電動變頻調(diào)幅振動錘減振器的動力參數(shù)設計

摘 要 電動變頻調(diào)幅振動錘是一產(chǎn)生單向激振力的雙軸慣性激振器，通過變頻電動機帶動實現(xiàn)變頻調(diào)幅，它是HKZ-600A夯擴樁機沉拔護筒的核心動力源，為了更好地降低激振力對樁機各部件的不利振動影響，并在施工過程中滿足提升和加壓的技術要求，有必要對減振器動力參數(shù)進行設計。

關鍵詞 減振器；共振；穩(wěn)態(tài)振幅；加壓；提升

中圖分類號：TP271 文獻標識碼：A 文章編號：1671-7597（2014）05-0024-02

夯擴樁是在錘擊沉管樁的機械設備與施工方法的基礎上加以改進，采用夯擴的方式將樁端現(xiàn)澆混凝土擴大成大頭形的一種樁型，通過增大樁端截面和擠密地基土，使樁的承載力大幅提高。夯擴樁是一種節(jié)能減排的基礎樁型，對地質(zhì)條件適應性強、持力層選擇范圍廣，投資小。它具有單樁承載力高，成本低，無排土等優(yōu)點。電動變頻調(diào)幅振動錘是夯擴樁機HKZ-600A的核心動力源，它主要是用于提拔和沉入護筒用，是夯擴樁機施工效率高低的關鍵環(huán)節(jié)，同時也是成樁質(zhì)量的可靠保障。眾所周知，減振器性能好壞，對建筑結構和設備使用起著重要的作用，需要根據(jù)結構和載荷的類型，進行減振器結構和參數(shù)的設計，使結構和振幅滿足設計要求。振動錘減振器的動力參數(shù)直接影響振動錘的功能，同時也嚴重影響樁機相關部分的使用壽命，所以，對減振器的動力參數(shù)的設計十分必要。

1 振動錘的工作原理及參數(shù)

振動錘的結構如圖1所示，由序號1（振動箱），序號2（耐震交流變頻電動機），序號3（減振彈簧組），序號4（加壓滑輪組），序號5（帶輪組），序號6（提升滑輪組），序號7（彈簧軸）組成。如圖2所示，序號1（振動箱）主要由序號8（偏心塊組），序號9（主軸），序號10（反向同步齒輪組），序號11（振動箱體）組成。

圖1 振動頭結構示意圖

圖2 振動箱結構示意圖

1.1 工作原理

如圖1所示，兩臺交流變頻調(diào)速耐振電動機通過皮帶輪組（傳動比i=1）帶動振動箱體由兩根主軸旋轉(zhuǎn)，兩主軸帶動偏心塊組通過同步反向齒輪作旋轉(zhuǎn)運動，從而產(chǎn)生單向激振力。減振彈簧組與彈簧軸等部件減振器，對振動箱的受迫振動具有減振吸振功能。施工過程中，提升滑輪組通過減振器實現(xiàn)邊提邊振，加壓滑輪組通過減振器實現(xiàn)邊振邊加壓。4個彈簧組及軸等件組成的減振器，其中心與振動錘重心、加壓提升力中心相重合。

1.2 振動錘參數(shù)

最大激振力p=320 kN，偏心塊總質(zhì)量m0=160 kg，振動錘質(zhì)量m=2700 kg，最小偏心力矩e1=0.008 m，最大偏心力矩e2=0.128 m，變頻電機功率P=30 kW，2臺，工作最低轉(zhuǎn)速n1=900 r/min，最高轉(zhuǎn)速n=1200 r/min；最大提升力T1=160 kN，最大加壓力T2=80 kN，穩(wěn)態(tài)振幅A≥0.0075 m。

2 減振器的動力參數(shù)設計

2.1 減振器的動力參數(shù)設計的依據(jù)

