3746 液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造

3746 液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造,液壓,靜力,壓樁機,系統(tǒng),改造 液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造１ 緒論1.1 靜力壓樁機的發(fā)展樁工機械是各種樁基礎工程的主要施工機械，按其工作原理可分為沖擊式、振動式、靜壓式和成孔灌注式幾類。常用的有柴油錘、蒸汽錘及液壓錘、振動錘、靜力壓樁機、各種鉆孔機以及與樁錘配套的各種打樁架等。錘擊打樁是人類最早采用的樁基礎施工方法之一。墜錘是沖擊錘的原始形式，此后是蒸汽錘，目前國內廣泛應用的是柴油錘，液壓錘也在國內外有所應用。振動沉樁是利用高頻振動，以高加速度振動樁身，使樁身周圍的土體產(chǎn)生液化，減小樁側與土體間的摩擦力，然后靠振動錘與樁體的自重將樁沉入土層中。自20 世紀70 年代中期，美國 MKT 公司首次在世界上研制成功第一臺液壓式振動樁錘以來，便受到建筑界的重視并得以迅速發(fā)展，發(fā)達國家已普遍推廣使用液壓式振動樁錘。液壓靜力壓樁是20世紀80年代興起的一種樁基礎施工新工藝?？v觀液壓靜力壓樁機的發(fā)展過程，大致可將其分為兩個階段：第一階段，從20世紀70年代后期到90年代中期，國內先后研制了幾種壓樁機，并逐步形成系列產(chǎn)品進入市場。其中具有代表性的兩個系列產(chǎn)品是武漢市建筑工程機械廠生產(chǎn)的YZY 系列液壓靜力壓樁機和利用中南大學智能機械研究所的專利技術生產(chǎn)的ZYJ 系列液壓靜力壓樁機。在這個階段主要解決了這種樁機的設計理論基礎、動力配置和系統(tǒng)設計問題，滿足了靜壓樁的基本功能。但就整體來說，其主要特征是樁機壓樁力不大，實際使用的最大壓樁力不足4000kN，絕大部分的壓樁力為 1 600~2400kN；功能單一，主要應用于施工現(xiàn)場預制的截面尺寸為(300 mm×300 mm)~(400mm× 400mm)的鋼筋混凝土方樁(實心件) 的正常中位壓樁，單樁設計承載力標準值在1400kN 以 下 。而預應力管樁和高強度預應力管樁主要是通過錘擊設備如柴油錘等進行打入。進入20世紀90年代中期以后，液壓靜力機進入第二發(fā)展壓樁階段。由于1994第 1 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計年底在珠海利用液壓靜力壓樁機將直徑500 mm的預應力管樁壓入強風化巖獲得成功，實現(xiàn)了靜壓樁施工技術的歷史性突破，從此拓寬了靜壓樁的應用范圍，一方面，實現(xiàn)了靜壓樁的單樁承載力向大噸位方向的快速發(fā)展，與此同時，市場對大噸位樁機的需求不斷增大，而且要求越來越強烈；另一方面，由于施工范圍的不斷擴大，對樁機功能的要求也日益增多，出現(xiàn)了工程施工中許多必須解決的實際問題。這個階段的樁機品種顯著增加，系列化不斷完善，生產(chǎn)廠家也急劇增多，至今在全國約有30個制造廠。其中湖南山河智能機械股份有限公司的生產(chǎn)能力最大，2003年共生產(chǎn)125臺，占全國年總產(chǎn)量的30%~40%。目前的生產(chǎn)能力達到每月15臺，年生產(chǎn)能力在180臺左右，已形成壓樁力為800~10000kN的完整的產(chǎn)品系列。1.主駕駛室4.吊機7.縱移機構2.壓樁臺5.機身8.配重3.預制樁6.橫移回轉機構9.升降機構圖 1-1 靜力壓樁機的結構組成1.2靜力壓樁機的結構組成和工作原理1.2.1 靜力壓樁機的結構組成壓樁機主要由升降機構、縱移機構、橫移回轉機構、壓樁臺、電控系統(tǒng)等部分組成,其外形及結構如圖1-1所示。1.2.2 靜力壓樁機的工作原理由電控箱按鈕進行起動和關閉,起動后高壓泵產(chǎn)生的高壓油,通過管路和控制閥件流入全機各個油缸內,使油缸按要求進行工作。管路內總壓力可由溢流閥進行調整和控制,油缸的動作可由操縱室內手操多路閥控制。第 2 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計1. 升降機構升降機構主要由四個升降液壓缸與四條懸臂組成。四個升降液壓缸缸筒分別通過四條懸臂與車身連接，其活塞桿分別與長船上的四組行走小車鉸接。液壓缸活塞桿伸長則機身和短船升高，反之降低。短船落地后，升降液壓缸活塞桿繼續(xù)縮回，則長船升起離開地面。2. 縱移機構縱移機構主要由兩個長船及長船上的兩條縱移液壓缸和四個行走小車組成。當兩個縱移液壓缸同時伸長或縮短時，機身與長船之間便產(chǎn)生縱向的相對運動。3. 橫移及回轉機構橫移及回轉機構主要由兩個短船、兩條橫移液壓缸、回轉平臺、回轉中心軸及彈簧復位機構組成。當兩條橫移液壓缸同時伸出或回縮時，就使機身與短船產(chǎn)生相對橫向移動。若兩條液壓缸一條伸，另一條縮，就會使二者產(chǎn)生相對轉動。產(chǎn)生相對轉動后，當短船離地時，安裝在回轉臺上的復位彈簧即可使回轉臺連同短船復位。4. 壓樁臺壓樁臺是樁機的主體結構,由它實現(xiàn)夾樁、壓樁作業(yè)。它主要由主副壓樁缸、夾樁箱等組成。夾樁箱由夾樁箱體、夾樁液壓缸、鉗口等組成。壓樁時，主壓樁缸活塞桿縮回將夾樁箱提到最高位置。預制樁吊入夾樁箱中間孔后，夾樁缸伸長，將樁夾緊。再操縱壓樁閥手柄，主壓樁活塞伸長，產(chǎn)生強大的壓力將樁壓入地基，直到缸的行程走完，夾樁缸縮回松樁。接著主壓樁缸活塞桿縮回提起壓樁箱，就這樣依次循環(huán)完成“夾樁→壓樁→松樁→返回→夾樁…”的動作，將預制樁逐次壓入基礎之中。如果需要的壓樁力不是很大，則只需要主壓樁缸工作即可。如果需要的壓樁力過大，則需要副壓樁缸同時工作。5. 液壓系統(tǒng)液壓系統(tǒng)分主機液壓系統(tǒng)和吊機液壓系統(tǒng)。主機液壓系統(tǒng)由齒輪泵，單向閥，第 3 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計溢流閥，多路換向閥，手動換向閥，液控單向閥等控制元件和執(zhí)行機構組成。壓樁系統(tǒng)的主要執(zhí)行元件壓樁油缸可是是單缸也可以是由一個主液壓缸和一個柱塞缸輔助缸組成的雙缸。6. 靜力壓樁機的技術特點在國內, 湖南山河智能機械股份有限公司的ZYJ系列靜力壓樁機有多項技術創(chuàng)新，很有特點。