打桩机激振器毕业设计说明书

1、目录第一章 前言31.1 桩工机械的分类和发展历程3 1.1.1 我国桩工机械的发展历程3 1.1.2 国外桩工机械的发展历程4 1.1.3 国内外振动打桩机的发展历程 41.2 振动打桩机的主要结构和工作原理61.3 振动沉拔桩锤调频调矩技术研究现状 7 1.3.1 单极或两级调矩存在的问题 7 1.3.2 无极调频调矩的意义 7 1.3.3 调频调矩机构研究现状71.4 本课题的提出与主要的研究内容 10第二章 无极调频调矩振动桩锤结构分析112.1 振动桩锤的原理分析 112.2 振动桩锤稳态特性调节分析 112.3 振动锤的主要参数的设计计算 12 2.3.1 激振器振幅13 2.3.

2、2 激振频率14 2.3.3 激振力15 2.3.4 偏心力矩的确定15 2.3.5 振动功率16第三章 振动器的结构设计193.1 偏心块的设计19 3.1.1 偏心块材料的选择19 3.1.2 偏心块的结构设计193.2 电动机选择203.3 激振器齿轮设计20 3.3.1 齿轮的结构形式21 3.3.2 齿轮的结构设计21 3.3.3 齿轮的受力分析21 3.3.4 齿轮强度校核22 3.3.5 齿轮的结构设计233.4 主动轴的设计24 3.4.1 确定主动轴的最小轴径24 3.4.2 主动轴的结构设计25 3.4.3 主动轴的强度校核263.5 从动轴的结构设计27 3.5.1 确定

3、从动轴的最小轴径27 3.5.2 从动轴的结构设计.28 3.5.3 从动动轴的强度校核.283.6 轴承的选择303.7 键连接的校核计算323.8 联接螺栓的校核计算333.9 减振弹簧的设计计算33 3.9.1 减振弹簧的结构选择.34 3.9.2 选取螺旋弹簧的类型代号.34 3.9.3 选取弹簧的材料.34 3.9.4 圆柱螺旋弹簧的设计计算.343.10 箱体的设计36第四章 总结与展望394.1 论文总结 394.2 展望 39第五章 心得体会40参考文献41致谢42第一章 前言1.1 桩工机械的分类和发展历程桩工机械主要用于各种桩基础、地基改良加固、地下连续墙及其它特殊地基基础

4、等工程的施工。按施工设施的不同，桩工机械又可以分为夯锤打桩机、静力沉桩机和振动桩锤。夯锤打桩有柴油打桩机和蒸汽打桩机。由于使用不便，蒸汽锤早己基本被淘汰。柴油锤利用柴油燃烧产生的爆破力及锤的自由落体冲击力对桩进行打击，产生冲击机械能，克服土体对桩的阻力，破坏静力平衡状态，从而达到沉桩的目的。但柴油锤在施工过程中存在噪声大、振动大和油烟污染等缺陷，在城市建筑基础施工中，柴油锤的使用受到越来越多的限制。静力沉桩机适应于软土地区桩基础施工。该方法以桩机自身的质量作为反作用力，利用液压油压力将桩强制性压入土中，工作过程无噪声、无振动、无空气污染，也可以实现拔桩，效率较高。振动桩锤是通过偏心回转激振器产

5、生纵向振动，利用桩土振动降低桩土摩擦力和桩端阻力，从而轻松地使桩下沉，它的突出优点是噪声小，此外，效率高、机器重量轻、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。1.1.1我国桩工机械发展历程解放前，我国几乎没有桩工机械、打桩机制造业。20 世纪50 年代初期，我国基础施工全部使用旧中国从国外进口遗留下来的蒸气式打桩机和笨重的落锤。一五期间，由于国家重点建设工程的需要，我国开始仿制国外31t单作用和双作用蒸气式打桩机以及原苏联的b系列振动桩锤，开始有了以仿制为主的桩工制造业。厂家都是施工部门的修配厂，当时还

6、没有专业的桩工机械、打桩机生产厂，所以50 年代是我国桩工机械、打桩机行业的萌芽时期。60年代初，一机部成立第五局工程机械局，将上海电工机械厂改为上海工程机械厂，定点生产桩工机械、打桩机，成为我国最早生产桩工机械、打桩机的专业生产厂。并将一机部建筑机械研究所第二研究室定为桩工机械、打桩机研究室，开始了我国自行研制桩工机械、打桩机的成长时期。70年代是我国桩工机械、打桩机行业发展时期，这个时期成立了桩工机械、打桩机行业组，有桩工机械、打桩机行业制造企业10余家，能生产4大类、30多个品种，年产量400余台。80 年代是我国桩工机械、打桩机行业壮大时期。1984 年成立了中国建筑机械化协会桩工机械