本振動錘是一單自由度系統(tǒng)的受迫振動，通過同步反向齒輪的兩軸上的偏心塊組產(chǎn)生單向激振力。在工作的啟動和停機過程中，受迫振動頻率接近或等于系統(tǒng)的固有頻率時，產(chǎn)生共振現(xiàn)象，此時，系統(tǒng)的振幅為正常工作時振幅的3～7倍，將對整個系統(tǒng)產(chǎn)生不利的影響，為了工作時遠離共振，要求受迫振動的頻率與系統(tǒng)固有頻率的比值Z在一定范圍內(nèi)取值，一般Z=2～10，最佳選擇范圍Z=3～5，振動錘在正常工作時，需要不斷地提升和加壓，要求減振彈簧能滿足線性特性，保證減振器的使用壽命和減振效果。

2.2 減振器動力參數(shù)的計算

2.2.1 彈簧總剛度的確定

本振動錘采用交流變頻電動機帶動，根據(jù)巖土力學可知，振動錘的振動頻率不低于900次/分，才能滿足沉管效率要求。將電動機輸出轉(zhuǎn)速n1=900 r/min，作為振動錘正常工作的起點，則此時的受迫振動的角頻率ω1===94.2 rad/s。

取頻率比Z1=3.5，則

ωn===26.91rad/s。

根據(jù)ωn=，

式中：K-彈簧剛度N/m；m-振動錘質(zhì)量kg；K=ωn2×m =26.912×2700=1.96×106 N/m。

振動錘電動機最高轉(zhuǎn)速為n=1200 r/min，此時受迫振動的角頻率ω2===125.6 rad/s，頻率比Z2===4.67，故Z2在Z=3～5范圍內(nèi)。

2.2.2 各減振彈簧剛度的分配

減振器由四組相同的彈簧均布并聯(lián)組成，則每組彈簧的剛度為K1===4.9×105 N·m

每組彈簧是由上、下彈簧并聯(lián)組成，減振器中的下彈簧除了承擔減振功能外，還得承受提升力的作用，減振器中的上彈簧除了承擔減振功能外，還得承受加壓力的作用。在加壓和提升過程中要求彈簧要在線性特性范圍內(nèi)。根據(jù)這個要求，對每組彈簧的上、下彈簧剛度進行分配。振動錘的最大提升力T1=160 kN，最大加壓力T2=80 kN。

可知：單支下彈簧的最大工作負載F1==40 kN

單支上彈簧的最大工作負載F2==20 kN

由此可分配得：下彈簧的剛度K下=×2=3.33×105 N·m

上彈簧的剛度K上==1.57×105 N·m

根據(jù)圓柱螺旋壓縮彈簧計算公式得，下彈簧各參數(shù)為：

絲徑d=35 mm，中徑D2=160 mm，螺距t=60 mm，有效圈數(shù)n=11，總?cè)?shù)n1=13，自由高度H0=712.5 mm，最小工作載荷F0=16.6 kN，初始壓縮量x1=49 mm，上彈簧各參數(shù)為：絲徑d=25 mm，中徑D2=129 mm，螺距t=51.6 mm，有效圈數(shù)n=11.5 mm，自由高度H0=631 mm，最小工作載荷F0=16.6 kN，初始壓縮量x2=106 mm。

2.2.3 彈簧工作時最大壓縮量的計算

單支下彈簧提升最大值F1=40 kN時彈簧的壓縮量x3==120 mm，此時彈簧從安裝狀態(tài)到最大提升力工作狀態(tài)彈簧壓縮變化量△x1=x3-x1=71 mm，上彈簧的壓縮量△x1′=x2-△x1=35 mm，單支上彈簧在加壓力最大值F2=20 kN時，彈簧的壓縮變化量△x2=x4-x2=11 mm，下彈簧的壓縮量△x2′=x1-△x2=38 mm，由此時可知：上、下彈簧在最大工作負載作用下，減振器彈簧都有足夠預緊力，完全可以保證減振器的正常工作狀態(tài)。

