便攜式打樁機激振器的設計
32頁 7400字數(shù)+論文說明書+任務書+6張CAD圖紙【詳情如下】
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便攜式打樁機激振器的設計說明書.doc
便攜式打樁機激振器裝配圖.dwg
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便攜式打樁機激振器的設計
目錄
第一章 緒論
1.1其他團體對打樁機的研究
1.1.1震動打樁機的原理
1.1.2對偏心塊和電動機的研究的
1.2結論
第二章 總體設計
2.1課程設計的要求
2.2打樁機傳動系統(tǒng)
2.3設計參數(shù)
第三章 偏心輪設計
3.1設計步驟
3.1.1材料選擇
3.1.1用pro/engineer對偏心塊進行機構設計
3.2設計結果
第四章 齒輪設計
4.1齒輪結構設計
4.2齒輪強度校核
第五章 帶輪傳動設計
5.1傳送帶的設計
5.2帶輪設計
第六章 軸的設計
6.1軸的結構設計
第七章 箱體設計
7.1箱體的結構設計
第八章 參考文獻
第九章 致謝
第一章 緒論
1.1其他團體對打樁機的研究
振動沉拔樁機是隨著振動機械的發(fā)展而發(fā)展起來的，兩位日本科技工作者曾進行了
動機械的模型試驗，他們在一載荷板上安裝了激振器，載荷板在一定激振頻率激振力
作用下在土壤中下沉，發(fā)現(xiàn)了振動作用下土壤的“液化”現(xiàn)象，即通過振動可在相當
度上減小土顆粒間的摩擦。1934 年俄國的巴爾喀教授首先將這一原理應用到建筑工
中，他將一個激振器安裝在管樁或板樁上使其振動，結果只用靜拔樁力的 1/l0~1/5
能將樁拔出，依據(jù)這一原理研制出了振動沉拔樁機。但是在蘇聯(lián)的建設工程中普遍使
振動沉拔樁機還是在二次世界大戰(zhàn)以后川。 如將蘇聯(lián)的振動沉拔樁機按照打入樁種類
以區(qū)分，其主要類型為，以沉入 H 型鋼樁、板樁為主的 BT 型、V 型、Vp 型和 VP 型。
型振動沉拔樁機是1950年由列寧格勒鐵路技術研究所泰塔爾尼可夫博士發(fā)展改進的
型，它分為 1 型~250 型數(shù)種，它對通常的土層，在深度 20m 以內，僅以振動即可沉
入;對深度 20m 以上至 25m 以內，需定時清除管內積土才能沉入，對 25m 以
上則要并用送氣法或射水法進行沉入。vP型振動沉樁機1957年曾用于我國武漢長江大橋的管樁沉
入工程， 由于在這一工程中僅以12個月的工期， 就完成了深達30-76m的管樁沉入工作，
因而受到了國際上的關注。
同時在武漢長江大橋建設時期，我國試制了蘇制 BII1 型振動樁錘，成為當時激振
力最大的振動樁錘。20 世紀 60 年代，為南京長江大橋中 3.6 預制力混凝土管樁下沉，
又研制了大型振動樁錘中一250型。激振力可達250kN。此后多年，國內振動樁錘的研
制工作基本停步不前。近十多年來，由于石油工程及橋梁工程的需要，大型振動樁錘的
研制有了新的進展，最引人注目的是北京建筑機械綜合研究所與浙江振中機械廠聯(lián)合研
制的 DZJ 系列振動樁錘，這類振動樁錘的最大激振力已達 1800kN，電機功率為 240kW。
他們由于采用了偏心力矩液壓調整裝置，使起動力矩為零，采用星一三角起動，對電網(wǎng)
的沖擊很小，深受用戶的歡迎。
由于振動沉樁機具有優(yōu)良的技術性能，尤其拔樁更顯其獨特的優(yōu)越性，戰(zhàn)后蘇聯(lián)發(fā)
展起來的振動沉拔樁施工技術給世界各國產(chǎn)生了重要影響，推動了法國、德國、波蘭、
美國以及日本等國開始生產(chǎn)各種類型的振動沉拔樁機， 如西德的西恩克及明尤拉公司制
造了以沉入和拔出鋼管樁為主要目的的振動沉拔樁機;法國的曾爾.諾爾曼迪公司制造
了可以使樁同時產(chǎn)生垂直振動和圓周運動的振動沉拔樁機，并制造了沖擊式打樁機，可
以沉入直徑500~600m，長度20m的鋼管樁。
美國吉爾多困恩斯特拉克蕭恩公司制作的振動打樁機，系以發(fā)明者波大依那的名字
命名的稱為“波大依那”打樁機，這種振動打樁機可0.78~3.26分鐘的時間內，將前端
封閉、 直徑325mm、 長21.6m的鋼管樁， 或以2.7 分鐘的時間將前端封閉、 直徑為914mm、
長17.4m的鋼管樁沉入地下，因而引起世界各國的關注。這種振動打樁機采用了接近于
鋼管固有頻率，以每分鐘 6000 轉的高頻率振動而引發(fā)樁共振的原理，它以 500HP 的汽
油發(fā)動機作為動力，因此消耗功率相當大。
日本振動沉拔樁機的發(fā)展，是1906年以東洋棉花公司進口的蘇聯(lián)VP-1型振動打樁
機為起點，第一次進口 30 臺很快銷售一空.在這種效果的刺激作用下，大發(fā)工業(yè)公司
率先著手制作，接著日平產(chǎn)業(yè)、浦和重工、三菱重工、久保田鐵工、豐田機械等多達十
多家制造公司也相繼投入生產(chǎn)，由此揭開了日本發(fā)展振動打樁機的序幕。其中日平產(chǎn)業(yè)
是以制造功率在巧15~30HP左右小型機械為主的制造廠， 所生產(chǎn)的打樁機僅適用于沉入
7~8mm左右較短的板樁， 這種打樁機采用400一800rPm 的激振頻率.由于其振動耗能低，
因而得到了較廣泛的應用.然而，因這種機械的功率小，所以不僅不能打入 H 型鋼和鋼
管等支承樁，就連拔出大型建筑工程使用的長鋼樁也難以勝任。為了適應這種需要，日
平產(chǎn)業(yè)又設法由對樁施加強制振動到施加振動沖擊， 終于使得原來只靠強制振動不能拔
出的鋼樁得以成功拔出.豐田機械也以日平產(chǎn)業(yè)相同的設計原理，制成了振動沖擊式打
樁機。兩者不同之處只是日平產(chǎn)業(yè)是利用空氣墊蓄積向下運動能而增大向上運動能，以
加大沖擊時的沖量，而豐田機械則是利用橡膠墊。
對于振動沖擊打樁機的看法，日本建調神戶株式會社的研究人員認為，如果能夠給
樁體以與其固有頻率相等的沖擊頻率，就會引發(fā)樁體的共振而提高拔樁效果。然而，像
這樣高的沖擊頻率，在實際上可不必一定要求它與固有頻率相等，也可以是它的倍數(shù)，
有了這樣的倍振動頻率，就可以通過振動打樁機的振動控制裝置將其變換成沖擊。而振
動打樁的效果問題，歸根結底是如何將樁體的強制振動傳給和樁接觸的土層，以引起土
壤物理性能的改變，從而減小摩擦力。如果通過振動不足以使土壤發(fā)生變化，而樁和土
的接觸仍是固體摩擦，或者是固體粘接時，采用沖擊法是必要的。但這樣的土質情況不
會經(jīng)常遇到，通常僅以振動即可使土壤改變物理特性的情形占多數(shù)，問題的關鍵使如何
選定足以使土壤產(chǎn)生變化的振動參數(shù)。 他們認為振動沖擊式打樁機在工作范圍上局限性
很大，但具有較好的拔樁效果。
日本振動打樁機的發(fā)展在1906~1946年主要以仿制為主，之后對提高振動打樁機的
貫入能力作了一些嘗試，并取得了一定的成效。像三菱重工業(yè)公司生產(chǎn)的V一 5振動打