其產(chǎn)品采用高效節(jié)能的液壓控制系統(tǒng),均壓管樁夾樁機構、邊角樁裝置, 既可壓“ 中樁” ，又可壓 “邊樁”、“角樁” 的“ 邊樁、角樁”裝置和新型液壓步履式行走，既實現(xiàn)了高效節(jié)能，又解決了實際問題、提高了施工質量。1.3 選題的意義和作業(yè)內容全液壓靜力壓樁機是以液壓為動力進行靜壓樁施工的一種樁基礎施工設備 ,具有效率高、工人勞動強度低、低噪音、無污染等優(yōu)點，在持力層較深的沿海地區(qū)和內陸沖擊平原地區(qū)具有明顯的施工優(yōu)勢，其液壓系統(tǒng)設計是否合理將直接影響著設備的性能。設計出更符合壓樁實際工況的液壓系統(tǒng)對提高液壓靜力壓樁機的經(jīng)濟性，可靠性和實用性具有重大意義。本論文的工作內容如下：1．擬訂出液壓系統(tǒng)的方案，繪制出液壓原理圖。2．液壓缸、液壓馬達主要參數(shù)的計算，主要液壓元件的選型。3. 液壓缸、油箱泵組等的設計及校核。第 4 頁 共 56 頁產(chǎn)品型號 ZYJ800額定壓樁力(KN) 8000壓樁速度(m/min) 高速 4.0低速 0.7壓樁行程(m) 1.8轉角(o) 8升降(m) 1.1方樁(mm) 最小 400最大 300最大圓樁(mm) 600邊樁距離(mm) 0.68角樁距離(mm) 1.2額定起吊(Kg) 16變幅力矩(tfm) 80功率(kW) 壓樁 135起重 30尺寸(mm) 工作長 14000工作寬 8560運輸高 31903總質量（含配重）(10 Kg) ≥802液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計２ 液壓系統(tǒng)工作原理圖的擬定2.1 液壓系統(tǒng)方案的選擇2.1.1 ZYJ 800 液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)的基本參數(shù)及性能要求1. ZYJ800 液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)的基本參數(shù)表 2-1 ZYJ 800 液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)的基本參數(shù)2. ZYJ 800 液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)的性能要求整個液壓系統(tǒng)的要求是簡單緊湊，高效節(jié)能，能在惡劣的環(huán)境下工作。起升機構應該升降平穩(wěn)，速度適當，能在某位置停止，因此要設計有限速回路和相應的鎖緊裝置?？v移、橫移機構只要求管路暢通就行，沒有特別的性能要求。第 5 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計壓樁、夾樁機構也是升降動作，要求升降平穩(wěn)，速度適當，因此兩機構都要有限速回路和瑣緊裝置。壓樁機構還要求能滿足一個調速范圍，形成一個高速和一個常速兩個個檔位，所以要設計一個二級調速回路。壓樁機構難免會遇到突然停機，系統(tǒng)壓力急劇增大的情況，此時應有專門的卸荷回路。各個機構的液壓回路，都應該設計有各自過載閥（有各自的調定壓力），保證過載狀態(tài)下卸荷。整個液壓系統(tǒng)還應該設計一個專供泄露油流回油箱的回路，保持整個系統(tǒng)的清潔。2.1.2(1)液壓系統(tǒng)型式的確定及多路閥的連接液壓系統(tǒng)型式的確定按油液循環(huán)方式的不同，液壓系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)。由于靜力壓樁機執(zhí)行液壓缸的兩腔面積不等，且兩腔交替頻繁，所以液壓系統(tǒng)選用開式系統(tǒng)，即各元件回油直接回油箱。按系統(tǒng)壓力的高低，液壓系統(tǒng)可分為低壓系統(tǒng)(使用壓力＜16Mpa)，中高壓系統(tǒng) (16Mpa＜使用壓力＜ 25Mpa)，高壓系統(tǒng) (使用壓力＞25Mpa)。由于本課題要求的工作壓力為 25Mpa 左右，所以系統(tǒng)為高壓系統(tǒng)。按所使用的液壓泵形式的不同，液壓系統(tǒng)可分為定量系統(tǒng)和變量系統(tǒng)。按系統(tǒng)中液壓泵的數(shù)量，液壓系統(tǒng)可分為單泵系統(tǒng)、雙泵系統(tǒng)和多泵系統(tǒng)。通過前述分析，本液壓系統(tǒng)選用的是壓力補償變量泵,工作壓力又屬于中高壓，課題要求的執(zhí)行元件的工作速度可達 5m/min，只使用一個泵難以提供足夠的動力，所以選擇雙泵或多泵；因此整個系統(tǒng)的型式確定為多泵變量開式系統(tǒng)。多路閥的連接(2) 多路閥的油路連通方式有并聯(lián)式，串連式，串并聯(lián)式。本液壓系統(tǒng)采用 3 個多路閥塊，橫移、縱移機構共用一個并聯(lián)多路閥塊，以實現(xiàn)橫移或縱移兩個伸縮液壓缸的同時移動。升降機構的四個液壓缸用一個并聯(lián)多路閥塊，以實現(xiàn)四個升降液壓缸同時移動，保證機身的平衡。壓樁和夾樁機構共用一個多路閥塊，因為壓樁機構是主要執(zhí)行機構，設計時要考慮到它的泄露油第 6 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計回路和卸荷回路，且主副壓樁缸并不是總是同時作用，所以該多路閥塊不是簡單的并聯(lián)，比較復雜。2.1.3 各組成機構基本回路的選擇(1) 升降機構的回路選擇機身在做下降運動時受重力作用的影響 ,如果無控制,必然在重力的作用下加快運動速度，產(chǎn)生超速下降，造成事故。因此必須設置限速回路。目前主要有兩種方法，一種是用平衡閥限速，一種是用液控單向閥和單向節(jié)流閥限速。升降液壓缸D15.1D9.4D15.2D9.3D15.3D9.2D15.4D9.1卸荷回路D6.4 D6.3 D6.2 D6.1進油口回油口圖 2-1 升降機構液壓原理圖（用液控單向閥和單向節(jié)流閥限速）若選擇液控單向閥和單向節(jié)流閥進行限速，其液壓原理圖如圖 2-1 所示。當手動換向閥置為上位時，液壓泵來油經(jīng)過換向閥上位，進入液壓缸有桿腔，并通過控制油路將液控單向閥打開，從液壓缸無桿腔出來的液壓油，經(jīng)過打開的液控單向閥，再經(jīng)過單向節(jié)流閥和換向閥下位，回到油箱。