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畢業(yè)設計論文
題目 YZY400全液壓靜力壓樁機的橫向行走
及回轉機構設計
目 錄
1. 行走機構主要參數(shù)的擬定 ………………………………………………………………05
2. 短船液壓缸的設計計算 ………………………………………………………………….06
2.1 短船液壓缸的載荷力計算 ………………………………………………………….06
2.1.1 摩擦阻力 ………………………………………………………………….07
2.1.2 慣性阻力 …………………………………………………………………08
2.1.3 行走風阻力 ……………………………………………………………….09
2.1.4 軌道坡度阻力 …………………………………………………………….09
2.1.5 載荷力的確定 ……………………………………………………..................10
2.2 液壓缸主要結構尺寸的設計計算 ......................................11
2.3 確定短船行走液壓缸的型號 ………………………………………………………12
2.4 短船液壓缸技術規(guī)格 ………………………………………………………………13
2.5 短船液壓缸活塞桿穩(wěn)定性校核 ……………………………………………………13
3. 短船機構的總體設計 ……………………………………………………………………16
3.1 行走小車間距的設計計算 …………………………………………………………17
3.2 短船尺寸的設計 ……………………………………………………………………17
3.3 短船上下層機構設計 ………………………………………………………………17
3.4 短船上下層連接軸的校核 …………………………………………………………18
4. 小車組件的設計計算 ……………………………………………………………………19
4.1 小車車輪的計算與校核 ……………………………………………………………20
4.2 車軸的設計計算 ……………………………………………………………………21
4.3 選定并校核軸承 ……………………………………………………………………23
5. 軌道的設計計算 ………………………………………………………………………….26
6. 焊縫的強度計算 …………………………………………………………………………28
6.1 小車構架的焊接校核 ……………………………………………………………....28
6.2 球座的焊接校核 ……………………………………………………………………29
7. 球頭的強度校核 …………………………………………………………………………29
8. 短船液壓缸連接部分設計 ……………………………………………………………...30
9. 球頭螺栓強度校核 ……………………………………………………………………...31
10. 總結與展望 ……………………………………………………………………………. 32
11. 致謝 ……………………………………………………………………………………...33
12. 參考文獻 ………………………………………………………………………………...34
摘 要
這次畢業(yè)設計的課題是YZY400全液壓靜力壓樁機的設計,我們是團隊畢業(yè)設計,我完成靜壓樁機橫向行走及回轉機構設計。我首先參考塔式起重機，根據行走機構的主要參數(shù)，確定液壓缸的型號，然后確定整個樁機行走部分的所有尺寸并完成部件的選定，最后對尺寸、部件強度進行計算校核，包括液壓缸活塞桿的穩(wěn)定性、軸、軸承、球頭、軌道、車輪、螺栓、銷軸、焊縫的計算校核。
關鍵詞：壓樁機 ; 液壓缸 ; 計算
Abstract
