close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

717.Машины для свайных работ. Конструкции и расчёты

код для вставкиСкачать
Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
Воронежский государственный архитектурно-строительный университет
В.А. ЖУЛАЙ, Л.Х. ШАРИПОВ
Машины для свайных работ.
Конструкции и расчёты
Учебное пособие
Рекомендовано Учебно-методическим объединением вузов РФ
по образованию в области строительства в качестве учебного пособия для студентов,
обучающихся по специальности 270113 «Механизация и автоматизация строительства»
направления 270100 «Строительство»
ВОРОНЕЖ 2010
ББК 39.311-06-5
УДК 622 7.0025 (015)
Ж87
Рецензенты:
кафедра «Проектирование механизмов и подъёмно-транспортных машин» Воронежского государственного технического университета;
В.С. Литвинов, к. т. н., доц., главный конструктор ЗАО «РудГорМаш»
Ж87
Жулай, В.А.
МАШИНЫ ДЛЯ СВАЙНЫХ РАБОТ. КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЁТЫ : учеб. пособие / В.А. Жулай, Л.Х. Шарипов. - 2-е изд., перераб. и доп.; Воронеж. гос. арх.- строит. ун-т. – Воронеж, 2010. – 225с.
ISBN 978-5-89040-318-6
Приведены краткие сведения о процессах погружения и извлечения
свайных элементов молотами ударного и вибрационного действия, рассмотр ены схемы конструкций, рабочий процесс, область применения свайных молотов ударного и вибрационного погружений различных свай, рекомендации по
выбору оптимальных параметров, даны примеры расчетов.
Предназначено для студентов, выполняющих курсовые проекты по дисциплине «Строительные машины и оборудование», специальности 270113
«Механизация и автоматизация строительства», а также может быть использовано студентами специальности 190205 «Подъёмно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование».
Табл. 28. Ил. 59. Библиогр.: 14 назв.
ББК 39.311-06-5
УДК 622 7.0025 (015)
© Жулай В.А.,Шарипов Л.Х., 2010
© Воронежский государственный
архитектурно- строительный
университет,2010
ISBN 978-5-89040-318-6
2
ВВЕДЕНИЕ
Интенсификация строительного производства может быть достигнута
лишь при условии применения современных высокопроизводительных средств
комплексной механизации. При этом должна быть обусловлена необходимость
использования ресурсосберегающих технологий, обеспечивающих экономию
энергетических, материально-технических и трудовых ресурсов.
Одним из эффективных путей ускорения строительства и снижения его
стоимости является применение свайных фундаментов. Строительство ленточных фундаментов сопровождается выполнением трудоёмких земляных работ – рытьём котлованов и траншей, их укреплением, перемещением и транспортированием значительного количества грунта, а во влажных грунтовых
условиях – водоотливом. При устройстве же свайных фундаментов значительная часть этих работ исключается, сокращаются до минимума земляные работы, транспортные перевозки, работы по водопонижению. Так, например, применение свайных фундаментов взамен ленточных на естественном основании
позволяет сократить объём земляных работ на 75 – 95%, бетонных – на 30 –
55%, что снижает стоимость фундаментов на 12 – 25%.
Выбор типа сваебойных машин определяется целым рядом факторов,
главными из которых являются условия строительной площадки и конструкция фундамента. Применительно к различным их сочетаниям широко применяются машины ударного, вибрационного и виброударного действия.
Среди машин ударного действия наиболее широко используются дизельные молоты, основными достоинствами которых являются независимость
от посторонних источников энергии, простота устройства и эксплуатации, невысокая стоимость изготовления.
В тех случаях, когда грунтовые условия не позволяют применять эффективно
дизельные молоты, их с успехом заменяют вибрационными погружателями.
Сведения о машинах для свайных работ, о принципах их действия, основах теории и расчета изложены в специальной технической литературе, сборниках статей и часто труднодоступны студентам для использования их в учебном процессе. Кроме того, следует отметить, что количество этой литературы
в основном ограничено. Поэтому учебное пособие, написанное в соответствии
с учебной программой для студентов, обучающихся по специальности 190205
«Подъёмно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование»
и 270113 «Механизация и автоматизация строительства», имеет цель облегчить работу студентов в учебном процессе.
Материалы изложены в учебном пособии таким образом, что они позволяют студентам оперативно получить необходимые сведения о сущности процессов погружения свайных элементов в грунт и, используя их, правильно выбрать или разработать сваепогружающую машину по заданной теме курсового
или дипломного проекта.
3
1. КЛАССИФИКАЦИЯ СВАЙНЫХ ПОГРУЖАТЕЛЕЙ
Машины для погружения свай различаются по ряду признаков, осно вными из которых являются: метод погружения, вид энергии, погружающая
способность (масса ударной части, вынуждающая сила, мощность двигателя и
т.п.), конструктивные особенности.
По методу погружения свайные погружатели подразделяются на ударные, вибрационные, смешанные. К машинам ударного действия относятся молоты – механические, паровоздушные, дизельные, гидравлические. Машинами
вибрационного действия являются вибромолоты и вибропогружатели. Вид
энергии, используемый в погружателях – механический, паровоздушный, тепловой (воспламенение топлива от сжатия), гидравлический.
Механические молоты приводятся в действие с помощью лебёдки и каната, свободный конец которого соединён с ударной частью молота.
Паровоздушные молоты используют энергию сжатого воздуха или пара, которая непосредственно воздействует на ударную часть молота.
Дизельные молоты работают на основе передачи энергии сгорающих
газов непосредственно рабочему органу – ударной части молота.
Вибропогружатели осуществляют погружение свай с помощью вибрации, которая сообщает продольные колебательные движения свае.
Вибромолоты осуществляют рабочий процесс за счёт передачи погружаемому элементу как вибрационных, так и ударных импульсов.
Гидравлические молоты погружают сваю ударником, приводимым в
действие под давлением жидкости, поступающей от гидронасоса.
Рабочий цикл свайных молотов всех типов состоит из двух тактов: холостого хода, в течение которого ударная часть поднимается на определённую
высоту, и рабочего хода, в течение которого ударная часть с большой скор остью движется в обратном направлении до момента удара по свае.
В некоторых молотах рабочий ход происходит только под действием силы тяжести ударной части. Такие молоты называют молотами простого
(одиночного) действия. К этому типу молотов относятся механические, паровоздушные и дизельные молоты.
В ряде паровоздушных молотов энергоноситель используется не только
для подъёма ударной части молота, но и при рабочем ходе, увеличивая скорость движения при её опускании на сваю. Эти молоты относятся к молотам
двойного (двухстороннего) действия.
Вне зависимости от конструктивных различий свайный молот состоит из
подвижной ударной части, производящей удары по свае; неподвижной части
(корпуса или станины), обеспечивающей направление движения ударной части и объединяющей все механизмы молота; устройства, позволяющего ос уществлять чередование рабочих и холостых ходов ударной части; шабота,
воспринимающего удар и передающего его свае. В паровоздушных и дизель-
4
ных молотах эти основные узлы конструктивно объединены в одном корпусе
(станине).
Более простые по устройству механические молоты не имеют станины.
Узлы таких молотов предусматривают собой отдельные конструкции, смонтированные на копре, мачту которого используют для направления движения
молота.
В практике строительства приходится забивать сваи различных размеров, массы и длины в грунты различной плотности, поэтому молоты изготавливают различной мощности. Мощность молота, или погружающая способность, определяется массой его ударной части, энергией одного удара и числом
ударов в минуту.
2. СВАЙНЫЕ ПОГРУЖАТЕЛИ УДАРНОГО ДЕЙСТВИЯ
2.1. Механические молоты
Механические молоты представляют собой металлические отливки или
железобетонные монолиты. Иногда молот изготавливают в виде нескольких
секций – чугунных или стальных плит, соединяемых между собой болтами.
Такая конструкция позволяет менять массу молота в зависимости от силы тяжести погружаемой сваи. Поднимают молот с помощью каната, навитого на
барабан ручной или механической лебёдки. Молот подвешивают к копру двумя способами: подъёмный канат крепят непосредственно к проушине молота,
и в процессе работы их не разъединяют; канат крепят к устройс тву, разъединяющему его с молотом, обеспечивая тем самым свободное падение молота.
В первом случае при рабочем ходе молот увлекает за собой канат, свободно сматывающийся с расторможенного барабана лебёдки. Таким образом,
в рассматриваемой конструкции отсутствует не только станина молота, но и
устройство, регулирующее работу молота. Чередование холостых и рабочих
ходов осуществляется последовательными включениями и выключениями барабана лебёдки.
Существенным недостатком этого способа являются значительные потери энергии при рабочем ходе, затрачиваемой на преодоление трения и изгиб ание каната. Управление механическим молотом, работающим без расцепления,
из – за частых переключений лебёдки затруднительно и быстро утомляет оператора; кроме того, оно требует большого опыта и внимания от последнего,
чтобы, с одной стороны, не допустить чрезмерно большого хода молота, а с
другой – избегать излишнего разматывания каната после удара, что удлиняет
продолжительность холостого хода и может привести к соскакиванию каната с
блока. Стремление избежать соскакивания каната с блока нередко приводит к
его преждевременному (до удара) торможению, из – за чего энергия удара значительно уменьшается, а в отдельных случаях происходит разрыв каната. Поэтому чаще применяют механический молот, работающий по другой схеме.
5
В этом случае канат прикреплён к молоту не непосредственно, а через
специальное захватное устройство, позволяющее в конце холостого хода раз ъединить ударную часть с канатом.
