一种振动打桩机的设计

振动打桩机的设计摘要 随着建筑、桥梁以及街道基础设施等对桩要求不断提高，桩工设备进一步的发展有着非常重要的意义。振动打桩机凭借其独特的性能和应用优势，成为了各国的研发重点。振动打桩器是利用机械振动使桩与土壤之间松动，相互的摩擦力减少，达到沉拔桩的作用。本文设计的振动打桩机由液压油通过液压马达驱动，在机械定向式激振器中，两个根轴上相同的两个偏心块，在水平方向力相抵，垂直方向力叠加，产生振动。振动打桩机的结构由减振器、激振器以及夹桩器组成，其具有结构简单、贯入力强、沉桩效率、无污染、低噪音等特点。关键字 振动桩锤，偏心块，减振弹簧，液压夹桩器 ABSTRACT 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 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 directional 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 structure, strong penetration force, pile sinking efficiency, no pollution, low noise.KEY WORD Vibratory pile hammer;Eccentric block; Damping spring; Hydraulic pile clamping device 目录第一章 前 言41.1桩工机械的定义41.2 桩工机械的分类41.2.1落锤式打桩机41.2.2静力沉桩机51.2.3振动打桩机61.3我国桩工机械发展历程61.4我国桩工技术进步的表现方面71.5国外桩工机械的发展状况81.1.3国内外振动打桩机的发展历程8第二章 振动打桩机的结构和原理122.1振动打桩机的结构122.2振动打桩机的工作原理132.3振动打桩机的振幅14第三章 激振器的设计163.1偏心块的设计163.2电机的选择193.3激振器齿轮设计203.3.1齿轮的参数设计203.3.3齿轮的受力分析203.3.4齿轮的校核213.3.5齿轮结构设计223.4V带的设计233.5激振器轴的设计253.5.1轴的结构设计253.5.2主动轴的受力分析及校核273.5.3从动轴的受力分析及其校核2936轴承的选择323.6.1计算其额定寿命333.7键连接的校核计算333.7.1键的选择333.7.2键的强度校核333.8箱体的设计34第四章 减振器的设计354.1减振弹簧的结构选择354.2减振弹簧的选型364.3减振弹簧的材料及许用应力364.4减振弹簧的刚度计算364.5减振弹簧的设计参数364.6减振弹簧的设计计算374-7悬挂横梁的设计40第五章 夹桩器的设计405.1夹桩器的设计原理405.2液压缸的设计415.3夹头钳设计41结论42致谢43参考文献43第一章 前 言1.1桩工机械的定义桩工机械是运用在建筑、桥梁、街道等各种工程施工中，桩基、地基改良加固；地下连续墙挡土；地下连续墙防渗等施工的重要机械设备，它的作用是把各类桩打入土中，来提高基础的承载能力。桩工机械一般由打桩锤与桩架两部分组成。除了专用桩架外，还可以在挖掘机中悬挂设置上布置桩架。1.2 桩工机械的分类根据施工设备的不同，把桩机分为落锤式桩机、静压桩机和振动桩机。1.2.1落锤式打桩机 落锤式打桩机由打桩锤、桩架以及附属设备构成，工作时，桩架旁边的卷扬机，起吊桩架上的桩锤，提升一定的高度，利用重力或者冲击力，沿着两根导杆组成的导向架落下，打击在桩上，实现打桩任务。按照桩锤的运动动力来源，又可分为重力锤、汽锤、柴油锤、液压锤等。1）重力锤打桩机 桩锤是钢铁质重块，通过卷扬机用吊钩提起，脱落后，利用自身重力，在导向架上，做自由落体运动，打击在桩上。其优点是结构简单，造价便宜；缺点是由重力产生的打击力度小。2）汽锤打桩机桩锤由一个锤头和一个锤底座构成，用蒸汽或压缩空气作为驱动力，分为单动汽锤和双动汽锤两种。单动汽锤的锤头内部由柱塞或者气缸组成，燃烧蒸汽，驱动柱塞或气缸，使锤头上升，接着停止驱动桩锤，令它沿着桩架上的导杆，自由下落进行打桩。区别于单动汽锤的不同，双动汽锤则以增重的柱塞作为锤头，同时还以汽缸作为锤座，工作时，蒸汽驱动有柱塞的锤头提升，一定高度后，接着驱动气缸锤座快速向下打击桩。由于双动汽锤，利用了蒸汽动力以及自身重力，所以它上下升降的速度快,频率高,同时在桩贯入地层时，发生振动，减少与土壤的摩擦阻力，打桩效果好。汽锤的缺点是使用不便，基本遭遇淘汰。3）柴油锤打桩机桩锤由汽缸和柱塞组成，其工作原理，在气缸内，燃烧雾化柴油，达到一定的高温高压后，气缸内发生燃爆产生强大的压力，以及自身的重力作用下，产生强大的冲击力进行打桩，由柴油转化为机械能，在剧烈的冲击下，使土壤对桩的摩擦力减弱，两者之间的静态平衡破坏，完成沉桩入土的作业。