2.2.4 減振器彈簧共振驗算

當電動機輸出轉(zhuǎn)速n1=900 r/min時，所產(chǎn)生的激振力

p1=m0×ω12×e2=160×94.22×0.128=181732 N·m

穩(wěn)態(tài)振幅A1=││=││

=0.00824 m

當電動機輸出轉(zhuǎn)速n=1200 r/min時，所產(chǎn)生的激振力P=m0×ω22×e2=160×125.62×0.128=323079 N·m

穩(wěn)態(tài)振幅A2=││=││

=0.0079 m

3 總結

經(jīng)過設計計算和施工現(xiàn)場的實際運用，減振器的各項指標滿足振動錘的要求，現(xiàn)已被廣泛推廣使用，進行批量生產(chǎn)。

參考文獻

[1]成大先.機械設計手冊第三版第三卷[M].化學工業(yè)出版社，1994.

[2]李連進，王明賢.動力減振器參數(shù)優(yōu)化選擇問題的研究[J].蘭州理工大學學報，2004，30（5）.

[3]液壓振動錘沉樁機沉樁機理及其振幅和頻率調(diào)節(jié)系統(tǒng)研究[D].中南大學，2004.

作者簡介

薛淑華（1964-），女，遼寧沈陽人，高級工程師，大學畢業(yè)，從事機械設計及制造工作。endprint

摘 要 電動變頻調(diào)幅振動錘是一產(chǎn)生單向激振力的雙軸慣性激振器，通過變頻電動機帶動實現(xiàn)變頻調(diào)幅，它是HKZ-600A夯擴樁機沉拔護筒的核心動力源，為了更好地降低激振力對樁機各部件的不利振動影響，并在施工過程中滿足提升和加壓的技術要求，有必要對減振器動力參數(shù)進行設計。

關鍵詞 減振器；共振；穩(wěn)態(tài)振幅；加壓；提升

中圖分類號：TP271 文獻標識碼：A 文章編號：1671-7597（2014）05-0024-02

夯擴樁是在錘擊沉管樁的機械設備與施工方法的基礎上加以改進，采用夯擴的方式將樁端現(xiàn)澆混凝土擴大成大頭形的一種樁型，通過增大樁端截面和擠密地基土，使樁的承載力大幅提高。夯擴樁是一種節(jié)能減排的基礎樁型，對地質(zhì)條件適應性強、持力層選擇范圍廣，投資小。它具有單樁承載力高，成本低，無排土等優(yōu)點。電動變頻調(diào)幅振動錘是夯擴樁機HKZ-600A的核心動力源，它主要是用于提拔和沉入護筒用，是夯擴樁機施工效率高低的關鍵環(huán)節(jié)，同時也是成樁質(zhì)量的可靠保障。眾所周知，減振器性能好壞，對建筑結構和設備使用起著重要的作用，需要根據(jù)結構和載荷的類型，進行減振器結構和參數(shù)的設計，使結構和振幅滿足設計要求。振動錘減振器的動力參數(shù)直接影響振動錘的功能，同時也嚴重影響樁機相關部分的使用壽命，所以，對減振器的動力參數(shù)的設計十分必要。

1 振動錘的工作原理及參數(shù)

振動錘的結構如圖1所示，由序號1（振動箱），序號2（耐震交流變頻電動機），序號3（減振彈簧組），序號4（加壓滑輪組），序號5（帶輪組），序號6（提升滑輪組），序號7（彈簧軸）組成。如圖2所示，序號1（振動箱）主要由序號8（偏心塊組），序號9（主軸），序號10（反向同步齒輪組），序號11（振動箱體）組成。