В таком молоте, работающем с расцеплением, ударная часть при рабочем ходе падает свободно, её энергия используется эффективней, а управление
работой проще и удобнее.
Благодаря простоте конструкции механические свайные молоты часто
изготовляются силами строительных организаций.
Одна из наиболее распространённых конструкций механического молота
представлена на рис. 2.1.
Рис 2.1. Механический молот
Рис 2.2. Составной
с монолитной (металлической
механический молот
отливкой) ударной частью
Ударная часть имеет форму расширяющейся книзу пирамиды. Низкое
расположение центра тяжести способствует уменьшению вибрации копра при
ударе и обеспечивает более спокойную работу всей сваебойной установке. В
верхней части отливки укреплена специальная проушина. Сзади ударная часть
снабжена двумя приливами с закрепляющими планками, которые удерживают
её в стрелах копра.
6
Расцепляющее устройство состоит из захватывающего крюка с рычагом,
шарнирно укреплённого в колодке. Колодка имеет такой же направляющий
прилив, как и ударная часть, и в верхней части снабжена кольцом для каната.
Освобождение ударной части от расцепляющего устройства производится
нажимом на конец рычага, благодаря чему крюк выходит из зацепления с
ударной частью.
Так как масса колодки значительна, то после расцепления она опускается вниз по действием собственного веса, преодолевая сопротивление каната.
Форма крюка такова, что захват происходит автоматически.
Обычно операция расцепления выполняется вручную рабочим, который
в конце холостого хода молота дёргает за верёвку, прикреплённую к рычагу
крюка. Расцепление можно сделать автоматическим, установив на стрелах копра неподвижный упор, который на определённой высоте подъёма ударной
части будет отклонять рычаг и выводить крюк из зацепления. Наибольшая допустимая высота подъёма ударной части определяется прочностью материала
сваи.
Недостатком такого автоматического расцепления является увеличение
времени цикла, а следовательно снижение производительности.
Другая конструкция механического молота показана на рис. 2.2.
Ударная часть этого молота состоит из нескольких чугунных или стальных отливок 2, соединённых четырьмя стяжными болтами 4; между отливками
зажаты две плиты 5, выступающие концы которых удерживают молот в стрелах копра. К плите 1, укреплённой на верхней отливке, приварена проушина 3
для подъёмного каната или крюка захватного устройства.
Изменяя количество отливок, можно соответственно уменьшать или
увеличивать вес ударной части.
Механические молоты обычно применяют для погружения сваи в слабые
несвязные грунты. Их основными преимуществами являются низкая стоимость, безотказность в работе, независимость от климатических и грунтовых
условий.
Кроме того, механические молоты отличаются простотой конструкции и
возможностью изменения погружающей способности в широком диапазоне за
счёт изменения высоты падения и массы молота. Масса механического молота
обычно не превышает 3 т, частота ударов составляет 4 – 12 мин −1 для молотов,
работающих без расцепления и 3 –4 удара – с расцеплением.
Основным недостатком механических молотов, ограничивающих их
применение, является низкая производительность, и они применяются лишь в
тех случаях, когда отсутствуют другие типы погружателей или нет возможности применить последние из-за местных условий.
7
Механические молоты серийно не выпускаются и изготавливаются ведомственными заводами и мастерскими по мере необходимости для собственных нужд.
2.1.1. Основные параметры механических молотов
Активной силой, действующей на ударную часть молота, является тяговое усилие Т лебёдки при холостом ходе, при рабочем – сила тяжести G ударной части.
Силой сопротивления Fòð в обоих случаях является трение в направляющих стрелах копра и в блоках, а также изгиб каната.
При длине рабочего хода L, м, энергия удара, Дж
E  (G  Fтр )L ,
а частота ударов в минуту:
n
60
,
t1  t2  t3
где t1 и t2 – соответственно продолжительность холостого и рабочего ходов, с;
t3 – продолжительность операций включения лебёдки, захвата и расцепления ударной части, с.
Скорость движения ударной части  при холостом ходе определяется
параметрами применяемой лебёдки. При заданной длине хода L
t1 
L
.
Ускорение, с которым падает ударная часть при рабочем ходе L, и продолжительность рабочего хода t2 при условии свободного падения ударной части определяются формулами
ag
G  Fтр
G
t2 
м / с2 ;
2L
c.
a
Величина t3 зависит от опытности операторов, управляющих рабочим
процессом молота, и согласованности их действий; обычно величина t3 находится в пределах 8 – 15 с.
8
2.2. Паровоздушные молоты
Паровоздушные молоты представляют собой отливку, внутри которой
находится поршень. Они подразделяются на молоты простого и двойного действия. В качестве силовых установок для паровоздушных молотов применяют
передвижные или стационарные компрессорные станции, а также парообраз ователи, мощность которых определяется мощностью молотов.
2.2.1. Паровоздушные молоты простого действия
Паровоздушный молот простого действия (см. рис. 2.3)состоит из массивного чугунного корпуса (1), внутри которого находится паровой цилиндр
(8). Корпус молота имеет значительное утолщение в нижней части. Внутри
цилиндра расположен поршень (6), соединённый с поршневым штоком (7). В
нижней части цилиндра находится отверстие (9) для спуска конденсата. Верхняя часть цилиндра закрыта крышкой (3), внутри которой размещено парораспределительное устройство, состоящее из поворотного крана (5), коромысла
(4) и скоб. Управление работой паровоздушных молотов простого действия –
ручное, полуавтоматическое, автоматическое.
Рассматриваемый молот работает следующим образом. Сжатый воздух
подаётся в цилиндр (8) через кран (5) и создаёт соответствующее давление на
поршень (6) и верхнюю крышку (3) цилиндра. Благодаря тому, что поршень
штоком (7) опирается на сваю и является неподвижным, под давлением воздуха корпус (1) молота поднимается, скользя по штоку. После подъёма корпуса
на необходимую высоту кран (5) поворачивают, в результате чего полость цилиндра сообщается с атмосферой. Воздух устремляется наружу, и корпус молота падает вниз, ударяя по свае. После удара кран возвращают в первоначальное положение и в цилиндр поступает новая порция сжатого воздуха.
Корпус молота поднимается вновь, и процесс повторяется.
Молоты простого действия с ручным управлением конструктивно просты, надёжны в работе, не требуют сложного ухода. Недостатками их являются: потери энергии при выпуске пара, составляющие 15 – 20%, низкая произ1
водительность, обусловленная малой частотой ударов 8 – 12 мин ; ручное
управление паровоздухораспределительным краном. Техническая характеристика молотов простого действия с ручным управлением приведена в табл. 2.1.
Молоты с полуавтоматическим управлением более производительны и
экономичны. Выхлоп энергоносителя в молоте происходит автоматически, о днако управление спуском остаётся ручным. Число ударов молота достигает 30
в минуту. Высоту подъёма цилиндра можно изменить, переведя рычаг распределителя в другое положение, но при этом исключается возможность работы
молота в полуавтоматическом режиме. Техническая характеристика молотов
простого действия с полуавтоматическим управлением представлена в табл. 2.2.
9
Рис. 2.3. Паровоздушный молот простого действия типа ССС:
1 – корпус; 2 – приливы; 3 – верхняя крышка; 4 – коромысло;
5 – распределительный клапан; 6 – поршень; 7 – поршневой шток;
8 – цилиндр; 9 – отверстие для спуска конденсата
10
Таблица 2.1
Техническая характеристика паровоздушных молотов
простого действия с ручным управлением
Основные параметры
Энергия удара, кДж
Масса ударной части, кг
Частота ударов, мин 1
Ход поршня, м
Рабочее давление, МПа
Расход сжатого воздуха, м3/мин
Масса молота, т
Расход пара, кг/ч
Потребная поверхность
нагрева котла, м2
Диаметр воздухопровода, м
Высота молота в рабочем положении, м
МПВП3000
37,5
3000
10
0,125
0,6
11
4,25
550
ИПВП4250
43,20
4250
4-8
0,125
0,6
11
5,1
900
МПВП6500
89,70
6500
4-10
0,125
0,6-0,8
18
7,3
1300
МПВП8200
110
8200
4-5
0,12
0,6-0,8
24
8,695
1500
27
40
40
40
0,05
0,05
0,075
-
2,850
2,820
3,125
2,580
Таблица 2.2
Техническая характеристика паровоздушных молотов
простого действия с полуавтоматическим управлением
Показатель
СССМ-570
С-276
СССМ-680
27
39
82
Энергия удара, кДж
Частота ударов, мин-1
Рабочее давление
энергоносителя, МПа
до 30
0,8 – 10
Массовый расход пара, кг/ч
Объёмный расход воздуха (свободного), м3/мин
Наибольшая высота подъёма ударной части, м
Масса, кг:
ударной части
общая
Габаритные размеры, м
11
545
700
1470
10
14
30
1,50
1,30
1,37
1800
2700
3000
4150
6000
8650
4,84  0,81
 0,78
4,84  1,18
 0,9
4,96 1,41
 0,88
Существенным достоинством паровоздушных молотов простого действия с подвижным паровым цилиндром (корпусом) является небольшая так
называемая мёртвая сила тяжести (т.е. сила тяжести неподвижных частей молота), составляющая около 30% общей силы тяжести молотов. Остальные 70%
составляет ударная часть, что весьма выгодно с точки зрения использования
молота. Основными недостатками их являются малая производительность и
потребность в котельно-компрессорном оборудовании. Молоты простого действия выпускают ведомственные заводы для собственных нужд. Более совершенными являются молоты двойного действия.