如果產(chǎn)生機身超速下降的現(xiàn)象，則液壓缸有桿腔進油路液壓不足，壓力降低，甚至產(chǎn)生負壓，液控單向閥將關閉，直到該油路壓力升高，再打開液控單向閥，才能繼續(xù)下降。單向節(jié)流閥起限速作用。如果升降機構要在某位置停留，可將換向閥置為中位，切斷液壓油。這種限速方法所用元件簡單，體積小，安全可靠，打開液控單向閥的控制壓第 7 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計力較低，能量損失少。但液控單向閥對壓力十分敏感，開關動作迅速，工作平穩(wěn)性較差。若用平衡閥限速,則液壓原理圖如圖 2-2 所示。升降液壓缸D 15 .1D 9 .4D 15 .2D 9 .3D 15 .3D 9 .2D 15 .4D 9 .1卸荷回路D 6 .4 D 6 .3 D 6 .2 D 6 .1進油口回油口圖 2-2 升降機構液壓原理圖（用平衡閥限速）當手動換向閥置為上位時，機身下降，壓力油直接端進入液壓缸無桿腔，順序閥的外控口 K 接進油路，閥芯的開啟或關閉由此進油路的壓力控制。機身下降正常時此進油路有一定壓力，打開順序閥使液壓缸無桿腔的油通過流回油箱。如果機身下降過快，超過了相應的速度時，進油路壓力降低而使外控順序閥的閥口關小，液壓缸的回油阻力增大，從而阻止機身下降速度的進一步提高。平衡閥控制油路中的節(jié)流閥能減緩平衡閥的啟閉速度，使其工作穩(wěn)定可靠。比較以上兩個方案，使用平衡閥調速既能達到液控單向閥和單向節(jié)流閥限速的效果，而且能使整個起升機構工作時更加平穩(wěn)可靠，這對體積、質量大的工程機械是相當重要的，因此選擇平衡閥調速。(2)縱移機構和橫移及回轉機構的回路選擇第 8 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計橫移液壓缸 縱移液壓缸D10.1 D10.2 D11.1 D11.2D6.8 D6.7 D6.6 D6.5 卸荷回路回油口進油口圖 2-3 縱移機構和橫移及回轉機構的液壓原理圖縱移機構和橫移機構是通過全液壓實現(xiàn)動作，它不同于挖掘機，起重機的行走機構，它液壓回路的設計和升降機構的液壓回路的設計很相似，不同之處就在于縱移機構和橫移機構的液壓缸動作時不需要考慮重力的影響。因此，縱移機構和橫移機構的液壓回路中不需要用到液控單向閥?；剞D機構的回轉動作是通過兩個縱移液壓缸相反伸縮來完成，回轉的回復動作是靠專門的彈簧機構實現(xiàn)，不需要液壓控制。故縱移機構和橫移及回轉機構的液壓回路原理圖如圖 2-3 所示。當手動換向閥置為下位時，是液壓缸活塞桿收縮的情況，液壓泵來油經(jīng)過換向閥下位，進入液壓缸有桿腔，從液壓缸無桿腔出來的液壓油，經(jīng)過換向閥上位，回到油箱。當手動換向閥置為上位時，是液壓缸活塞桿伸長的情況，液壓泵來油經(jīng)過換向閥上位，進入液壓缸無桿腔，從液壓缸有桿腔出來的液壓油，經(jīng)過換向閥下位，再回到油箱。每個液壓缸都設有一個換向閥，橫、縱移液壓缸的兩個缸既可單獨運動，又可同時運動。(3) 壓樁臺液壓回路的選擇第 9 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計D5.4主壓樁缸D12.1 D12.2D9副壓樁缸D13.1 D13.2D5.1夾樁液壓缸D14.1 D14.2D14.3 D14.4D8.4D8.5D8.2D7.3 D8.6 D7.2 D6.4 D8.3D7.1卸荷回路回油口進油口圖 2-4 壓樁臺的液壓原理圖壓樁、夾樁機構因為也是升降動作，也要設計與起升機構的一樣的限速回路和瑣緊裝置。因為只有直線往復運動，所以壓樁機構的執(zhí)行元件選用雙作用液壓缸，液壓缸一邊是有桿腔，一邊是無桿腔，兩腔的作用面積有差別，這樣就可以通過差動連接來實現(xiàn)速度的轉換，完成二級調速回路的設計。壓樁機構的卸荷回路用換向閥的中位機能實現(xiàn)。選用主、副壓樁缸組來完成壓樁動作，在主壓樁缸的壓樁力不能滿足要求時，主、副壓樁缸同時作用。壓樁臺的液壓原理圖如圖 2-4 所示。夾樁手動換向閥 D7.1 置為下位，其余換向閥置為中位。液壓油從進油口進入，過手動換向閥 D7.1 下位，經(jīng)過液控單向閥 D5.1 到夾樁液壓缸無桿腔，夾樁液壓缸夾緊預制樁；從夾樁液壓缸有桿腔出來的油，再經(jīng)過手動換向閥 D7.1 下位，回到第 10 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計油箱。溢流閥 D8.3 作為夾樁回路的安全閥，在夾樁過程中一旦夾樁回路中油壓超過溢流閥 D8.3 的調定壓力，溢流閥 D8.3 立即溢流卸荷。松樁手動換向閥 D7.1 置為上位，其余換向閥置為中位。液壓油從進油口進入，過手動換向閥 D7.1 上位，到夾樁液壓缸有桿腔，夾樁液壓缸松開預制樁，同時液控單向閥打開；從夾樁液壓缸無桿腔出來的油經(jīng)過手動換向閥 D7.1 上位，過液控單向閥回到油箱。溢流閥 D8.1 作為松樁回路的安全閥，在松樁過程中一旦松樁回路中油壓超過溢流閥 D8.1 的調定壓力，溢流閥 D8.1 立即溢流卸荷。壓樁又可以有以下幾種工況：快壓手動換向閥 D7.1 置為下位，D7.2 置為上位，D7.3 置為下位，其余換向閥置為中位。液壓油從進油口進入，過手動換向閥 D7.2 上位，過平衡閥 D9 的單向閥 ，到主壓樁缸的無桿腔，主壓樁缸壓樁；從主壓樁缸有桿腔出來的油經(jīng)過手動換向閥 D7.3 下位與進油連通，形成差動聯(lián)接，加速壓樁。選取壓力補償變量泵進行供油，則壓力補償變量泵與快壓回路形成容積式調速回路，可實現(xiàn)無級調速。溢流閥 D8.5 作為快壓回路的安全閥，在快壓過程中一旦快壓回路中油壓超過溢流閥D8.5 的調定壓力，溢流閥 D8.5 立即溢流卸荷。常壓主壓樁缸單獨壓樁手動換向閥 D7.2、D7.3 置為上位， D7.1 置為下位，其余換向閥置為中位。液壓油從進油口進入，過手動換向閥 D7.2 上位，過平衡閥 D9 的單向閥，到主壓樁缸的無桿腔，主壓樁缸壓樁；從主壓樁缸有桿腔出來的油經(jīng)過手動換向閥 D7.3上位回到油箱。主、副壓樁缸同時壓樁手動換向閥 D7.2 、D7.3、 D6.1 置為上位，D7.1 置為下位，其余換向閥置為第 11 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計中位。液壓油從進油口進入，分為兩個支流。