The task of graduate design will design a pile driver of statics YZY400 include hydraulic pressure. Our collecting will finish this task , while I will finish landscape orientation and circumgyrate framework of this pile driver . First of all , I reference tower crane and base tread framework’s parameter , then make sure model number of fluid cylinder , secondly , I make sure all dimension of tread part and chose parts , lastly , I finish to cheak all dimension and intensity , include stability of fluid cylinder’s rod 、axes 、shafting bearing 、 buld 、rail 、wheel 、 welded。
Keywords : pile driver ; fluid cylinder ; calculate
全液壓靜力壓樁機是利用中壓油產生的強大靜壓力，平穩(wěn)、安靜地將預制樁快速壓入地基的一種新型樁基礎機械，已廣泛用于我國沿海城市建設和舊城市改造的樁基礎施工。全液壓靜力壓樁機共有十二個部分組成，司機室、操作臺、機身、壓樁機構、起重機、縱行機構、橫行及回轉機構、配重、頂升機構、夾樁機構、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、油箱系統(tǒng)。
樁機對單根預制樁施加的最大靜壓力不大于自身的總重量（包括70%的配重塊重量）。目前該類樁機自身的噸位一般為80-650t。
隨著夜壓技術的發(fā)展，我國在20世紀70年代開始研制生產靜壓樁機。采用靜壓樁機將樁逐段壓入土層中具有如下明顯的優(yōu)點：
（1）在施工過程中無震動、無噪音、無污染，在城市居住密集區(qū)施工有明顯的優(yōu)越性。
（2）由于樁是通過靜力壓入圖層，樁沒有受到錘擊所引起的拉伸應力的沖擊，因此樁內的鋼筋配置和混凝土的強度均可比錘擊樁要小，這樣可節(jié)約樁的工程成本。經統(tǒng)計，與打擊樁相比，靜壓樁可節(jié)約鋼材47%，水泥12%。
（3）采用柴油錘打樁，樁周邊土壤有一定程度的“液化”，因此，樁要經過一段時間“休息”后，才具有真實的承載力，靜壓樁在施工中不會對周邊土壤產生較大的干擾，所壓入樁的最終壓力基本上體現(xiàn)了樁的實際承載力，因此施工完成后，根據壓入過程的壓力曲線可迅速計算出樁的實際承載力。
（4）基本上無斷樁。
（5）可以直接用靜壓樁機對樁進行靜載實驗。
雖然靜壓樁有上述優(yōu)點，但由于靜壓樁機要配有較多的配重，整個機器的拼裝、運輸及工作效率仍然比打擊樁低，所以目前仍不如柴油錘打擊樁與鉆孔樁普及。但隨著城市的發(fā)展，對噪音及泥漿污染進行越來越嚴格的限制，靜壓樁機必將越來越受到市場的重視。
我這次畢業(yè)設計的任務是完成短船行走機構與回轉機構的設計和校核，短船行走機構與回轉機構由船體、行走梁、回轉梁、掛輪機構、行走輪、液壓缸、回轉軸和滑塊組成?；剞D梁兩端與底盤結構鉸接，中間由回轉軸與行走梁相連，行走梁上裝有行走輪，正好落在船體的軌道上，用焊接在船體上的掛輪機構掛在行走梁上，使整個船體組成一體。液壓缸的一端與船體鉸接，另一端與行走梁鉸接。工作時，頂升液壓油缸工作，使長船落地，短船離地，然后短船液壓缸工作使船體沿行走梁前后移動。頂升液壓缸回程，長船離地，短船落地，短船液壓缸伸縮使樁機通過回轉梁與行走梁推動行走小車在船體的軌道上左右移動。上述動作反復交替進行，實現(xiàn)樁機的橫向行走。樁機的回轉動作是：長船接觸地面,短船離地, 兩個短船液壓缸各伸長1/2行程, 然后短船接觸地面, 長船離地, 此時讓兩個短船液壓缸一個伸出一個收縮, 于是樁機通過回轉軸使回轉梁上的滑塊在行走梁上作回轉滑動。油缸行程走滿，樁機可轉動10°左右，隨后頂升液壓缸讓長船落地，短船離地，兩個短船液壓缸又恢復到1/2行程處，并將行走梁恢復到回轉梁平行位置。重復上述動作，可使整機回轉到任意角度。