2.2.2. Паровоздушные молоты двойного действия
Существующие типы свайных паровоздушных молотов двойного действия многочисленны и значительно различаются между собой по конструкции. Паровоздушные молоты двойного действия применяют преимущественно
для забивки и извлечения металлических и железобетонных свай в гидротехническом строительстве, при строительстве морских портов и причалов.
Паровоздушный молот двойного действия типа СССМ-501 (см. рис. 2.4)
средней мощности представляет собой корпус, состоящий из пяти частей, связанных между собой стяжными болтами (7). Средняя часть (4) является паровым цилиндром, внутри которого находится поршень (5), по обе стороны заканчивающийся массивными штоками (3). Две другие части (2) и (6) корпуса
служат направляющими для штоков поршня.
Вверху корпус закрыт крышкой (8) с проушиной для подъема молота;
снизу корпус заканчивается кольцом (1), в отверстие которого входит корпус
ударной плиты (13), непосредственно воспринимающий удар нижнего штока
поршня.
Плита (13), как и во всех других конструкциях молотов двойного действия, имеет возможность незначительно перемещаться по вертикали и от выпадения удерживаться упорами (14), имеющимися на головках стяжных болтов (7). Удлиненные головки болтов образуют направляющие, благодаря чему
молот сохраняет устойчивое положение на свае. Если эта устойчивость оказ ывается недостаточной, что может иметь место, например, при забивке металлических шпунтовых свай, направляющие головки болтов снабжаются различными дополнительными устройствами.
В том случае, когда молот устанавливается на копре или подвесных
направляющих стрелах, к корпусу молота сбоку привинчиваются направляющие уголки.
Парораспределительное устройство состоит из круглого дискового з олотника (10), шаровых клапанов (9) и (12) и золотниковой камеры (11).
Золотник не имеет механической связи с ударной частью молота, и перемена его хода осуществляется давлением пара. Работа молота происходит
следующим образом (см. рис. 2.5). Энергоноситель подводится через впускной
патрубок и одновременно поступает в две крайние полости (5) и (10) золотниковой камеры, которые всегда находятся под рабочим давлением.
12
Рис. 2.4. Паровоздушный молот двойного действия
типа СССМ-501
13
1
1
В атмосферу
Клапан закрыт
Клапан открыт
2 Положение
2 Положение
золотника I
золотника II
35 4
Выпуск пара
Впуск пара
Выпуск пара
6
Впуск пара
4 5 6
3
7
8
12 11 10 9
7
8
12 1110 9
13
13
Клапан закрыт
В атмосферу
14
Клапан открыт
14
Рис. 2.5. Схема работы молота СССМ-501
Средняя полость (7) золотниковой камеры сообщается с атмосферой и
служит для выхлопа энергоносителя; две остальные промежуточные полости
(6) и (8) сообщаются каналами (12) (показано пунктиром) соответственно с
надпоршневым и подпоршневым пространствами парового (воздушного) цилиндра.
В крайнем верхнем положении (положение I) золотник сообщает между
собой полости (8) и (10), энергоноситель через эти полости и каналы (12) поступает в подпоршневое пространство и поднимает поршень.
14
Одновременно в этом положении дисками золотника сообщены между собой
также полости (6) и (7) золотниковой камеры, благодаря чему отработавший
энергоноситель из верхней (надпоршневой) полости цилиндра через кольцевой
канал может свободно выходить в атмосферу.
При крайнем нижнем положении золотника (положение II) сообщаются
полости (5) и (6), свежий пар поступает в надпоршневое пространство цилиндра. В то же время из нижней половины цилиндра отработавший энергонос итель выходит в атмосферу через канал (12), полость (7) золотниковой камеры и
через выхлопное отверстие. Поршень под действием энергоносителя движется
вниз и ударяет по плите. Перемещения золотника происходят автоматически
под действием энергоносителя, поступающего через вспомогательные каналы
(2) и (13). Эти каналы с одного конца заканчиваются шаровыми клапанами и
через них сообщаются с камерами (1) и (14) молота; другими концами каналы
(2) и (13) соединяются с золотниковой камерой и одновременно через узкие
отверстия сообщаются с полостями (5) и (10) золотниковой камеры, а через
более широкие отверстия (3) и (11) – с крайними полостями (4) и (9) этой камеры.
Управление золотником осуществляется верхним и нижним поршневыми штоками следующим образом. В положении I шарик верхнего клапана отжат пружиной влево, благодаря чему крайняя верхняя полость (4) золотниковой камеры сообщается с камерой (1) корпуса молота (над верхним штоком) и
далее с атмосферой через свободные каналы и полость (7) золотниковой камеры. Вследствие этого над верхним диском золотника давление будет лишь немногим выше атмосферного; нижний диск золотника в это же время будет
находиться под значительно большим давлением, так как в нижний шаровой
клапан корпусом нижнего штока отжат вправо и сообщение канала (13) с атмосферой прервано.
Вследствие разности давлений золотник перемещается вверх и происходит холостой ход поршня.
При подъеме верхний шток своим корпусом закроет верхний клапан
энергоносителя и, наоборот, откроет нижний, благодаря чему давление над
верхним диском золотника резко возрастает, а под нижним станет немногим
выше атмосферного. Золотник перемещается в крайнее нижнее положение.
Корпус паровоздушного молота двойного действия другой конструкции
(см. рис. 2.6) состоит из нескольких частей, соединенных болтами: верхней
крышки 7 с проушиной для подъема молота, цилиндра 5, нижней крышки 11
цилиндра, камеры 12 с направляющими для ударной части 3 и нижней кольцевой крышки 2. Ударная часть укреплена на конце поршневого штока 4. Удары
свае передаются через шабот 1.
Золотник 9 кранового типа расположен вертикально в золотниковой камере, отлитой заодно с корпусом парового (воздушного) цилиндра; изменение
15
положения золотника достигается поворотом его на 45 0 с помощью золотникового штока 13. Управление золотником происходит автоматически и ос уществляется гайкой 14, неподвижно укрепленной на ударной части молота.
15 6
10
6
1
15
7
8
5
9
700
11
254
10
11
13
4
12
1280
3
1
14
1
490
Рис. 2.6. Паровоздушный молот двойного действия С -231
16
2
Молот работает следующим образом.
При крайнем нижнем положении ударной части (после удара) золотник
занимает положение, при котором надпоршневая полость цилиндра соединена
с патрубком, подводящим энергоноситель, а подпоршневая – с выхлопным патрубком.
Энергоноситель, поступающий под поршень, поднимает последний и
укрепленную на штоке ударную часть; отработавший энергоноситель из
надпоршневого пространства удаляется в атмосферу. Происходит холостой
ход.
Свободное поступление энергоносителя в цилиндр продолжается до тех
пор, пока перемещающаяся вместе с ударной частью гайка не достигнет винтовой части канавки золотникового штока. При дальнейшем движении вверх
гайка начнет поворачивать золотниковый шток и золотник, перекрывая впус кные окна, полностью прекратит доступ энергоносителя в подпоршневую полость цилиндра. Одновременно нижняя часть золотника займет положение,
при котором откроется доступ энергоносителя в верхнюю надпоршневую полость цилиндра.
Достигнув верхней мертвой точки, поршень под действием давления
энергоносителя и силы тяжести ударной части начнет ускоренно двигаться
вниз. При этом гайка, пройдя прямой участок канавки золотникового штока,
достигнет винтовой части и повернет золотник в исходное положение.
При холостом ходе гайка скользит по одной кромке канавки, при рабочем – по противоположной.
Совместное действие собственного веса и силы энергоносителя знач ительно повышает скорость движения ударной части в молотах двойного действия при рабочем ходе. Благодаря этому оказалось возможным, не уменьшая
конечной скорости ударной части и, следовательно, энергии удара, сократить
длину рабочего хода и тем самым уменьшить продолжительность цикла молота. В свою очередь это привело к существенному увеличению частоты ударов:
в молотах тяжелого типа – до 100-200 ударов в минуту, в легких моделях молотов – до 500 и более.
Молоты двойного действия имеют закрытый корпус, благодаря чему их
детали надежно защищены от попадания пыли и грязи. Наличие глухого ко рпуса позволяет использовать свайный молот двойного действия для работы
под водой на глубине до 20 м, при этом возможность проникания воды внутрь
корпуса молота, в камеру, где находится ударная часть (баба), исключается
благодаря сжатому воздуху, подаваемому в молот под давлением. Для этого
молот снабжен рукавом для выхлопа отработанного воздуха (пар в этом случае
неприменим), один конец которого крепят к выхлопному отверстию, а другой
выводят выше уровня воды.
17
Паровоздушные молоты двойного действия в отличие от молотов пр остого действия имеют небольшие габаритные размеры, просты в эксплуатации, дают возможность осуществлять автоматическое регулирование силы
удара и производить работы без копра, вести работы под водой, а также под
любым наклоном и в стесненных условиях, могут быть использованы для извлечения свай (в качестве сваевыдергивателей).
Эти преимущества молотов двойного действия позволяют отнести их к
категории эффективного оборудования для погружения свай.
Однако рассмотренные конструкции свайных молотов двойного действия обладают существенным недостатком, заключающимся в повышенной
металлоемкости. Если в молотах простого действия мертвый вес составляет
примерно 30% общей массы молота, то в молотах двойного действия он повышается до 70-80%, а в легких моделях – и до 85 - 90%.
Такой рост металлоемкости обусловливается конструктивными особенностями молотов двойного действия и объясняется тем, что при рабочем ходе
сила энергоносителя одновременно действует не только на поршень, но и на
верхнюю крышку цилиндра, стремясь поднять корпус молота вверх.