一個支流過手動換向閥 D7.2 上 位 ，過平衡閥 D9 的單向閥，到主壓樁缸的無桿腔，主壓樁缸壓樁；從主壓樁缸有桿腔出來的油經(jīng)過手動換向閥 D7.3 上位回到油箱。另一個支流過手動換向閥 D6.1上位，到副壓樁缸的無桿腔，副壓樁缸壓樁；從副壓樁缸有桿腔出來的油經(jīng)過手動換向閥 D6.1 上位回到油箱。溢流閥 D8.2 作為副壓樁回路的安全閥，在壓樁過程中一旦副壓樁回路中油壓超過溢流閥 D8.2 的調定壓力，溢流閥 D8.2 立即溢流卸荷。由于液壓泵提供的油液分為兩路，壓樁速度必然降低，但是仍能實現(xiàn)無級調速。提樁手動換向閥 D7.2 置為下位，其余換向閥置為中位。液壓油從進油口進入，過手動換向閥 D7.2 下位，到主壓樁缸的無桿腔，主壓樁缸提樁，同時液控單向閥D5.2 打開；從主壓樁缸有桿腔出來的油經(jīng)過時液控單向閥 D5.2 回到油箱。溢流閥 D8.4 作為提樁回路的安全閥，在提樁過程中一旦提樁回路中油壓超過溢流閥D8.4 的調定壓力，溢流閥 D8.4 立即溢流卸荷。手動換向閥 D7.2 中位與油箱連通，這樣可以為主壓樁缸補油。2.2 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定綜上所述，液壓系統(tǒng)工作原理圖如圖 2-5 所示。第 12 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計第 13 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計３ 液壓系統(tǒng)的設計計算及液壓元件的選型3.1 液壓系統(tǒng)設計方法的選擇及實施途徑一般來說，液壓系統(tǒng)設計方法的選擇對于其設計合理性是至關重要的。根據(jù)負載變化情況和對執(zhí)行元件的工作要求不同 , 液壓控制系統(tǒng)的設計方法可分為恒功率設計、恒流量設計和恒壓力設計法。由于液壓靜力壓樁機的工作特殊性 ,目前，實際應用于這種靜力壓樁機壓樁液壓系統(tǒng)設計的方法主要有兩種，一種是最近幾年提出并采用的準恒功率設計法，其表機型有國產(chǎn) ZYJ 系列液壓靜力壓樁機；另一種是恒流量設計法，其代表機型主要有國產(chǎn) YZY 系列液壓靜力壓樁機和日本樁機。兩種設計方法比較分析：設兩種設計方法設計的液壓系統(tǒng)的額定油壓 (主要由高阻力區(qū)負載即最大壓樁力決定) 、額定流量 (由最高壓樁速度決定)為 p h =25MPa、 Q h =122L/min。另外，假設兩種設計方法在低阻力階段的壓力為 pl=5MPa；在高阻力階段壓樁速度降低后所需的流量都為 Q 2 =25 L/min（下標 l 和 g 分別為恒流量和準恒功率壓樁系統(tǒng)的相應參數(shù)）。下面分別按不同的設計方案從最大壓樁力、最大壓樁速度、能量利用率等方面對兩種設計方法進行理論計算。1) 等壓樁力方案假設 A=A1+A2=0.4m2。（ A 表示恒流量設計方法的壓樁缸面積； A1、A 2 表示準恒功率設計方法的主、副壓樁缸面積，且 A1=A2=0.2m2）則有：恒流量設計的最大壓樁力為:Flmax=phA=25MPa×0.4 m2=10000KN恒流量設計的最大壓樁速度為Vlmax=Qh/A=122L/min /0.4 m2=0.305m/min第 14 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計準恒功率設計的最大壓樁力為:Fgmax =ph( A1+A2)= 25MPa×（0.2 m2+0.2 m2）=10000KN準恒功率設計的最大壓樁速度為:Vgmax= Qh/A1= 122L/min /0.2 m2=0.61m/min兩種設計方法的最大壓樁速度比為:Vgmax/ Vlmax=A/A1=0.4 m2/0.2m2=22) 等壓樁速度方案假設 A=A1=A2= 0.2 m2 (各符號意義同前)。則有：恒流量設計的最大壓樁速度為:Vlmax=Qh/A== 122L/min /0.2 m2=0.61m/min恒流量設計的最大壓樁力為:Flmax=phA=25MPa×0.2 m2=5000KN準恒功率設計的最大壓樁速度為:Vgmax= Qh/A1= 122L/min /0.2 m2=0.61m/min準恒功率設計的最大壓樁力為:Fgmax =ph( A1+A2)= 25MPa×（0.2m2+0.2 m2）=10000KN兩種設計方法的最大壓樁力比為:Fgmax/ Flmax=( A1+A2)/A=（0.2m2+0.2 m2）/0.2 m2=23) 任何工況有如下關系：恒流量設計的裝機功率為:Nl=phQh=25MPa×122L/min=50.8KW恒流量設計低阻力階段的有用功率為:Nl1=pl Qh=5MPa×122L/min=10.1KW第 15 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計恒流量設計低阻力階段的功率利用率為:ηl1= Nl1/ Nl= pl/ph =5MPa/25 MPa =20%恒流量設計高阻力階段的有用功率為:N l2= phQ2=25MPa×25L/min=8.3KW恒流量設計低阻力階段的功率利用率為:ηl2= Nl2/ Nl= Q2 /Qh =25L/min /122L/min =20.5%準恒功率設計的裝機功率為：Ng=plQh=phQ2=25MPa×25L/min=10.4KW準恒功率設計低阻力階段的有用功率為：Ng1=pl Qh=5MPa×122L/min=10.1KW準恒功率設計阻力階段的功率利用率為：ηg1= Ng1/ Ng=10.1KW /10.4KW=97.1%準恒功率設計高阻力階段的有用功率為：Ng2= phQ2=25 MPa×25L/min=10.4KW準恒功率設計高阻力階段的功率利用率為：ηg2= Ng2/ N g=10.4KW /10.4KW=1通過上述計算分析可以得出以下結果:(1) 由等壓樁力方案可以看出，對于同一動力源相同噸位的壓樁機，采用準恒功率設計法可獲得更高的壓樁速度，從而提高了設備的壓樁效率。(2) 由等壓樁速度方案可以看出，對于同一動力源及相同最大壓樁速度條下，準恒功率壓樁系統(tǒng)可獲得更大的壓樁力 (恒流量設計方法達不到需要的壓樁力 )。同時也表明 , 在一定裝機功率條件下，準恒功率設計法更易于實現(xiàn)大噸位樁機的設計。反過來也就是說，相同噸位的壓樁機采用準恒功率設計方法，可以匹配更小裝機功率的動力源，從而大大地節(jié)約能源。