1. 行走機構主要參數(shù)的擬定
接地比壓 ---------------0.13
縱向行走最大行程---------2
前進速度 ----------------1.4~1.5
后退速度 -----------------2.6~2.8
橫向行走最大行程----------0.5
左移速度 -----------------1.4
右移速度 -----------------2.8
轉角----------------------15°
靜壓樁機的噸位設計計算:
靜壓樁機的機身總重量： （噸）
從靜壓樁機額定壓樁的安全考慮，該樁機應設計噸位：
（噸）
2. 短船液壓缸的設計計算
2.1 短船液壓缸的載荷力計算
在露天工作的靜壓樁機,當沿著有一定坡度的軌道行走時,其總行走阻力包括：摩擦阻力； 軌道坡度阻力； 行走風阻力和慣性阻力。
2.1.1 摩擦阻力
摩擦阻力包括車輪的滾動摩擦阻力、車輪軸承中的摩擦阻力以及車輪輪緣與軌道之間的滑動摩擦阻力。為了簡化討論，假定靜壓打樁機的全部載荷都作用于一個車輪上，當車輪沿著軌道滾動時，其受力情況如圖1所示，沿鉛垂方向有載荷重力以及支反力，當車輪在驅動力矩的作用下開始轉動，由于車輪軌道的微小變形，支反力將偏離載荷的作用線一個距離。
圖 1 摩擦阻力計算圖
由車輪的平衡條件有：
=
=
=
∵ T = + = +
∴ = = (2.1.1.1)
車輪輪緣與軌道側面的摩擦引起的附加摩擦阻力，一般用增加附加阻力摩擦系數(shù) 來考慮，得：
= (2.1.1.2)
式中 ───— 驅動力矩
───—— 軸徑摩擦阻力矩
───—— 變形引起的滾動阻力矩
───—— 靜壓樁機自重
───——— 附加阻力系數(shù)
───—— 軸承摩擦系數(shù)，查機械設計手冊
───—— 車輪滾動阻力系數(shù)，查機械設計手冊
───—— 小車車輪的直徑
───—— 小車軸徑
由設計數(shù)據，確定各個系數(shù)值：
= 480 × 1000 × 9.8 = 4704000（）
= 4.704×103（）
= 0.02， 圓錐滾子軸承
= 0.003，軌道為鋼軌，平頭，車輪為鋼材料
= 0.3 m
= 0.15 m
= 1.3，有車緣的柱面車輪，圓錐滾子軸承
將以上數(shù)據帶入(2.1.1.2)式中計算：
=
= 4.704×103×（0.02×0.15/0.3 + 2×0.003/0.3）×1.3
= 183（）
2.1.2 慣性阻力
慣性阻力主要指小車運動時起動慣性阻力，按下式計算：
= (2.1.2.1)
式中 ─————小車運行速度
─———— 小車起動時間
由設計數(shù)據，確定各個數(shù)值：
V = 2.8 = 0.047
t。= ， 取
則t。= 0.094 (s)
將以上數(shù)據代入(2.1.2.1)式計算：
∴ = = (480×1000×9.8)÷9.8×0.047÷0.094
∴ = 240（）
2.1.3 行走風阻力
行走風阻力主要指風作用在靜壓樁機上引起的阻力，按下式計算：
= (2.1.3.1)
式中 C ─— 風力系數(shù)
─— 風壓高度變化系數(shù)
q ─— 計算風壓 ,（ ）
A ─— 靜壓打樁機的迎風面積，（）
由設計數(shù)據，確定各個數(shù)值：
C = 1.2
= 1.0
q = 150
A = 3.39×4.4×3 = 45
將以上數(shù)據代入(2.1.3.1)式計算：
∴ = = 1.2×1.0×150×4 = 8.1 （）
2.1.4 軌道坡度阻力
當靜壓打樁機沿著具有一定坡度的軌道行駛時，由于靜壓打樁機自重，沿軌道坡度的分力引起的運動阻力（圖2）由下式確定：
圖 2 坡度阻力計算圖
=
式中 ─— 軌道傾斜角 ，取
∴ = = = 410 （）
2.1.5 載荷力的確定
靜壓樁機行走時，由于兩個油缸提供動力，考慮到兩支液壓缸提供的動力不一定和理論設計時認為的是一組平行力，且大小相等，故取單個油缸受力的計算式：
(2.1.5.1)
式中 ──—— 單支油缸工作時的作用力