Следовательно, если действующая сила энергоносителя превышает
мертвый вес молота, корпус будет поднят кверху и нормальная работа молота
окажется невозможной. Во избежание этого приходится значительно утяжелять массу корпуса свайного молота двойного действия.
Указанные недостатки отсутствуют в дифференциальных молотах, являющихся разновидностью паровоздушных молотов двойного действия.
Молот (см. рис. 2.7) состоит из четырех основных узлов: парового цилиндра, ударной части, парораспределительного устройства и корпуса.
Корпус молота разъемный и состоит из двух полукруглых половин (2) и
(4), соединяемых между собой болтами. Одна половина корпуса представляет
собой крышку и может быть демонтирована без нарушения правильного взаиморасположения деталей молота, смонтированных в другой половине корпуса,
что удобно при ремонте.
На внешней поверхности половин корпуса отлиты направляющие пазы,
которыми молот удерживается в стрелах копра.
Рабочий цилиндр имеет ступенчатую форму и состоит из двух последовательно расположенных цилиндров (6) и (13) различного диаметра. Размещен
цилиндровый блок в верхней части корпуса молота и соединяется с последним
общей крышкой (15) и продольными ребрами (10), края которых укреплены в
стыке половин корпуса. Внутри цилиндра находятся два поршня (7) и (11), соединенных общим штоком. Снизу цилиндровый блок открыт; роль днища цилиндра выполняет малый поршень (7). Сбоку цилиндра в приливе размещена
золотниковая камера (9), сообщающаяся двумя каналами (14) и (12) соответственно с надпоршневой полостью и выхлопной трубой (16). В верхней части
малого цилиндра расположен кольцевой канал (8), постоянно сообщающийся с
золотниковой камерой, подпоршневой полостью и паропроводом, по которому
к молоту подается энергоноситель.
18
14
15
16
13
12
11
10
17
9
18
8
19
7
6
20
5
21
4
3
2
1
Рис. 2.7. Паровоздушный молот дифференциального действия
19
22
Энергораспределительный механизм состоит из поворотного золотника,
на одном конце которого (с внешней стороны золотниковой коробки) посажены под некоторым углом друг к другу два рычага (17) и (18), и распределительной рейки (20) с управляющими кулачками (19), укрепленной в корпусе
ударной части (3). Движение рейки направляется пазами, имеющимися в корпусе молота и на внешней поверхности цилиндрового блока.
Ударная часть (3) соединена с поршневым блоком с помощью фигурного стакана и сферического утолщения на конце штока.
С боков ударной части сделаны пазы, направляющие ее движение в рейках (5), установленных в корпусе молота в стыке его половин.
Как и в других конструкциях молотов, удар передается свае через подвижную сменную плиту (1), имеющую снизу выемку для головы сваи; плита
удерживается в корпусе с помощью кольца и хвостовой части корпуса (22),
образующего с плитой наголовник.
Молот дифференциального действия работает следующим образом.
Положение I золотника (см. рис. 2.8) соответствует началу холостого
хода ударной части; надпоршневое пространство цилиндра соединено с выхлопной трубой; давление в этой полости лишь немногим превышает атмосферное.Свежий пар из паропровода через впускной патрубок подается в
кольцевой канал (8) (см. рис. 2.7) на малом цилиндре и далее в подпоршневую
полость и золотниковую камеру. Под давлением пара на большой поршень
снизу баба перемещается вверх (холостой ход). В конце холостого хода кулачок распределительной рейки, воздействуя на рычаг золотника, повернет его в
положение II (см. рис. 2.8) и пар из золотниковой камеры будет поступать в
пространство над большим поршнем. Подпоршневая полость цилиндра, как и
при холостом ходе, остается соединенной с паропроводом.
Таким образом, при положении II золотника свежий пар действует одновременно и снизу, и сверху большого поршня, причем в обеих полостях давление его почти одинаковое; но, так как площадь поршня, на которую действует
пар снизу, значительно меньше, чем площадь поршня сверху, и на поршень,
кроме того, действует вес ударной части, штока и самого поршня, ударная
часть начнет ускоренно двигаться вниз (рабочий ход). Перемещаясь вместе с
ударной частью, распределительная рейка незадолго до удара по свае, воздействуя кулачком на рычаг золотника, возвратит последний в исходное положение, и цикл повторится.
Молоты дифференциального действия имеют почти такую же частоту
ударов, как и соответствующие по мощности молоты двойного действия
обычной конструкции, но отличаются значительно более выгодным соотношением между массой ударной части и общей массой и, следовательно, имеют
меньшую мертвую массу (55-65% общей массы молота). Основным недостатком паровоздушных молотов двойного действия является потребность в постороннем источнике энергии – паре или сжатом воздухе. Имеющиеся в эксплуатации установки для производства сжатого воздуха обладают недостато чной производительностью, в связи с чем при использовании таких молотов
приходится применять дополнительный рессивер, подключать к нему одновременно несколько передвижных компрессорных станций или устанавливать
стационарный компрессор.
20
Рис. 2.8. Схема работы молота дифференциального действия
21
Указанные обстоятельства существенно ограничивают область рационального применения паровоздушных молотов.
Паровоздушные молоты двойного действия широко используются для
забивки металлического шпунта в гидротехническом строительстве при возведении плотин гидроэлектростанций, на строительстве морских и речных по ртов. Они эффективны при забивке элементов с малым лобовым сопротивлением – деревянный и стальной шпунт, балки, железобетонные трубчатые сваи с
открытым концом, металлические трубы. Техническая характеристика пар овоздушных молотов двойного действия приведена в табл. 2.3.
Техническая характеристика паровоздушных молотов
двойного действия
Таблица 2.3
С – 35
С - 32
СССМ708
С – 232
С - 977
Энергия удара, кДж
10,85
15,90
11,20
18
17,27
Наибольшая высота подъема ударной части, м
0,45
0,525
0,406
0,508
0,460
Частота ударов, мин-1
135
125
140
95 – 112
100 –
105
Показатель
Давление энергоносителя,
МПа
0,7 – 0,8
Объемный расход воздуха,
м3/мин
12,8
17
12,7
17
20
Массовый расход
пара, кг/ч
900
1200
865
1190
-
2,375
 0,65
 0,71
2,391
 0,63
 0,80
2,49
 0,56
 0,71
2,765
 0,66
 0,81
-
614
655
680
1130
2250
3767
4095
2363
4650
5200
Габаритные
размеры, м
Масса
ударной части, кг
общая
Несмотря на ряд усовершенствований, внесенных в конструкцию паровоздушных молотов, сваебойные установки, снабженные такими молотами,
весьма громоздки и сложны в эксплуатации.
22
2.2.3. Основные технологические параметры
паровоздушных молотов
Основными параметрами паровоздушных молотов являются энергия
удара, частота ударов, расход энергоносителя, сила тяжести ударной части,
скорость ударной части.
Для определения основных параметров должны быть соблюдены условия, связывающие массу ударной части свайного молота и массу сваи, что
обусловливает обеспечение эффективной работы молота.
При ударе по свае кинетическая энергия, ударной части определяется по
формуле, Дж:
m  2
E
,
2
(2.1)
где m – масса ударной части молота, кг;
 - скорость движения молота в момент удара, м/с.
Эта энергия расходуется на упругое и неупругое деформирование материала сваи и на полезную работу погружения сваи в грунт.
Энергия, расходуемая на деформирование сваи, находится из выражения, Дж:
E1 


M m
 1  k 2  2 ,
2  M  m 
(2.2)
где M – масса сваи, кг;
k – коэффициент восстановления скорости при ударе.
Полезная энергия рассматривается как разность:


E  m  Mk 2
E2  E  E1  
,
M m
(2.3)
К.п.д. удара выражается отношением полезной энергии погружения ко
всей энергии удара:
M
1 k2
E
m
 2 
.
(2.4)
M
E
1
m
Из полученного отношения видно, что к.п.д. удара зависит от соотношения масс сваи и молота.
На погружение сваи затрачивается лишь некоторая часть кинетической
энергии удара. Значительная ее часть расходуется на упругие деформации молота и сваи.
23
Для паровоздушных молотов простого действия работа, затрачиваемая
на удар с учетом потерь, определяется из равенства
E  Q  L  ,
(2.5)
где Q – сила тяжести ударной части молота, Н;
L – величина рабочего хода ударной части, м;
 M – к.п.д. молота.
Для паровоздушных молотов простого действия с полуавтоматическим
парораспределением к.п.д. равен 0,8 – 0,9. Число ударов в минуту составляет:
n
60
,
t1  t 2  t 3
(2.6)
где t1 – продолжительность холостого хода, с;
t2 – продолжительность рабочего хода, с;
t 3 – продолжительность переключения золотника, с.
Расход пара при работе молота простого действия определяется по формуле, кг/ч:
П  1,1  60  n  q,
(2.7)
где q – масса пара, поступившего в цилиндр за один ход, кг.
Для молота двойного действия значение энергии удара с учетом потерь
рассчитывается по формуле
E  0,9  Q  p  F L,
(2.8)
где L – ход поршня, м;
F – площадь поршня, м2;
p – давление энергоносителя в цилиндре, МПа;
Q – сила тяжести ударной части, Н;
0,9Q – результирующая сила, действующая на ударную часть при рабочем
ходе.
Скорость движения поршня в момент удара можно вычислить из уравнения, м/с:

2 Ap
m
,
(2.9)
24
где A p – работа молота за один ход, Ap  mgL ,
m – масса ударной части, кг.