(3)恒流量設計方法在高、低阻力階段的能量利用率都很低；準恒功率設計方第 16 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計法則保證壓樁機在整個壓樁過程中都有很高的能量利用率，若不計其它損失，能量利用率接近 1，即系統(tǒng)分階段接近于恒功率運轉。顯然，采用準恒功率設計方法可獲得較高的能量利用率。比較總結如下：由以上分析可看出采用準恒功率設計法研制的液壓靜力壓樁機在能量利用率和壓樁效率方面與采用恒流量設計法開發(fā)的同級別的壓樁機相比有著較大的優(yōu)勢。準恒功率設計方法更適宜于液壓靜力壓樁機壓樁系統(tǒng)的設計研究 ,其能量利用率高,且易于實現(xiàn)大噸位樁機的設計。本課題決定選用準恒功率設計法。3.2 液壓泵及電機的選擇在選擇液壓泵的之前，首先要確定液壓系統(tǒng)的工作壓力。液壓系統(tǒng)的工作壓力是指液壓系統(tǒng)在正常運行時所能克服外載荷的最高限定壓力。在實際工作過程中，系統(tǒng)壓力是隨載荷大小的不同而變化的。液壓系統(tǒng)工作壓力是根據(jù)工程機械技術要求，經(jīng)濟效果和目前液壓技術所能達到的水平來確定的。外負載 F 和系統(tǒng)壓力的關系如下：P=F/S （S 為液壓執(zhí)行元件有效工作面積） (3-1)由（3-1 ）式可知，在外負載已定的情況下，系統(tǒng)壓力選的越高，各液壓元件的幾何尺寸就越小，使結構緊湊，重量輕。對于大型工程機械來說，需要選擇較高的工作壓力。然而壓力的選擇還要考慮制造，密封等因素，壓力太高，密封要求也高，制造維修困難。同時，隨著壓力的升高，尺寸和重量的減少率將愈來愈小，甚至使液壓元件的尺寸和重量增大。根據(jù)前人設計壓樁機的相關經(jīng)驗，初步選擇液壓系統(tǒng)的額定工作壓力為 25MPa。液壓系統(tǒng)的壓力損失包括沿程壓力損失和局部阻力壓力損失，該系統(tǒng)為高壓大流量系統(tǒng)，所以取壓力損失為 4MPa,液壓泵還要有一個壓力系數(shù)為 1.3，所以要求液壓泵的工作壓力為：第 17 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計p n ( p0 Δpω ) (3-2)p0 ——液壓系統(tǒng)的額定工作壓力，前面已經(jīng)初選為 p0 =25MPa；ζ——壓力系數(shù)，ζ=1.3；Δpω——壓力損失； Δpω = 4MPa由(3-2)式可得：pn =37.7(MPa)在確定液壓泵的流量之前，首先要確定液壓系統(tǒng)的流量。流量的確定比較復雜，要根據(jù)工況來確定，由于液壓系統(tǒng)只對壓樁速度作了嚴格的要求，所以系統(tǒng)的流量要根據(jù)壓樁機構所需最大流量來確定。當壓樁液壓樁缸工作時，壓樁機處于壓樁狀態(tài)。其他機構都不工作，處于鎖緊狀態(tài)，夾樁機構處于夾緊狀態(tài)，沒有液壓油流入。此時，液壓系統(tǒng)的流量為：在快壓模式下：Q 2Vmaxπd12 / 4 (3-3)式中:Q——快壓模式下液壓系統(tǒng)的最大流量；Vmax ——最大壓樁速度，當壓樁液壓缸差動連接時為快壓模式，速度最大為4m/min；d1 ——壓樁液壓樁缸活塞桿直徑，初選 d1=210mm；由(3-3)式可得：Q=277(L/min)在常壓模式下：由功率相等的關系式：N=FVmin=PQ第 18 頁 共 56 頁(3-4)液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計式中:N ——液壓系統(tǒng)輸出功率；Q——常壓模式下液壓系統(tǒng)的最大流量；Vmin ——最小壓樁速度，V min=0.7m/min ；P——快壓模式到常壓模式的轉換壓力，取 P=12MPa；F——最大負載， F=8000KN；η——液壓缸效率, η=0.95 ；由(3-4)式可得：在加壓模式下：Q= FVminP =231(L/min)Q 2Vminπ（D12 D22）/ 4 (3-5)式中：Q——加壓模式下液壓系統(tǒng)的最大流量；Vmin ——最小壓樁速度， Vmin =0.7m/min；D1——主壓樁液壓缸內徑，D1 初選為 210mm；D2——副壓樁液壓缸內徑, D2 初選為 210mm；由(3-5)式可得：Q=97(L/min)所以液壓系統(tǒng)的最大流量為 231L/min。液壓系統(tǒng)選擇的是分功率變量雙泵系統(tǒng)，兩泵輸出流量基本相等。由于液壓泵有一定的漏油損失，所以液壓泵的額定流量大于液壓系統(tǒng)的額定流量，取 1.2 倍，即等于 277L/min。在前面確定用準恒功率設計方法設計液壓系統(tǒng)的時候就擬訂用準恒功率壓力補嘗變量泵，根據(jù)液壓泵要求的輸出流量、輸出壓力及輸出功率，查機械設計手冊可第 19 頁 共 56 頁型號 排量 額定壓力 額定轉速 驅動功率 容積效率 重量250YCY14-1B 250mL/r 31.5Mpa 1000r/min 148kw 95% 240kg型號 額定功率 額定轉速YZR355M-10 110KW 590r/min液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計選出液壓泵的型號為 250SCY14-1B。表 3-1 液壓泵的性能參數(shù)與該液壓泵配套的電動機的輸出功率和轉速應該與該液壓泵相近，查機械設計手冊可選出配套電動機的型號為 YZR355M-10。表 3-2 電動機的性能參數(shù)液壓泵的輸出流量有如下關系式：Q qB nB ηBV (3-6)式中：Q——液壓泵輸出流量；q B ——液壓泵的排量， q B =250ml/r；nB——額定轉速，nB=1000r/min；ηBV——容積效率，ηBV=0.95；由(3-6)式可得：Q=237.5 (L/min)將液壓泵的額定壓力 38Mpa 代入(3-2) 式可得：p0=pn/ ζ-Δpω=38/1.3-4=25.2Mpa則液壓系統(tǒng)的額定工作壓力是 p0=25.2Mpa3.3 液壓閥的選擇液壓閥的選擇是根據(jù)液壓系統(tǒng)原理圖提供的情況，審查圖上各閥在各種工況下達到的最高工作壓力和最大流量，以此選擇閥的額定壓力和額定流量。一般情況下，閥的實際壓力和流量應與額定值相近，但必要時允許實際流量超過額定流第 20 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計量的 20%。