──—— 兩支油缸同時工作的作用力
由設計數(shù)據，確定 、 的數(shù)值：
= 183 + 8.1 + 410 + 24 = 841（）
= = 841（）
=
將以上數(shù)據代入(2.1.5.1)式計算：
2.2 液壓缸主要結構尺寸的設計計算
YZY400靜力壓樁機屬于大型的工程機械，根據機械設計手冊，初步確定行走機構的系統(tǒng)壓力為25MPa
確定橫移行走液壓缸尺寸:
根據靜壓樁機行走機構的基本性能要求，確定使用雙作用單活塞桿液壓缸
圖 3 液壓缸的行走狀態(tài)圖
Ⅰ向行走時， B口進油； A 口出油
Ⅱ向行走時， A口進油； B口出油
液壓缸計算如下：
（） (2.2.1)
式中 ── 活塞桿直徑，（）
── 液壓缸的理論推力，
── 系統(tǒng)壓力，查手冊取
將以上數(shù)據代入(2.2.1)式計算：
∴
查機械設計手冊 ，取D = 200
取速度比：
∵
∴
查機械設計手冊 ，取 = 140
液壓缸的流量計算：
式中 ── 液體的運動速度
── 活塞的面積
∴
2.3 確定短船行走液壓缸的型號
── ──
液壓缸的型號說明：
── ── □
──—— 雙作用單活塞桿液壓缸
──——結構尺寸代號（液壓缸直徑/活塞桿直徑）
□ ──—— 活塞桿型式代號
2.4 短船液壓缸技術規(guī)格
速度比 =2
工作壓力 25
最大行程 S
(mm)
缸徑
φAL(mm)
活塞桿直徑
φMM(mm)
推力(KN)
拉力(KN)
200
140
785
400
1500
推力計算:
式中 ──—— 液壓缸推力
──——工作壓力
──——活塞的作用面積
∴
∴
拉力計算:
式中 ──—— 液壓缸拉力
──—— 工作壓力
──——活塞直徑
──—— 活塞桿直徑
──—— 液壓缸有桿腔作用面積
∴
∴
2.5 短船液壓缸活塞桿穩(wěn)定性校核
當桿件的應力達到屈服極限或強度極限時，將引起塑性變形或斷裂。細長桿件受壓時，卻表現(xiàn)出與強度失效全然不同的性質，當壓力逐漸增加到某一極限值時，細長桿的直線平衡變?yōu)椴环€(wěn)定，將轉變?yōu)榍€形狀的平衡，桿件失穩(wěn)后，壓力的微小增加將引起彎曲變形的顯著增大，桿件已經喪失了承載能力(如圖4)。
圖 4 活塞桿失穩(wěn)
活塞桿失穩(wěn)時，應力不一定是很大，甚至可能會小于比例極限，按下式進行穩(wěn)定性校核：
柔度 ： (2.5.1)
式中 ──—— 長度系數(shù)
──——— 截面的慣性半徑
──——— 桿件的長度即活塞桿的行程
由設計數(shù)據，確定各個數(shù)值：
=
=1 ， 短船液壓缸的活塞桿為兩端鉸支連接
將以上各數(shù)據代入(2.5.1)式計算：
∴
壓桿穩(wěn)定的極限值：
(2.5.2)
式中 ──—— 材料的彈性模量
──—— 比例極限
查機械設計手冊 ，= 206
=200
將以上各數(shù)據代入(2.5.2)式計算：
∴
∴ 短船活塞桿不屬于大柔度桿，不能使用歐拉公式計算臨界壓力
采用以實驗結果為依據的直線公式：
(2.5.3)
式中 ──—— 屈服極限
、 ──—— 直線公式系數(shù)
查機械設計手冊 ，=235
將以上各值代入(2.5.3)式計算：
∵
∴ 短船液壓缸活塞桿屬于小柔度壓桿，受壓時不可能像大柔度桿那樣出現(xiàn)彎曲變形，主要因應力達到屈服極限（塑性變形）或強度極限（脆性變形）而失效，應按強度問題計算：
(2.5.4)
式中 ──—— 臨界應力
──—— 活塞桿受力
──—— 活塞桿橫截面積
由設計數(shù)據，確定各個數(shù)值：
= 701
將以上各數(shù)據代入(2.5.4)式計算：
∴ 短船液壓缸活塞桿滿足穩(wěn)定性要求
3. 短船機構的總體設計
短船擬定分為上下兩層，上層為軌道行走部分，下層為接地部分，兩層之間用圓軸連接，圓軸焊接于接地部分。
圖5 行走機構視圖
3.1 行走小車間距的設計計算
擬定小車尺寸：長---0.6m， 寬---0.4m
根據液壓缸型號（HSG — Φ200/Φ140 — 500）和行程500mm
查機械設計手冊：HSG液壓缸——— = 628 + s =628+500=1128