柴油锤在打桩中具有高效的优点，但由于其工作过程中，冲击力产生的噪声过大、以及柴油燃爆给环境带来的污染，诸多因素，使柴油锤在现代桩工机械中的使用程度大大降低，逐渐被其他类型的桩机所取代。4）液压锤打桩机液压锤打桩机通过柴油真作为启动，以油液压为动力，打桩时，液压锤可以通过液压流量的大小，产生合适的冲击力，对不同土质层进行打桩，是一种热门新型的打桩机。液压锤打桩机传递能量的效率一般可以达到75%95%，是柴油锤打桩机传递传递效率的3、4倍，同时液压锤打桩机在打桩时能够比较准确控制冲击力，适合不同环境的打桩作业；另外使用液压油作为驱动，在打桩机运作时，液压锤打桩机产生的污染、振动、噪声降低，很适合城市的施工需求。1.2.2静力沉桩机其工作原理是利用压桩机自身重力以及其他配重，即静压力，把桩逐段沉压进土壤。这种沉桩的方法，可以很大程度减少钢筋和混凝土的使用，降低造价，一般来说使用的混泥土的强度，可以降低12等级，采用的刚筋与锤击桩锤相比，可以节省40%左右；同时在施工时，没有噪音、振动以及污染，对环境没有干扰，适用于软土地区、城市等桩基础工程。但是它的沉桩效率很低，并且对土质要求有很大的限制。1.2.3振动打桩机一般由偏心块或偏心轮组成的激振体，通过回旋转动，纵向上下振动，产生强大的激振力，使突然与桩锤达到共振频率，从而降低两者之间的阻力，将桩沉入地下。振动打桩机的它的优点是产生的噪声小，对环境污染小，同时，振动频率高，工作效率也体高，另外它的机构简单、重量轻，工程造价低。该方法主要应用于各类钢板桩和钢管桩的沉拔作业，也可以用于混凝土桩施工。振动打桩机按动力可分为电动振动打桩机和液压振动打桩机。1.3我国桩工机械发展历程1949年前，我国几乎没有桩工机械产业。1950年1953年期间，我国的基础施工都是使用建国前从国外进口的旧式蒸气打桩机和大笨重的落锤。1953年1957年，由于国家重点项目工程的需要，我国开始仿制国外310t单作用和双作用蒸气式打桩机以及原苏联的系列振动桩锤，进入以仿制为主的桩工制造业时代。厂家都是施工部门的修配厂，当时还没有建立专业的桩工机械工厂，都靠施工部门的修配厂提供机械生产，所以说50年代是我国桩工机械行业的萌牙阶段。60年代初，我国成立了工程机械局，将上海电机厂改为上海工程机械厂，专业生产桩工机械，这是我国第一家专业生产的桩工的机械厂。还把一机部建筑机械研究所第二研究室定为桩工机械研究室，开启了我国自行研制桩工机械的成长时期。 70年代是我国打桩机械行业的发展时期，期间建立了打桩机械行业集团，打桩机械行业有10多个生产企业，可生产四大类，30多个品种，年产量超过500台。1984年，我国成立了建筑桩工机械分会，有桩工机械行业制造工厂达到20家，全国各地知名的工业大学，也陆续从事对桩工机械的各种研究，此时国内生产的产品的大类、品种、规格、型号比上个年代，增加了一倍有余。这昭示着我国桩工机械进入了逐步强大的时期。90年代，我国行业制造企业已经壮大了到30余家，并成立各种研究所，科研设计的新技术。当时能生产400多种规格、型号的桩工机械产品，销售超过6亿元。此时是我国桩工机械快速发展时期。到了21世纪，随着我国各项基础设施建设和建筑建设的迅猛发展，桩基工程机械制造行业市场得到了空前的快速发展，已经形成了数十家专业生产企业和数百个产品型号的规模。1.4我国桩工技术进步的表现方面我国的桩工机械制造水平经历了由低到高的发展历程，几十年来，桩工机械的技术进步主要表现在以下几个方面：1.研发新产品，逐步实现了产品系列化目前，柴油锤与气缸，风冷和水冷缸导杆型三系列共31规格；振动桩锤系列，引进生产系列，液压可调偏心距系列，有47种规格；液压锤有一种系列的共3个型号规格；压桩机有一种系列的11个规格；长螺旋钻孔机有7种型号的系列;潜式钻井机4种规格的系列。2.采用先进技术，桩工产品上升了一个新的层次采用了先进的技术，如液压传动，以及先进的设计工具，如计算机辅助设计，产品已达到国外在80年代末和90年代初的技术水平。在桩工机械产品中，履带底盘三支点桩架，液压打桩锤，步履式桩架，旋挖钻机，等夹紧机构，都采用了液压驱动。为了适应施工在不同的地质环境，建设部研制出系列液压可调偏心矩振动锤，激振力可以从0调至上百吨，幅度有可能由0调至20mm。此类桩机已被广泛应用在许多地基基础施工方面。1996年胜利油田与长沙机械研究院合作，采用耐振电机和变频调速的技术，研制了振动锤，工作功率达600k以上，这是国内第一个超大型的电动振动桩锤。由于国内的桩工机械产品普遍使用了液压传动、机械振动、调频调速等的先进技术，相当于国外90年代初的水平。3.