。在軸、外殼出現(xiàn)撓曲時，可以自動調(diào)整，不增加軸承負擔。 調(diào)心球軸承結(jié)構(gòu)簡圖如下圖3—11所示。 圖3—11調(diào)心球軸承結(jié)構(gòu)簡圖 根據(jù)軸的設計數(shù)據(jù)，其代號為1210型，標準圓柱孔，查軸承手冊［9］，其數(shù)據(jù)信息如下： 基本尺寸：d=50mm；D=90mm；B=20mm。 基本額定荷載：Cr=22.8KN； 重量：0.54kg。 3.6.1計算其額定

62、壽命 額定壽命的計算公式： Ln=10660nftCPε 式中： ft—軸承工作的溫度系數(shù)，設其溫度為120℃，取值1.00； C—軸承基本額定荷載,22.8KN； P—滾動軸承動量荷載，對于只受徑向荷載的軸承，P=Fr，這里P取激振力與齒輪徑向力之和； ε—指數(shù)，對于球軸承，ε=3； n—軸承轉(zhuǎn)速，1500r/min。 所以： Ln=101250h。 3.7鍵連接的校核計算 鍵是一種標準零件，用來實現(xiàn)軸與軸上零件之間的周向固定，來傳遞扭矩。本設計的軸不承受軸向力，故用平鍵連接，其具有結(jié)構(gòu)簡單、

63、裝卸容易、工作可靠等優(yōu)點。 3.7.1鍵的選擇 連接齒輪的軸徑為34mm，從表［4］6-1，查得平鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由于齒輪轂寬度為40mm，故鍵的長度L=40mm(等于或小于輪轂的寬度)。 3.7.2鍵的強度校核 平鍵連接傳遞扭矩時，其受力如下圖3-12。 圖3-12 平鍵受力分析圖 鍵采用普通平鍵連接（靜鏈接）形式，通過受力，可知其主要失效形式兩邊工作面被壓潰，很少會出現(xiàn)a-a截面剪斷，所以校核鍵連接，主要對擠壓應力進行計算。 普通平鍵連接公式： σp=2T103kld≤σp 式中：

64、T—傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm； k—鍵與齒輪鍵槽的接觸高度，k=0.5h，h為鍵的高度,mm； l—平頭鍵的長度,mm； d—軸的直徑mm； σp—許用擠壓應力。 通過查表6-2及計算，σp=5.8MPa<σp=70Mpa，所以鍵鏈接符合要求，校核合理。 3.8箱體的設計 箱體應該滿足的技術(shù)要求： 1.箱體有足夠的強度和剛度，板材良好的機械性能； 2.箱體有良好的工藝性，便于加工和組裝零部件； 3.方便運輸和裝卸。 箱體內(nèi)部裝備簡圖如下圖3-13所示。 圖3-13 箱體內(nèi)部結(jié)構(gòu)裝配圖 第

65、四章 減振器的設計 4.1減振彈簧的結(jié)構(gòu)選擇 減振彈簧采用圓柱螺旋壓縮彈簧，其主要特點為：特性線呈直線，剛度穩(wěn)固，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，多運用于緩沖、減振以及儲能控制運動等。 4.2減振彈簧的選型 通過參考文獻[3]，選取的彈簧型號為：冷卷壓縮彈簧類型，YⅠ代號，其結(jié)構(gòu)形式：上下兩端圈并緊并磨平，支承圈數(shù)，n2=1~5。 4.3減振彈簧的材料及許用應力 根據(jù)彈簧的工作條件，以及承受荷載等因素，彈簧的材料選擇油淬火回火碳素鋼絲B類。根據(jù)表[3]11-2-6，設計彈簧所受的循環(huán)荷載作用次數(shù)在1103~（1106）次以上的Ⅱ類荷載，其許用應力[τ]=（0.4~0.47）σb

66、，其中σb為彈簧鋼絲的抗拉極限強度，根據(jù)表[3]11-2-4，σbmax=1275MPa,則[τ]=0.41275=510MPa。 4.4減振彈簧的剛度計算 剛度計算公式： K=1Z2mωn2 式中： Z=ωωn ω—激振器的角頻率； ωn—減振器的固有角頻率； m—激振器的質(zhì)量，取200kg。 選取隔振系數(shù)η=0.06，則頻率比： Z≥1η=4.08，取Z=5 計算： K=15220050π2/4=49N/mm 4．5減振彈簧的設計參數(shù) 1.彈簧的穩(wěn)態(tài)響應振幅 B=F激K(1-Z2)=500049(1-52)=6mm 2.最大位移 Bmax=5B=30mm 3.彈簧的最小、最大和極限荷載 彈簧的最小變形量 λmin≥0.2B=6.mm,取λmin=30mm