7、、打桩机分会，有桩工机械、打桩机行业制造企业20余家，上海同济大学、哈尔滨建筑大学、南京建工学院、东北大学等高等院校也开始从事桩工机械、打桩机新产品、新技术、新原理的研究，能生产10 大类、50 多个品种、200 多种规格、型号的桩工机械、打桩机产品。90 年代是我国桩工机械、打桩机行业高速发展时期。行业制造厂家已发展到30 余家，并形成了部属研究所、企业研究所、院校研究所(室)3个层次的科研设计力量，能生产400多种规格、型号的桩工机械、打桩机产品，销售收入达6.5亿元。进入21 世纪后，随着我国各种基础设施建设和住房建设的快速发展，桩工机械、打桩机制造业及其市场得到了前所未有的高速发展，形

8、成了几十家专业生产企业及上百个产品型号的规模。1.1.2国外桩工机械的发展历程世界上桩工机械比较发达的国家主要是德国、意大利、和日本，最先进的设备和工法一般也是这三个国家首先开发的。其次美国、英国、法国、荷兰等国的桩工机械也比较发达。在整个桩工机械市场上，宝峨、土力、卡萨格兰地的销售也是居世界前三。1.1.3国内外振动打桩机的发展历程振动打桩机是随着振动机械的发展而发展起来的，两位日本科技工作者曾进行了振动机械的模型试验，他们在一载荷板上安装了激振器，载荷板在一定激振频率激振力的作用下在土壤中下沉，发现了振动作用下土壤的“液化”现象，即通过振动可在相当程度上减小土颗粒间的摩擦。1934 年俄国

9、的巴尔喀教授首先将这一原理应用到建筑工程中，他将一个激振器安装在管桩或板桩上使其振动，结果只用静拔桩力的1/l01/5就能将桩拔出，依据这一原理研制出了振动沉拔桩机。但是在苏联的建设工程中普遍使用振动沉拔桩机还是在二次世界大战以后川。如将苏联的振动沉拔桩机按照打入桩种类加以区分，其主要类型为，以沉入h 型钢桩、板桩为主的bt 型、v 型、vp 型和vp 型。vp型振动沉拔桩机是1950年由列宁格勒铁路技术研究所泰塔尔尼可夫博士发展改进的机型，它分为1 型250 型数种，它对通常的土层，在深度20m 以内，仅以振动即可沉入;对深度20m 以上至25m 以内，需定时清除管内积土才能沉入，对25m

10、以上则要并用送气法或射水法进行沉入。vp型振动沉桩机1957年曾用于我国武汉长江大桥的管桩沉入工程，由于在这一工程中仅以12个月的工期，就完成了深达30-76m的管桩沉入工作，因而受到了国际上的关注。同时在武汉长江大桥建设时期，我国试制了苏制bii1 型振动桩锤，成为当时激振力最大的振动桩锤。20 世纪60 年代，为南京长江大桥中3.6 预制力混凝土管桩下沉，又研制了大型振动桩锤中一250型。激振力可达250kn。此后多年，国内振动桩锤的研制工作基本停步不前。近十多年来，由于石油工程及桥梁工程的需要，大型振动桩锤的研制有了新的进展，最引人注目的是北京建筑机械综合研究所与浙江振中机械厂联合研制的

11、dzj 系列振动桩锤，这类振动桩锤的最大激振力已达1800kn，电机功率为240kw。他们由于采用了偏心力矩液压调整装置，使起动力矩为零，采用星一三角起动，对电网的冲击很小，深受用户的欢迎。由于振动沉桩机具有优良的技术性能，尤其拔桩更显其独特的优越性，战后苏联发展起来的振动沉拔桩施工技术给世界各国产生了重要影响，推动了法国、德国、波兰、美国以及日本等国开始生产各种类型的振动沉拔桩机，如西德的西恩克及明尤拉公司制造了以沉入和拔出钢管桩为主要目的的振动沉拔桩机;法国的曾尔.诺尔曼迪公司制造了可以使桩同时产生垂直振动和圆周运动的振动沉拔桩机，并制造了冲击式打桩机，可以沉入直径500600m，长度20

12、m的钢管桩。美国吉尔多困恩斯特拉克萧恩公司制作的振动打桩机，系以发明者波大依那的名字命名的称为“波大依那”打桩机，这种振动打桩机可0.783.26分钟的时间内，将前端封闭、直径325mm、长21.6m的钢管桩，或以2.7 分钟的时间将前端封闭、直径为914mm、长17.4m的钢管桩沉入地下，因而引起世界各国的关注。这种振动打桩机采用了接近于钢管固有频率，以每分钟6000 转的高频率振动而引发桩共振的原理，它以500hp 的汽油发动机作为动力，因此消耗功率相当大。日本振动沉拔桩机的发展，是1906年以东洋棉花公司进口的苏联vp-1型振动打桩机为起点，第一次进口30 台很快销售一空.在这种效果的刺