樁機，曾在日本琵琶湖大橋工程中沉入了154 根直徑1.2m及1.5m，長33m的大口徑鋼
管樁作橋墩基礎。 利用這種振動打樁機將所用樁在松軟淤泥質粘土層和淤泥質砂土層內，
沉入到23m的深度。而建調神戶株式會社生產(chǎn)的KM2一12000型振動打樁機，曾以5~7
分鐘的時間，將直徑 480 啞，長 29m 的前端封閉鋼管樁貫入至 N 值(標準貫入值)50 以
上的地層2m深。
對振動沉拔樁機的研究，早期關注的重點是振動沉拔樁機自身的參數(shù)對沉拔樁效果
的影響，建立了一系列樁一土振動系統(tǒng)模型，并根據(jù)振動系統(tǒng)模型來確定振動沉拔樁機
振動參數(shù)。像日本建調神戶株式會社 1966 年以后生產(chǎn)的振動沉拔樁機，是把樁體視為
均質彈性體的同時，把樁前端接觸的地基視為彈性系數(shù)較小的彈性體，然后選參數(shù);同
時，在拔樁時，又把樁的周邊視為被彈性系數(shù)較小的土所包裹，并假設這樣的土和土之
間有著彈性連接。因此，根據(jù)這種模型可以設想，由樁和土組成的振動系統(tǒng)，有著某固
有的振動頻率，如給它以適當頻率的強制振動，即可引發(fā)樁的共振，這時就會因土的彈
性系數(shù)較小，使它的彈性在極短的時間內遭到破壞，從而帶來土的塑性變形。這一振動
體系的缺陷是，按照這種模型制作的振動沉拔樁機，在遇含水量低的土層或粘性較大的
土層時，所需的拔樁時間較長。而美國“波大依那”打樁機的原理依據(jù)是，把土視為純
塑性變形，把樁視為均質彈性體，通過給樁體施加以和樁固有頻率一致的強制振動，引
發(fā)樁體產(chǎn)生共振，使樁產(chǎn)生最大限度的伸縮，然后對樁端施加以必要的壓力，使樁迅速
沉入地基土中tls].由于樁的固有頻率很高，所以根據(jù)這種模型制作的振動沉拔樁機偏
心軸轉速也很高，功率消耗也很大。
振動沉拔樁機由樁架和振動樁錘兩大部分組成，而振動樁錘對振動沉拔樁機的性能
起著至關重要的作用。早期的振動樁錘為電機驅動，振動頻率及偏心塊偏心力矩不能調
整。由于在不同的土層施工需要振動樁錘有不同的振動頻率和振幅，隨后又出現(xiàn)了偏心
塊偏心力矩和偏心軸轉速可有級調整的振動樁錘， 即通過手動改變固定偏心塊與活動偏
心塊間的夾角來調節(jié)偏心力矩:通過更換皮帶輪或傳動齒輪來改變偏心軸轉速。電機驅
動的振動樁錘存在著調速不便，體積大等缺點.隨著液壓技術的迅速發(fā)展和不斷完善，
液壓馬達驅動的振動樁錘應運而生，因液壓馬達與電動機相比具有調速方便，體積小，
重量輕等優(yōu)點，使得液壓振動錘擁有強大的作業(yè)能力、優(yōu)越的控制性和電動錘無法比擬
的優(yōu)越性。在發(fā)達國家，電動錘大部分已被液壓振動錘所取代。但是在國內，液壓振動
錘才剛剛起步。
1.1.1 震動打樁機的原理
1.2 振動樁錘的結構和工作原理
振動打樁機的振動錘主要由原動機、激振器和減振裝置組成。（如圖1-1所示）
1.原動機 原動機是振動打樁機的動力元件，一般采用異步電機，要求在強烈的振
動狀態(tài)下能可靠的運轉，并且要有較高的啟動力矩和過載能力。此外，振動樁錘也有采
用液壓馬達的，可以實現(xiàn)無極調頻。
2.激振器 激振器包括軸、偏心塊、齒輪等，為了適應不同類型的樁錘以及土壤環(huán)
境，可以采用改變偏心塊中固定塊與活動塊之間的相位差來達到調矩的目的。（如圖1-2
所示）
3.減振器 為了避免將振動樁錘產(chǎn)生的振動傳至樁架在吊鉤與減震器之間必須減振，
減振器一般是由壓縮彈簧組成，由于彈簧的減振作用，使振動器所產(chǎn)生的較大振幅傳速
到吸振器時將大為減弱。因此，在沉、拔樁時可獲得良好的減振效果。
4. 夾樁器 振動樁錘工作時必須與樁剛性連接，這樣才能把振動樁錘所產(chǎn)生不斷變
化大小和方向的激振力傳給樁體。因此，振動樁錘都有夾樁器，一般為于激振器的下面。
夾樁器將樁夾緊，使樁與振動樁錘成為一體，一起振動。夾樁器有液壓式、氣動式和直
接式。目前最常用的是液壓式。
如下圖1-1就是一個簡單的激振器結構圖
第八章 參考文獻
[1] 濮良貴主編．機械設計[M]．第八版．北京：高等教育出版社，2006
[2] 殷玉楓主編，機械設計課程設計[M]，北京：機械工業(yè)出版社，2006.6
[3] 鄧星鐘等編著，機電傳動控制[M] ，武漢：科中科技大學出版社，2007.7
[4] 郭紀林主編，機械制圖[M]，大連：大連理工大學 出版社
I 附件 2： 課程設計任務書 設計題目： 一種便攜式打樁機激振器的設計 學生姓名 課程名稱 專業(yè)課課程設計 專業(yè)班級 地 點 起止時間 設計內容及要求 據(jù)所給的激振力和激振頻率設計相應的偏心塊，要求尺寸合理，并且能夠產(chǎn)生要求的激振力。 定齒輪的幾何尺寸，并對齒輪進行受力分析，最后校核齒輪的強度。 定傳動帶的型號、根數(shù)、長度；確定帶輪的結構尺寸。 動軸的設計及強度校核。 偏心塊、齒 輪、帶輪、主動軸、從動軸各畫在一張 紙上；把激振器的裝配圖畫在一張 紙上。 抄寫，采用標準的統(tǒng)一格式。 進度要求 見附件。 參考資料 1． 濮良貴主編．機械設計．第八版．北京：高等教育出版社， 2006 2． 吳宗澤主編．機械零件設計手冊．第一版．北京：機械工業(yè)出版社， 2004 3. 數(shù)據(jù)庫中 相關文獻資料。 其它 說明 1．本表應在每次實施前一周由負責教師填寫二份，教研室審批后交學院院備案，一份由負責教師留用。 2．若填寫內容較多可另紙附后。 3．一題多名學生共用的，在設計內容、參數(shù)、要求等方面應有所區(qū)別。 教研室主任： 指導教師： 2011 年 月 日 件： 一、 設計題目： 一種便攜式打樁機激振器的設計 本設計旨在設計一種單層偏心塊式的激振器，這種激振器是振動打樁機的核心裝置，其結構簡圖如 下。 同 步 齒 輪偏 心 塊箱 體軸帶 輪始數(shù)據(jù)和技術要求： 激振力的選擇： 激振頻率的選擇： r/ 三 、進度安排： 內 容 時間 閱讀設計任務書，明確設計任務和應上交的資料；查閱相關資料，收集和閱讀資料。 1 天 偏心塊的設計 2 天 齒輪的設計 2 天 皮帶傳動的設計 2 天 激振器主動軸、從動軸的強度校核。 2 天 箱體的設計 2 天 作圖 5 天 編寫設計說明書 3 天 答辯和上交資料 1 天 便攜式打樁機激振器的設計 目錄 第一章 緒論 第二章 總體設計 第三章 偏心輪設計 偏心塊進行機構設計 第四章 齒輪設計 第五章 帶輪傳動設計 第六章 軸的設計 第七章 箱體設計 第八章 參考文獻 第九章 致謝 第一章 緒論 振動沉拔樁機是隨著振動機械的發(fā)展而發(fā)展起來的，兩位日本科技工作者曾進行了 動機械的模型試驗，他們在一載荷板上安裝了激振器，載荷板在一定激振頻率激振力 作用下在土壤中下沉，發(fā)現(xiàn)了振動作用下土壤的“液化”現(xiàn)象，即通過振動可在相當 度上減小土顆粒間的摩擦。 