研制了具有中国特点的桩工机械根据国内地质的情况，有很多软土地区，为了能在软土地区内进行打桩施工，并减少施工污染，一般的桩机满足不了施工要求。在1970年，我国成功制造出了锚桩平衡反力型的压桩机，可同时压下二个桩，单桩压力可达160t,随后又成功研制出预制混凝土桩单桩液压重平衡后热压机，该桩机性能好、无空气污染、无噪音、无震动等优点。液压步履式桩架也具有我们自己的桩工机械的特色，采用新颖的结构原理，接地比压低，性能好，可以直线走动，也可以旋转，是一种结构简单，成本相对较低，操作方便省力的桩机。技术适用于可靠桩架的性能，目前也已批量生产。它被广泛应用在桩基础施工。1.5国外桩工机械的发展状况世界上桩工机械的生产国主要美国、德国、意大利、日本、荷兰和俄罗斯等。在这些国家中，振动桩锤广泛适用于各种工业建筑工程上，如桥梁的建设、水电站建设等。日本生产振动桩锤的历史有30多年，其生产的高频率振动的桩锤包括NVH-10型、NVH-20型和NLP20120型等俄罗斯生产的振动桩锤也有20多种，频率范围在5Hz29Hz、激振力在80KN3000KN。 国外能大量柴油桩锤的国家有日本、德国、美国、英国等，主要制造厂家有MKT、三菱重工、BSP等。生产的柴油锤打击力范围在12500KN.m272000KN.m，其中日本的大型柴油锤有150多，德国有200多台。 接着，极具打击力度、且无噪声无公害的液压桩锤，取代了汽动桩锤和拆由桩锤。荷兰生产6种型号的液压锤，打击力范围在105KN.m11105KN.m；德国Menck公司相继生产陆地使用的和海洋使用的液压锤系列有10多种；英国BSP公司生产重量在3t5t的液压锤；另外日本土木研究所生产各种无噪声的液压锤，同时也生产各种旋转钻孔机，其功率在60KW以上，最大可达260KW。国外桩工机械的发展趋向于电液一体化、无害、高效节能的方向，技术水平越来越高。1.1.3国内外振动打桩机的发展历程振动打桩机是随着机械振动的发展而产生的，两位日本科学家，曾在一载荷板上安装了激振器，进行振动机械模型试验，结果发现载荷板在振动的作用下沉入土壤，从而发现了激振作用下，可以减少物体间颗粒的摩擦，这就是土壤的“液化”现象，利用这原理生产出了振动打桩机。1934年俄罗斯的Barka教授首先这一原理应用到项目的建设中，他将一个振动器安装在钢管桩和桩振动，结果只用了0.10.25静桩力就把桩拉出，基于这个原理，研制出了振动打桩机。 然而，苏联广泛使用振动打桩机发生在二次世界大战后。苏联振动打桩机分为以H型钢桩，板桩材料为主的BT型，V型，VP型和VP型。1950年俄国铁路技术研究所泰塔尔尼可夫博士将振动打桩机改进成VP型，此型号分为几十种，仅需振动就能将通常的土层，沉入深度20m 以内；而对于深度20m 25m 的土层，需清掉钢管内的堆土才能沉入；对25m 以上要用送气法进行沉入。1957年，振动打桩机用于我国武汉长江大桥的桩工建设工程，并用时12个月完成完成了深达30-76m的管桩沉入的工程，所以受到了国际上广泛的关注目光。同时期，我国尝试研制了苏制BII1 型振动打桩机，成为那时激振力最大的振动桩锤。1960年 ，在建设南京长江大桥，我国又研制了中250大型的振动打桩机，能将3.6预制离得混泥土沉入地底，激振力达到250KN。在过去10年中，由于石油工程和桥梁工程需求，大型振动桩锤的发展有新的进展，其中最引人注目的就是北京与浙江机械厂联合开发的DZJ 系列振动打桩机，激振力的已经达到1800kN，电机功率240千。它们由于所用的偏心扭矩液压调节装置，以起始动力为零，利用一三角起动，对电网的影响非常小，深受用户的喜爱。基于振动桩工机械具备优异的技术性，特别是拔桩更效率，苏联研制的振动沉桩施工技术具有全球重要影响力，很大程度促进了波兰，法国，德国，美国和日本等各国的振动桩工机械发展，如西德的西恩克制造公司研制出了以沉入和拔出预制桩为主要目的的振动桩锤；拔出钢管桩的振动桩工机械；法国的曾尔.诺尔曼迪机械公司制造了可以使桩同时产生上下振动和圆周运动的振动桩锤，还制造了撞击式打桩机，这种沉拔桩机，可以沉入长度25m，直径500700m的钢管桩。美国著名机械公司研制的“波大依那”振动打桩机，这种振动打桩机在0.783.26分的短时间内，可以将前端封闭、直径300mm、长21m的钢管桩沉入地底，或者超过3分钟的时间，把前端封闭、直径为900mm、长17m的钢管桩打入地下，因此引起全世界的目光。由于这种振动打桩机的工作频率，利用以6000r/min的高频率，与钢管固有频率接近，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的汽油发动机作为动力源。1906年日本东洋棉花公司进口苏联的一种VP-1型振动沉桩机，标志着日本进入振动桩工发展的开端。