кг  м 2
;
с2
Частота ударов молота двойного действия определяется по формуле,
мин :
1
n
60
,
T
где T – продолжительность цикла, с.
Для обеспечения работоспособности молота двойного действия при повышении давления энергоносителя необходимо соблюдение условия
QK  P,
(2.10)
где QK – сила тяжести корпуса молота, Н.
P – сила энергоносителя, действующая на поршень сверху во время рабочего хода молота, Н.
В паровоздушных молотах дифференциального действия энергонос итель поступает в подпоршневую полость независимо от направления движения
ударной части. Поэтому на протяжении всего цикла на подпоршневую полость
действует постоянное усилие. Учитывая это и допуская, что давление энергоносителя на большой поршень сверху остается неизменным в течение всего
рабочего хода, энергию удара дифференциального молота приближенно мо жно рассчитать по формуле
(2.11)
E  0,9  Q  p  S   L,
2
где S – площадь малого поршня, м .
2.3. Дизельные молоты
Дизельными молотами называются свайные погружатели, использующие в процессе работы энергию сгорающих газов. Они относятся к группе
прямодействующих двигателей внутреннего сгорания, у которых отсутствует
кривошипно-шатунный механизм и давление газов, образующихся при сгорании горючей смеси, передается непосредственно рабочему органу – ударной
части. Ударная часть представляет собой подвижный цилиндр (или подвижный поршень) двигателя, который в процессе работы падает на поршень (или
на рабочий поршень – шабот), установленный на свае.
По типу направляющих ударной части свайные дизельные молоты можно разделить на три группы: штоковые, штанговые и трубчатые. Направляющей ударной части штоковых молотов является шток поршня, закрепленный в
шаботе.
Штоковый дизельный молот по проекту И.А. Агатова впервые был изготовлен в 1929 г. Позднее штоковые молоты выпускались фирмами «Дельмаг»
и «Джонсон». В настоящее время штоковые дизельные молоты не выпускают-
25
ся. Поэтому рассматривать их конструкции и принцип действия нецелесоо бразно.
У штанговых молотов направляющей ударной части служат две штанги, закрепленные в основании поршневого блока и соединенные вверху траверсой.
Направляющая ударной части трубчатых молотов – труба, представляющая собой
рабочий и продувочный цилиндры молота. Практическое применение получили два
типа дизельных молотов – штанговые и трубчатые.
По способу разгона ударной части при ее ходе вниз дизельные молоты бывают со свободным падением ударной части и с буфером, аккумулирующим часть
энергии расширения, которая затем используется на разгон ударной части, увеличение энергии и частоты ударов. Такие буферы подразделяются на пневматические и
механические (пружинные). Отечественная промышленность выпускает один тип
штанговых дизельных молотов с пружинным буфером.
По способу распыления топлива в камере сгорания различают дизельные
молоты с ударным и форсуночным распылением.
К первой группе относятся трубчатые молоты, ко второй – штанговые.
По отношению длины L рабочего хода к диаметру цилиндра D дизельные молоты подразделяются на длинноходные, у которых отношение L/D составляет
1,9 –1,5, и короткоходовые с L/D = 1 – 0,5. Основными достоинствами дизельных молотов являются: независимость от постороннего источника энергии,
небольшая стоимость изготовления, простота и удобство эксплуатации, усто йчивая работа при низких температурах, высокие надежность в работе и производительность. Недостатки – низкая энергия удара (составляющая 25-35% потенциальной энергии ударной части), открытая конструкция молота (поршень,
внутренняя полость цилиндра и направляющие штанги), способствующая интенсивному износу деталей, что усугубляется отсутствием системы смазки.
Поэтому эти молоты используются для забивки свай, труб и шпунта массой не
более 2000 кг в слабые и средней плотности грунты.
2.3.1. Штанговые дизельные молоты
Штанговые дизельные молоты по способу закрепления штанг делятся на
молоты с подвижными штангами и молоты с неподвижными штангами.
Молоты с подвижными штангами относятся к молотам легкого типа с
массой ударной части до 250 кг. Они предназначены для погружения деревянных свай диаметром 0,18 – 0,22 м, длиной 6 – 8 м и массой 300 – 500 кг.
К достоинствам легких дизельных молотов следует отнести уменьшение
«мертвого» веса молота и веса ударной части и повышение эффективности
молота, так как масса штанг используется для передачи энергии удара. Недостатками молота с подвижными штангами являются: повышенная вибрация
всего молота и более быстрый износ и расстройство его узлов и деталей, вызываемые колебаниями свободных концов штанг; ограничение глубины забивки свай, так как свободные концы штанг, опускающиеся ниже головы сваи на
1,5 – 2,0 м, не позволяют осуществить забивку сваи в один уровень с поверхностью земли.
В целях устранения названных недостатков молоты с подвижными
штангами делают укороченными, а для получения достаточной энергии удара
применяется пружинный буфер.
26
Типичным представителем молота с подвижными штангами является
дизельный молот СП60 (ДМ-240), схема которого представлена на рис. 2.9.
Дизельный молот включает в себя две основные части: поршневой блок
в сборе, являющийся поршнем и основанием молота (см. рис. 2.10), и ударную
часть, служащую одновременно цилиндром.
Поршневой блок представляет собой стальную отливку, состоящую из
основания, колонки, на которой укреплен стальной поршень, и топливного р езервуара с топливным насосом.
Топливный резервуар представляет собой тонкостенную стальную отливку, внутри которой на резьбе укреплен топливный насос для передачи топлива через форсунку в цилиндр молота.
На верхней части топливного резервуара установлен механизм привода
топливного насоса и регулирования подачи топлива, состоящий из рычага подачи, эксцентрикового валика с коромыслом и толкателя.
Ударная часть состоит из чугунного корпуса, двух направляющих штанг
и крышки.
Цилиндрическая полость корпуса, являющаяся цилиндром молота, заканчивается внизу конусом для улавливания поршневых колец. Конусная
часть разделена пазами на четыре кольцевых сектора, которые проходят через
окна в основании поршневого блока и передают энергию падающей ударной
части на сваю через пяту патрона, опирающегося на его подушку.
Патрон (см. рис. 2.11) сварной конструкции предназначен для удерживания молота на стреле копра и сваи под молотом. Со стрелой копра патрон
соединяется направляющим захватом. К юбке патрона приварены два крюка
для подъема сваи. Для подъема молота кошкой сверху направляющего захвата
укреплен палец.
Кошка служит для подъема молота и ударной части при запуске молота.
Она состоит из корпуса, двух захватов, крюка и коромысла для сброса ударной
части. Молоты с механическим (пружинным) буфером и подвижными штангами работают в такой последовательности. Цилиндр при помощи копровой
лебедки поднимается до уровня траверсы и захватывается кошкой. Затем захват кошки выключается, и цилиндр под действием собственной массы
устремляется вниз.
При достижении поршнем определенного положения воздух в камере
сгорания сжимается, температура его повышается. В крайнем нижнем положении в камеру сгорания впрыскивается топливо, которое воспламеняется под
воздействием высокой температуры сжатого воздуха.
Давление в камере сгорания мгновенно возрастает, и под действием образовавшихся газов цилиндр подбрасывается вверх. При этом пружины штанг сжимаются, аккумулируя часть энергии, которая при движении цилиндра вниз суммируется с энергией падения цилиндра, передается через шаровую опору наголовнику и через него – свае. Патрон, жестко связанный со сваей, предотвращает
отрыв поршневого блока от сваи силами сжатия буферных пружин. Эти молоты являются так называемыми бескопровыми.
27
Рис. 2.9. Конструктивная схема дизельного молота:
1 – направляющая штанга; 2 – топливный бак;
3 – канат управления кошкой; 4 – кошка; 5 – ударная часть;
6 – поршневой блок; 7 – механизм привода топливного
насоса и регулирования подачи топлива; 8 – патрон
28
Рис. 2.10. Поршневой блок:
1 – седло пружины; 2 – пружина; 3 – основание поршня; 4 – гильза; 5 – втулка;
6 – отверстие заливки топлива; 7 – коромысло; 8 – рычаг насоса;
9 – ограничитель рычага; 10 – защитная труба; 11 – болт; 12 – труба;
13 – верхний топливопровод; 14 – поршневое кольцо; 15 – форсунка;
16 – толкатель насоса; 17 – эксцентриковый вал; 18 – насос;
19 – топливный резервуар; 20 – фланец насоса; 21 – топливопровод насоса;
22 – пята
29
Рис. 2.11. Схема патрона:
1 – крюк; 2 – стяжной болт; 3 – палец; 4,7 – гайки; 5 – головка;
6 – болт; 8 – опорная планка; 9 – ползун; 10 – юбка;
11 – опорная подушка; 12 – пята
Для улучшения очистки (продувки) цилиндра от отработанных газов в
передней стенке его корпуса имеются два наклонно расположенных окна.
Часть цилиндра, расположенная выше окон, является рабочей, а нижняя (ниже
окон) – вспомогательной, которая вместе с окнами обеспечивает лучшую продувку рабочего цилиндра от отработанных газов, а также смазку поршня благодаря тому, что стенки нижней части цилиндра не подвергаются воздействию
пламени и горячих газов, образующихся при сгорании топлива в рабочей части
цилиндра.
30
Особенностью конструкции дизельных молотов с подвижными штангами является возможность переделки их на молоты с неподвижными штангами.
Для этого штанги закрепляются в блоке поршня, а в боковые отверстия цилиндра вставляются втулки, через которые проходят штанги. Техническая характеристика молотов приведена в табл. 2.4.