圖1 振動頭結構示意圖

圖2 振動箱結構示意圖

1.1 工作原理

如圖1所示，兩臺交流變頻調(diào)速耐振電動機通過皮帶輪組（傳動比i=1）帶動振動箱體由兩根主軸旋轉(zhuǎn)，兩主軸帶動偏心塊組通過同步反向齒輪作旋轉(zhuǎn)運動，從而產(chǎn)生單向激振力。減振彈簧組與彈簧軸等部件減振器，對振動箱的受迫振動具有減振吸振功能。施工過程中，提升滑輪組通過減振器實現(xiàn)邊提邊振，加壓滑輪組通過減振器實現(xiàn)邊振邊加壓。4個彈簧組及軸等件組成的減振器，其中心與振動錘重心、加壓提升力中心相重合。

1.2 振動錘參數(shù)

最大激振力p=320 kN，偏心塊總質(zhì)量m0=160 kg，振動錘質(zhì)量m=2700 kg，最小偏心力矩e1=0.008 m，最大偏心力矩e2=0.128 m，變頻電機功率P=30 kW，2臺，工作最低轉(zhuǎn)速n1=900 r/min，最高轉(zhuǎn)速n=1200 r/min；最大提升力T1=160 kN，最大加壓力T2=80 kN，穩(wěn)態(tài)振幅A≥0.0075 m。

2 減振器的動力參數(shù)設計

2.1 減振器的動力參數(shù)設計的依據(jù)

本振動錘是一單自由度系統(tǒng)的受迫振動，通過同步反向齒輪的兩軸上的偏心塊組產(chǎn)生單向激振力。在工作的啟動和停機過程中，受迫振動頻率接近或等于系統(tǒng)的固有頻率時，產(chǎn)生共振現(xiàn)象，此時，系統(tǒng)的振幅為正常工作時振幅的3～7倍，將對整個系統(tǒng)產(chǎn)生不利的影響，為了工作時遠離共振，要求受迫振動的頻率與系統(tǒng)固有頻率的比值Z在一定范圍內(nèi)取值，一般Z=2～10，最佳選擇范圍Z=3～5，振動錘在正常工作時，需要不斷地提升和加壓，要求減振彈簧能滿足線性特性，保證減振器的使用壽命和減振效果。

2.2 減振器動力參數(shù)的計算

2.2.1 彈簧總剛度的確定

本振動錘采用交流變頻電動機帶動，根據(jù)巖土力學可知，振動錘的振動頻率不低于900次/分，才能滿足沉管效率要求。將電動機輸出轉(zhuǎn)速n1=900 r/min，作為振動錘正常工作的起點，則此時的受迫振動的角頻率ω1===94.2 rad/s。

取頻率比Z1=3.5，則

ωn===26.91rad/s。

根據(jù)ωn=，

式中：K-彈簧剛度N/m；m-振動錘質(zhì)量kg；K=ωn2×m =26.912×2700=1.96×106 N/m。

振動錘電動機最高轉(zhuǎn)速為n=1200 r/min，此時受迫振動的角頻率ω2===125.6 rad/s，頻率比Z2===4.67，故Z2在Z=3～5范圍內(nèi)。

2.2.2 各減振彈簧剛度的分配

減振器由四組相同的彈簧均布并聯(lián)組成，則每組彈簧的剛度為K1===4.9×105 N·m

每組彈簧是由上、下彈簧并聯(lián)組成，減振器中的下彈簧除了承擔減振功能外，還得承受提升力的作用，減振器中的上彈簧除了承擔減振功能外，還得承受加壓力的作用。在加壓和提升過程中要求彈簧要在線性特性范圍內(nèi)。根據(jù)這個要求，對每組彈簧的上、下彈簧剛度進行分配。振動錘的最大提升力T1=160 kN，最大加壓力T2=80 kN。