当时，第一次从俄罗斯购买的30 台振动打桩机，短期内就已经销售出去，在这种高利润的回报效果的刺激之下，首先大发工业公司投资开始研制，接着日平产业公司、三菱重工业、丰田机械厂等超过十多家大小的制造公司陆续进入生产，从此拉开了日本振动桩机的发展的序幕。由于日本是个资源匮乏的国家，它发展的产业以小型机械制造厂为主，制造功率维持在1530HP之间，它所生产的振动打桩机采用400一800rPm 的激振不高的频率，故而只适用于打入78m上下的短板桩，这种振动打桩机因为振动节能的原因，同样受到众多企业的欢迎。但是，制约于这种打桩机功率小，难以沉入H型钢和钢管的支撑桩，同时不能拔出大型机械工程所用的长桩钢也。为了满足生产的需求，日本制造工业开始研制对桩施加振动力和振动冲击的技术，最终取得成功，将原来靠强制振动难以拔出的钢桩，利用新技术能够顺利拔出。丰田机械公式根据日本机械产业现有的设计理念，最终研制出了振动冲击式打桩机。两大公司产品的区别在于，日平产业是利用空气垫储蓄向下运动能，用来增加向上运动能，达到增加冲击力的效果，而丰田机械利用橡胶垫来增大运动能。关于振动冲击打桩机，日本的研究人员的想法是，假如能让预制桩和打桩机处于相同的冲击频率，然后桩机与状体产生共振，大大提高沉拔桩效果。但是，在实际中，很那做到与它具有相同的冲击频率，只能做到是它的倍数，再通过振动打桩机上的控制装置，将倍数频率转变为冲击力，从而增加冲击力。影响振动打桩机打桩的效果问题，在桩体将强制振动不能有效的传递给土壤，从而令土层振动，内部分子颗粒发生变化，来减小了对桩的阻力。这样的结果就是振动难以令土壤层产生改变，桩和土层接触还是固体之间的摩擦，或者是粘接，所以利用冲击法，才能有效的打入桩。当然，这样的具有高黏土系数的土质，在特殊地形才有遇到，一般的土质，凭借振动的效果就可以令土壤改变自身的物理特性，可是重要的问题是，怎样选定满足土壤产生变化的振动参数。基于这些问题，日本的研究人员，一致认为振动冲击式打桩机有良好的拔桩效果外，在实际的工作范围上有很大的局限性。与我国桩工机械发展的历程一样，19061946年的日本都是依靠仿制进口振动打桩机，经过几年的发展和积累，对振动打桩机的贯入能力作了很多试验，并获得了不错的成效。比如三菱重工生产的的V5型的振动桩机，在日本琵琶湖大桥的建造过程中，将150余根，直径在1.21.5m，长达30多m的大口径钢管桩，沉入地下作为桥墩的支撑基础。另外建调神户株式会社自主生产的KM212000型振动桩机，用时57分钟，把直径480 mm，长约29m的前端封闭钢管桩沉入至50N值以上土质层2m深的地方。早期对振动打桩机研究重点，着重于振动打桩机自身的振动参数对沉拔桩功效的影响，建立出许多桩土系列的振动系统模型，通过这些建立的系统模型来确定振动沉拔桩机的各种参数。例如在1996年，日本建调神户株式会社生产的振动桩机，是把桩体看作一个均质的弹性体模型，再将桩下端接触的土壤看作很小的弹性体，然后确认振动参数；另外，在拔桩作业时，假设桩与土之间是一种弹性连接，将桩的周围的土壤看作弹性系数较小的弹性体。建立出这种一体的模型，桩和土以某固定频率而组成振动系统，假设给这种系统以一定的频率的强制振动，便可引发桩的共振，这时由于的弹性系数不大，振动会使它的弹性迅速遭到破坏，从而令土壤的塑性变形，轻易完成沉拔桩。但是，这种振动模型系统，对土质有很大的限制，像干燥硬土层或者粘性大的土层时，完成沉拔桩的时间较长。美国“波大依那”型号打桩机的机理根据是，将土层当作纯塑性变形，将桩当作均质的弹性体，然后给桩体施加与桩固有频率的强制振动，从而引发桩体产生共振，使桩产生最大程度的伸缩，最后再对桩端施加一定的压力，让桩快速沉进地基土中。振动沉拔桩机主要由桩架和振动桩锤两大部分构成，而振动桩锤对振动沉拔桩机的效果有起着最关键的作用。早期的振动桩锤使用电动机来进行驱动，由于偏心块固定在轴上，不能进行振动调频调矩。为了满足不同土壤层所需要的振动频率和振幅，出现了通过手动调整固定偏心块与活动偏心块之间的夹角来调偏心力矩，从而实现有级调整。但由于电机驱的振动桩锤存在着调速不方便，因此液压马达驱动的振动桩锤被广泛使用，它与电动机相比具有调速方便，体积小，重量轻等优点，能够实现无极调频调矩。第二章 振动打桩机的结构和原理2.1振动打桩机的结构一台完整的振动打桩机由振动桩锤、延伸臂以及挖掘机组成，如下图2-1所示。图 2-1 振动打桩机的结构简图其中振动桩锤由原动机、减振器、激振器以及夹桩器组成。1.原动机 振动打桩机的动力元件，一般使用异步电机或液压马达，要求在强烈的振动状态下能可靠的运转，并且要有较高的启动力矩和过载能力。1.减振器 减振器包括吊环、横梁、竖轴、减振架等机件。减振器固定在振动器上部，在它两边各装有两根竖轴，每根竖轴上套入压缩弹簧，上部固定在横梁上，形成减振装置。