球头螺栓强度校核球头的盖板与顶座之间采用个的螺栓连接，螺栓的材料选用钢，性能等级为级。在外力作用下，联结件和被联结的构件之间，必将在接触面上互相压紧，于是挤压应力相应的强度条件是式中材料的许用挤压应力第页共页图球头受力图由设计数据，确定各个数值,查机械设计手册球头的强度满足要求螺栓螺纹部分的强度校核式中螺纹小径螺栓的个数紧联结螺栓的许用拉应力第页共页球头螺栓连接的强度满足要求液压缸耳套的连接部分设计液压缸连接耳套采用对称结构，与液压缸用销轴方式连接图液压缸连接耳套示意图液压缸耳套孔采用基轴制配合，销轴直径销轴受到的最大剪切力故选用钢，调质处理，查机械设计手册，剪切应力的强度校核条件第页共页采用销轴满足剪切安全强度小车构架的焊接校核小车构架是小批量生产的，如果毛坯采用铸造方式，在总成本中制模费将会占去很大部分，而采用焊接毛坯则相对比较经济，能大大节约成本。由于受铸造工艺的限制，铸件的最小壁厚常常超过强度和刚度的需要。改用焊接毛坯就可采用较小的壁厚，毛坯重量也可以降低。这对大型的工程机械来说非常重要。静压桩机的小车构架焊接均采用端焊缝类型，端焊缝在受力时的应力情况十分复杂，在焊缝三角形的垂直平面上有正应力水平平面上有切应力，同时还存在其它应力如弯曲应力等等，实验表明，在静载荷作用下，焊缝的破裂多沿与载荷方向成的斜面，所以就用这个截面作为计算截面，截面上的应力称为条件应力，应小于其许用值。因此焊缝的强度条件为式中熔积金属的许用条件应力，查机械手册，取焊缝的强度，查机械手册，取焊缝的长度，查机械手册，取由设计数据确定各个数值第页共页小车构架的焊接满足强度要求。第页共页参考文献刘古岷王渝胡国庆等编桩工机械，北京，机械出版社范俊祥陆念力编塔式起重机，中国建材工业出版社吉林工业大学等校编土力学与地基工程，北京，机械工业出版社冯桃新等编建设机械配套件手册，北京，机械工业出版社胡宗武顾迪民编起重机设计计算，北京，科学技术出版社徐有忠编机械工程基础，东南大学出版社成大先编机械设计手册，北京，化工出版社王兆义编可编程控制器教程，北京，机械工业出版社芮静康编实用电工电路通用图集，中国建筑工业出版社张福学编传感器应用及其电路精选，北京，电子工业出版社胡炎村等编机械基础及建筑机械，武汉，武汉工业大学出版社，徐灏编机械设计手册，北京，机械工业出版社，蔡春源主编新编机械设计手册，辽宁，辽宁科技出版社，杨智信主编高层建筑施工手册，北京，机械工业出版社，杨位光编地基及基础，北京，中国建筑工业出版社，中国焊接学会等编焊接手册，北京，机械工业出版社，戈晓岚王特典编工程材料，南京，东南大学出版社，袁国定编机械制造技术基础，南京，东南大学出版社，何红媛编材料成形技术基础，南京，东南大学出版社，王赫郑凤琴等编桩基础工程施工与组织管理，北京，建筑工业出版社，第页共页缸受力第页共页式中单支油缸工作时的作用力四支油缸同时工作的作用力由设计数据确定的值将的值代入式中得长船液压缸主要结构尺寸的设计计算确定纵移液压缸的活塞及活塞杆直径型静压打桩机属于大型的工程机械，根据机械设计手册，初步确定行走机构的系统压力为Ⅰ向Ⅱ向图液压缸的行走状态图Ⅰ向行走时，口进油口出油Ⅱ向行走时，口进油口出油第页共页计算如下Ⅰ向式中活塞杆直径，液压缸的理论推力，系统压力，查手册取查机械设计手册取取速度比查机械设计手册取长船液压缸的流量计算式中液体的运动速度活塞的面积确定纵向行走液压缸的型号第页共页液压缸的型号说明双作用单活塞杆液压缸结构尺寸代号液压缸直径活塞杆直径活塞杆型式代号长船液压缸的力的计算推力计算式中液压缸推力工作压力活塞的作用面积拉力计算式中液压缸拉力工作压力活塞直径活塞杆直径液压缸有杆腔作用面积第页共页长船液压缸的安装联结尺寸图长船液压缸的安装联结尺寸表液压缸的安装联结尺寸缸径长船液压缸的长度为行程第页共页图液压缸的安装联结部件表液压缸的安装联结部件尺寸缸径顶升液压缸的机构设计计算顶升液压缸的载荷计算静压桩机的顶升，靠四个垂直固定在桩机大身上的液压缸提供动力，油缸只要克服静压桩机自身的重量即可。由几何学原理三点即可确定个平面，虽然有四个顶升油缸提供动力，但实际上很多时候真正工作的只有三个油缸。因此，载荷力为顶第页共页顶升液压缸的活塞直径计算式中顶升油缸所受外载荷系统压力查机械设计手册，取取速度比查机械设计手册，取顶升液压缸的流量计算式中液体的运动速度活塞的面积第页共页确定顶升液压缸的型号液压缸的型号说明双作用单活塞杆液压缸结构尺寸代号液压缸直径活塞杆直径活塞杆型式代号顶升液压缸的力的计算推力计算式中顶升液压缸推力工作压力活塞的作用面积拉力计算式中液压缸拉力工作压力活塞直径活塞杆直径液压缸有杆腔作用面积第页共页液压缸技术规格表液压缸技术规格名称缸径活塞杆直径工作压力最大。