1934 年俄國的巴爾喀教授首先將這一原理應用到建筑工 中，他將一個激振器安裝在管樁或板樁上使其振動，結果只用靜拔樁力的 1/，依據(jù)這一原理研制出了振動 沉拔樁機。但是在蘇聯(lián)的建設工程中普遍使 振動沉拔樁機還是在二次世界大戰(zhàn)以后川。 如將蘇聯(lián)的振動沉拔樁機按照打入樁種類 以區(qū)分，其主要類型為，以沉入 H 型鋼樁、板樁為主的 、 V 型、 和 。 型振動沉拔樁機是 1950 年由列寧格勒鐵路技術研究所泰塔爾尼可夫博士發(fā)展改進的 型，它分為 1 型 ~250 型數(shù)種，它對通常的土層，在深度 20m 以內，僅以振動即可沉 入 ;對深度 20m 以上至 25m 以內，需定時清除管內積土才能沉入，對 25m 以上則要并用送氣法或射水法進行沉入。 樁機 1957年曾用于我國武漢長江大橋的管樁沉 入工程， 由于在這一工程中僅以 12個月的工期， 就完成了深達 30 因而受到了國際上的關注。 同時在武漢長江大橋建設時期，我國試制了蘇制 振動樁錘，成為當時激振 力最大的振動樁錘。 20 世紀 60 年代，為南京長江大橋中 制力混凝土管樁下沉， 又研制了大型振動樁錘中一 250型。激振力可達 250后多年，國內振動樁錘的研 制工作基本停步不前。近十多年來，由于石油工程及橋梁工程的需要，大型振動樁錘的 研制有了新的 進展，最引人注目的是北京建筑機械綜合研究所與浙江振中機械廠聯(lián)合研 制的 列振動樁錘，這類振動樁錘的最大激振力已達 1800機功率為 240 他們由于采用了偏心力矩液壓調整裝置，使起動力矩為零，采用星一三角起動，對電網(wǎng) 的沖擊很小，深受用戶的歡迎。 由于振動沉樁機具有優(yōu)良的技術性能，尤其拔樁更顯其獨特的優(yōu)越性，戰(zhàn)后蘇聯(lián)發(fā) 展起來的振動沉拔樁施工技術給世界各國產(chǎn)生了重要影響，推動了法國、德國、波蘭、 美國以及日本等國開始生產(chǎn)各種類型的振動沉拔樁機， 如西德的西恩克及明尤拉公司制 造 了以沉入和拔出鋼管樁為主要目的的振動沉拔樁機 ;法國的曾爾 了可以使樁同時產(chǎn)生垂直振動和圓周運動的振動沉拔樁機，并制造了沖擊式打樁機，可 以沉入直徑 500~600m，長度 20 美國吉爾多困恩斯特拉克蕭恩公司制作的振動打樁機，系以發(fā)明者波大依那的名字 命名的稱為“波大依那”打樁機，這種振動打樁機可 鐘的時間內，將前端 封閉、 直徑 325 長 或以 鐘的時間將前端封閉、 直徑為 914 長 而 引起世界各國的關注。這種振動打樁機采用了接近于 鋼管固有頻率，以每分鐘 6000 轉的高頻率振動而引發(fā)樁共振的原理，它以 500汽 油發(fā)動機作為動力，因此消耗功率相當大。 日本振動沉拔樁機的發(fā)展，是 1906年以東洋棉花公司進口的蘇聯(lián) 振動打樁 機為起點，第一次進口 30 臺很快銷售一空 發(fā)工業(yè)公司 率先著手制作，接著日平產(chǎn)業(yè)、浦和重工、三菱重工、久保田鐵工、豐田機械等多達十 多家制造公司也相繼投入生產(chǎn)，由此揭開了日本發(fā)展振動打樁機的序幕。其中日平產(chǎn)業(yè) 是以制 造功率在巧 15~30右小型機械為主的制造廠， 所生產(chǎn)的打樁機僅適用于沉入 7~8 這種打樁機采用 400一 800激振頻率 因而得到了較廣泛的應用 這種機械的功率小，所以不僅不能打入 H 型鋼和鋼 管等支承樁，就連拔出大型建筑工程使用的長鋼樁也難以勝任。為了適應這種需要，日 平產(chǎn)業(yè)又設法由對樁施加強制振動到施加振動沖擊， 終于使得原來只靠強制振動不能拔 出的鋼樁得以成功拔出 成了振動沖擊式打 樁機。兩者不同之 處只是日平產(chǎn)業(yè)是利用空氣墊蓄積向下運動能而增大向上運動能，以 加大沖擊時的沖量，而豐田機械則是利用橡膠墊。 對于振動沖擊打樁機的看法，日本建調神戶株式會社的研究人員認為，如果能夠給 樁體以與其固有頻率相等的沖擊頻率，就會引發(fā)樁體的共振而提高拔樁效果。然而，像 這樣高的沖擊頻率，在實際上可不必一定要求它與固有頻率相等，也可以是它的倍數(shù)， 有了這樣的倍振動頻率，就可以通過振動打樁機的振動控制裝置將其變換成沖擊。而振 動打樁的效果問題，歸根結底是如何將樁體的強制振動傳給和樁接觸的土層，以引起土 壤物理性能 的改變，從而減小摩擦力。如果通過振動不足以使土壤發(fā)生變化，而樁和土 的接觸仍是固體摩擦，或者是固體粘接時，采用沖擊法是必要的。但這樣的土質情況不 會經(jīng)常遇到，通常僅以振動即可使土壤改變物理特性的情形占多數(shù)，問題的關鍵使如何 選定足以使土壤產(chǎn)生變化的振動參數(shù)。 他們認為振動沖擊式打樁機在工作范圍上局限性 很大，但具有較好的拔樁效果。 日本振動打樁機的發(fā)展在 1906~1946 年主要以仿制為主，之后對提高振動打樁機的 貫入能力作了一些嘗試，并取得了一定的成效。像三菱重工業(yè)公司生產(chǎn)的 V 一 5振動打 樁機，曾 在日本琵琶湖大橋工程中沉入了 154 根直徑 33m 的大口徑鋼 管樁作橋墩基礎。 利用這種振動打樁機將所用樁在松軟淤泥質粘土層和淤泥質砂土層內， 沉入到 23m 的深度。而建調神戶株式會社生產(chǎn)的 2000型振動打樁機，曾以 5~7 分鐘的時間，將直徑 480 啞，長 29m 的前端封閉鋼管樁貫入至 N 值 (標準貫入值 )50 以 上的地層 2m 深。 對振動沉拔樁機的研究，早期關注的重點是振動沉拔樁機自身的參數(shù)對沉拔樁效果 的影響，建立了一系列樁一土振動系統(tǒng)模型，并根據(jù)振動系統(tǒng)模型來確 定振動沉拔樁機 振動參數(shù)。像日本建調神戶株式會社 1966 年以后生產(chǎn)的振動沉拔樁機，是把樁體視為 均質彈性體的同時，把樁前端接觸的地基視為彈性系數(shù)較小的彈性體，然后選參數(shù) ;同 時，在拔樁時，又把樁的周邊視為被彈性系數(shù)較小的土所包裹，并假設這樣的土和土之 間有著彈性連接。因此，根據(jù)這種模型可以設想，由樁和土組成的振動系統(tǒng)，有著某固 有的振動頻率，如給它以適當頻率的強制振動，即可引發(fā)樁的共振，這時就會因土的彈 性系數(shù)較小，使它的彈性在極短的時間內遭到破壞，從而帶來土的塑性變形。這一振動 體系的缺陷是，按照這 種模型制作的振動沉拔樁機，在遇含水量低的土層或粘性較大的 土層時，所需的拔樁時間較長。而美國“波大依那”打樁機的原理依據(jù)是，把土視為純 塑性變形，把樁視為均質彈性體，通過給樁體施加以和樁固有頻率一致的強制振動，引 發(fā)樁體產(chǎn)生共振，使樁產(chǎn)生最大限度的伸縮，然后對樁端施加以必要的壓力，使樁迅速 沉入地基土中 由于樁的固有頻率很高，所以根據(jù)這種模型制作的振動沉拔樁機偏 心軸轉速也很高，功率消耗也很大。 振動沉拔樁機由樁架和振動樁錘兩大部分組成，而振動樁錘對振動沉拔樁機的性能 起著至關重要的作用。