在打桩机沉、拔桩作业时，由于弹簧的减振效果，振动器发出的激振力大大减弱，因此很大程度上降低了对桩架的损害、以及对周围环境的噪音影响。2.激振器 激振器主要由电机、箱体、偏心块、轴、齿轮等件组成。它是整个振动打桩机最主要的构件，是动力产生的部分。通常以电机（或液压马达）为动力驱动，使里面的齿轮传动，带动齿轮上的的偏心块旋转，产生上下方向运动的激振力。3.夹桩器 夹桩器采用刚性连接，装在激振器的下部。工作时，夹桩器可以将激振器产生的大小和方向变化的激振力，传递给它下部夹紧的桩体上，完成沉拔桩作业。2.2振动打桩机的工作原理在激振器中的两组轴上，装有几组质量大小相同的固定或活动偏心块，利用齿轮带动两轴上的偏心块做转速相同，方向相反的回转运动，使它们产生水平方向的离心力相互抵消，垂直方向离心力叠加，从而发生垂直方向的上下振动（如图2-2所示）。通过夹桩器，将产生的振动传到桩上，使桩发生共振，从而桩端的土强度减弱，并将端出的土挤开，于是桩周围的摩擦阻力和端部阻力急剧降低。利用这一原理，打桩时由于桩的地盘反力降低，靠振动桩锤与桩的重量使桩下沉。拔桩时靠起重机等的引拔力将桩拔起。图2-2 激振器工作原理简图2.3振动打桩机的振幅振动打桩机工作时，达到一定的振幅，振动力大于桩周围土壤的弹性压力，使桩本身产生大于土壤的破坏力，随后桩上下冲击土壤使之下沉。振动打桩机的最小振幅A0由激振器的偏心力矩与机体的质量所决定。 A0=MQAQB式中:M偏心力矩； QA机重；QB为桩重。在我国路面施工规范中规定：对于轻土地基，A07mm；对于其他地基，A01.1 mm。一般情况下，A0采用土壤的贯入标准值N(表2-1)来估算，其估算公式如下： A0=0.8N+1+3 A0=N12+3A0取上面两式的平均值，实际振幅应取A=a A0,a=1.251.5。打桩机在作业时，随着振幅的增大，打桩的速度不断加快(如图2.3所示)，最后趋向于一个极限值A。表21 土壤的贯入标准值土壤类型N/mm比较疏松沙土04疏松沙土410密实沙土1030中等密实沙土3050比较密实沙土50软粘土24中等硬度粘土48硬度粘土815较硬粘土1530非常硬粘土30图2-3 沉桩速度与振幅之间的关系2.4激振频率振动打桩机的激振频率等于偏心块的旋转角频率，打桩机沉拔桩依靠激振频率，破坏桩与土层的摩擦力，一般来说，频率越高，所产生的激振力越大，土层对桩的阻力就越小。实际中，振动频率不会随激振力的增大而变大，它与振幅一样，具有一个临界值。在沉桩工作中，它的起始频率逐渐增大时，桩在土壤中渐渐下沉，再次增加振动频率，桩的沉入速度增大，直到频率临界值，这时桩与土壤的振幅差值达到最大值，这一临界的频率称为破坏频率，当再增大激振力时，频率趋于平稳，不会有所增长。因此，沉桩过程中激振频率应选择在破坏频率左右，如表2-2所示，部分土层的最佳频率参考表。表22 激振频率参考表地层类型最佳激振频率/含饱和水的砂石土含沙粘土坚实粘土含砾石粘土含沙的砾石土10020090100707560705060第三章 激振器的设计3.1偏心块的设计偏心块的材料采用q235钢，密度为=7.8103kg/m3,整个激振器总共4个质量大小相同的偏心块，两轴上各2个。设计的偏心块形状如图2-1，其面积和偏心距的计算公式如下。 图3-1 偏心块形状图面积A=2R2+r2-r02A=2R2+r2-r02 偏心距 e=112A(C13-C23) C1=2R C2=2r式中： R大圆弧半径； r小圆弧半径； r0小圆半径； C1大圆弧弦长； C1小圆弧弦长。设计的激振器激振力F=020KN,转速为=1500r/min=50rad/s。取R=100mm,r=60mm,r0=30mm。激振力的公式： Fmax=em2=eAB2 所以偏心块的厚度：B=50mm；质量m=7.9kg；偏心距e=28.21mm。根据偏心块的结构，其尺寸如下图3-2所示：图 3-2偏心块尺寸图使用SolidWorks软件对上述数据验算，检测设计是否符和要求。图3-3 偏心块立体图密度 = 7800.000 千克 / 立方米质量 = 7.809 千克体积 = 1001207.699 立方毫米表面积 = 76030.704 平方毫米重心 : ( 毫米 ) X = -88.314 Y = 27.180 Z = 25.000惯性主轴和惯性主力矩: ( 千克 * 平方毫米 )由重心决定。 Ix = (0.000, 1.000, 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惯性张量: ( 千克 * 平方毫米 )由重心决定，并且对齐输出的坐标系。 