13、激作用下，大发工业公司率先着手制作，接着日平产业、浦和重工、三菱重工、久保田铁工、丰田机械等多达十多家制造公司也相继投入生产，由此揭开了日本发展振动打桩机的序幕。其中日平产业是以制造功率在巧1530hp左右小型机械为主的制造厂，所生产的打桩机仅适用于沉入78mm左右较短的板桩，这种打桩机采用400一800rpm 的激振频率.由于其振动耗能低，因而得到了较广泛的应用.然而，因这种机械的功率小，所以不仅不能打入h 型钢和钢管等支承桩，就连拔出大型建筑工程使用的长钢桩也难以胜任。为了适应这种需要，日平产业又设法由对桩施加强制振动到施加振动冲击，终于使得原来只靠强制振动不能拔出的钢桩得以成功拔出.丰田

14、机械也以日平产业相同的设计原理，制成了振动冲击式打桩机。两者不同之处只是日平产业是利用空气垫蓄积向下运动能而增大向上运动能，以加大冲击时的冲量，而丰田机械则是利用橡胶垫。对于振动冲击打桩机的看法，日本建调神户株式会社的研究人员认为，如果能够给桩体以与其固有频率相等的冲击频率，就会引发桩体的共振而提高拔桩效果。然而，像这样高的冲击频率，在实际上可不必一定要求它与固有频率相等，也可以是它的倍数，有了这样的倍振动频率，就可以通过振动打桩机的振动控制装置将其变换成冲击。而振动打桩的效果问题，归根结底是如何将桩体的强制振动传给和桩接触的土层，以引起土壤物理性能的改变，从而减小摩擦力。如果通过振动不足以使

15、土壤发生变化，而桩和土的接触仍是固体摩擦，或者是固体粘接时，采用冲击法是必要的。但这样的土质情况不会经常遇到，通常仅以振动即可使土壤改变物理特性的情形占多数，问题的关键使如何选定足以使土壤产生变化的振动参数。他们认为振动冲击式打桩机在工作范围上局限性很大，但具有较好的拔桩效果。日本振动打桩机的发展在19061946年主要以仿制为主，之后对提高振动打桩机的贯入能力作了一些尝试，并取得了一定的成效。像三菱重工业公司生产的v一5振动打桩机，曾在日本琵琶湖大桥工程中沉入了154 根直径1.2m及1.5m，长33m的大口径钢管桩作桥墩基础。利用这种振动打桩机将所用桩在松软淤泥质粘土层和淤泥质砂土层内，沉

16、入到23m的深度。而建调神户株式会社生产的km2一12000型振动打桩机，曾以57分钟的时间，将直径480 哑，长29m 的前端封闭钢管桩贯入至n 值(标准贯入值)50 以上的地层2m深。对振动沉拔桩机的研究，早期关注的重点是振动沉拔桩机自身的参数对沉拔桩效果的影响，建立了一系列桩一土振动系统模型，并根据振动系统模型来确定振动沉拔桩机振动参数。像日本建调神户株式会社1966 年以后生产的振动沉拔桩机，是把桩体视为均质弹性体的同时，把桩前端接触的地基视为弹性系数较小的弹性体，然后选参数;同时，在拔桩时，又把桩的周边视为被弹性系数较小的土所包裹，并假设这样的土和土之间有着弹性连接。因此，根据这种模

17、型可以设想，由桩和土组成的振动系统，有着某固有的振动频率，如给它以适当频率的强制振动，即可引发桩的共振，这时就会因土的弹性系数较小，使它的弹性在极短的时间内遭到破坏，从而带来土的塑性变形。这一振动体系的缺陷是，按照这种模型制作的振动沉拔桩机，在遇含水量低的土层或粘性较大的土层时，所需的拔桩时间较长。而美国“波大依那”打桩机的原理依据是，把土视为纯塑性变形，把桩视为均质弹性体，通过给桩体施加以和桩固有频率一致的强制振动，引发桩体产生共振，使桩产生最大限度的伸缩，然后对桩端施加以必要的压力，使桩迅速沉入地基土中tls.由于桩的固有频率很高，所以根据这种模型制作的振动沉拔桩机偏心轴转速也很高，功率消

18、耗也很大。振动沉拔桩机由桩架和振动桩锤两大部分组成，而振动桩锤对振动沉拔桩机的性能起着至关重要的作用。早期的振动桩锤为电机驱动，振动频率及偏心块偏心力矩不能调整。由于在不同的土层施工需要振动桩锤有不同的振动频率和振幅，随后又出现了偏心块偏心力矩和偏心轴转速可有级调整的振动桩锤，即通过手动改变固定偏心块与活动偏心块间的夹角来调节偏心力矩:通过更换皮带轮或传动齿轮来改变偏心轴转速。电机驱动的振动桩锤存在着调速不便，体积大等缺点.随着液压技术的迅速发展和不断完善，液压马达驱动的振动桩锤应运而生，因液压马达与电动机相比具有调速方便，体积小，重量轻等优点，使得液压振动锤拥有强大的作业能力、优越的控制性和