Таблица 2.4
Техническая характеристика штанговых дизельных молотов
Штанговые дизельные молоты
с подвижными
штангами
Показатель
с неподвижными
штангами
С-330
С-254
С-268 С-3330А
С-222
С-330Б
ДМ-58
ДБ-45
СП-60
ДМ-240
180
(140)
240
600
1200
1800
1,0
1,3
0,177
0,179
0,21
1,5
1,75
30
17,5
16
100-110
80
57
50-60
50-60
42-50
16
16
26
Диаметр
цилиндра, м
0,135
0,120
0,135
28
32
0,2
0,25
0,29
Рабочий ход поршня, м
0,164
0,163
0,164
0,34
0,463
0,528
24-25
0,32
0,4
0,345
0,5
0,42
0,42
Рабочий объем цилиндра, л
2,36
1,85
2,36
10,68
22,80
34,8
40
1,36
-
1,7
1,85
1,82
-
350
250
300-500
1200
2500
3500
5550
2000
3200
0,27
0,20
0,22
0,25
0,32
0,4
0,465
Масса ударной части, кг
Наибольшая высота
подъема ударной части,
м
Наибольшая энергия
удара, кДж
Частота ударов, мин
1
Степень сжатия
Отношение  рабочего
хода h к диаметру цилиндра
Наибольшая масса
погружаемого элемента,
кг
Размер гнезда под сваю,
м
31
2500
2,6
2,5
2,4
62,5
62,5
60,0
Дизельные молоты с неподвижными штангами предназначены для забивки в грунт железобетонных и металлических свай с помощью копра грузоподъемностью не менее 9 т.
Дизельный молот с неподвижными штангами (см. рис.2.12) состоит из
следующих основных узлов: поршневого блока, ударной части – цилиндра,
направляющих штанг, траверсы, шарнирной опоры, кошки – механизма подъема и сбрасывания ударной части, топливного насоса, механизма регулирования подачи топлива, верхней траверсы.
6
5
10
730
4
125
3760
3
11
12
45
2
М60х20
13
4540
7
8
9
14
15
130
1
16
17
465
870
460
1100
Рис. 2.12.Конструктивная схема дизельного молота:
1 – блок поршня; 2,8 – пробка; 3 – ударная часть (цилиндр);
4 – направляющая штанга; 5 – кошка; 6 – траверса; 7 – штырь;
9 – рычаг управления; 10 – рычаг сброса; 11 – валик; 12 – форсунка;
13 – топливопровод; 14 – палец; 15 – выступ цилиндра;
16 – серьга; 17 – шарнирная опора
32
Поршневой блок представляет собой стальную отливку (полый поршень
и основание). В верхней части имеются кольцевые проточки для поршневых
компрессионных колец. Поршень четырьмя ребрами соединен с основанием
поршневого блока. Два гнезда по бокам основания поршневого блока служат
для крепления направляющих штанг.
В передней части основания расположен бак для топлива, в задней – два
кронштейна с направляющими лапами, удерживающими молот в направляющих копра.
Нижняя часть основания поршневого блока заканчивается шарнирной
опорой, состоящей из сферической плиты и наголовника, которые соединяются серьгой и пальцем. Шарнирная опора обеспечивает направление удара по
центру сваи в случае некоторого несовпадения осей молота и сваи.
Ударная часть молота представляет собой чугунную отливку, центральная часть которой выполнена в виде глухого цилиндра; два сквозных отверстия служат для прохода направляющих штанг.
В донной части цилиндра расположена камера сгорания.
На передней стенке ударной части укреплен штырь, приводящий в действие рычаг топливного насоса в конечной стадии движения вниз ударной ч асти. Снизу цилиндр заканчивается четырьмя выступами, которые проходят через окна поршневого блока и передают удар шарнирной опоре. Нижняя часть
цилиндрической полости заканчивается конусом, способствующим улавливанию поршневых колец и плавному отжатию их при движении цилиндра вниз.
В углублении верхней части цилиндра предусмотрен палец. Для закрепления кошки за палец ударной части служит крюк, автоматически действующий при опускании кошки. Кошка состоит из траверсы, перемещающейся
вдоль штанг, рычага подвешивания молота, рычага сбрасывания и распорной
пружины.
Механизм подачи топлива (см. рис. 2.13) включает топливный насос,
рычаг подачи, эксцентриковый валик и коромысло, жестко закрепленное на
валике. Насос приводится в действие пальцем – штырем. При движении цилиндра вниз штырь воздействует на скошенную поверхность рычага насоса и
отводит его в сторону, вследствие чего последний толкает плунжер насоса и
впрыскивает порцию топлива в камеру сгорания через топливопровод и фо рсунку.
Подача топлива в камеру сгорания и его распыливание осуществляется с
помощью открытой форсунки, соединенной топливопроводной трубкой с топливным насосом. Топливо из бака через сетчатый фильтр (1) самотеком поступает в подплунжерную полость (16) гильзы (11) и заполняет ее. При падении
цилиндра толкатель (17), жестко закрепленный на цилиндре, толкает в сторону
рычаг (4), поворачивает вокруг оси-валика, отпускает свое второе плечо вниз и
таким образом заставляет опустить вниз только толкатель (3), а через него и
плунжер (2). Как только плунжер перекроет впускные отверстия, топливо,
находясь под давлением, отожмет шарик (12) и попадет в полость гнезда (15),
33
а далее по трубке, находясь под высоким давлением, устремится к форсунке,
истекая из которой, будет распыливаться.
Работа дизельного молота осуществляется следующим образом: первоначальный подъем цилиндра при запуске молота выполняется кошкой. Захват
кошкой и освобождение цилиндра осуществляется вручную.
17
4
5
Меньше
3
2
1
16
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
Рис. 2.13. Механизм подачи топлива штангового молота:
1 – сетчатый фильтр; 2 – плунжер; 3 – толкатель; 4 – рычаг; 5 – коромысло;
6 – валик; 7 – валик-ограничитель; 8 – гайка; 9 – пружина возврата плунжера;
10 – крышка корпуса; 11 – корпус насоса;
12 – шарик; 13 – пружина; 14 – наконечник; 15 – гнездо насоса;
16 – подплунжерная (рабочая) полость гильзы насоса;
17 – толкатель рычага насоса; стрелками показано направление движения
толкателя и рычага при подаче топлива
При движении цилиндра вниз воздух, заключенный в нем, сжимается,
температура воздуха повышается. Одновременно с движением цилиндра пр иводится в действие топливный насос, подающий топливо в цилиндр, где про34
исходит вспышка топлива. В результате взрыва цилиндр подбрасывается
вверх. В момент разъединения цилиндра и поршня отработанные газы свобо дно выходят в атмосферу и давление в цилиндре падает до атмосферного.
Достигнув крайнего верхнего положения, цилиндр полностью теряет
скорость и начинает двигаться в обратном направлении. Заключенный в цилиндре поступивший воздух вновь сжимается, и происходит очередной цикл.
Далее молот работает автоматически до тех пор, пока не будет выключен насос.
Дизельный молот может быть использован и как сваевыдергиватель.
Дизельный сваевыдергиватель (см. рис. 2.14,а) представляет собой молот с
очень высокой степенью сжатия, при которой ударная часть при падении никогда не доходит до соприкосновения с наголовником или основанием поршня
3 и не произведет по нему удара. Под действием силы сжатия воздуха и давления рабочих газов цилиндр 4 затормаживается, не ударившись о поршень, и
подбрасывается вверх, почти на затратив энергии на осадку сваи. Однако при
движении вверх (при укороченной длине штанг) цилиндр ударяет в верхнюю
траверсу, которая в этом случае будет служить наковальней. Верхняя траверса
такого молота делается достаточно прочной, жестко соединяется со штангами,
а последние через основание поршней во время работы закрепляются за сваю
(шпунт) захватами. При работе цилиндр наносит удары не вниз, а вверх и таким образом выталкивает сваю, подвешенную к блоку полиспаста и канатам.
Конструкция штанговых дизельных молотов позволяет осуществлять
дистанционное управление их работой. Дистанционное управление может
быть механическим, электромеханическим и гидравлическим. Наиболее распространено гидравлическое дистанционное управление, отличающееся
надежностью, простотой и удобством эксплуатации.
Гидравлическое дистанционное управление (см. рис. 2.14,б) молотом осуществляется следующим образом. При запуске молота кошка опускается вниз
и крюк автоматически зацепляется за штырь. Затем кошка вместе с цилиндром
поднимается на высоту, необходимую для запуска молота. Далее включают в
работу гидроцилиндр поворота крюка (5) и ударная часть (цилиндр) падает
вниз. Одновременно с гидроцилиндром (5) вступает в работу гидроцилиндр
(2), однако благодаря дросселю, вмонтированному в маслопровод, он отстает в
работе от цилиндра (5). Поэтому при пусковом падении цилиндра подача топлива уменьшается, что предотвращает чрезмерный подъем цилиндра после
первого удара. В дальнейшем давление масла в системе снимается, что позволяет пружине (11) устанавливать рычаг в положение, соответствующее максимальной подаче топлива, а пружине (6) возвратить крюк в первоначальное положение. Дальнейшая работа молота происходит в автоматическом режиме.
Масло в гидроцилиндры поступает из гидросистемы копрового оборудования
через специальный золотник. Регулировка подачи топлива в форсунку осуществляется выдвижением штока гидроцилиндра (2); для прекращения работы
молота шток выдвигается полностью.