可知：單支下彈簧的最大工作負載F1==40 kN

單支上彈簧的最大工作負載F2==20 kN

由此可分配得：下彈簧的剛度K下=×2=3.33×105 N·m

上彈簧的剛度K上==1.57×105 N·m

根據(jù)圓柱螺旋壓縮彈簧計算公式得，下彈簧各參數(shù)為：

絲徑d=35 mm，中徑D2=160 mm，螺距t=60 mm，有效圈數(shù)n=11，總?cè)?shù)n1=13，自由高度H0=712.5 mm，最小工作載荷F0=16.6 kN，初始壓縮量x1=49 mm，上彈簧各參數(shù)為：絲徑d=25 mm，中徑D2=129 mm，螺距t=51.6 mm，有效圈數(shù)n=11.5 mm，自由高度H0=631 mm，最小工作載荷F0=16.6 kN，初始壓縮量x2=106 mm。

2.2.3 彈簧工作時最大壓縮量的計算

單支下彈簧提升最大值F1=40 kN時彈簧的壓縮量x3==120 mm，此時彈簧從安裝狀態(tài)到最大提升力工作狀態(tài)彈簧壓縮變化量△x1=x3-x1=71 mm，上彈簧的壓縮量△x1′=x2-△x1=35 mm，單支上彈簧在加壓力最大值F2=20 kN時，彈簧的壓縮變化量△x2=x4-x2=11 mm，下彈簧的壓縮量△x2′=x1-△x2=38 mm，由此時可知：上、下彈簧在最大工作負載作用下，減振器彈簧都有足夠預緊力，完全可以保證減振器的正常工作狀態(tài)。

2.2.4 減振器彈簧共振驗算

當電動機輸出轉(zhuǎn)速n1=900 r/min時，所產(chǎn)生的激振力

p1=m0×ω12×e2=160×94.22×0.128=181732 N·m

穩(wěn)態(tài)振幅A1=││=││

=0.00824 m

當電動機輸出轉(zhuǎn)速n=1200 r/min時，所產(chǎn)生的激振力P=m0×ω22×e2=160×125.62×0.128=323079 N·m

穩(wěn)態(tài)振幅A2=││=││

=0.0079 m

3 總結

經(jīng)過設計計算和施工現(xiàn)場的實際運用，減振器的各項指標滿足振動錘的要求，現(xiàn)已被廣泛推廣使用，進行批量生產(chǎn)。

參考文獻

[1]成大先.機械設計手冊第三版第三卷[M].化學工業(yè)出版社，1994.

[2]李連進，王明賢.動力減振器參數(shù)優(yōu)化選擇問題的研究[J].蘭州理工大學學報，2004，30（5）.

[3]液壓振動錘沉樁機沉樁機理及其振幅和頻率調(diào)節(jié)系統(tǒng)研究[D].中南大學，2004.

作者簡介

薛淑華（1964-），女，遼寧沈陽人，高級工程師，大學畢業(yè)，從事機械設計及制造工作。endprint

摘 要 電動變頻調(diào)幅振動錘是一產(chǎn)生單向激振力的雙軸慣性激振器，通過變頻電動機帶動實現(xiàn)變頻調(diào)幅，它是HKZ-600A夯擴樁機沉拔護筒的核心動力源，為了更好地降低激振力對樁機各部件的不利振動影響，并在施工過程中滿足提升和加壓的技術要求，有必要對減振器動力參數(shù)進行設計。

關鍵詞 減振器；共振；穩(wěn)態(tài)振幅；加壓；提升

中圖分類號：TP271 文獻標識碼：A 文章編號：1671-7597（2014）05-0024-02

夯擴樁是在錘擊沉管樁的機械設備與施工方法的基礎上加以改進，采用夯擴的方式將樁端現(xiàn)澆混凝土擴大成大頭形的一種樁型，通過增大樁端截面和擠密地基土，使樁的承載力大幅提高。夯擴樁是一種節(jié)能減排的基礎樁型，對地質(zhì)條件適應性強、持力層選擇范圍廣，投資小。它具有單樁承載力高，成本低，無排土等優(yōu)點。電動變頻調(diào)幅振動錘是夯擴樁機HKZ-600A的核心動力源，它主要是用于提拔和沉入護筒用，是夯擴樁機施工效率高低的關鍵環(huán)節(jié)，同時也是成樁質(zhì)量的可靠保障。眾所周知，減振器性能好壞，對建筑結構和設備使用起著重要的作用，需要根據(jù)結構和載荷的類型，進行減振器結構和參數(shù)的設計，使結構和振幅滿足設計要求。振動錘減振器的動力參數(shù)直接影響振動錘的功能，同時也嚴重影響樁機相關部分的使用壽命，所以，對減振器的動力參數(shù)的設計十分必要。