Lxx = 18877.105Lxy = 0.000 Lxz = 0.000 Lyx = 0.000Lyy = 13578.492 Lyz = 0.000 Lzx = 0.000Lzy = 0.000 Lzz = 29201.672惯性张量: ( 千克 * 平方毫米 )由输出座标系决定。 Ixx = 29527.269Ixy = -18745.632 Ixz = -17242.047 Iyx = -18745.632Iyy = 79368.012Iyz = 5306.523 Izx = -17242.047Izy = 5306.523Izz = 95879.580由以上数据可分析，所设计的参数合理，可得偏心块的最大转矩为18.9N.m,质量m=7.8kg。3.2电机的选择偏心块的最大转Tmax=18.9N.m，最大转速为1500r/min,功率P=Tn/9550=2.98KW，查机械设计手册，可知圆柱直齿轮的传递效率1=0.98，普通V带传动效率2=0.92，滚动轴承3=0.98，电机功率P1=P/123=3.48KW，由3查得，电机的型号为Y160M1-8,同步转速为n1=720r/min,机座高度为160mm，轴伸直径为42mm，长度为110mm。电机的主轴和齿轮轴的传动比i=n1/n2=750/1500=1：2 3.3激振器齿轮设计激振器中，偏心块的主动轮和从动轮由一对齿轮咬合传动，由于只起到传递扭矩的作用，并使主动轴、从动轴以大小相同速，方向相反的速度旋转，所以两个齿轮的传动比=从动轮齿数/主动轮齿数=主动轮转速/从动轮转速=1:1。3.3.1齿轮的参数设计齿轮结构采用标准圆柱直齿轮，材料选择45钢调质230HBS,8级精度，其参数如下：两齿轮的模数：m=4；压力角：=200；齿数：Z=45；分度圆直径：d=mZ=180mm；齿顶高：ha=m=4mm；齿根高：hf=1.25m=5mm；齿顶圆直径：da=m（Z+2）=188mm；齿根圆直径：df=m（Z-2.5）=170mm；齿距：p=m=12.56mm；齿厚：m/2=6.28mm；齿宽：b=dd=0.3212840；中心距：a=m（Z1+Z2）/2=180mm。3.3.3齿轮的受力分析由于齿轮传动机构一般会加入润滑，啮合齿轮之间摩擦力很小，在受力分析时可以忽略不计。沿啮合线作用在节点P的法向荷载Fn垂直于齿面，并将其分解为两个互相垂直的分力：圆周力Ft与径向力Fr，如图3-4所示。图3-4齿轮受力分析图以上可得：圆周力：Ft=2T1d1=218.90.180.95=221.1N；径向力：Fr=Fttan=70.6N；法向力：Fn=Ftcos=235.2N。 式中： T1齿轮的转矩，Nm； d1齿轮的分度圆直径，mm； 压力角，=200。由上述可知，主动轮与从动轮上的各力大小相等，方向相反，其中主动轮圆周力与转向相反；径向力分别指向各自轮心。3.3.4齿轮的校核（1）齿根弯曲疲劳强度计算 计算公式： F=2KTYFaYSadm3Z2F 式中：K为齿轮载荷系数，K=KAKVKK,其中KA为齿轮使用系数；KV为动载系数；K为齿间载荷分配系数；K为齿向荷载分布系数。T齿轮转矩，单位N.m；YFa齿形系数，与齿廓形状有关；YSa应力校正系数；d齿宽系数；m齿轮模数；Z齿数；F齿根弯曲疲劳许用应力。根据所设计的齿轮数据，由表4可查，取KA=1.35；KV=1.2；K=1；K=1.342；YFa=2.32；YSa=1.70；d=1.417。所以： F=5.82Mpa330MPa。齿轮的弯曲疲劳强度符合要求，故校核合理。（2）齿面接触疲劳强度计算 计算公式： H=2.5ZEKFtbdu+1uH 式中： ZE弹性影响系数，单位MPa12； Ft齿轮圆周力，单位N； b齿宽，单位mm； d分度圆直径，单位mm； u啮合时，两轮齿廓曲率半径比与两轮的直径或齿数成正比。 可得： ZE=188.9MPa12 ；Ft=197N；b=40mm；d=108；u=1。 所以： H=203.68MPa470MPa。 齿轮的接触疲劳强度符合要求，故校核合理。3.3.5齿轮结构设计由于齿顶圆da=180mm200mm，齿轮设计成实心结构齿轮，其形状尺寸如图3-5所示。图 3-5 齿轮尺寸图3.4V带的设计1.确认计算功率 取振动打桩机每天工作10小时，根据表8-74，查得工作情况系数KA=1.2，则计算功率 Pca=KAP1=1.23.48KW=4.18KW 2.选择V带的带型根据计算功率和电机转速，由图8-104可知，选择A型。 3.选择带轮的基准直径以及验算带速v根据表48-6和表48-8，取小带轮的槽宽50mm，大带轮的基准直径dd1=200mm。带速的公式 =dd1n601000=7.85m/S因为5m/s7.85m/s900 6.