毕业设计（论文）-便携式打桩机激振器的设计

目录目录1绪论 22总体设计 113偏心轮设计 134齿轮设计 235带轮传动设计 266箱体设计 30参考文献 31

1绪论1.1其他团体对打桩机的研究振动沉拔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度上减小土颗粒间的摩擦。1934年俄国的巴尔喀教授首先将这一原理应用到建筑工中，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/l0~1/5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。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500~600m，长度20m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0.78~3.26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15~30HP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7~8mm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1906~1946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5~7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。1.1.1震动打桩机的原理振动桩锤的结构和工作原理振动打桩机的振动锤主要由原动机、激振器和减振装置组成。（如图1-1所示）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，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。2.激振器激振器包括轴、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1-2所示）3.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。如下图1-1就是一个简单的激振器结构图图1-1激振器的结构简图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。图1-2激振器简图 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，如下图1-3所示。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。图1-3双轴振动桩锤的工作原理

1.1.2对偏心块和电动机的研究1.1.2.1对偏心块的研究振动打桩机在工程实际中的应用非常广泛，偏心块激振器是最常采用的结构形式之一国内对其结构分布和动力学特性已有大量研究。而偏心块作为激振器的重要组成部分，其参数选择和优化，对精确偏心块所产生的激振力以及提高偏心块的使用寿命有着不可忽视的作用。以激振力为10t的振动打桩机为例，针对常见的几种偏心块结构，从理论上计算对比获得其合理的结构参数，运用大型机械设计软件solidworks建立模型并通过cosmos/work有限元分析软件完成结构分析和有限元计算图1-4四种形式的偏心块有限元计算结果在相同边界条件下，在cosmos/work有限元软中采用相同的求解器对四种类型的偏心块进行有限计算，分别获得各偏心块的应力、对等应变移、实体变形和安全系数分布。限于篇幅，只给出整体角式和装配弯角式偏心块的应力云图如图1-5所示图1-5偏心块应力云图对比结果对比与分析计算结果表明当偏心块在恒定离心力作用下工作时其主要受力区域围绕在偏心块圆弧面交接处和支撑轴与偏心块内孔的配合面上而且直角型偏心块在上述部分的应力集中更为明显，偏心块弯角式结构相对直角式结构只在圆弧面与平面的交接处倒了圆角，但却大大提高了偏心块的强度，整体弯角偏心块最大集中应力比整体直角偏心块减小了0.28MPa。在工作过程中由于离心力引起的最大变形位移和对称应变也随之变小，最小安全系数却由70提高到76对比装配弯角式结构和装配直角式结构可获得同样规律，下表列举出了四种偏心块的最大应力、位移、最大应变和最小安全系数。同时，偏心块装配弯角结构危险应力为3.155MPa在四种结构中数值最小，与具有相同安全系数的整体弯角结构相比，具有更好的强度和承载能力，特别是现场应用中常常会出现由于偏心块的不合理装配和损坏而引起激振器本体损坏的情形，所以偏心块的强度和寿命直接关系到整个激振器的使用寿命。同时，偏心块的装配结构更便于拆装和移运，充分体现了其结构上的优越性。1.1.2.2对电动机的研究 我国振动桩锤用电机以前均为普通Y系列电动机，使用时由于震动极易损坏，所以应选择具有一定耐震性的电动机。发动机功率，太低，激振器将不能有效克服桩与土壤之间的摩擦力，故发动机功率越大越好。 一般每10KN激振力需要约2KW功率。 每次打一个桩耗时10分钟，电机工作时间为3分钟。1.2结论（1）弯角式偏心块与直角式偏心块结构相比较，在相同振动条件下前者危险应力较小，在恒定离心力作用下刚度和安全系数均比后者大。同时，偏心块的装配结构更便于拆装和移运，充分体现了其结构上的优越性。（2）选用YZ系列鼠笼转子电动机。发动机功率越大越好。一般每10KN激振力需要约2KW功率。电动机基准负载持续率为40%。

2总体设计2.1课程设计的要求打桩机激振力F=17kN，偏心块转速为1200r/min。(1).偏心块的设计。根据所给的激振力和激振频率设计相应的偏心块，要求尺寸合理，并且能够产生要求的激振力。(2).齿轮的设计。确定齿轮的几何尺寸，并对齿轮进行受力分析，最后校核齿轮的强度。(3).皮带传动的设计。确定传动带的型号、根数、长度；确定带轮的结构尺寸。(4).激振器主动轴、从动轴的设计及强度校核。(5).激振器箱体的设计。(6).作图。把偏心块、齿轮、带轮、主动轴、从动轴各画在一张A4图纸上；把激振器的装配图画在一张A2图纸上。(7).编制设计说明书。用A4纸抄写，采用标准的统一格式。2.2打桩机传动系统打桩机传动系统展开图负载所需的功率为P==3.4kW,根据[3]式14.7得Ps=3.7Kw，查[2]表16-4选电动机YZ132M2—6,额定功率4Kw转速为915r/min.查[2]表2—2，V带轮传动的效率为η1=0.95，齿轮传动的效率为η2=0.96，滚动轴承为η3=0.98。再根据各个轴的转速，求得转矩，各数据如下表：功率转速转矩轴04Kw915r/min41.75N·m轴Ⅰ3.8Kw1200r/min30.24N·m轴Ⅱ3.58Kw1200r/min28.49N·m