19、电动锤无法比拟的优越性。在发达国家，电动锤大部分已被液压振动锤所取代。但是在国内，液压振动锤才刚刚起步。1.2 振动打桩机的主要结构和工作原理振动打桩机的振动锤主要由原动机、 振动器和减振装置组成。1.原动机 原动机是振动打桩机的动力元件，一般采用异步电机或液压电机，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。此外，振动桩锤也有采用液压马达的，可以实现无极调频。本文主要采用电动机，以便适用于广范围的桩基工程。2.振动器 振器包括轴、偏心块、齿轮等，为了适应不同类型的桩锤以及土壤环境，可以采用改变偏心块中固定块与活动块之间的相位差来达到调矩的目的。（如图2.1所示）3.

20、减振器 为了避免将振动桩锤产生的振动传至桩架在吊钩与减震器之间必须减振，减振器一般是由压缩弹簧组成，由于弹簧的减振作用，使振动器所产生的较大振幅传速到吸振器时将大为减弱。因此，在沉、拔桩时可获得良好的减振效果。4. 夹桩器 振动桩锤工作时必须与桩刚性连接，这样才能把振动桩锤所产生不断变化大小和方向的激振力传给桩体。因此，振动桩锤都有夹桩器，一般为于激振器的下面。夹桩器将桩夹紧，使桩与振动桩锤成为一体，一起振动。夹桩器有液压式、气动式和直接式。目前最常用的是液压式。振动打桩机采用的是偏心块式激振器，利用偏心块回转产生所需的激励力，由震动桩锤利用夹头将震动传给桩体，用桩的振动使其周边的土壤液化，减

21、小土壤与桩的摩擦阻力使桩沉入或拔出土壤，利用这一原理，打桩时由于桩的地盘反力急剧降低，靠震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。其激振结构是在轴上装有几组固定的或可调的具有相同质量的偏心块左右对称分布，由于反向回转时偏心块水平分力互相抵消，垂直分力互相叠加，使得回转轴的振动本体发生上下振动，当振动桩锤和桩连接在一起进行沉桩时，激振力使振动桩锤产生和激振频率一致的振动，振动使桩周围的土壤处于液化状态，大大降低了桩侧和桩端的阻力，桩便依靠重力下沉。如下图1.1就是振动器工作原理示意图图 1.1 振动器工作原理示意图1.3 振动沉拔桩锤调频调矩技术研究现状1.3.1 单极或两级

22、调矩存在的问题由于振动桩锤具有贯入力强、使用方便、施工速度快、成本低等特点，因此应用广泛，但是目前使用的电力驱动振动桩锤（单极调矩或两级调矩）存在如下问题:（1）根据不同的土壤固有频率和阻力大小，应对振动桩锤作相应的频率和力矩调整，以接近土壤频率，使沉桩阻力最小，功率利用系数最高。但普通型振动桩锤在运转过程中不能变频变幅，给施工带来许多不便;（2）起动和关闭振动桩锤的过渡过程，通过共振区出现启动电流大、耗时长、运转平稳性差、噪声高、容易烧坏电机和损坏轴承等;（3）过渡过程工作频率较低，引起桩架共振，对设备和临近施工现场的建筑物结构有一定损害。尤其是施工噪声较大，严重影响施工现场周围居民的生活。

23、1.3.2 无极调频调矩的意义无极调频调矩振动桩锤有以下几点优势：（1）根据不同的土壤固有平率和阻力大小，应对振动桩锤作出相应的频率和力矩调整；在城市施工时，只要适当的调整振动桩锤的偏心力矩，操作人员便可以将振幅降至沉桩所需的最低水平，以限制传至周围环境区域的最大土粒振动速度，消除对邻近施工现场建筑物结构的损害。（2）通过硬固地层时，没有强烈振动。普通振动锤通过加压方式进行沉桩，遇到硬土地时，沉桩阻力突然增大，偏心块的转速和桩锤振动频率降低，造成较强的振动。而可调频频率力矩桩锤在穿过硬土地时，可调整偏心力矩以保持频率的稳定。因此，无极调频调矩打桩机的出现解决了打桩机不能广泛的适应土壤特性的难题

24、，在建筑和桩基工程中得到了广泛的运用。1.3.3调频调矩机构研究现状国内目前大部分都是电动锤，由于电工系统本身的局限性，难以实现调频，随着交流电机调频技术的高速发展，有少数电动振动锤也采用了电机调频的技术，在国外，桩工机械较发达的国家，目前大部分都采用液压振动锤，液压技术本身的优势就是便于控制，它们大部分都实现了无级调频。针对振动打桩机的工作特性，国内外都在其无桩机共振施工的实现问题上进行了不断的研究。目前，所采取的普遍方法是调节激振器的偏心力矩，而激振器偏心力矩的调节是通过改变偏心块的相互位置来实现的。图1.2所示即为国内一些产品所采用的变矩原理图。活动偏心块3用销轴2与固定偏心块1相连，固