早 期的振動樁錘為電機驅動，振動頻率及偏心塊偏心力矩不能調 整。由于在不同的土層施工需要振動樁錘有不同的振動頻率和振幅，隨后又出現(xiàn)了偏心 塊偏心力矩和偏心軸轉速可有級調整的振動樁錘， 即通過手動改變固定偏心塊與活動偏 心塊間的夾角來調節(jié)偏心力矩 :通過更換皮帶輪或傳動齒輪來改變偏心軸轉速。電機驅 動的振動樁錘存在著調速不便，體積大等缺點 液壓馬達驅動的振動樁錘應運而生，因液壓馬達與電動機相比具有調速方便，體積小， 重量輕等優(yōu)點，使得液壓振動錘擁有強大的作業(yè)能力、優(yōu)越的控制性和電 動錘無法比擬 的優(yōu)越性。在發(fā)達國家，電動錘大部分已被液壓振動錘所取代。但是在國內，液壓振動 錘才剛剛起步。 動打樁機的原理 動樁錘的結構和工作原理 振動打樁機的振動錘主要由原動機、激振器和減振裝置組成。（如圖 1示） 原動機是振動打樁機的動力元件，一般采用異步電機，要求在強烈的振 動狀態(tài)下能可靠的運轉，并且要有較高的啟動力矩和過載能力。此外，振動樁錘也有采 用液壓馬達的，可以實現(xiàn)無極調頻。 激振器包括軸、偏心塊、齒輪等，為了適應不同類型的 樁錘以及土壤環(huán) 境，可以采用改變偏心塊中固定塊與活動塊之間的相位差來達到調矩的目的。（如圖 1示） 為了避免將振動樁錘產(chǎn)生的振動傳至樁架在吊鉤與減震器之間必須減振， 減振器一般是由壓縮彈簧組成，由于彈簧的減振作用，使振動器所產(chǎn)生的較大振幅傳速 到吸振器時將大為減弱。因此，在沉、拔樁時可獲得良好的減振效果。 4. 夾樁器 振動樁錘工作時必須與樁剛性連接，這樣才能把振動樁錘所產(chǎn)生不斷變 化大小和方向的激振力傳給樁體。因此，振動樁錘都有夾樁器，一般為于激振器的下面。 夾樁器將樁夾緊，使樁與振 動樁錘成為一體，一起振動。夾樁器有液壓式、氣動式和直 接式。目前最常用的是液壓式。 如下圖 1是一個簡單的激振器結構圖 圖 1振器的結構簡圖 振動打樁機采用的是偏心塊式激振器，利用偏心塊回轉產(chǎn)生所需的激勵力，由震動樁 錘利用夾頭將震動傳給樁體，用樁的振動使其周邊的土壤液化，減小土壤與樁的摩擦阻 力使樁沉入或拔出土壤，利用這一原理，打樁時由于樁的地盤反力急劇降低，靠震動樁 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 1振器簡圖 其激振結構是在 軸上裝有幾組固定的或可調的具有相同質量的偏心塊左右對稱分 布，由于反向回轉時偏心塊水平分力互相抵消，垂直分力互相疊加，使得回轉軸的振動 本體發(fā)生上下振動，如下圖 1振動樁錘和樁連接在一起進行沉樁時，激振力 使振動樁錘產(chǎn)生和激振頻率一致的振動，振動使樁周圍的土壤處于液化狀態(tài)，大大降低 了樁側和樁端的阻力，樁便依靠重力下沉。 圖 1 偏心塊的研究 振動打樁機在工程實際中的應用非常廣泛，偏心塊激振器是最常采用的結構形 式之一 國內對其結構分布和動力學特性已有大量研究。而偏心塊作為激振器的重要組成部分，其參數(shù)選擇和優(yōu)化，對精確偏心塊所產(chǎn)生的激振力以及提高偏心塊的使用壽命有著不可忽視的作用。以激振力為 10t 的振動打樁機為例，針對常見的幾種偏心塊結構，從理論上計算對比獲得其合理的結構參數(shù)，運用大型機械設計軟件 立模型 并通過限元分析軟件完成結構分析和有限元計算 圖 1有限元計算結果 在相同邊界條件下，在 限元軟中采用相同的求解器 對四種類 型的偏心塊進行有限計算，分別獲得各偏心塊的應力、對等應變移、 實體變形和安全系數(shù)分布。 限于篇幅，只給出整體角式和裝配彎角式偏心塊的應力云圖 如圖 1示 圖 1結果對比與分析 計算結果表明 當偏心塊在恒定離心力作用下工作 時 其主要受力區(qū)域圍繞在偏心塊圓弧面交接處和支撐 軸與偏心塊內孔的配合面上 而且直角型偏心塊在上述 部分的應力集中更為明顯，偏心塊彎角式結構相對直角式結構只在圓弧面與平面的交接處倒了圓角， 但卻大大提高了偏心塊的強度， 整體彎角偏心塊最大集中應力比整體直角偏心塊減小了 在工作過程中由于離心力引起的最大變形位移和對稱應變也隨之變小， 最小安全系數(shù)卻由 70 提高到 76對比裝配彎角式結構和裝配直角式結構可獲得同樣規(guī)律，下表列舉出了四種偏心塊的最大應力、位移、最大應變和最小安全系數(shù)。 同時，偏心塊裝配彎角結構危險應力為 四種結構中數(shù)值最小，與具有相同安全系數(shù)的整體彎角結構相比，具有更好的強度和承載能力，特別是現(xiàn)場應用中 常常會出現(xiàn)由于偏心塊的不合理裝配和損壞而引起激振器本體損壞的情形，所以偏心塊的強度和壽命直接關系到整個激振器的使 用壽命。 同時，偏心塊的裝配結構更便于拆裝和移運，充分體現(xiàn)了其結構上的優(yōu)越性。 電動機的研究 我國振動樁錘用電機以前均為普通 Y 系列電動機，使用時由于震動極易損壞，所以應選擇具有一定耐震性的電動機。 發(fā)動機功率，太低， 激振器將不能有效克服樁與土壤之間的摩擦力， 故發(fā)動機功率越大越好。 一般每 10振力需要約 2率。 每次打一個樁耗時 10分鐘，電機工作時間為 3分鐘。 （ 1）彎角式偏心塊與直角式偏心塊結構相比較，在相同振動條件下前者危險應力較小，在恒定離心力作用下剛度 和安全系數(shù)均比后者大。同時，偏心塊的裝配結構更便于拆裝和移運，充分體現(xiàn)了其結構上的優(yōu)越性。 （ 2）選用 列鼠籠轉子電動機。發(fā)動機功率越大越好。 一般每 10振力需要約 2 電 動 機 基 準 負 載 持 續(xù) 率 為 40% 。 第二章 總體設計 打樁機激振力 F=17心塊轉速為 1200r/ (1)據(jù)所給的激振力和激振頻率設計相應的偏心塊，要求尺寸合理，并且能夠產(chǎn)生要求的激振力。 (2)定齒輪的幾何尺寸，并對齒輪進行受力分析，最后校核齒輪的強度。 (3)定傳動帶的型號、根數(shù)、長度；確定帶輪的結構尺寸。 (4)動軸的設計及強度校核。 (5) (6)偏心塊、齒輪、帶輪、主動軸、從動軸各畫在一張 激振器的裝配圖畫在一張 紙上。 (7) 用標準的統(tǒng)一格式。 打樁機傳動系統(tǒng)展開圖 負載所需的功率為 P= 1017 ?=根據(jù) [3]式 s= [2]表 166,額定功率 415r/查 [2]表 2— 2， =輪傳動的效率為η 2= ，滾動軸承為η 3= 再根據(jù)各個軸的轉速，求得轉矩，各數(shù)據(jù)如下表： 功率 轉速 轉矩 軸 0 415 r/m 軸Ⅰ w 1200 r/· m 軸Ⅱ w 1200 r/· m 第三章 偏心輪設計 擇 偏心輪選用鑄鋼 度為 103Kg/ 偏心塊進行機構設計 激振器有 4 個偏心塊，每個偏心塊產(chǎn)生的偏心力為4F=m· e· 則m· e=wF*m。 偏心塊為裝配結構，如圖 下面用 偏心塊進行機構設計，使各個尺寸滿足偏心塊的 m· e=m。 （ 1）建 立模型 尺寸任意，形狀必須正確，偏心塊的轉動軸在原始坐標系上，偏心塊關于某個坐標軸左右對稱。如圖： （ 2）編輯各尺寸關系 以大圓半徑為變量編輯各尺寸（各關系為假設的） d3=+（ 3）設定材料密度，建立質量屬性特征 件 質量屬性 零件 質量屬性文件內容： 體積 = 7 曲面面積 = 5 密度 = 噸 / 質量 = 噸 根據(jù) _標邊框確定重心 : X Y Z 0 0 1 對于 _標系邊框之慣性 . (公噸 * ) 慣性張量 : 3 0 0 0 3 0 0 0 3 重心的慣性 (相對 _標系邊框 ) (公噸 * ) 慣性張量 : 3 0 0 0 3 0 0 0 3 主慣性矩 : (公噸 * ) 3 3 3 從 _位至主軸的旋轉矩陣 : 從 _位至主軸的旋轉角 (度 ): 相對 x y z 的夾角 相對主軸的回旋半徑 : 2 2 2 （ 4）利用質量屬性特征里的數(shù)據(jù)質量和偏心距建立一個分析 析類型為關系，然后編輯關系 中 零件的質量，零件的偏心距。 （ 5）進行敏感度分析，以大圓半徑尺寸 析 果 圖用參數(shù)）分析計算得 （ 6） 進行可行性分析 由上圖可知所求值在 160附近，把設計變量的取值范圍指定為 150~170，如圖 計算結果為 計算機計算得 整為 160，把軸孔直徑圓整后查 [2]表 73，各尺寸圓整如下圖 （ 7）以偏心塊厚度 設計變量，進行可行性分析，重復步驟（ 6），計算結果為 計算得偏心塊厚度 整為 56 8）此時參數(shù) 設計值略大一點，考慮到零件的倒角，裝配時螺紋孔的質量損失及螺栓的質量， 厚度 B=56 質量 m= 偏心距 e= m× e= 鍵槽未畫出，詳見零件圖。 第四章 齒輪設計 εαω 同步齒輪選用標 準直齒圓柱齒輪，模數(shù)為 m=4數(shù)為 z1=0，采用標準壓力角α=20o，節(jié)圓直徑 40輪高度 b=50級精度。 材料用 45鋼，調質后表面淬火處理，齒面硬度 220~230 （ 1）根據(jù) [1]式 10 K= 查 [1]表 10 取 查 [1]圖 10 取 查 [1]表 10 取 1。 查 [1]表 10 插值法取 根據(jù) 0 綜上 A· H= 2）兩齒輪嚙合時傳遞的扭矩為 m。 （ 3）Φ d=124050 = （ 4） 0. （ 5）查 [1]表 10 （ 6）根據(jù) [1]式 10齒輪的許用應力 [σ ]=S H=1， 設該機器工作 10 年，每年工作 300 天，一天工作 8 小時，打一次樁須時十分鐘，齒輪工作 3 分鐘，齒輪轉速為 1200r/根據(jù) [1]式 10 N=60)103(83001011 2 0 060 ??????? =10? 查 [1]圖 10得 [1]圖 10得 [1]圖 10=490 [1]圖 10=560上 ][ F? =?=315 ][ H? =? = 7）根據(jù) [1]式 10根彎曲疲勞強度校核公式 ?m ][m = 3211 ][2?把相關數(shù)據(jù)代入公式，得 [m]=10m=50][m ，所以模數(shù)足夠，不會 發(fā)生斷齒。 （ 8）根據(jù) [1]式 10根彎曲疲勞強度校核公式 H?=1?? ? ][ H? 查 [1]表 10 u=21,12上，將各數(shù)據(jù)代入式子中得H?=所以H? ? ][ H?。接觸疲勞強度足夠。 由 于 裝 配 誤 差 ， 令 主 動 齒 輪 厚 度 為 55 從 動 齒 輪 厚 度 為 50 第五章 帶輪傳動設計 （ 1） 已知條件 傳動帶的傳動功率為 P=4動帶輪（大帶輪）轉速 15r/動帶輪（小帶輪）轉速 200r/動比為 i=速比 u= （ 2） 確定計算功率 根據(jù) [1]式 8 [1]表 8 4 （ 3） 選擇 根據(jù)計算功率 從 [1]圖 8帶的帶型為 （ 4） 確定帶輪基準直徑 v 1） 初選兩帶輪直徑 [1]表 8主動輪直徑 06動帶輪 i=106× 整得 0） 驗算帶速 v 根據(jù) [1]式 800060 11? 100060 ??=s 該帶速不高也不低，正常。 （ 5） 確定中心距 a， 并選擇 d 。 1） 根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制 a? 312合 [1]式 830a? 392定中心距 60 2） 計算相應的帶長 根據(jù) [1]式 82210 1 20()2 ( )24d ?? ? ?=據(jù) 1] 表 8d=1000 3） 計算中心矩 根據(jù) [1]式 8a? 00 2?= a=355 根據(jù) [1]式 8340mm 385 6） 驗算小帶輪上的包角 根據(jù) [1]式 801 1 25 7 . 31 8 0 ( )a? ? ? ?=0? 0 （ 7） 確定帶的根數(shù) z 根據(jù) [1]式 80() P P K K??? ?? 查 [1]表 8入法得 [1]表 8 P? = [1]表 8 K?= [1]表 8K= 帶入數(shù)據(jù)得 z= z=4根。 （ 8） 確定帶的初拉力 據(jù) [1]式 8? ? ? ? 20 m i 5 q vK z v?????= [1]表 8q=m 。 帶輪的材料采用 用實心式結構。 主動輪結構如圖 從動帶輪結構 第六章 軸的設計 主動軸結構（詳見零件圖） 從動軸結構（詳見零件圖） 第七章 箱體設計 第八章 參考文獻 [1] 濮良貴主編 ．機械設計 [M]．第八版．北京：高等教育出版社， 2006 [2] 殷玉楓主編，機械設計課程設計 [M]，北京：機械工業(yè)出版社， 3] 鄧星鐘等編著，機電傳動控制 [M] ，武漢：科中科技大學出版社， 4] 郭紀林主編，機械制圖 [M]，大連：大連理工大學 出版社 I 附件 2： 課程設計任務書 設計題目： 一種便攜式打樁機激振器的設計 學生姓名 課程名稱 專業(yè)課課程設計 專業(yè)班級 地 點 起止時間 設計內容及要求 據(jù)所給的激振力和激振頻率設計相應的偏心塊，要求尺寸合理，并且能夠產(chǎn)生要求的激振力。 定齒輪的幾何尺寸，并對齒輪進行受力分析，最后校核齒輪的強度。 定傳動帶的型號、根數(shù)、長度；確定帶輪的結構尺寸。 動軸的設計及強度校核。 偏心塊、齒 輪、帶輪、主動軸、從動軸各畫在一張 紙上；把激振器的裝配圖畫在一張 紙上。 抄寫，采用標準的統(tǒng)一格式。 進度要求 見附件。 參考資料 1． 濮良貴主編．機械設計．第八版．北京：高等教育出版社， 2006 2． 吳宗澤主編．機械零件設計手冊．第一版．北京：機械工業(yè)出版社， 2004 3. 數(shù)據(jù)庫中 相關文獻資料。 其它 說明 1．本表應在每次實施前一周由負責教師填寫二份，教研室審批后交學院院備案，一份由負責教師留用。 2．若填寫內容較多可另紙附后。 3．一題多名學生共用的，在設計內容、參數(shù)、要求等方面應有所區(qū)別。 