3偏心轮设计3.1设计步骤3.1.1材料选择偏心轮选用铸钢Q235，密度为7.8×103Kg/m3。3.1.1用pro/engineer对偏心块进行机构设计激振器有4个偏心块，每个偏心块产生的偏心力为=m·e·w2，则m·e==1.07763Kg·m。偏心块为装配结构，如图下面用pro/engineer对偏心块进行机构设计，使各个尺寸满足偏心块的m·e=1.07763Kg·m。（1）建立模型尺寸任意，形状必须正确，偏心块的转动轴在原始坐标系上，偏心块关于某个坐标轴左右对称。如图：（2）编辑各尺寸关系以大圆半径为变量编辑各尺寸（各关系为假设的）d3=d1*2/5d0=d1/3d2=d1/5d5=d3/2+d2（3）设定材料密度，建立质量属性特征MASS_PROP_1零件PIANXINKUAI的质量属性

零件PIANXINKUAI的质量属性文件内容：体积=1.8391032e+07MM^3曲面面积=5.7533942e+05MM^2密度=7.8000000e-09公吨/MM^3质量=1.4345005e-01公吨根据_PIANXINKUAI坐标边框确定重心:XYZ0.0000000e+000.0000000e+009.1626752e+01MM相对于_PIANXINKUAI坐标系边框之惯性.(公吨*MM^2)惯性张量:IxxIxyIxz2.8626760e+030.0000000e+000.0000000e+00IyxIyyIyz0.0000000e+006.2632389e+030.0000000e+00IzxIzyIzz0.0000000e+000.0000000e+003.6691970e+03重心的惯性(相对_PIANXINKUAI坐标系边框)(公吨*MM^2)惯性张量:IxxIxyIxz1.6583466e+030.0000000e+000.0000000e+00IyxIyyIyz0.0000000e+005.0589094e+030.0000000e+00IzxIzyIzz0.0000000e+000.0000000e+003.6691970e+03主惯性矩:(公吨*MM^2)I1I2I31.6583466e+033.6691970e+035.0589094e+03从_PIANXINKUAI定位至主轴的旋转矩阵:1.000000.000000.000000.000000.00000-1.000000.000001.000000.00000从_PIANXINKUAI定位至主轴的旋转角(度):相对xyz的夹角90.0000.0000.000相对主轴的回旋半径:R1R2R31.0751951e+021.5993192e+021.8779244e+02MM

（4）利用质量属性特征里的数据质量和偏心距建立一个分析ANALYSIS1，分析类型为关系，然后编辑关系me=MASS:FID_92*ZCOG:FID_92。其中MASS:FID_92为零件的质量，ZCOG:FID_92为零件的偏心距。（5）进行敏感度分析，以大圆半径尺寸d1为设计变量，分析ANALYSIS1结果ME：ANALYSIS1为设计结果（出图用参数）分析计算得（6）进行可行性分析由上图可知所求值在160附近，把设计变量的取值范围指定为150~170，如图计算结果为计算机计算得d1=162.19，圆整为160，把轴孔直径圆整后查[2]表7-12取最近尺寸63，各尺寸圆整如下图（7）以偏心块厚度d0为设计变量，进行可行性分析，重复步骤（6），计算结果为计算得偏心块厚度d0为55.87mm。圆整为56mm（8）此时参数ME：ANALYSIS=1.080311，比设计值略大一点，考虑到零件的倒角，装配时螺纹孔的质量损失及螺栓的质量，ME=1.080311还算合适。

3.2设计结果厚度B=56mm。质量m=21.534Kg；偏心距e=50.167mm；m×e=1.0803；键槽未画出，详见零件图。

4齿轮设计4.1齿轮结构设计εαω同步齿轮选用标准直齿圆柱齿轮，模数为m=4mm，齿数为z1=z2=60，采用标准压力角α=20o，节圆直径d1=240mm，齿轮高度b=50mm,8级精度。材料用45钢，调质后表面淬火处理，齿面硬度220~230HBS。4.2齿轮强度校核（1）根据[1]式10-2K=KA·KV·Kα·Kβ。查[1]表10-2取KA=1.25。查[1]图10-8取KV=1.25。查[1]表10-3取KFα=KHα=1。查[1]表10-4插值法取KHβ=1.15，根据KHβ查图10-13得KFβ=1.13。综上KF=KA·KV·KFα·KFβ=1.77KH=KA·KV·KHα·KHβ=1.80（2）两齿轮啮合时传递的扭矩为T1=28.49N·m。（3）Φd===0.208。（4）Z1=60.（5）查[1]表10-5YFa=2.28,YSa=1.73.（6）根据[1]式10-2 齿轮的许用应力[σ]=取SH=1，SF=1.4，假设该机器工作10年，每年工作300天，一天工作8小时，打一次桩须时十分钟，齿轮工作3分钟，齿轮转速为1200r/min.，根据[1]式10-13齿轮的工作循环次数为：N=60njLh==5.18查[1]图10-18得=0.9查[1]图10-19得=1.49查[1]图10-20，=490MPa查[1]图10-21，=560MPa综上===315MPa===834.4MPa（7）根据[1]式10-5，齿根弯曲疲劳强度校核公式=把相关数据代入公式，得[m]=1.190×10-3m=1.2mm，m=50mm，所以模数足够，不会发生断齿。（8）根据[1]式10-8a，齿根弯曲疲劳强度校核公式=2.5ZE查[1]表10-6，ZE=188.9，u==1,Ft===237.42N综上，将各数据代入式子中得=126.04MPa，所以。接触疲劳强度足够。由于装配误差，令主动齿轮厚度为55mm，从动齿轮厚度为50mm。

5带轮传动设计5.1传