25、定偏心块上有几个不同位置上的销孔，使两个偏心块产生不同的相对位置偏差，从而使振动桩锤的偏心力矩发生变化。图 1.2 偏心块力矩分析示意图当可调偏心块和固定偏心块的夹角为时，合成的偏心力矩可按以下公式计算：(1.1)因此偏心块的结构和相位差就决定了振动桩锤的工作频率和工作力矩的范围，按照振动打桩机工作频率和工作力矩的范围划分，振动打桩机可以分为有极调频调矩和无极调频调矩。有级调矩:手动拆箱多级调矩式：此方案采用手动调节偏心块结构，以达到调节偏心块偏心矩的目的。这种调矩方案由于需要停机拆箱手工调整，很不方便且拆箱调矩劳动强度极大。 无极调矩节机构主要有以下几种形式可供选择： （1）碰块两级式 靠马

26、达的正反转，使活动偏心块与固定偏心块因接触碰块侧面不同，从而改变它们的夹角，以达到改变偏心力矩的目的;该方法与国内手动调整原理相似，结构简单，但变矩级别有限;(2) 滑移齿轮式 利用大螺旋角人字齿轮的轴向移动，使与其啮合的两组同步齿轮相对旋转，从而达到无级调整偏心力矩的目的;该机构虽然能实现无级调频，但结构较复杂，且对齿轮同步精度要求很高，可靠性较差;(3) 四轴调整轴式 调整轴上制造了两段旋向相反的大导程螺旋花键，两端键上各装一齿轮，其中一个齿轮与下面的同步齿轮相啮合，另一个齿轮则通过中间齿轮与上面的同步的齿轮相啮合，轴向滑动调整轴，下组偏心块相对上组偏心块转动，亦可以达到无级调频的目的。但

27、是该级机构庞大，对精度要求非常高，控制性差，成本很高。综上所述，国内外现存振动桩锤各种调矩的方案中，或者调节能力差，或者机构复杂，个别尽管提出了调矩控制方案，但控制方案并不理想，实用价值并不高.这就需要我们提出一种新的调频调矩方案。1.4 本课题的提出与主要的研究内容由于在道路与桥梁的建筑中，一般采用激振力较小的振动打桩机，由于其结构较小，移动方便，适应能力强。下面我就在给定的激振力为200kn的打桩机，进行设计计算。综合以上三种偏心距调节机构，本文主要研究内容如下：1.振动打桩机的发展历史和原理分析；2.根据给出的工程参数（打桩形式为激振力打桩，激振力为200kn)，偏心块、轴和齿轮等各部件

28、的设计；3.振动打桩机的零部件设计及其强度较核。第二章 调频调矩振动桩锤结构分析2.1 无极调频调矩振动桩锤的原理分析独立调频调矩新方案如下图2.1所示： 图 2.1 振动打桩机振动器示意图设计的振动桩锤激振器采用单层结构，如图2.1所示是激振器的示意图。4个完全相同的偏心块均匀布置。同层的两根轴通过同步齿轮啮合，保证上下各层内成对的偏心块能同步运转。对于频率的调节，通过调速阀调节液压马达的流量，来做到无级调节各液压马达的转速，实现振动频率的调节。通过改变上下两层偏心块的相位差，改变偏心力矩的大小，从而简单巧妙的实现振幅独立调节。2.2 振动桩锤稳态特性调节分析上、下层偏心块合成激振力见图2.

29、2，、分别为上下两层偏心块回转产生的离心力，、分别为下层两偏心块产生的离心力，、分别为各偏心块的瞬时转角，、分别为上层和下层偏心块的转速。 图 2.2 偏心块合成激振力示意图 经过激振力合成，可得y方向上的激振力为：f( t ) = （2.1）式中：m -偏心块质量； r -偏心距。稳态工作时，上、下两层偏心块的转速相等，即=，同时稳态角相差 =，那么： （2.2）式中：同步转速； f激振力在y方向分力f( t )的幅值，由式（2.2）可以看出：改变稳态角和角速度就可以改变激振力振幅和频率， 稳态角和角速度均可由电动机控制。2.3振动锤主要参数的设计与计算振动打桩机目前已经成为建筑及基础工程施

30、工的重要设备，其发展水平直接影响工程施工的质量和效率，由此振源振动器主要参数的选择至关重要。主要参数包括：振动器振幅、激振频率、偏心力矩、激振力和振动功率等。具体参数选择如下。2.3.1激振器振幅振动沉桩机沉桩，一定要有足够的振幅，使振动力大于周围土体的瞬间全部弹性压力，并使桩端产生大于地基土的破坏力，方能使桩上下冲击土壤使之下沉。最小振幅由振动锤的偏心力矩与振动体的质量决定。（2.3）式（2.3）中，m:偏心力矩；qb为机重；qp为桩重。在公路与铁路施工规范中规定：mm(对轻土地基),mm(对其它地基)日本规范中推荐(mm)采用土壤的贯入标准值n(见表2.1)来估算，我国也大多沿用这种方法。