计算单根V带的额定功率根据表48-4a，以及dd2=100mm和转速n2=1500r/min,查得小带轮的功率P0=1.37KW； 由小带轮与大带轮的传动比为2，n2=1500/m，查表48-4b，得单根普通V带的额定功率的增量P=0.18KW；再查表48-5和表48-2，得包角修正系数K=0.93,以及带长修正系数KL=0.93额定功率： Pr=P0+PKKL=1.34KW7.计算根数Z Z=PcaPr=3.12取Z=4根。8.带轮设计由表48-10可知，bd=11mm；ha=2.75mm；hf=8.7；e=15mm；f=9。大带轮的宽度b=3.58+411=72mm,大带轮轮毂直径r1=42mm，取小轮轮毂的直径r2=40m，大小带轮均采用实心式。其中小带轮的尺寸图如3-6。 图 3-6 小带轮的尺寸图3.5激振器轴的设计 激振器的主动轴以及从动轴，材料采用40Cr，调质处理，硬度为250HBS,首先初步估算轴径。根据公式： dA03Pn式中： A0=110； P=1.77KW； n=1500r/min。所以，最小轴径取值dmin=12.1。3.5.1轴的结构设计1.主动轴的结构及参数如下图3-7，表3-1所示图3-7 主动轴结构简图表 3-1 主动轴各部位尺寸位置长度（mm）直径（mm）描述10040小带轮安装处，带轮长度72mm，直径40mm，留与箱体臂28mm，其中轴承端盖的长度为10mm3050轴承安装处，轴承长20mm，套筒长10mm5060偏心块安装处，偏心块605012070避让从动轴偏心块处，直径70mm，长度50mm+50mm+20mm5060偏心块安装处，偏心块60503050轴承配合处，轴承长20mm，套筒长10mm6434齿轮安装处，齿轮3440mm，套筒长24mm2.从动轴的结构及其参数如下图3-8，表3-2所示图3-8 从动轴结构简图表 3-1 从动轴各部位尺寸位置长度（mm）直径（mm）描述3050轴承配合处，轴承长20mm，套筒长10mm5055过渡段轴肩，避免与主动轴偏心块相撞10060两个偏心块安装处, 5050mm，长100mm5055过渡段轴肩，避免与主动轴偏心块相撞3050轴承配合处，轴承长20mm，套筒长10mm6434齿轮安装处，齿轮3440mm，套筒长24mm3.5.2主动轴的受力分析及校核1主动轴的受力分析如下图3-9a所示。图 3-9 主动轴受力分析图2.计算支反力在水平方向上 Fnh1=Ft5445+170+45=58.1N Fnh2=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 总支反力 F1=Fnh12+Fnv12=4939.4N F2=Fnh22+Fnv22=5022.4N3.做弯矩图在水平方向上，如图3-9b所示。 MH1=58.1260=15106Nm在垂直方向上,如图3-9c所示。 Mv1=4939.145=222259.9Nmm Mv2=Fnv1215-5000170=211906.5Nmm Mv3=Fnv1260-5000215-500045=-15834Nmm 总弯矩，如图3-9d所示。 M1=151062+222259.92=222772.7Nmm M2=151062+211906.52=212444.2Nmm M3=151062+（-15834）2=21883.9Nmm 扭矩，如图3-9e所示。 T=15900Nmm 4.校核轴的强度 通常只校核轴上受到最大弯矩和扭矩的部位，根据3-9弯矩和扭矩图，可以看出轴的左边承受的弯矩最大，是轴的危险截面，即取左边偏心块中心截面进行校核。根据以上数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环切应力，故=0.6，轴的弯矩强度公式： ca=M2+(T)2W=222259.92+（0.615900）20.1603=10.3MPa-1 式中： ca轴的计算应力，MPa； M轴受到的弯矩，Nmm； T轴的扭矩，Nmm； W轴的抗弯系数，mm3。 根据已选轴的材料为40Cr,调质处理，查表415-1，得-1=70MPa，ca-1，强度符合要求，所以校核合理。3.5.3从动轴的受力分析及其校核1.从动轴受力分析如图3-10a图3-10受力分析图2.计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 总支反力 F1=Fnh12+Fnv12=4978.8N F2=Fnh22+Fnv22=5133.8N3.做弯矩图在水平方向上，如图3-10b所示。 MH1=60.4250=15100Nm在垂直方向上,如图3-10c所示。 Mv1=4978.4125=622300Nmm Mv2=4978.4250-25000125=-5400Nmm 总弯矩，如图2-10d所示。 