有的電液換向閥有時會出現(xiàn)高壓下?lián)Q向停留時間稍長不能復位的現(xiàn)象 ，因此，用于有可靠要求的系統(tǒng)時，其壓力以降額使用為宜，或選用液壓強制對中的電液換向閥。單出桿活塞缸的兩個腔有效作用面積不相等，當泵供油使活塞內縮時，活塞腔的排油流量比泵的供油流量大得多，通過閥的最大流量往往是在這種情況下出現(xiàn)，復合增速缸和其他等效組合方案也有相同情況，所以在檢查各閥的最大通過流量時，這一點特別注意。此外在選擇流量控制閥時，其最小穩(wěn)定流量應能滿足執(zhí)行元件最低工作速度的要求。3.3.1 溢流閥的選擇在主機的整個液壓系統(tǒng)當中，主機液壓泵、升降液壓缸和橫移、縱移液壓缸共用一個溢流閥作為安全閥，設定為安全閥 1；夾樁液壓缸在夾樁狀態(tài)和松樁狀態(tài)各用一個溢流閥作為安全閥，設定夾樁溢流閥為安全閥 2，松樁溢流閥為安全閥 3；副壓樁液壓缸單獨用一個溢流閥作為安全閥，設定為安全閥 4；主壓樁液壓缸的常壓模式和快壓模式各有一個溢流閥作為安全閥，設定常壓溢流閥為安全閥5，快壓溢流閥為安全閥 6。當主壓樁液壓缸在常壓模式下低阻力階段工作時，液壓泵的輸出流量最大，此時為通過安全閥 1 的最大流量，為 237.5L/min，主壓樁液壓缸壓樁壓力最大可達 25MPa，所以安全閥 1 的調定壓力略大于主壓樁液壓缸壓樁最大壓力，定為27MPa。安全閥 1 的型號選為 S-BG-06-V-L-40。當夾樁液壓缸以最大速度夾樁時，通過安全閥 2 的最大流量可達 237.5L/min，最大壓力可達 14MPa，夾樁油壓安全閥 2 的調定應該小于安全閥 1 的調定壓力，定為 16MPa。安全閥 2 的型號選為 S-BG-06-V-L-40。當夾樁液壓缸以最大速度松樁時，通過安全閥 3 的最大流量在 237.5L/min，最大壓力可達 16MPa，但是松樁壓力要求一般不高，在 5～10 MPa 之間。安全閥3 的型號選為 S-BG-06-V-L-40。第 21 頁 共 56 頁序號 型號 調壓范圍 調定壓力 最大流量 連接型式 重量安全閥 1 S-BG-06-V-L-40 0.4～25MPa 27MPa 200L/min 板式 5kg安全閥 2 S-BG-06-V-L-40 0.4～25MPa 16MPa 200L/min 板式 5kg安全閥 3 S-BG-06-V-L-40 0.4～25MPa 10MPa 200L/min 板式 5kg安全閥 4 S-BG-06-V-L-40 0.4～25MPa 20MPa 200L/min 板式 5kg安全閥 5 S-BG-06-V-L-40 0.4～25MPa 20MPa 200L/min 板式 5kg安全閥 6 S-BG-06-V-L-40 0.4～25MPa 16MPa 200L/min 板式 5kg液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計當副壓樁液壓缸以最大速度壓樁時，通過安全閥 2 的最大流量可達 95L/min，最大壓力可達 20MPa，所以安全閥 4 的調定壓力為 20MPa 左右。安全閥 4 的型號選為 S-BG-06-V-L-40。當主壓樁液壓缸在常壓模式下工作時，通過安全閥 5 的最大流量可達228L/min，最大壓力可達 20MPa，但是安全閥 5 的調定壓力應該小于安全閥 1 的調定壓力，定為 20MPa。安全閥 5 的型號選為 S-BG-06-V-L-40。當主壓樁液壓缸在快壓模式下工作時，通過安全閥 6 的最大流量有如下關系式：Q1 2Vmaxπd12 / 4 (3-7)式中：Vmax ——最大壓樁速度， Vmax =4m/min；Q1 ——通過溢流閥 6 的最大流量；d1——主壓樁液壓缸活塞桿直徑；初選為 210mm；n ——主壓樁液壓缸個數(shù)， n =2；由(3-7)式可得：Q1= 277(L/min)通過安全閥 6 的最大壓力為轉換壓力，即 12MPa，所以安全閥 6 的調定壓力為12MPa。安全閥 6 的型號選為 S-BG-06-V-L-40。表 3-3 各安全閥的性能參數(shù)第 22 頁 共 56 頁序號 型號 最大工作壓力 最大流量 開啟壓力 連接型式單向閥 1 S20P320 31.5MPa 120L/min 0.3MPa 板式單向閥 2 S20P320 31.5MPa 120L/min 0.3MPa 板式單向閥 3 SV30PB130 31.5MPa 240L/min 0.3MPa 板式單向閥 4 SV30PB130 31.5MPa 240L/min 0.3MPa 板式型號 工作壓力 流量 先導壓力 開啟壓力 連接型式FD16PA12/B30 31.5MPa/42MPa 200L/min 2～31.5MPa 0.2MPa 板式液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計3.3.2 平衡閥的選擇升降液壓缸的四個液壓缸各用一個平衡閥，起限速和鎖緊的作用。這四個平衡閥的先導壓力為 8MPa 左右，單向閥口的工作壓力可達 25MPa，最大流量可達237.5L/min。所以四個平衡閥的選型為 FD16PA12/B30。表 3-4 平衡閥的性能參數(shù)3.3.3 單向閥的選擇液壓系統(tǒng)由兩個液壓泵提供油液，每個泵的出口處都安裝一個單向閥，作為背壓閥使用，并防止油液回流。設為單向閥 1 和單向閥 2。通過每個單向閥的最大流量為系統(tǒng)最大輸出流量的二分之一，即 118.75L/min；每個單向閥的最大壓力可達 25MPa 左右，根據(jù)最大流量和最大壓力查機械設計手冊可確定這兩個單向閥的型號為 S20P320。夾樁液壓缸有四個，這四個液壓缸共用一個液控單向閥，起正向通油，反向鎖緊的作用。設為單向閥 3。通過該單向閥的流量最大可達 228 L/min，壓力最大可到 14MPa，根據(jù)最大流量和最大壓力查機械設計手冊可確定該單向閥的型號為SV30PB130。主壓樁液壓缸上的液控單向閥起正向通油，反向鎖緊的作用。設為單向閥 4。通過該單向閥的流量最大可達 228L/min，壓力最大可到 12MPa，根據(jù)最大流量和最大壓力查機械設計手冊可確定該單向閥的型號為 SV30PB130。表 3-5 各單向閥性能參數(shù)第 23 頁 共 56 頁型號 工作壓力 最大流量 中位機能 連接型式ZFS-L32H-YT-O 31.5MPa 200L/min 中間封閉 螺紋連接ZFS-L32C-YT-O 16MPa 200L/min 中間封閉 螺紋連接液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計3.3.4 換向閥的選擇橫移、縱移機構和升降機構的換向閥組，共八個換向閥，都是三位六通閥，滑閥機能都是 E，通過的流量最大可達 237.5L/min，壓力最大可達 25MPa，所以該八個換向閥的型號確定為 ZFS-L32H-YT-O。