35
а
б
Рис. 2.14. Штанговые дизельные молоты:
а – сваевыдергиватель: 1 – свая (шпунт); 2 - захват; 3 – основание поршня;
4 – ударная часть (цилиндр); 5 – блок полистпаста; 6 – канат стальной; б – с
гидравлическим дистанционным управлением работ: 1 – дроссель; 2 –
гидроцилиндр. регулировки подачи топлива в форсунку; 3 – рычаг; 4 – маслопровод; 5 – гидроцилиндр поворота крюка; 6 – пружина; 7 – захват («кошка»);
8 – крюк; 9 – штырь; 10 – цилиндр; 11 – пружина
36
2.3.2. Трубчатые дизельные молоты
Эксплуатация штанговых дизельных молотов показала, что их энергия
удара часто недостаточна для забивки свай до заданных отметок. Основными
причинами этого являются высокая степень сжатия  (в среднем она составляет 30) и незначительная высота подъема ударной части, обусловливаемая
недостаточной прочностью узлов молота. Поэтому были созданы дизельные
молоты трубчатого типа с ударным распыливанием топлива, которые при одинаковой массе с аналогичными типоразмерами штанговых молотов превосходят последние по энергии удара. Более высокая энергия у трубчатых молотов
объясняется тем, что в отличие от штанговых они работают при низкой степени сжатия (  = 13 – 14), большей высоте подъема ударной части и сгорание
топлива в них происходит после удара. Максимальная высота подъема ударной части трубчатого дизельного молота 2,6 м, штангового – 1,79 м. Поэтому
по величине максимальной энергии удара трубчатый дизельный молот прево сходит штанговый более чем в 3 раза. Практически энергия удара штангового
молота будет еще меньше, так как сгорание топлива в молотах этого типа
начинается до прихода ударной части в нижнюю мертвую точку и, следовательно, быстрое повышение давления в камере сгорания оказывает на него
тормозящее действие, способствуя уменьшению скорости соударения цилиндра и наковальни.
Ударное распыление топлива после сжатия рабочей смеси является
очень важным фактором, который, с одной стороны, отрицательно влияет на
пусковые качества трубчатых молотов, а с другой – способствует увеличению
энергии удара. При ударном распылении сгорание топлива всегда происходит
после начала соударения и энергия расширяющихся газов в трубчатых молотах никогда не затрачивается на торможение ударной части, как это наблюдается при работе штанговых молотов. С точки зрения повышения энергетич еских качеств трубчатых молотов ударное распыливание является положительным фактором. Что касается пусковых показателей этих молотов, то при степени сжатия  = 13 –14, они не запускаются без подогрева при температуре
окружающего воздуха ниже +50С и небольших осадках сваи за удар (40-50
мм).Промышленность выпускает трубчатые дизельные молоты с водяным (см.
табл. 2.5) и воздушным охлаждением (см. табл.2.6). Для работы в условиях
низких температур выпускаются молоты в «северном» исполнении.
Дизельные молоты с водяным охлаждением (см. рис. 2.15) имеют однотипное устройство и отличаются массой ударной части. Они состоят из следующих основных узлов: рабочего цилиндра и направляющей трубы, соединенных между собой болтами; поршня (ударной части), перемещающегося во
внутренней полости рабочего цилиндра и направляющей трубы; шабота, по
которому наносит удар поршень; топливной и масляной систем и пусково го
устройства (кошки), внутри которого расположен подъемно-сбрасывающий
механизм.
37
Таблица 2.5
Техническая характеристика трубчатых дизельных молотов
с водяным охлаждением.
Параметры
СП-40
С-995
(С995А)
СП-41
С-996
(С996А)
СП-47
(СП-47А)
С-1047
(С-1047А)
СП-48
(СП-48А)
С-1048
(С-1048А)
СП-54
СП-79
Масса ударной части, кг
1250
1800
2500
3500
5000
Наибольшая энергия
удара, кДж
37,5
54
80
90
135
100
Наибольшая высота
подъема ударной части, 2,8 (3,0) 2,8 (3,0)
м
2,8 (3,0)
2,8 (3,0)
3,0
Частота ударов, мин 1
44
44 (42)
44 (42)
44 (42)
44
Диаметр цилиндра, м
0,3
0,345
0,40
0,45
0,55
Рабочий объем цилиндра, л
23,6
(17,8)
35,6
(26)
46,5
59
100
15
15
15
15
15
Масса молота (сухая, с
кошкой, без наголовника и подставок), кг
2600
3650
5500
(5600)
7650
10000
Масса кошки, кг
100
100
120
120
120
1,2-3,0
1,3-5,0
2,6-6,5
3,5-8,0
 10
Степень сжатия
Масса забиваемых свай,
т
38
Таблица 2.6
Техническая характеристика трубчатых дизельных молотов
с воздушным охлаждением
Параметры
Масса ударной части, кг
С-858
УР-21250
1250
С-859
С-949
С-954
С-974
УР-2- (С-949А) (С-954А) (С-977А)
1800
(С-859А)
1800
2500
3500
5000
Наибольшая энергия удара,
кДж
40
54
(31,4)
67
(42,7)
94
(59,8)
135
(88,3)
Наибольшая высота подъема
ударной части, м
3,0
3,0
3,0
3,0
3,0
Частота ударов, мин 1
42
42
42
42
Расход топлива (средний),
кг/ч
Диаметр цилиндра, м
10
10
14
18
42
(55)
25
0,3
0,345
0,4
0,45
0,55
Рабочий объем цилиндра, л
16,9
24,7
46,5
59
70
Степень сжатия
15
15
15
15
15
Высота молота, м
4,4
4,4
4,685
4,8
5,52
2600
3500
5600
(5800)
7300
(8000)
9000
(10000)
Масса молота (сухая, с кошкой, без наголовника и подставки), кг
Рабочий цилиндр выполнен из толстостенной горячекатаной трубы. В
нижней части цилиндра установлена каленая гильза с хромированной внутренней поверхностью.
К нижнему фланцу цилиндра болтами прикреплено кольцо с пазами в
виде ласточкиного хвоста, в который вставлен резиновый кольцевой амортизатор, опирающийся на фланец шабота и исключающий жесткое соударение
корпуса цилиндра и шабота при больших осадках сваи. К наружной поверхности рабочего цилиндра под углом приварены четыре выхлопных патрубка,
обеспечивающих продувку внутренней рабочей полости цилиндра свежим
воздухом. На рабочем цилиндре укреплены топливный насос и топливный бак.
39
34
33
32
31
30
29
1
2
3
4
28
27
26
25
24
23
5
6
22
21
20
19
18
17
7
8
9
10
11
12
16
15
14
13
Рис. 2.15. Трубчатый дизельный молот с водяным охлаждением:
1 – поршень; 2 – ушко; 3 – топливный бак; 4 – фильтр;
5 – топливный насос; 6 – кольцо-ловитель; 7 – компрессионное кольцо;
8 – верхний подшипник; 9 – шабот; 10 – нижний подшипник; 11 – кольцо амотртизатор; 12 – амортизатор; 13 – планка; 14 – маслопровод для смазки
шабота; 15 – сливная горловина; 16 – левый захват; 17,23,25 – заливные горловины; 18 – бак для воды; 19 – выхлопной патрубок; 20 – масляный насос; 21 –
бак для масла; 22 – маслопровод для смазки поршня; 24 – правый захват;
26 – упор взвода; 27 – кошка; 28 – стопорный болт; 29 – направляющая
труба; 30 – направляющая кошки; 31 – упор для сброса; 32 – крышка продольного паза; 33 – ухо; 34 – крышка
40
Направляющая труба является продолжением цилиндра, ее нижний торец усилен фланцем для крепления к рабочему сменному цилиндру.
Поршень является основной рабочей (ударной) частью молота, движущейся в цилиндре. Поршень выполнен из стальной поковки. Нижний торец
поршня – сферический. На цилиндрической части поршня установлены компрессионные кольца и одно кольцо – ловитель, предотвращающее выскакивание поршня из сменного цилиндра.
Шабот изготовлен из стальной поковки, торец которой имеет сферич ескую выемку, а нижний выполнен в виде фланца, посредством которого к молоту прикрепляется наголовник. Шабот, передающий удар поршня на сваю,
является наиболее нагруженной деталью, работающей при высокой температуре.
Топливная система дизельного молота состоит из топливного нас оса и
бака, соединённых топливопроводом. Определённое количество топлива подаётся плунжерным насосом низкого давления в камеру сгорания, расположенную между поршнем и шаботом. Насос имеет рычажное устройство регулирования подачи топлива.
Топливный насос (см. рис. 2.16) работает следующим образом. Из топливного бака горючее самотёком падает через фильтр (24), трубку (25) и ниппель (27) в кольцевое пространство между корпусом (18) и гильзой (8) и з аполняет подплунжерное пространство в гильзе. Рычаг (15), когда нижний конец поршня находится выше него, силой пружины (10) отклоняется внутрь цилиндра (вправо). При движении поршня обратно (вниз) он своим ребром
встречается с рычагом (15) и заставляет его поворачиваться влево. Короткое
плечо рычага через головку (14) и толкатель (12) толкает плунжер (9) вниз.
Топливо, находящееся в гильзе, плунжером проталкивается вниз и давит на
головку клапана (21), которая вследствие этого отходит вниз и открывает доступ топливу в наклонный канал (22). Через этот канал топливо попадает к
форсунке (23) и из неё неразрывной струёй вытекает в сферическое углубление в шаботе (29). При ударном разбрызгивании важно, чтобы топливо, поступающее в шабот до удара, не разбрызгивалось. Для обеспечения требуемого
направления движения струи важно выдерживать угол наклона оси форсунки
 к вертикали. Нарушение этого требования приводит к тому, что струя то плива попадает не в центр сферы шабота, а в сторону, что ухудшает распыливание и смесеобразование.