31、即取下面两式的平均值（2.4）式（2.4）中，n为土壤贯入锤击数。实际振幅应取,a=1.251.5。当然，随着振幅的增大，沉桩速度不断加快(如图2.3所示)，直至趋于某一极限值a。因此，振幅a的选择范围应为：。表2.1 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 沉桩速度与激振器振幅之间的关系2.3.2激振频率振动沉桩机激振频率等同于偏心块的角频率，当振动沉桩机激振频率接近于振动系统的固有频率时，沉桩过程功率消耗最低，作业效率达到最佳。而振动系统

32、拘固有频率不仅与振动沉桩机本身结构及其技术参数有关，而且与土壤的参数有关。当桩在土壤中振动时，在一定的激振力作用下土壤与桩之间的侧摩擦阻力遭到破坏，并且随着频率的增加，土壤对桩侧面的摩擦阻力逐渐减小，桩易被振入。同激振器振幅一样激振频率也有一个临界值，称为起始频率当频率逐渐增大超过时，桩在土中慢慢下沉。随着激振频率的增加，土壤对桩侧摩擦阻力 进一步减小，桩与土之间的滑移进一步增大，沉入速度增加。当频率达到时， 桩与土壤之间的振幅差值达到最大值，称为破坏频率。此后，随着频率的进一步提高，桩的振幅不再加大，而是趋于一个稳定值，频率过高会引起功率消耗过多。因此，沉桩过程中激振频率应选择在破坏频率左右

33、。为保证激振力，必要的激振速度可由下式确定振动桩锤的激振力与频率有关，频率越高，激振力越大。激振力与频率的平方成正比。对于低频锤(1520hz)，主要通过强迫振动与土体共振达到使桩下沉的目的。此种频率下的振幅一般为720mm，主要用于钢管桩与钢筋混凝土管桩的下沉。中频(2060hz)，振动时的激振加速度很大，但振幅较小，通常仅为38mm，对粘土层，桩下沉很困难，但适应在松散的冲积层与松散砂土中沉桩。高频(100150hz)，利用桩的弹性波对土壤进行高能冲击迫使桩下沉，主要用于硬土层。拔桩作业最理想的状态是振锤与土壤共振。若能改变频率，就可达到拔桩的最佳效果。近来国内正在开发研究的液压振锤就可做

34、到无级变频的目的。表2.2 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100200901007075607050602.3.3激振力激振力f是反映振动沉桩机综合能力的一个参数，桩沉入土中时，激振力f必须大于桩与土之间的摩擦阻力。静止的桩与土之间的摩擦力为静摩擦力，当施加振动力以后，桩与土之间的摩擦力会急剧下降。最小激振力应大于土壤在振动状态下的动摩阻力，二者之间的关系为：（2.5）式（2.5）中，f1：土壤的动摩擦阻力。土壤的动摩擦阻力f1可用下式（2.6）进行计算：（2.6）式（2.6）中， u0：桩的外周长； ：i 段土壤的动摩擦阻力； ：对

35、应i段土壤的桩长； ：土体的振动影响系数，对低频振动的钢筋桩及管柱，取µ=0.60.8，其余取µ=1。2.3.4偏心力矩的确定偏心力矩愈大，克服硬质土层的能力愈强。若已知振幅和参振质量，根据振幅计算公式(2.7)可以求出偏心力矩me。偏心力矩的选择也必须大于某一数值，即：（2.7）2.3.5振动功率振动桩锤理论功率的确定。振动沉桩是利用桩的振动使其周边土壤液化，减小桩与土壤的摩擦阻力，达到沉桩的目的。在沉桩过程中，有部分土壤附着在桩周边同时振动，也吸收了一部分能量。土壤的弹性系数也随桩入土深度而变化，所以很难找到一个计算模型完整地描述振动沉桩的运动过程。为简化起见，通常采用

36、图2.4的计算模型进行计算。 图2.4 振动桩锤计算模型图2.5中为振动机产生的激振力，为偏心块的转速，q为桩与锤的重量，c为土壤的弹性常数，f为阻尼系数。如图2.5所示，设x为运动体系的坐标，系统的运动方程为（2.8） 令为系统的激振频率，所以式(2.8)可写成:（2.9）上述式（2.9）方程为一个稳定解和一个齐次方程解之和。由于齐次方程解是一个衰减过程，实际上只有稳定解起作用，稳定解可写成：（2.10）式（2.10）中，（2.11）（2.12）式（2.112.12）中，0为动态放大系数；a0为静态振幅；为位移与振动力的相角。（2.13）激振力在振动中的每一循环中做的功可用式（2.14）表示