夾樁機構有一個換向閥，是三位六通閥，滑閥機能是 E，通過的流量最大可達 237.5 L/min，壓力最大可達 14MPa，所以該換向閥的型號確定為 ZFS-L32C-YT-O。壓樁機構有三個換向閥，都是三位六通閥，通過的流量最大可達 228L/min，快壓換向閥的壓力最大可達 12MPa，另外兩個換向閥的壓力最大可達 25MPa， 控制壓樁速度模式的換向閥的型號確定為 ZFS-L32C-YT-O，另外兩個換向閥的型號確定為 ZFS-L32H-YT-O。表 3-6 各換向閥性能參數(shù)3.4 液壓缸主要參數(shù)的計算3.4.1 壓樁液壓缸主要參數(shù)的計算壓樁液壓缸由一對主液壓缸和一對副液壓缸組成。根據(jù)液壓設計手冊：液壓缸內徑：D1 3.57 10 2 FP （3-8）D1---缸筒內徑（m）F-----載荷力（KN）P------選定的工作壓力(Mpa)則： D1 =286mm查機械設計手冊液壓缸、氣缸內徑及活塞桿外徑系列（GB/T2348 ——1993）可確定：第 24 頁 共 56 頁4 18 45 110 2805 20 50 125 3206 22 56 140 3608 25 63 16010 28 70 18012 32 80 20014 36 90 22016 40 100 2508 40 123 (280)10 50 (140) 32012 63 160 (360)16 80 (180) 40020 (90) 200 (450)25 100 (220) 50032 (110) 250液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計D1 =280mm根據(jù)經(jīng)驗，一般選取副壓樁缸內徑為 D2=1.183D1D 2 =1.183 D1 =331mm查機械設計手冊液壓缸、氣缸內徑及活塞桿外徑系列（GB/T2348 ——1993）可確定：表 3-7 液壓缸的缸筒內徑尺寸系列(mm)D2 =320mm由上式可得： d1 ≥185 mm查機械設計手冊液壓缸、氣缸內徑及活塞桿外徑系列（GB/T2348 ——1993）可確定： d1 =220 mm表 3-8 液壓缸的活塞桿外徑尺寸系列(mm)副壓樁液壓缸和主壓樁液壓缸既然缸內徑選擇的比例為 1.183：1，二者又沒有其他特別的要求，為了方便采購和安裝，選擇副壓樁液壓缸的活塞桿直徑第 25 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計d2=1.183d1=236.6mm查機械設計手冊 液壓缸、氣缸內徑及活塞桿外徑系列（GB/T2348 ——1993）可確定：d2=220mm副壓樁液壓缸和主壓樁液壓缸的工作行程兩者應該相同，行程的具體確定應該由整個液壓靜力壓樁機的結構設計和運輸要求決定。在保證液壓缸活塞桿強度和剛度的條件下，壓樁液壓缸的行程越長，則壓樁和松樁的次數(shù)就越少，工作效率就越高，但是壓樁液壓缸的行程過長，必然導致整個液壓靜力壓樁機的運輸高度過高，不便于運輸。根據(jù)《中國交通道路安全法》的相關規(guī)定，運輸集裝箱的貨車，從地面算起高度不可超過 4.2 米，一般的大型貨運汽車的高度更是不可超過 4 米，考慮到貨運汽車本身機身高度有 1 米左右，所以運輸時（長船、短船已拆下）液壓靜力壓樁機的機身到壓樁缸頂?shù)母叨葢撛?3 米左右，所以壓樁液壓缸的行程（缸筒的長度）也就只能在 1.5 米左右，選擇壓樁液壓缸的行程為 1.5 米。3.4.2 縱移、橫移液壓缸主要參數(shù)的計算1 橫移液壓缸主要參數(shù)的計算橫移液壓缸是裝在短船上，起升液壓缸伸縮，長船離地，短船落地，然后橫移液壓缸伸縮，橫移液壓缸推動行走小車移動，行走小車帶動整個機身和長船作相對與短船的橫向移動，此時橫移液壓缸的負載壓力最大，有如下關系式：F =Q.f.g (3-9)式中：g——重力加速度；Q——整機除短船以外的總質量，參考ZYJ680B 壓樁機說明書，可知 ZYJ680B壓樁機的橫移機構的重量為 32 噸，則有相似原理可知 ZYJ800 壓樁機的橫 ZYJ800為 11.3 噸;查表 1 又知整機的總質量為 850 噸左右 ,則可確定 Q=802 噸；f——行走小車車輪與短船之間的摩擦系數(shù)，查機械設計手冊可知，兩金屬之間的摩擦系數(shù)一般為 0.03～0.06 之間，取 f=0.04；第 26 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計F——縱移液壓缸的負載壓力；F 2PηπD42 / 4 (3-10）式中：η——液壓缸效率, η=0.95 ；P——橫移液壓缸最大工作壓力，P=27MPa；D 4 ——橫移液壓缸的內徑，短船前后各有一個，對應的橫移液壓缸左右也各有一個，共兩個；由上式可得：F=320.8 KN； D4 = 277mm查機械設計手冊液壓缸、氣缸內徑及活塞桿外徑系列（GB/T2348 ——1993）可確定：D 4 = 320mm一般的,在中高壓強下，液壓缸有桿腔和無桿腔的面積比為 1:2，即有:πD42 / 4 2(πD42 d 42 ) / 4 (3-11)式中:D 4 ——橫移液壓缸的內徑；d 4 ——橫移液壓缸活塞桿直徑；由上式可得：d 4 =0.707 D4 =224.4mm查機械設計手冊液壓缸、氣缸內徑及活塞桿外徑系列（GB/T2348 ——1993）可確定：d 4 =220mm第 27 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計2 縱移液壓缸主要參數(shù)的計算縱移液壓缸是裝在長船上，起升液壓缸伸長，短船離地，長船落地，然后縱移液壓缸伸縮，縱移液壓缸推動行走小車移動，行走小車帶動整個機身和短船作相對與長船的縱向移動，此時縱移液壓缸的負載壓力最大，有如下關系式：F.