1 振動錘的工作原理及參數(shù)

振動錘的結構如圖1所示，由序號1（振動箱），序號2（耐震交流變頻電動機），序號3（減振彈簧組），序號4（加壓滑輪組），序號5（帶輪組），序號6（提升滑輪組），序號7（彈簧軸）組成。如圖2所示，序號1（振動箱）主要由序號8（偏心塊組），序號9（主軸），序號10（反向同步齒輪組），序號11（振動箱體）組成。

圖1 振動頭結構示意圖

圖2 振動箱結構示意圖

1.1 工作原理

如圖1所示，兩臺交流變頻調(diào)速耐振電動機通過皮帶輪組（傳動比i=1）帶動振動箱體由兩根主軸旋轉(zhuǎn)，兩主軸帶動偏心塊組通過同步反向齒輪作旋轉(zhuǎn)運動，從而產(chǎn)生單向激振力。減振彈簧組與彈簧軸等部件減振器，對振動箱的受迫振動具有減振吸振功能。施工過程中，提升滑輪組通過減振器實現(xiàn)邊提邊振，加壓滑輪組通過減振器實現(xiàn)邊振邊加壓。4個彈簧組及軸等件組成的減振器，其中心與振動錘重心、加壓提升力中心相重合。

1.2 振動錘參數(shù)

最大激振力p=320 kN，偏心塊總質(zhì)量m0=160 kg，振動錘質(zhì)量m=2700 kg，最小偏心力矩e1=0.008 m，最大偏心力矩e2=0.128 m，變頻電機功率P=30 kW，2臺，工作最低轉(zhuǎn)速n1=900 r/min，最高轉(zhuǎn)速n=1200 r/min；最大提升力T1=160 kN，最大加壓力T2=80 kN，穩(wěn)態(tài)振幅A≥0.0075 m。

2 減振器的動力參數(shù)設計

2.1 減振器的動力參數(shù)設計的依據(jù)

本振動錘是一單自由度系統(tǒng)的受迫振動，通過同步反向齒輪的兩軸上的偏心塊組產(chǎn)生單向激振力。在工作的啟動和停機過程中，受迫振動頻率接近或等于系統(tǒng)的固有頻率時，產(chǎn)生共振現(xiàn)象，此時，系統(tǒng)的振幅為正常工作時振幅的3～7倍，將對整個系統(tǒng)產(chǎn)生不利的影響，為了工作時遠離共振，要求受迫振動的頻率與系統(tǒng)固有頻率的比值Z在一定范圍內(nèi)取值，一般Z=2～10，最佳選擇范圍Z=3～5，振動錘在正常工作時，需要不斷地提升和加壓，要求減振彈簧能滿足線性特性，保證減振器的使用壽命和減振效果。

2.2 減振器動力參數(shù)的計算

2.2.1 彈簧總剛度的確定

本振動錘采用交流變頻電動機帶動，根據(jù)巖土力學可知，振動錘的振動頻率不低于900次/分，才能滿足沉管效率要求。將電動機輸出轉(zhuǎn)速n1=900 r/min，作為振動錘正常工作的起點，則此時的受迫振動的角頻率ω1===94.2 rad/s。