MR = 95
∴ L=628+600+95+95+500=1918
取 L=2.6m
3.2 短船尺寸的設計
靜壓樁機設計噸位：M=480(t)
短船的接地比壓：P=0.13(MPa)
短船總的工作面積：
平均到每只短船上的受壓面積是：
取短船的長為5m, 則寬為3.6m
3.3 短船上下層機構設計
短船回轉機構采用雙層結構，最大旋轉角度α=15°，兩橫移短船中心相距L=5500mm , 短船液壓缸的最大行程S=500mm , 由于機身旋轉時短船也隨之旋轉，而短船下支座仍然著地，故短船上支撐與下支撐將出現(xiàn)行程差X 。
短船的上支撐采用成形套與法蘭連接，連接部分采用8只連接螺栓。
短船的下支撐采用鋼板焊接連接，從而增大接地面積。
在短船一只液壓缸伸長一半時，另一只液壓缸縮回一半，此時機身旋轉至最大角度。
圖6 行程補償原理圖
中心線的位置從01-02 轉到 03-04 :
X=L1-L2
∴ X=L1-L2=2750-2656.5=93.5
3.4 短船上下層連接軸的校核
行走時，軸在連接結合面處受剪，并與被連接件孔壁互相擠壓，連接損壞的可能形式有：軸被剪斷，軸或孔壁被壓潰。
軸所受的剪力為F, 其強度條件為：
軸的材料選用45#鋼，調質處理，
查機械設計手冊：=80MPa
∴
∴ (mm)
取 d = 106 (mm)
校核連接的強度條件為：
式中 h ———— 軸的受壓高度
———— 軸的許用擠壓應力
查機械設計手冊： = 150MPa
擬定上層軌道部分與軸的受壓高度為0.055m
∴
∴ 軸滿足連接的強度要求
4. 小車組件的設計計算
靜壓樁機的支撐，靠長船和短船上的四只行走小車提供作用力，只要克服樁機的自重即可。由于三點確定一個平面，雖然有四只小車支撐，但實際產生作用的往往只有其中的三只小車，單只小車的受力按下式進行計算：
車 (4.1)
式中 ──—— 樁機正常工作時，小車的最大受力
──—— 樁機正常工作時，小車的最小受力
由設計數(shù)據，確定、的值
將以上數(shù)據代入(4.1)式計算：
車
4.1 小車車輪的計算與校核
車輪是靜壓樁機的行走部件，在靜壓樁機的運行機構中均采用單輪緣柱面車輪，通常情況下輪緣的高度約為20~25，且具有1：5斜度。
車輪的強度按車輪面接觸強度來計算，車輪的接觸強度與它的材料、車輪踏面和軌道接觸情況有關，為了計算車輪的接觸應力，需要先計算出輪壓：
車
車
∴
車輪點接觸強度校核：
(4.1.1)
式中 ──—— 速度系數(shù)
──—— 工作級別系數(shù)
──——曲率半徑
── 由軌道頭與車輪曲率半徑之比所確定的系數(shù)
──—— 與材料有關的許用點接觸應力常數(shù)
由設計數(shù)據，確定各個數(shù)值：
=1.17
=1.12 （M4）
=400 ( r = 300 , R = 400 )
=0.430 （ r/R = 0.75 ）
將以上各數(shù)據，代入(4.1.1)式計算得：
∴
∴ 車輪滿足強度要求
4.2 車軸的設計計算
靜壓樁機的行走小車均采用兩根聯(lián)結軸，每根軸的受力為：
軸的受力圖
軸的剪力圖
軸的彎矩圖
軸材料選用鋼，調質處理
查機械設計手冊，
軸的彎曲強度條件為：
軸與軸承采用基孔制配合
查機械設計手冊，取
4.3 選定并校核軸承
對于緩慢擺動或低速旋轉的軸承，應分別計算額定動載荷和額定靜載荷，取其中較大者選擇軸承。
基本額定動載荷的計算：
式中 ── 基本額定動載荷計算值
── 當量動載荷
── 壽命系數(shù)，查機械設計手冊定軸承使用壽命為，查機械設計手冊取=2.00
── 速度系數(shù)，查機械設計手冊，取=1.435
── 力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時=1.5；
力矩載荷較大時=2；取=1.5
── 沖擊載荷因數(shù)，查機械設計手冊，取=1.0
── 溫度因數(shù)，查機械設計手冊，取=1.0
── 軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷
當量動載荷的計算：
式中 ──—— 徑向載荷，取