教研室主任： 指導教師： 2011 年 月 日 件： 一、 設計題目： 一種便攜式打樁機激振器的設計 本設計旨在設計一種單層偏心塊式的激振器，這種激振器是振動打樁機的核心裝置，其結構簡圖如 下。 同 步 齒 輪偏 心 塊箱 體軸帶 輪始數(shù)據(jù)和技術要求： 激振力的選擇： 激振頻率的選擇： r/ 三 、進度安排： 內 容 時間 閱讀設計任務書，明確設計任務和應上交的資料；查閱相關資料，收集和閱讀資料。 1 天 偏心塊的設計 2 天 齒輪的設計 2 天 皮帶傳動的設計 2 天 激振器主動軸、從動軸的強度校核。 2 天 箱體的設計 2 天 作圖 5 天 編寫設計說明書 3 天 答辯和上交資料 1 天 便攜式打樁機激振器的設計 目錄 第一章 緒論 第二章 總體設計 第三章 偏心輪設計 偏心塊進行機構設計 第四章 齒輪設計 第五章 帶輪傳動設計 第六章 軸的設計 第七章 箱體設計 第八章 參考文獻 第九章 致謝 第一章 緒論 振動沉拔樁機是隨著振動機械的發(fā)展而發(fā)展起來的，兩位日本科技工作者曾進行了 動機械的模型試驗，他們在一載荷板上安裝了激振器，載荷板在一定激振頻率激振力 作用下在土壤中下沉，發(fā)現(xiàn)了振動作用下土壤的“液化”現(xiàn)象，即通過振動可在相當 度上減小土顆粒間的摩擦。 1934 年俄國的巴爾喀教授首先將這一原理應用到建筑工 中，他將一個激振器安裝在管樁或板樁上使其振動，結果只用靜拔樁力的 1/，依據(jù)這一原理研制出了振動 沉拔樁機。但是在蘇聯(lián)的建設工程中普遍使 振動沉拔樁機還是在二次世界大戰(zhàn)以后川。 如將蘇聯(lián)的振動沉拔樁機按照打入樁種類 以區(qū)分，其主要類型為，以沉入 H 型鋼樁、板樁為主的 、 V 型、 和 。 型振動沉拔樁機是 1950 年由列寧格勒鐵路技術研究所泰塔爾尼可夫博士發(fā)展改進的 型，它分為 1 型 ~250 型數(shù)種，它對通常的土層，在深度 20m 以內，僅以振動即可沉 入 ;對深度 20m 以上至 25m 以內，需定時清除管內積土才能沉入，對 25m 以上則要并用送氣法或射水法進行沉入。 樁機 1957年曾用于我國武漢長江大橋的管樁沉 入工程， 由于在這一工程中僅以 12個月的工期， 就完成了深達 30 因而受到了國際上的關注。 同時在武漢長江大橋建設時期，我國試制了蘇制 振動樁錘，成為當時激振 力最大的振動樁錘。 20 世紀 60 年代，為南京長江大橋中 制力混凝土管樁下沉， 又研制了大型振動樁錘中一 250型。激振力可達 250后多年，國內振動樁錘的研 制工作基本停步不前。近十多年來，由于石油工程及橋梁工程的需要，大型振動樁錘的 研制有了新的 進展，最引人注目的是北京建筑機械綜合研究所與浙江振中機械廠聯(lián)合研 制的 列振動樁錘，這類振動樁錘的最大激振力已達 1800機功率為 240 他們由于采用了偏心力矩液壓調整裝置，使起動力矩為零，采用星一三角起動，對電網(wǎng) 的沖擊很小，深受用戶的歡迎。 由于振動沉樁機具有優(yōu)良的技術性能，尤其拔樁更顯其獨特的優(yōu)越性，戰(zhàn)后蘇聯(lián)發(fā) 展起來的振動沉拔樁施工技術給世界各國產(chǎn)生了重要影響，推動了法國、德國、波蘭、 美國以及日本等國開始生產(chǎn)各種類型的振動沉拔樁機， 如西德的西恩克及明尤拉公司制 造 了以沉入和拔出鋼管樁為主要目的的振動沉拔樁機 ;法國的曾爾 了可以使樁同時產(chǎn)生垂直振動和圓周運動的振動沉拔樁機，并制造了沖擊式打樁機，可 以沉入直徑 500~600m，長度 20 美國吉爾多困恩斯特拉克蕭恩公司制作的振動打樁機，系以發(fā)明者波大依那的名字 命名的稱為“波大依那”打樁機，這種振動打樁機可 鐘的時間內，將前端 封閉、 直徑 325 長 或以 鐘的時間將前端封閉、 直徑為 914 長 而 引起世界各國的關注。這種振動打樁機采用了接近于 鋼管固有頻率，以每分鐘 6000 轉的高頻率振動而引發(fā)樁共振的原理，它以 500汽 油發(fā)動機作為動力，因此消耗功率相當大。 日本振動沉拔樁機的發(fā)展，是 1906年以東洋棉花公司進口的蘇聯(lián) 振動打樁 機為起點，第一次進口 30 臺很快銷售一空 發(fā)工業(yè)公司 率先著手制作，接著日平產(chǎn)業(yè)、浦和重工、三菱重工、久保田鐵工、豐田機械等多達十 多家制造公司也相繼投入生產(chǎn)，由此揭開了日本發(fā)展振動打樁機的序幕。其中日平產(chǎn)業(yè) 是以制 造功率在巧 15~30右小型機械為主的制造廠， 所生產(chǎn)的打樁機僅適用于沉入 7~8 這種打樁機采用 400一 800激振頻率 因而得到了較廣泛的應用 這種機械的功率小，所以不僅不能打入 H 型鋼和鋼 管等支承樁，就連拔出大型建筑工程使用的長鋼樁也難以勝任。為了適應這種需要，日 平產(chǎn)業(yè)又設法由對樁施加強制振動到施加振動沖擊， 終于使得原來只靠強制振動不能拔 出的鋼樁得以成功拔出 成了振動沖擊式打 樁機。兩者不同之 處只是日平產(chǎn)業(yè)是利用空氣墊蓄積向下運動能而增大向上運動能，以 加大沖擊時的沖量，而豐田機械則是利用橡膠墊。 對于振動沖擊打樁機的看法，日本建調神戶株式會社的研究人員認為，如果能夠給 樁體以與其固有頻率相等的沖擊頻率，就會引發(fā)樁體的共振而提高拔樁效果。然而，像 這樣高的沖擊頻率，在實際上可不必一定要求它與固有頻率相等，也可以是它的倍數(shù)， 有了這樣的倍振動頻率，就可以通過振動打樁機的振動控制裝置將其變換成沖擊。而振 動打樁的效果問題，歸根結底是如何將樁體的強制振動傳給和樁接觸的土層，以引起土 壤物理性能 的改變，從而減小摩擦力。如果通過振動不足以使土壤發(fā)生變化，而樁和土 的接觸仍是固體摩擦，或者是固體粘接時，采用沖擊法是必要的。但這樣的土質情況不 會經(jīng)常遇到，通常僅以振動即可使土壤改變物理特性的情形占多數(shù)，問題的關鍵使如何 選定足以使土壤產(chǎn)生變化的振動參數(shù)。 他們認為振動沖擊式打樁機在工作范圍上局限性 很大，但具有較好的拔樁效果。 日本振動打樁機的發(fā)展在 1906~1946 年主要以仿制為主，之后對提高振動打樁機的 貫入能力作了一些嘗試，并取得了一定的成效。像三菱重工業(yè)公司生產(chǎn)的 V 一 5振動打 樁機，曾 在日本琵琶湖大橋工程中沉入了 154 根直徑 33m 的大口徑鋼 管樁作橋墩基礎。 利用這種振動打樁機將所用樁在松軟淤泥質粘土層和淤泥質砂土層內， 沉入到 23m 的深度。而建調神戶株式會社生產(chǎn)的 2000型振動打樁機，曾以 5~7 分鐘的時間，將直徑 480 啞，長 29m 的前端封閉鋼管樁貫入至 N 值 (標準貫入值 )50 以 上的地層 2m 深。 對振動沉拔樁機的研究，早期關注的重點是振動沉拔樁機自身的參數(shù)對沉拔樁效果 的影響，建立了一系列樁一土振動系統(tǒng)模型，并根據(jù)振動系統(tǒng)模型來確 定振動沉拔樁機 振動參數(shù)。