37、：（2.14）每一工作循环的周期因而功率为:（2.15）在打桩过程中，振动桩锤的偏心距要求出达到起振力的最小起振频率为于是式（2.15）可写成（2.16）该式就是振动锤功率的一般表达式。共振时（2.17）（2.18）共振时的功率为（2.19）（2.20）当=0.5时，最小共振功率为：（2.21）显然，非共振时的功率式(2.14)要小于式(2.17)与式(2.19)。由于土壤弹性常数与阻尼系数很难测定，所以采用式(2.17)与式(2.18)来计算功率较困难。有的采用下式来计算功率n(kw)（2.22）式中，m的单位为n·m，q的单位为n，g=980。为考虑土壤振动质量影响所增加的系数，

38、对砂土=1.1，对粘土=1.11.2。若考虑轴承发热消耗的功率，上式还需乘以系数，若再考虑机械效率，则可再乘以系数，=1.11.15，=1.1，式(2.22)最终可写成:（2.23）第三章振动器的结构设计3.1 偏心块的设计3.1.1 偏心块材料的选择偏心块材料采用q235，其密度 = 7.8 × 10 kg/m 。整个激振器由4个偏心块组成，2根轴上各分布2个。考虑到安装及维修方便，其结构采用并排式。3.1.2 偏心块的结构设计半圆偏心块面积和偏心距的设计计算。由一般半圆偏心块的外形如图3.1所示，其面积和偏心距的计算公式如下： 图 3.1 偏心块的结构示意图面积： （3.1）偏心

39、距：（3.2）（3.3）（3.4）（3.5）（3.6）式（3.1）中：偏心块大圆弧弦长；偏心块小圆弧弦长；大圆弧半中心角；小圆弧半中心角；其中：偏心块产生的激振力（3.7）（3.8）3.2 电动机的选择由于本设计的是激振力较小的振动打桩机，f=200kn。最大转矩tmax=25n·m，最大转速为1800r/min。由公式p=，得，p=47.1kw。由常用机械传动和轴承效率的概略值可知，圆柱齿轮传动效率1=0.98，v带传动效率2=0.95，滚动轴承3=0.98，可得电动机的功率p0由公式得，p0=52.7kw。查阅机械设计手册可得，电动机型号为y160m2-8，同步转速750r/mi

40、n。查表得电动机的同步转速750r/min查表知电动机的机座中心高为160mm，外伸轴径为42mm，外伸轴长度为110mm。电动机的主轴和工作轴的传动比： 3.3 激振器齿轮设计3.3.1 齿轮的结构形式根据总体布置设计，激振器上、下两层均采用对称布置，有偏心块的主、从动轴由一对齿轮啮合传动，由于只起到传递扭矩的作用，其传动比i=1,以使主、从动轴等速反向旋转。通过激振器结构设计两轴中心距取为130mm。3.3.2 齿轮的结构设计齿轮采用材料为40cr（调质），硬度为280hbs ，7级精度。结构型式采用标准圆柱直齿轮，两齿的几何参数完全相同选取模数m=2.5 ，压力角为 = 20°

41、。齿轮参数如下：分度圆直径：=130 mm；齿数：z=52；齿顶高： =2.5 mm；齿根高：= 1.25×=3.125mm；齿全高：= 5.625mm；齿顶圆直径：=135mm；齿根圆直径：=123.75mm；齿厚：s= 3.927mm；齿宽：b= = 130×0.38 = 50mm。3.3.3 齿轮的受力分析齿轮的受力分析中，为作用于齿面的正压力，垂直于齿面，为作用于齿面的圆周力，为作用于齿轮的径向力。其中： 主动轴的转矩：t = 15.3n·m×0.95 = 14.5 n·m齿面的圆周力： =n =223.1n；齿轮的径向力： =81.2

42、n；齿面的正压力： =237.1n。3.3.4 齿轮强度校核（1）齿根弯曲疲劳强度校核计算公式：（3.9）式(3.9)中：为齿形系数；为载荷作用于齿顶时的应力校正系数；为齿宽系数；k为载荷系数。其中，（3.10）（3.11）上式（3.10）中，为使用系数；为动载系数；齿间载荷分配系数；齿向载荷分布系数。根据上诉数据，查机械设计手册，得：=1.25，=1.15，=1，=1.189。所以， =1.71 =mpa =52.80mpa由于， = 52.80mpa = 350mpa故齿轮的齿根弯曲疲劳强度满足设计要求。（2） 齿面接触疲劳强度校核计算公式：（3.12）式（3.12）中：为区域系数（标准直

43、齿轮时，=，=2.5）；为弹性影响系数，；u为齿数比。查机械设计手册，可得：。又由，上述中可知，=2.5，k=1.71，ft=223.1n,u=1.1。将数据代入式（3.12）中，得：故齿轮的齿面接触劳强度满足设计要求。综上所述，齿轮强度满足设计要求。由于两个齿轮的传动比为1，性质相同。故，在此不再检验另一齿轮。3.3.5 齿轮的结构设计由于齿轮直径d = 120mm 200mm 故采用整体式齿轮设计齿轮结构如下图3.2所示：图3.2 齿轮结构图3.4 主动轴的设计3.4.1 确定轴的最小轴径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。据计算公式：（3.13）式（3.13）中：p