车轮的强度按车轮轮面接触强度来计算，车轮的接触强度与它的材料轨道接触情况车轮踏面等因素有关。为了计算车轮的接触应力，需要先计算出车轮的载荷小车车轮的载荷计算其中车第页共页车车轮接触强度校核式中速度系数，查机械设计手册，取工作级别系数，查机械设计手册，取曲率半径，取两个接触体中较大的值，由轨道头与车轮曲率半径之比所确定的系数，与材料有关的许用点接触应力常数，将以上各值代入式计算得车轮满足强度要求小车轴的设计计算静压桩机的行走小车均采用两根联结轴。每根轴的受力为第页共页图轴的受力图图轴的剪切图第页共页图轴的弯矩图轴选用钢，调质处理，查机械设计手册，轴的弯曲强度条件为轴与轴承采用基孔制配合，查机械设计手册，取小车联结轴的校核小车联结轴在联结结合面处受剪，同时与被联结件孔壁相互挤压，破坏联结的主要形式有轴被剪断轴被压溃孔壁被压溃。轴受的剪力为其强度条件为即联结轴材料选用钢，调质处理第页共页查机械设计手册，查机械设计手册，取校核联结轴的强度条件为式中轴的受压高度轴的许用挤压应力查机械设计手册，初定联结轴的受压高度为因此联结轴满足联结的强度要求选定轴承并加以校核对缓慢摆动或低速旋转的轴承，应分别计算额定动载荷和额定静载荷，然后根据条件选择轴承。基本额定动载荷的计算⑩式中基本额定动载荷计算值当量动载荷寿命系数，查机械设计手册定轴承使用寿命为，查机械设计手册取速度系数，查机械设计手册，取力矩载荷因数，力矩载荷较小时第页共页力矩载荷较大时取冲击载荷因数，查机械设计手册，取温度因数，查机械设计手册，取轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷当量动载荷的计算式中冲击载荷系数，取径向载荷，取轴向载荷，径向动载荷系数，取轴向动载荷系数，取将各数据代入⑩式基本额定静载荷的计算当量静载荷两式中取大值式中径向静载荷系数，轴向静载荷系数，第页共页径向载荷，取轴向载荷，按额定静载荷选择轴承，其基本公式为式中基本额定静载荷径向基本额定静载荷，查机械设计手册，取当量静载荷安全系数，查机械设计手册，取满足静载荷强度要求针对小车的负载情况，选用单列圆锥滚子轴承作为支撑体，可以承受以径向载荷为主，径向较大而轴向稍小的载荷，具有较好的支撑刚度和旋转精度。初选轴承型号查机械设计手册校核轴承寿命查机械设计手册，轴径，运动速度第页共页轴承寿命校核行程速度比推力拉力长船行走液压缸顶升液压缸液压缸的校核长船液压缸活塞杆稳定性校核般情况，当受拉杆件的应力达到屈服极限时，将引起塑性变形或断裂。细长杆件受压时，却表现出与强度失效全然不同的性质。当压力逐渐增加，但小于极限值时，杆件直保持直线形状的平衡，这种平衡是稳定的。当压力逐渐增加到极限值时，压杆的直线平衡为不稳定，将转变为曲线形状的平衡，如果再继续加微小的侧向力使其发生弯曲，当干扰力解除后，它将保持曲线形状的平衡，不能恢复原有的直线形状。压杆丧失其直线形状的平衡而过渡为曲线平衡，称为失稳，也称屈曲。杆件失稳后压力的微小增加将引起弯曲变形的第页共页显著增大，杆件已经丧失了承载能力。最大行程安装长度图活塞杆失稳活塞杆失稳时，应力不定是很大，甚至可能会小于比例极限，按下式进行校核细长比式中长度系数截面的惯性半径杆件的长度即活塞杆的行程将各值代入式得第页共页压杆稳定的极限值式中材料的弹性模量，查机械设计手册，比例极限，查机械设计手册，将以上各数据代入式计算得长船活塞杆不属于大柔度杆，不能使用欧拉公式计算临界压力，因此，采用以实验结果为依据的直线公式式中屈服极限，查机械设计手册取，直线公式系数，查机械设计手册取，将以上各值代入上式得长船液压缸活塞杆属于小柔度压杆，受压时不会像大柔度压杆那样出现弯曲变形，主要因为应力达到屈服极限塑性变形或强度极限脆性变形而失效，应按强度来进行校核。第页共页式中临界应力活塞杆受力，活塞杆横截面积将以上各值代入上式得长船液压缸活塞杆满足稳定性要求顶升液压缸活塞杆稳定性校核同理可得最大行程安装长度图活塞杆失稳第页共页活塞杆失稳时，应力不定是很大，甚至可能会小于比例极限，按下式进行校核细长比式中长度系数截面的惯性半径杆件的长度即活塞杆的行程将各值代入式得压杆稳定的极限值式中材料的弹性模量，查机械设计手册，比例极限，查机械设计手册，将以上各数据代入上式计算得顶升液压缸活塞杆不属于大柔