像日本建調神戶株式會社 1966 年以后生產(chǎn)的振動沉拔樁機，是把樁體視為 均質彈性體的同時，把樁前端接觸的地基視為彈性系數(shù)較小的彈性體，然后選參數(shù) ;同 時，在拔樁時，又把樁的周邊視為被彈性系數(shù)較小的土所包裹，并假設這樣的土和土之 間有著彈性連接。因此，根據(jù)這種模型可以設想，由樁和土組成的振動系統(tǒng)，有著某固 有的振動頻率，如給它以適當頻率的強制振動，即可引發(fā)樁的共振，這時就會因土的彈 性系數(shù)較小，使它的彈性在極短的時間內遭到破壞，從而帶來土的塑性變形。這一振動 體系的缺陷是，按照這 種模型制作的振動沉拔樁機，在遇含水量低的土層或粘性較大的 土層時，所需的拔樁時間較長。而美國“波大依那”打樁機的原理依據(jù)是，把土視為純 塑性變形，把樁視為均質彈性體，通過給樁體施加以和樁固有頻率一致的強制振動，引 發(fā)樁體產(chǎn)生共振，使樁產(chǎn)生最大限度的伸縮，然后對樁端施加以必要的壓力，使樁迅速 沉入地基土中 由于樁的固有頻率很高，所以根據(jù)這種模型制作的振動沉拔樁機偏 心軸轉速也很高，功率消耗也很大。 振動沉拔樁機由樁架和振動樁錘兩大部分組成，而振動樁錘對振動沉拔樁機的性能 起著至關重要的作用。早 期的振動樁錘為電機驅動，振動頻率及偏心塊偏心力矩不能調 整。由于在不同的土層施工需要振動樁錘有不同的振動頻率和振幅，隨后又出現(xiàn)了偏心 塊偏心力矩和偏心軸轉速可有級調整的振動樁錘， 即通過手動改變固定偏心塊與活動偏 心塊間的夾角來調節(jié)偏心力矩 :通過更換皮帶輪或傳動齒輪來改變偏心軸轉速。電機驅 動的振動樁錘存在著調速不便，體積大等缺點 液壓馬達驅動的振動樁錘應運而生，因液壓馬達與電動機相比具有調速方便，體積小， 重量輕等優(yōu)點，使得液壓振動錘擁有強大的作業(yè)能力、優(yōu)越的控制性和電 動錘無法比擬 的優(yōu)越性。在發(fā)達國家，電動錘大部分已被液壓振動錘所取代。但是在國內，液壓振動 錘才剛剛起步。 動打樁機的原理 動樁錘的結構和工作原理 振動打樁機的振動錘主要由原動機、激振器和減振裝置組成。（如圖 1示） 原動機是振動打樁機的動力元件，一般采用異步電機，要求在強烈的振 動狀態(tài)下能可靠的運轉，并且要有較高的啟動力矩和過載能力。此外，振動樁錘也有采 用液壓馬達的，可以實現(xiàn)無極調頻。 激振器包括軸、偏心塊、齒輪等，為了適應不同類型的 樁錘以及土壤環(huán) 境，可以采用改變偏心塊中固定塊與活動塊之間的相位差來達到調矩的目的。（如圖 1示） 為了避免將振動樁錘產(chǎn)生的振動傳至樁架在吊鉤與減震器之間必須減振， 減振器一般是由壓縮彈簧組成，由于彈簧的減振作用，使振動器所產(chǎn)生的較大振幅傳速 到吸振器時將大為減弱。因此，在沉、拔樁時可獲得良好的減振效果。 4. 夾樁器 振動樁錘工作時必須與樁剛性連接，這樣才能把振動樁錘所產(chǎn)生不斷變 化大小和方向的激振力傳給樁體。因此，振動樁錘都有夾樁器，一般為于激振器的下面。 夾樁器將樁夾緊，使樁與振 動樁錘成為一體，一起振動。夾樁器有液壓式、氣動式和直 接式。目前最常用的是液壓式。 如下圖 1是一個簡單的激振器結構圖 圖 1振器的結構簡圖 振動打樁機采用的是偏心塊式激振器，利用偏心塊回轉產(chǎn)生所需的激勵力，由震動樁 錘利用夾頭將震動傳給樁體，用樁的振動使其周邊的土壤液化，減小土壤與樁的摩擦阻 力使樁沉入或拔出土壤，利用這一原理，打樁時由于樁的地盤反力急劇降低，靠震動樁 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 1振器簡圖 其激振結構是在 軸上裝有幾組固定的或可調的具有相同質量的偏心塊左右對稱分 布，由于反向回轉時偏心塊水平分力互相抵消，垂直分力互相疊加，使得回轉軸的振動 本體發(fā)生上下振動，如下圖 1振動樁錘和樁連接在一起進行沉樁時，激振力 使振動樁錘產(chǎn)生和激振頻率一致的振動，振動使樁周圍的土壤處于液化狀態(tài)，大大降低 了樁側和樁端的阻力，樁便依靠重力下沉。 圖 1 偏心塊的研究 振動打樁機在工程實際中的應用非常廣泛，偏心塊激振器是最常采用的結構形 式之一 國內對其結構分布和動力學特性已有大量研究。而偏心塊作為激振器的重要組成部分，其參數(shù)選擇和優(yōu)化，對精確偏心塊所產(chǎn)生的激振力以及提高偏心塊的使用壽命有著不可忽視的作用。以激振力為 10t 的振動打樁機為例，針對常見的幾種偏心塊結構，從理論上計算對比獲得其合理的結構參數(shù)，運用大型機械設計軟件 立模型 并通過限元分析軟件完成結構分析和有限元計算 圖 1有限元計算結果 在相同邊界條件下，在 限元軟中采用相同的求解器 對四種類 型的偏心塊進行有限計算，分別獲得各偏心塊的應力、對等應變移、 實體變形和安全系數(shù)分布。 限于篇幅，只給出整體角式和裝配彎角式偏心塊的應力云圖 如圖 1示 圖 1結果對比與分析 計算結果表明 當偏心塊在恒定離心力作用下工作 時 其主要受力區(qū)域圍繞在偏心塊圓弧面交接處和支撐 軸與偏心塊內孔的配合面上 而且直角型偏心塊在上述 部分的應力集中更為明顯，偏心塊彎角式結構相對直角式結構只在圓弧面與平面的交接處倒了圓角， 但卻大大提高了偏心塊的強度， 整體彎角偏心塊最大集中應力比整體直角偏心塊減小了 在工作過程中由于離心力引起的最大變形位移和對稱應變也隨之變小， 最小安全系數(shù)卻由 70 提高到 76對比裝配彎角式結構和裝配直角式結構可獲得同樣規(guī)律，下表列舉出了四種偏心塊的最大應力、位移、最大應變和最小安全系數(shù)。 同時，偏心塊裝配彎角結構危險應力為 四種結構中數(shù)值最小，與具有相同安全系數(shù)的整體彎角結構相比，具有更好的強度和承載能力，特別是現(xiàn)場應用中 常常會出現(xiàn)由于偏心塊的不合理裝配和損壞而引起激振器本體損壞的情形，所以偏心塊的強度和壽命直接關系到整個激振器的使 用壽命。 同時，偏心塊的裝配結構更便于拆裝和移運，充分體現(xiàn)了其結構上的優(yōu)越性。 電動機的研究 我國振動樁錘用電機以前均為普通 Y 系列電動機，使用時由于震動極易損壞，所以應選擇具有一定耐震性的電動機。 發(fā)動機功率，太低， 激振器將不能有效克服樁與土壤之間的摩擦力， 故發(fā)動機功率越大越好。 一般每 10振力需要約 2率。 每次打一個樁耗時 10分鐘，電機工作時間為 3分鐘。 （ 1）彎角式偏心塊與直角式偏心塊結構相比較，在相同振動條件下前者危險應力較小，在恒定離心力作用下剛度 和安全系數(shù)均比后者大。同時，偏心塊的裝配結構更便于拆裝和移運，充分體現(xiàn)了其結構上的優(yōu)越性。 （ 2）選用 列鼠籠轉子電動機。發(fā)動機功率越大越好。 一般每 10振力需要約 2 電 動 機 基 準 負 載 持 續(xù) 率 為 40% 。 