──—— 軸向載荷，=0
──—— 徑向動載荷系數(shù)，取=1
──—— 軸向動載荷系數(shù)，取=0
∴ = 1×439 =439 (KN)
∴
(KN)
額定靜載荷的計算式：
式中 ———— 基本額定靜載荷計算值
———— 當量靜載荷
———— 安全因數(shù)，查機械設計手冊，= 2
———— 軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷
額定靜載荷的計算式：
若 < , 取 =
∴ = = 439 （KN）
∴
針對小車的負載情況，選用兩個相同的單列角接觸軸承（角接觸球軸承或圓錐滾子軸承）以面對面或背對背形式安裝在一起作為支撐體，可以承受以徑向載荷為主的較大徑向、軸向聯(lián)合載荷，安裝時軸承組可預緊，具有較好的支撐剛度和旋轉精度。
成對安裝的角接觸軸承組其基本參數(shù)如下：
基本額定動載荷： （球軸承）
（滾子軸承）
基本額定靜載荷：
初選軸承型號：32228
查機械設計手冊，
軸承代號
基本尺寸
基本額定載荷/KN
重量/Kg
30000型
d
D
T
W
32228
140
250
71.75
645
1050
14.4
校核軸承的動載荷和靜載荷：
∴ 軸承的動載荷和靜載荷都滿足要求
校核軸承壽命：
查機械設計手冊，軸徑，運動速度
軸承壽命為：
∴
∴ 軸承滿足強度要求
5. 軌道的設計計算
靜壓樁機的軌道是用來支承樁機的全部自重，保證其正常定向運動的支撐零件，靜壓樁機的軌道通常采用P型鐵路鋼軌，鋼管的頂部做成凸狀的，底部是具有一定寬度的平板，增大與基礎的接觸面積，軌道的截面多為工字型，具有良好的抗彎強度。
為了確定鋼軌的型號及進行基礎設計，必需計算出鋼軌的最大彎矩和鋼軌對基礎的最大比壓。
鋼軌對基礎的最大比壓按下式計算：
()
鋼軌的最大彎矩按下式計算：
式中 ──—— 最大輪壓，；
──—— 計算長度，；
(mm)
式中 ──—— 鋼軌的剛度
──—— 軌道的底面寬度
── 由基礎的材料決定
由設計數(shù)據，確定各個數(shù)值：
查機械設計手冊 ，取 =10
∴
∴
∴
P型鐵路鋼軌已經標準化，根據計算數(shù)據，選用型
圖 7 型鐵路鋼軌截面
鐵路鋼軌的基本尺寸(mm)：
軌道型號
h
l
r
R
備注
P24
107
23.28
51
92
26.13
53.05
53.95
13
300
YB222-63
鐵路鋼軌的計算數(shù)據：
計算數(shù)據
軌道型號
截面面積
()
慣性矩
質量
P24
31.24
486
80.46
24.46
6. 焊縫的強度計算
計算焊縫時假設: 1)載荷沿焊縫均勻分布; 2)焊縫中的工作應力在其相應的截面上也均勻分布.
6.1 小車構架的焊接校核
靜壓樁機的小車構架生產批量很小，如果采用鑄造毛坯，在總成本中制模費將要占很大的比重，往往不如采用焊接毛坯經濟。此外，鑄件的最小壁厚受鑄造工藝的限制，常大于強度和剛度的需要。改用焊接毛坯，就可采用較小的壁厚，重量也可平均降低30%。
靜壓樁機的小車構架焊接均采用端焊縫類型，端焊縫在受力時的應力情況很復雜，在焊縫三角形的垂直平面上有正應力、水平平面上有切應力，同時還存在其它應力（如彎曲應力等等），試驗表明，在靜載荷作用下，焊縫的破裂多沿與載荷方向成的斜面，所以就用這個截面作為計算截面，截面上的應力稱為條件應力，應小于其許用值，因此焊縫的強度條件為：
式中 ———— 熔積金屬的許用條件應力
K ————— 焊縫的高度
L ————— 焊縫的長度
由設計數(shù)據，確定各個數(shù)值：
=160 MPa , 查機械設計手冊
K =5
L =
∴
∴ 小車構架的焊接滿足強度要求
6.2 球座的焊接校核
側焊縫中的應力情況也很復雜, 仍取與載荷方向成的截面作為計算截面,相應的許用應力也用表示, 設焊縫的總長度為, 則強度條件為:
由設計數(shù)據，確定各個數(shù)值：
=160 MPa , 查機械設計手冊
K =8
L =
∴
∴ 球座的焊接滿足強度要求
7. 球頭的強度校核
在外力作用下，聯(lián)結件和被聯(lián)結的構件之間，必將在接觸面上互相壓緊，于是擠壓應力相應的強度條件是：