取頻率比Z1=3.5，則

ωn===26.91rad/s。

根據(jù)ωn=，

式中：K-彈簧剛度N/m；m-振動錘質(zhì)量kg；K=ωn2×m =26.912×2700=1.96×106 N/m。

振動錘電動機最高轉(zhuǎn)速為n=1200 r/min，此時受迫振動的角頻率ω2===125.6 rad/s，頻率比Z2===4.67，故Z2在Z=3～5范圍內(nèi)。

2.2.2 各減振彈簧剛度的分配

減振器由四組相同的彈簧均布并聯(lián)組成，則每組彈簧的剛度為K1===4.9×105 N·m

每組彈簧是由上、下彈簧并聯(lián)組成，減振器中的下彈簧除了承擔減振功能外，還得承受提升力的作用，減振器中的上彈簧除了承擔減振功能外，還得承受加壓力的作用。在加壓和提升過程中要求彈簧要在線性特性范圍內(nèi)。根據(jù)這個要求，對每組彈簧的上、下彈簧剛度進行分配。振動錘的最大提升力T1=160 kN，最大加壓力T2=80 kN。

可知：單支下彈簧的最大工作負載F1==40 kN

單支上彈簧的最大工作負載F2==20 kN

由此可分配得：下彈簧的剛度K下=×2=3.33×105 N·m

上彈簧的剛度K上==1.57×105 N·m

根據(jù)圓柱螺旋壓縮彈簧計算公式得，下彈簧各參數(shù)為：

絲徑d=35 mm，中徑D2=160 mm，螺距t=60 mm，有效圈數(shù)n=11，總?cè)?shù)n1=13，自由高度H0=712.5 mm，最小工作載荷F0=16.6 kN，初始壓縮量x1=49 mm，上彈簧各參數(shù)為：絲徑d=25 mm，中徑D2=129 mm，螺距t=51.6 mm，有效圈數(shù)n=11.5 mm，自由高度H0=631 mm，最小工作載荷F0=16.6 kN，初始壓縮量x2=106 mm。

2.2.3 彈簧工作時最大壓縮量的計算

單支下彈簧提升最大值F1=40 kN時彈簧的壓縮量x3==120 mm，此時彈簧從安裝狀態(tài)到最大提升力工作狀態(tài)彈簧壓縮變化量△x1=x3-x1=71 mm，上彈簧的壓縮量△x1′=x2-△x1=35 mm，單支上彈簧在加壓力最大值F2=20 kN時，彈簧的壓縮變化量△x2=x4-x2=11 mm，下彈簧的壓縮量△x2′=x1-△x2=38 mm，由此時可知：上、下彈簧在最大工作負載作用下，減振器彈簧都有足夠預緊力，完全可以保證減振器的正常工作狀態(tài)。

2.2.4 減振器彈簧共振驗算

當電動機輸出轉(zhuǎn)速n1=900 r/min時，所產(chǎn)生的激振力

p1=m0×ω12×e2=160×94.22×0.128=181732 N·m

穩(wěn)態(tài)振幅A1=││=││

=0.00824 m

當電動機輸出轉(zhuǎn)速n=1200 r/min時，所產(chǎn)生的激振力P=m0×ω22×e2=160×125.62×0.128=323079 N·m

穩(wěn)態(tài)振幅A2=││=││

=0.0079 m

3 總結

經(jīng)過設計計算和施工現(xiàn)場的實際運用，減振器的各項指標滿足振動錘的要求，現(xiàn)已被廣泛推廣使用，進行批量生產(chǎn)。

參考文獻

[1]成大先.機械設計手冊第三版第三卷[M].化學工業(yè)出版社，1994.

[2]李連進，王明賢.動力減振器參數(shù)優(yōu)化選擇問題的研究[J].蘭州理工大學學報，2004，30（5）.

[3]液壓振動錘沉樁機沉樁機理及其振幅和頻率調(diào)節(jié)系統(tǒng)研究[D].中南大學，2004.

作者簡介

薛淑華（1964-），女，遼寧沈陽人，高級工程師，大學畢業(yè)，從事機械設計及制造工作。endprint