第二章 總體設計 打樁機激振力 F=17心塊轉速為 1200r/ (1)據(jù)所給的激振力和激振頻率設計相應的偏心塊，要求尺寸合理，并且能夠產(chǎn)生要求的激振力。 (2)定齒輪的幾何尺寸，并對齒輪進行受力分析，最后校核齒輪的強度。 (3)定傳動帶的型號、根數(shù)、長度；確定帶輪的結構尺寸。 (4)動軸的設計及強度校核。 (5) (6)偏心塊、齒輪、帶輪、主動軸、從動軸各畫在一張 激振器的裝配圖畫在一張 紙上。 (7) 用標準的統(tǒng)一格式。 打樁機傳動系統(tǒng)展開圖 負載所需的功率為 P= 1017 ?=根據(jù) [3]式 s= [2]表 166,額定功率 415r/查 [2]表 2— 2， =輪傳動的效率為η 2= ，滾動軸承為η 3= 再根據(jù)各個軸的轉速，求得轉矩，各數(shù)據(jù)如下表： 功率 轉速 轉矩 軸 0 415 r/m 軸Ⅰ w 1200 r/· m 軸Ⅱ w 1200 r/· m 第三章 偏心輪設計 擇 偏心輪選用鑄鋼 度為 103Kg/ 偏心塊進行機構設計 激振器有 4 個偏心塊，每個偏心塊產(chǎn)生的偏心力為4F=m· e· 則m· e=wF*m。 偏心塊為裝配結構，如圖 下面用 偏心塊進行機構設計，使各個尺寸滿足偏心塊的 m· e=m。 （ 1）建 立模型 尺寸任意，形狀必須正確，偏心塊的轉動軸在原始坐標系上，偏心塊關于某個坐標軸左右對稱。如圖： （ 2）編輯各尺寸關系 以大圓半徑為變量編輯各尺寸（各關系為假設的） d3=+（ 3）設定材料密度，建立質量屬性特征 件 質量屬性 零件 質量屬性文件內容： 體積 = 7 曲面面積 = 5 密度 = 噸 / 質量 = 噸 根據(jù) _標邊框確定重心 : X Y Z 0 0 1 對于 _標系邊框之慣性 . (公噸 * ) 慣性張量 : 3 0 0 0 3 0 0 0 3 重心的慣性 (相對 _標系邊框 ) (公噸 * ) 慣性張量 : 3 0 0 0 3 0 0 0 3 主慣性矩 : (公噸 * ) 3 3 3 從 _位至主軸的旋轉矩陣 : 從 _位至主軸的旋轉角 (度 ): 相對 x y z 的夾角 相對主軸的回旋半徑 : 2 2 2 （ 4）利用質量屬性特征里的數(shù)據(jù)質量和偏心距建立一個分析 析類型為關系，然后編輯關系 中 零件的質量，零件的偏心距。 （ 5）進行敏感度分析，以大圓半徑尺寸 析 果 圖用參數(shù)）分析計算得 （ 6） 進行可行性分析 由上圖可知所求值在 160附近，把設計變量的取值范圍指定為 150~170，如圖 計算結果為 計算機計算得 整為 160，把軸孔直徑圓整后查 [2]表 73，各尺寸圓整如下圖 （ 7）以偏心塊厚度 設計變量，進行可行性分析，重復步驟（ 6），計算結果為 計算得偏心塊厚度 整為 56 8）此時參數(shù) 設計值略大一點，考慮到零件的倒角，裝配時螺紋孔的質量損失及螺栓的質量， 厚度 B=56 質量 m= 偏心距 e= m× e= 鍵槽未畫出，詳見零件圖。 第四章 齒輪設計 εαω 同步齒輪選用標 準直齒圓柱齒輪，模數(shù)為 m=4數(shù)為 z1=0，采用標準壓力角α=20o，節(jié)圓直徑 40輪高度 b=50級精度。 材料用 45鋼，調質后表面淬火處理，齒面硬度 220~230 （ 1）根據(jù) [1]式 10 K= 查 [1]表 10 取 查 [1]圖 10 取 查 [1]表 10 取 1。 查 [1]表 10 插值法取 根據(jù) 0 綜上 A· H= 2）兩齒輪嚙合時傳遞的扭矩為 m。 （ 3）Φ d=124050 = （ 4） 0. （ 5）查 [1]表 10 （ 6）根據(jù) [1]式 10齒輪的許用應力 [σ ]=S H=1， 設該機器工作 10 年，每年工作 300 天，一天工作 8 小時，打一次樁須時十分鐘，齒輪工作 3 分鐘，齒輪轉速為 1200r/根據(jù) [1]式 10 N=60)103(83001011 2 0 060 ??????? =10? 查 [1]圖 10得 [1]圖 10得 [1]圖 10=490 [1]圖 10=560上 ][ F? =?=315 ][ H? =? = 7）根據(jù) [1]式 10根彎曲疲勞強度校核公式 ?m ][m = 3211 ][2?把相關數(shù)據(jù)代入公式，得 [m]=10m=50][m ，所以模數(shù)足夠，不會 發(fā)生斷齒。 （ 8）根據(jù) [1]式 10根彎曲疲勞強度校核公式 H?=1?? ? ][ H? 查 [1]表 10 u=21,12上，將各數(shù)據(jù)代入式子中得H?=所以H? ? ][ H?。接觸疲勞強度足夠。 由 于 裝 配 誤 差 ， 令 主 動 齒 輪 厚 度 為 55 從 動 齒 輪 厚 度 為 50 第五章 帶輪傳動設計 （ 1） 已知條件 傳動帶的傳動功率為 P=4動帶輪（大帶輪）轉速 15r/動帶輪（小帶輪）轉速 200r/動比為 i=速比 u= （ 2） 確定計算功率 根據(jù) [1]式 8 [1]表 8 4 （ 3） 選擇 根據(jù)計算功率 從 [1]圖 8帶的帶型為 （ 4） 確定帶輪基準直徑 v 1） 初選兩帶輪直徑 [1]表 8主動輪直徑 06動帶輪 i=106× 整得 0） 驗算帶速 v 根據(jù) [1]式 800060 11? 100060 ??=s 該帶速不高也不低，正常。 （ 5） 確定中心距 a， 并選擇 d 。 1） 根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制 a? 312合 [1]式 830a? 392定中心距 60 2） 計算相應的帶長 根據(jù) [1]式 82210 1 20()2 ( )24d ?? ? ?=據(jù) 1] 表 8d=1000 3） 計算中心矩 根據(jù) [1]式 8a? 00 2?= a=355 根據(jù) [1]式 8340mm 385 6） 驗算小帶輪上的包角 根據(jù) [1]式 801 1 25 7 . 31 8 0 ( )a? ? ? ?=0? 0 （ 7） 確定帶的根數(shù) z 根據(jù) [1]式 80() P P K K??? ?? 查 [1]表 8入法得 [1]表 8 P? = [1]表 8 K?= [1]表 8K= 帶入數(shù)據(jù)得 z= z=4根。 （ 8） 確定帶的初拉力 據(jù) [1]式 8? ? ? ? 20 m i 5 q vK z v?????= [1]表 8q=m 。 帶輪的材料采用 用實心式結構。 主動輪結構如圖 從動帶輪結構 第六章 軸的設計 主動軸結構（詳見零件圖） 從動軸結構（詳見零件圖） 第七章 箱體設計 第八章 參考文獻 [1] 濮良貴主編 ．機械設計 [M]．第八版．北京：高等教育出版社， 2006 [2] 殷玉楓主編，機械設計課程設計 [M]，北京：機械工業(yè)出版社， 3] 鄧星鐘等編著，機電傳動控制 [M] ，武漢：科中科技大學出版社， 4] 郭紀林主編，機械制圖 [M]，大連：大連理工大學 出版社