M1=151002+6223002=622982.8Nmm M2=151002+（-5400）2=16036.5Nmm 扭矩，如图3-10e所示。 T=15900Nmm 4.校核轴的强度 通常只校核轴上受到最大弯矩和扭矩的部位，根据3-10弯矩和扭矩图，可以看出轴的左边承受的弯矩最大，是轴的危险截面，即取左边偏心块中心截面进行校核。根据以上数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环切应力，故=0.6，轴的弯矩强度公式： ca=M2+(T)2W=6223002+（0.615900）20.1603=28.8MPa-1 式中： ca轴的计算应力，MPa； M轴受到的弯矩，Nmm； T轴的扭矩，Nmm； W轴的抗弯系数，mm3。 根据已选轴的材料为40Cr,调质处理，查表415-1，得-1=70MPa，ca-1，强度符合要求，所以校核合理。3.6轴承的选择设计的轴主要承受径向荷载，所以采用向心轴承，又因为在很大激振力的作用下，轴承座的中心线很容易与轴的中心发生不重合现象，以及轴受力易发生弯曲，所以使用调心球轴承。调心球轴承的结构由二条滚道的内圈和滚道为球面的外圈组成，外圈滚道面的曲率中心与轴承中心一致，所以具有与自动调心球轴承同样的调心功能。在轴、外壳出现挠曲时，可以自动调整，不增加轴承负担。调心球轴承结构简图如下图311所示。图311调心球轴承结构简图根据轴的设计数据，其代号为1210型，标准圆柱孔，查轴承手册9，其数据信息如下：基本尺寸：d=50mm；D=90mm；B=20mm。基本额定荷载：Cr=22.8KN；重量：0.54kg。3.6.1计算其额定寿命额定寿命的计算公式： Ln=10660nftCP式中： ft轴承工作的温度系数，设其温度为120，取值1.00； C轴承基本额定荷载,22.8KN； P滚动轴承动量荷载，对于只受径向荷载的轴承，P=Fr，这里P取激振力与齿轮径向力之和； 指数，对于球轴承，=3； n轴承转速，1500r/min。所以： Ln=101250h。3.7键连接的校核计算键是一种标准零件，用来实现轴与轴上零件之间的周向固定，来传递扭矩。本设计的轴不承受轴向力，故用平键连接，其具有结构简单、装卸容易、工作可靠等优点。3.7.1键的选择连接齿轮的轴径为34mm，从表46-1，查得平键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由于齿轮毂宽度为40mm，故键的长度L=40mm(等于或小于轮毂的宽度)。3.7.2键的强度校核 平键连接传递扭矩时，其受力如下图3-12。图3-12 平键受力分析图键采用普通平键连接（静链接）形式，通过受力，可知其主要失效形式两边工作面被压溃，很少会出现a-a截面剪断，所以校核键连接，主要对挤压应力进行计算。普通平键连接公式： p=2T103kldp 式中：T传递的转矩，Nm； k键与齿轮键槽的接触高度，k=0.5h，h为键的高度,mm； l平头键的长度,mm； d轴的直径mm； p许用挤压应力。通过查表6-2及计算，p=5.8MPap=70Mpa，所以键链接符合要求，校核合理。3.8箱体的设计箱体应该满足的技术要求：1.箱体有足够的强度和刚度，板材良好的机械性能；2.箱体有良好的工艺性，便于加工和组装零部件；3.方便运输和装卸。箱体内部装备简图如下图3-13所示。图3-13 箱体内部结构装配图 第四章 减振器的设计4.1减振弹簧的结构选择减振弹簧采用圆柱螺旋压缩弹簧，其主要特点为：特性线呈直线，刚度稳固，结构简单，制造方便，多运用于缓冲、减振以及储能控制运动等。4.2减振弹簧的选型通过参考文献3，选取的弹簧型号为：冷卷压缩弹簧类型，Y代号，其结构形式：上下两端圈并紧并磨平，支承圈数，n2=15。4.3减振弹簧的材料及许用应力根据弹簧的工作条件，以及承受荷载等因素，弹簧的材料选择油淬火回火碳素钢丝B类。根据表311-2-6，设计弹簧所受的循环荷载作用次数在1103（1106）次以上的类荷载，其许用应力=（0.40.47）b，其中b为弹簧钢丝的抗拉极限强度，根据表311-2-4，bmax=1275MPa,则=0.41275=510MPa。4.4减振弹簧的刚度计算刚度计算公式： K=1Z2mn2式中： Z=n 激振器的角频率； n减振器的固有角频率； m激振器的质量，取200kg。选取隔振系数=0.06，则频率比： Z1=4.08，取Z=5计算： K=152200502/4=49N/mm45减振弹簧的设计参数 1.弹簧的稳态响应振幅 B=F激K(1-Z2)=500049(1-52)=6mm 2.最大位移 Bmax=5B=30mm 3.弹簧的最小、最大和极限荷载 弹簧的最小变形量 min0.2B=6.mm,取min=30mm