式中 ———— 材料的許用擠壓應力
圖8 球頭受力圖
由設計數(shù)據，確定各個數(shù)值：
, 查機械設計手冊
P=1437 KN
∴
∴ 球頭的強度滿足要求
8. 短船液壓缸連接部分設計
液壓缸連接耳套采用對稱結構，與液壓缸以銷軸方式連接。
圖7 液壓缸連接耳套示意圖
液壓缸耳套孔 ：
采用基孔制配合，銷軸直徑
銷軸受到的最大剪切力：
故選用鋼，調質處理，查機械設計手冊，
剪切應力的強度校核條件：
∴
∴ 采用的銷軸完全滿足剪切安全強度
9. 球頭螺栓強度校核
球頭的蓋板與底座之間采用6個的螺栓連接，螺栓的材料選用鋼，性能等
為10.9級。
查機械設計手冊，，，
∴
螺栓螺紋部分的強度計算：
式中 ──—— 螺紋小徑
──—— 螺栓的個數(shù)
──—— 緊聯(lián)結螺栓的許用拉應力
∴
∴ 球頭螺栓連接的強度滿足要求
10. 總結與展望
YZY400全液壓靜力壓樁機橫向行走及回轉機構，尺寸基本合理，軸、軸承、軌道、車輪等的強度滿足要求，根據行走機構的主要參數(shù)，參考塔式起重機的小車計算，選取的液壓缸比較科學經濟，短船分上支座和下支座兩部分，在回轉時能很好的實現(xiàn)行程補償，使樁機的行走更方便可靠，大量采用焊接工藝，行走機構的結構更簡單，節(jié)省材料，實現(xiàn)高性能與低成本的完美結合。
11. 致謝
這次畢業(yè)設計的課題是YZY400全液壓靜力壓樁機的設計，我們是團隊畢業(yè)設計, 我完成靜壓樁機橫向行走及回轉機構設計。小組所有成員在完成初步整體設計的基礎上，各自承擔一定的設計任務，由于我們各自的設計任務彼此之間的相互聯(lián)系很緊密，所以小組所有成員之間的溝通和協(xié)商就顯得非常重要，在此期間各位組員充分發(fā)揮了互相幫助，互相合作的團隊精神，在時間比較緊張的形勢下，非常成功的完成了畢業(yè)設計的任務，我想在此感謝每位組員這幾個月對我工作的支持和協(xié)作，同時在這期間也包含了鄭老師給予我的幫助，在此對她的辛勤勞動和幫助表示衷心的感謝！
12. 參考文獻
［1］劉古岷、王渝、胡國慶等編：《樁工機械》，北京，機械工業(yè)出版社，2001
［2］成大先編：《機械設計手冊》，北京，化學工業(yè)出版社，2000
［3］吉林工業(yè)等校編：《土力學與地基工程》，北京，機械工業(yè)出版社，1973
［4］鄭鳳琴主編：《互換性及技術測量》，南京，東南大學出版社，2000
［5］馮桃新等編：《建設機械配套件手冊》，北京，機械工業(yè)出版社，1996
［6］王赫、鄭鳳琴等編：《樁基礎工程施工與組織管理》，北京，建筑工業(yè)出版社，1997
［7］蔡春源主編：《新編機械設計手冊》，遼寧，遼寧科技出版社，1993
［8］楊智信主編：《高層建筑施工手冊》，北京，機械工業(yè)出版社，1992
［9］胡炎村等編：《機械基礎及建筑機械》，武漢，武漢工業(yè)大學出版社，1989
［10］楊位光編：《地基及基礎》，北京，中國建筑工業(yè)出版社，1998
［11］徐灝編：《機械設計手冊》，北京，機械工業(yè)出版社，1991`
［12］戈曉嵐、王特典編：《工程材料》，南京，東南大學出版社，2000
［13］袁國定編：《機械制造技術基礎》，南京，東南大學出版社，2000
［14］何紅媛編：《材料成形技術基礎》，南京，東南大學出版社，2000
［15］中國焊接學會等編：《焊接手冊》，北京，機械工業(yè)出版社，1998
［16］Tannock J D T. Automating Quality Systems.Chapman & Hall , 1992
［17］Goetsch D L.Advanced Manufacturing Technology. Delmar Publishers Inc , 1990
［18］Koenig D T. Manufacturing Engineering. Hemisphere Publishing Corporation , 1987
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