44、为轴传递的功率，kw；n为轴的转速,r/min；（3.14）式（3.14）中：为扭转切应力，mpa。由于改轴只做单向旋转，无轴向载荷，所以取较大值，a0取较大值。根据表3.1，查得：=35mpa，a0=110。式（3.13）中，n=1500r/min。将数据代入式（3.13），得：mm所以，轴的最小直径d = 11.7mm表3.1 轴常见几种材料的及值轴的材料/mpaq235-a、201525149126q275、(1cr18ni9ti)20351351124525451260340cr、35simn、3cr33555112973.4.2 主动轴的结构设计轴的各段轴颈尺寸如下表3.2所示：表3

45、.2 主动轴的各段尺寸位置直径/mm长度/mm说明i-ii3528轴承配合处，轴承长18套筒长10mmii-iii4011轴颈过渡段轴肩高2.5mm，长11mmiii-iv455偏心块左端定位轴段，轴肩高2.5mm长5mmiv-v4045偏心块安装处，偏心块尺寸40x45(mm)v-vi45105此处为避让从动轴偏心块，l=45+45+15(mm)vi-vii4045偏心块安装处，偏心块尺寸40x45（mm）vii-viii455偏心块左端定位轴段，轴肩高2.5mm长5mmviii-ix4011轴颈过渡段轴肩高2.5mm，长11mmix-x3518轴承配合处x-xi3474齿轮安装处，尺寸34

46、x50（mm），套筒长24mm主动轴的尺寸简图如下图3.3所示：图3.3 主动轴的结构简图3.4.3 主动轴的强度校核（1）主动轴受力分析根据轴的结构图，画出轴的载荷分析。在确定轴的支撑点时，从手册中查得值，作出轴的弯矩图和扭矩图，图如下3.4所示：图 3.4弯矩和扭矩图（2）主动轴上载荷分布根据轴的结构简图及弯矩和扭矩图可以看出左端偏心块中心截面出处为危险截面，计算出轴的弯矩。反作用力在水平面内，=52n，=275n。在竖直面内，=4484n，=4792n。弯矩在水平面内，=13052n·mm在竖直面内，=237652n·mm，=220552n·mm，=1305

47、2n·mm。轴的扭矩及总弯矩为：n·mm，=237666n·mm。（3）主动轴的强度校核按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即右边偏心块中心线截面的强度。根据上述的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取轴的计算应力：（3.15）式（3.15）中，为轴所受的弯矩，n·mm；t为轴所受的扭矩，n·mm；w为轴的抗弯截面系数，n·mm。将上述的数据代入式（3.15）中，得：=37.16mpa。由已选轴的材料为40cr，调质处理，由机械设计手册查得，= 70mpa因此 ，故满足强度要求，

48、因此轴的设计合理。3.5 从动轴的结构设计3.5.1 确定从动轴的最小轴径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40 cr，调质处理。据式（3.13），式中:= 100p = = 2.35kwn = 1500r/min所以，从动轴的最小直径= 11.7mm3.5.2 从动轴的结构设计从动轴的各段轴颈如下表3.2所示：表3.2 从动轴的各段尺寸位置直径/mm长度/mm说明i-ii3521轴承配合处，留3mm与端盖配合位置ii-iii4064轴颈过渡段轴肩高2.5mm，长64mmiii-iv455偏心块左端定位轴段，轴肩高2.5mm长5mmiv-v4090两块偏心块安装处，偏心块尺寸40x45(m

49、m)v-vi455偏心块右端定位轴段，轴肩高2.5mm长5mmvi-vii4064轴颈过渡段轴肩高2.5mm，长64mmvii-viii3518轴承配合处viii-ix4074此处为齿轮安装处从动轴的结构简图如下图3.5所示，图3.5 从动轴的结构简图3.5.3 从动轴的强度校核（1）从动轴受力分析根据轴的结构图，画出轴的载荷分析。在确定轴的支撑点时，从机械设计手册中查得值，作出从动轴的弯矩图和扭矩图，如图3.6所示：图3.6 从动轴轴的弯矩图和扭矩图（2）从动轴上载荷分布根据轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出左端偏心块中心截面出处为危险截面，现计算出轴的弯矩。反作用力在水平面内，fh1=52.4n，fh2=170.7n；在竖直面内，fv1=4562n，fv2=4718.9n。弯矩在水平面内，mh1=12939.8n·mm；在竖直面内，mv1=465769n·mm，mv2=383174n·mm。所以，从动轴的扭矩及总弯矩为：t=15000n·mm，m1=465769n·mm。（3）从动轴的强度校核按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即右边偏心块中心线截面的强度。根据上述的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取轴的计算应