η=Q.f.g (3-12)式中：g——重力加速度；Q——整機除長船以外的總質量，參考ZYJ680B 壓樁機說明書，可知 ZYJ680B壓樁機的縱移機構的重量為 40.6 噸，則有相似原理可知 ZYJ800 壓樁機的縱ZYJ800 為 14.3 噸;查表 1 又知整機的總質量為 850 噸左右,則可確定 Q=802 噸；f——行走小車車輪與長船之間的摩擦系數(shù)，查機械設計手冊可知，兩金屬之間的摩擦系數(shù)一般為 0.03～0.06 之間，取 f=0.04；F 為縱移液壓缸的負載壓力；F 2P πD52 / 4 (3-13)式中：η——液壓缸效率, η=0.95 ；P——系統(tǒng)最大工作壓力；D5——縱移液壓缸的內徑，長船一邊有一個，對應的縱移液壓缸一邊也一個 ，共兩個；由上式可得：F=337.7KN； D5 =284.4mm查機械設計手冊液壓缸、氣缸內徑及活塞桿外徑系列（GB/T2348 ——1993）可確定：D5 = 320mm第 28 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計一般的，在中高壓強下，液壓缸有桿腔和無桿腔的面積比為 1:2，即有:πD52 / 4 2π( D52 - d 52 ) / 4 (3-14)式中:D5——縱移液壓缸的內徑；d5——縱移液壓缸活塞桿直徑；由上式可得：d5 =0.707 D 5 =224.4mm查機械設計手冊液壓缸、氣缸內徑及活塞桿外徑系列（GB/T2348 ——1993）可確定：d5 =220mm通過以上計算可以看到，縱移液壓缸的活塞桿直徑很小，但是縱移液壓缸要求的行程又很長，所以要對縱移液壓缸的活塞桿作簡單的強度驗算。根據(jù)強度關系式：π s d52 / 4 F / 2式中：d 5 ——縱移液壓缸活塞桿直徑；(3-15)s ——縱移液壓缸的活塞桿極限應力值，因為縱移液壓缸的活塞桿的材料為45 鋼，為塑性材料，所以 s 為它的屈服強度值為 360MPa；由(3-15)可得：d5 =77 mmF=337.7 KN，符合穩(wěn)定性要求 。經(jīng)計算上述取值滿足穩(wěn)定性要求，所以縱移液壓缸的內徑和活塞桿直徑這樣選取。需要說明的是，縱移和橫移機構的受力還要考慮運動中的慣性力，這個屬于動力學范疇，由于縱移和橫移機構的工作速度不快，本文不予考慮，可以在靜力值的基礎上適當放大，再進行實際的液壓缸選型。縱移液壓缸由靜到動的過程會受到一個很大的沖擊載荷，如果讓縱移液壓缸直接這樣與行走小車連接，則縱移液壓缸的壽命會降低，所以有必要在其與行走小車之間添加一個聯(lián)動液壓缸起緩沖的作用，聯(lián)動液壓缸的內徑取為縱移液壓缸內徑的一半。3 接地面積的計算及縱、橫移液壓缸行程的確定整個液壓靜力壓樁機的接地面積是由自身的重量和泥土層承壓力的大小決定的。它們三者之間有如下關系式：S=Q .g /R (3-17)式中：S——壓樁機的接地面積，壓樁機行走時要么是長船接地，要么是短船接地，第 30 頁 共 56 頁液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計為了方便和穩(wěn)定，長船和短船的接地面積設計的一樣大，所以 S 既是指長船的接地面積也是指短船的接地面積；Q——整個壓樁機的總質量；g——重力加速度；R——接地壓力，考慮到整個結構尺寸和造型美觀，取 R=0.2MPa；由(3-17)式可得：S= 43.6m 2液壓靜力壓樁機的短船寬度是由機身自身的結構所決定的，通過山河智能公司實地考查可知，短船長度在 6 米左右，取為 L 2 =6 米；兩個橫移行走小車之間的距離大概在 2 米左右，那么橫移液壓缸缸筒的長度在 0.6～1 米之間，所以橫移液壓缸的位移行程定為 0.6 米。又有：S=2L1.L2 (3-18)式中:S——長船的接地面積或短船的接地面積；L1 ——短船的寬度；L 2 ——短船的長度；短船有兩個；由上式可得：L1 =3.6(m)一個短船的寬度為 3.6 米，兩個短船的寬度就為 7.2 米，夾樁臺所夾的最大圓樁的直徑為 0.5 米，則兩短船之間的距離一般為最大圓樁的直徑的 7 倍，即為 3.5米，一般長船的前、后兩端比短船的前、后兩端長短船寬度的大一半，則整個長船比短船前后兩端要長一個短船的寬度，即 3.5 米，所以長船的長度在 14.2 米左右，取長船的長度為 14 米。又有：S=2L3.L 4第 31 頁 共 56 頁(3-19)液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計式中:S——長船的接地面積或短船的接地面積；L 3 ——長船的寬度；L 4 ——長船的長度，長船有兩個；由(3-19)式可得：L 3 =1.56(m)長船兩行走小車之間的距離與長船的長度相差兩個短船的寬度，所以長船兩行走小車之間的距離為 7.2 米，則縱移液壓缸缸筒的長度為長船兩行走小車之間的距離的一半左右，即為 3.6 米左右，所以縱移液壓缸的行程也為 3.6 米左右，取縱移液壓缸的行程為 4 米。3.4.3 升降液壓缸主要參數(shù)的計算升降液壓缸在機身上升時要承受除長船之外的整個壓樁機的重量，此時液壓力達到系統(tǒng)額定工作壓力，且有如下關系式：Q.g 4P πD62 / 4 (3-20)式中：η——液壓缸效率，η=0.95 ；g——重力加速度；Q——整機除長船以外的總質量，參考ZYJ680B 壓樁機說明書，可知 ZYJ680B壓樁機的縱移機構的重量為 40.6 噸，則由相似原理可知 ZYJ800 壓樁機的縱ZYJ800 為 14.3 噸；查表 1 又知整機的總質量為 850 噸左右,則可確定 Q=802 噸 ；P——升降液壓缸最大工作壓力，取 P=27MPa；D6 ——升降液壓缸的內徑，升降液壓缸有四個；由(3-20)式可得：D 6 =405mm第 32 頁 共 56 頁液壓缸類型 液壓缸直徑 液壓缸行程主壓樁液壓缸 280mm 1.5m副壓樁液壓缸 320mm 1.5m橫移液壓缸 320mm 0.6m縱移液壓缸 320mm 4m升降液壓缸 450mm 0.9m液壓靜力壓樁機液壓系統(tǒng)改造－總體部分設計查機械設計手冊液壓缸、氣缸內徑及活塞桿外徑系列（GB/T2348 ——1993）可確定：D 6 =450mm一般的,在中高壓強下，液壓缸有桿腔和無桿腔的面積比為 1:2，即有:πD62 / 4 2π( D62 - d 62 ) / 4 (3-21)式中:D6 ——升降液壓缸的內徑；d 6 ——縱移液壓缸活塞桿直徑；由(3-21)式可得：d 6 =0.707 D 6 =318mm查機械設計手冊液壓缸、氣缸內徑及活塞桿外徑系列（GB/T2348 ——1993）可確定：d 6 =320mm升降液壓缸的行程在結構上沒有過多的限制，高度不應該超過壓樁臺的長度，為了節(jié)省材料應竟可能設計的短些，但是如果太短的話，機構行走時短船不能抬的太高，如果地面凹凸不平的話，短船會和地面發(fā)生摩擦和撞擊，