В нижней части направляющей трубы расположен бак и масляный насос;
при воздействии поршня на рычаг насоса подаётся доза смазочного масла, которая поступает в кольцевые проточки наружной поверхности поршня по маслопроводу, обеспечивая при этом смазывание поверхностей поршня и цилиндра.
По маслопроводу также подаётся смазка для шабота.
Устройство и принцип работы масляного и топливного насосов аналогичны. Система смазки принудительная. Отвод топлива от стенок рабочего
цилиндра осуществляется системой водяного охлаждения циркуляционноиспарительного типа. Бак системы расположен в зоне камеры сгорания. Воду в
систему охлаждения заливают через верхнюю горловину, спускают через
нижнюю.
41
16
15
17
14
13
12
11
10
24
18
9
8
7
6 А
5
4
3
2
25
Ход плунжера 14мм
19 20
21
28
22 27
23
А-А
26

29
1
Рис. 2.16. Механизм подачи топлива трубчатого дизельного молота:
1 – корпус клапана; 2 – ограничитель; 3 – коромысло;
4 – игла регулировочная; 5 – винт; 6 – стопорная планка; 7 – прокладка;
8 – гильза; 9 – плунжер; 10 – пружина; 11 – втулка упорная; 12 – толкатель;
13 – гайка; 14 – головка; 15 – рычаг; 16 – кольцо оттягивания рычага;
17 – ось рычага; 18 – корпус насоса; 19 – клапан; 20 – конусный выступ;
21 – резиновый наконечник клапана; 22 – канал подвода топлива к форсунке;
23 – форсунка; 24 – фильтр; 25 – трубка; 26 – пробка контроля; 27 – ниппель;
28 – пружина клапана; 29 – сфера шабота;  – угол наклона струи топлива
42
Запуск, подъём и опускание молота по направляющим копра осуществляется кошкой, установленной на направляющих, расположённых на молоте.
С помощью копровой лебёдки кошка свободно перемещается по своим
направляющим. Захват и освобождение поршня кошкой происходят автоматически с помощью упоров, расположенных на верхней части молота. Управление кошкой при подъёме и опускании молота выполняется с помощью каната.
Подъём и сброс ударной части молота осуществляются автоматически по схеме двухступенчатого двигателя. При подъёме поршня, когда он открывает выхлопные патрубки, атмосферный воздух засасывается в цилиндр (I положение
– расцепление кошки и поршня). При дальнейшем движении поршня происходит сжатие воздуха в рабочем цилиндре. В то же время поршень воздействует
на рычаг привода насоса, и насос подаёт определённое количество топлива в
цилиндр. В конце сжатия в цилиндре повышаются давление и температура
воздуха. Сжатие воздуха создает первоначальное давление на сваю, спосо бствующее её погружению. Высота хода поршня зависит от величины погружения сваи при ударе и от количества подаваемого топлива. Останавливается работающий молот натяжением каната, выводящего из зацепления рычаг топливного насоса. Схема работы молота приведена на рис. 2.17
Молоты с воздушным охлаждением отличаются от рассмотренной конструкции только тем, что не имеют систему водяного охлаждения. Для охлаждения цилиндра вдоль него по периметру приварены рёбра охлаждения.
Правильный выбор модели молота затрудняется разнообразием грунтов
и их неоднородностью. Модели дизельных молотов выбираются в зависимости
от массы сваи. Нормальная продолжительность забивки одной сваи 10-20 минут. Если продолжительность забивки отличается от указанной, применяется
молот соответственно меньшей или большей мощности.
2.4. Расчёт технологических параметров дизельных молотов
При проектировании дизельных молотов за основу принимаются в
первую очередь следующие три параметра:
1 – сила тяжести ударной части; 2 – энергия удара; 3 – скорость ударной
части в момент удара.
В практике строительства свайных оснований выработались два условия,
связывающие весовую и энергетическую характеристики молотов. Во-первых,
для эффективной работы молота по погружению сваи необходимо, чтобы
энергия удара Е молота и масса m забиваемой сваи находились в отношении
E m = 4,9-6,9, т.е для нормальной работы необходимо, чтобы на 1кг массы
сваи приходилось 4,9 – 6,9 Дж энергии молота. Во-вторых, необходимо, чтобы
соотношение, связывающее массу Q ударной части и массу m1 сваи с шаботом и наголовником, находилось в пределах 0,5  Q m1  3,0 .
43
Рис. 2.17. Схема работы дизельного молота:
1 – кошка; 2 – поршень; 3 – топливный насос; 4 – выхлопной патрубок;
5 – цилиндр; 6 – шабот; I – подъём поршня (пуск), продувка цилиндра;
II – конец продувки, подача топлива; III – конец сжатия, удар по шаботу, горение топлива; IV – конец горения топлива, выхлоп, начало продувки
44
Скорость  ударной части перед ударом не должна превышать определённой величины, за пределами которой или снижается производительность,
или происходит сильное разрушение головы сваи. Величина скорости в основном определяется характеристикой материала сваи, величиной плоскости с оударения и др. Для железобетонных и деревянных свай не рекомендуется использовать молоты, у которых скорость в момент удара превышает 6 м/с.
Условия забивки свай и характеристики самих свай настолько многообразны, что проектировать для каждого из многочисленных вариантов особый
молот нецелесообразно. Поэтому при проектировании дизельных молотов за
исходный параметр принимают энергию удара при работе молота на жёстко й
опоре.
Для определения главных размеров цилиндра дизельного молота и его
рабочего объёма необходимо проводить тепловой расчёт для определения
среднеиндикаторного и среднеэффективного давлений pi и pe , удельноиндикаторного и эффективного расхода топлива g i и g e .
2.4.1. Тепловой расчёт дизельного молота
Основными данными для теплового расчёта дизельного молота являются
топливо и его свойства, степень сжатия  , давление окружающего воздуха р0,
температура окружающего воздуха T0 , эффективная энергия Ее и т.д.
Тепловой расчёт производится в следующей последовательности.
1. Определяется теоретически необходимое количество воздуха Q0 для
сжигания 1кг топлива по формуле
Q0 
1 8
( C  8H 2 O 2 ) (кг воздуха/кг топлива)
0,23 3
(2.12)
или в молях:
Q0 
Q0
(моль/кг топлива),
mв
где C, H 2 , O2 - химический состав топлива по весу углерода, водорода,
кислорода;
mв - молекулярная масса воздуха ( mв =28,95);
0,23 – массовая доля содержания кислорода в воздухе.
2. Определяется действительное количество воздуха.
45
Для этого необходимо принять значение коэффициента избытка воздуха
 , который колеблется в пределах от 1,3 до 1,7. Можно определить действительное количество воздуха по формуле
Qд    Q0 (кг воздуха/кг топлива);
(2.13)
или в молях
Qд 
Qд
(моль/кг топлива).
mв
(2.14)
Состав продуктов сгорания на каждый кг топлива:
CO2 
11
C ; H 2 O  9H ; N 2  0,77Qд ; O2  0,23  1Q0 .
3
Всего продуктов сгорания, кг:
Gпр  CO2  H 2O  N 2  Q2 .
Полученное значение проверяется по формуле
Gпр  1    Q0 .
(2.15)
Состав продуктов сгорания в молях:
C
H
; H 2 O 
; N 2  0,79Qд ; O2  0,21  1Q0 .
2
12
Всего продуктов сгорания G м , моль:
CO2 
G м  CO2  H 2 O   N 2  Q2 .
(2.16)
Проверка полученных значений осуществляется по формуле
G м  Qд 
H
.
4
(2.17)
3. Вычисляется коэффициент молекулярного изменения (отношения
числа молей продуктов сгорания к числу молей до сгорания) по формуле
0 
Gм
.
Qд
(2.18)
46
4. Определяется средняя молекулярная теплоёмкость при постоянном
давлении для продуктов сгорания mC p  по формуле
mC p nc  rCO mC p CO
2

 rH O mC p
2
2
H O  rN mC p N
2
2

 rO mC p
2
2
O ,
(2.19)
2
где r – объёмные доли газов в смеси;
rCO2 
H2
N
O
C
; rH 2O 
; rN 2  2 ; rO2  2 ,
12GM
GM
GM
2GM
(2.19а)
где GM - число молей смеси (2.16).
Теплоёмкости составляющих газов принимаются по опытным данным.
Средняя молярная теплоёмкость продуктов сгорания при постоянном
давлении:
mC p nc  12GC

N 2
GM
8,61  0,00485t  
M
6,92  0,000613t  
H2
2GM
7 ,855  0,013t  
O2
7 ,06  0,000813t  .
GM
(2.20)
Средняя молярная теплоёмкость продуктов сгорания при постоянном
объёме mC v :
mCv nc  mC p nc  1,985 .
5. Определяются значения параметров в начале процесса сжатия
 pa , Ta  и в конце сжатия  pc , Tc  .
Параметры на впуске при практических расчётах принимают:
pa  9,9  10,3 104 H м 2 и рс  9,81  10,0 104 Н м 2 .
Температура в конце впуска (в начале сжатия) с учётом теплообмена со
стенками определяется по формулам, К:
для трубчатого молота
Ta 
T0  Tr
;
1 
47
(2.21)
для штангового молота
Ta  Ta  Ta ,
где T0  T0  Ta ; Ta 
(2.22)
  рa  T0
T T
  рa  рr r 0
Tr
;
Ta – изменение температуры свежего заряда воздуха вследствие
теплообмена со стенками Tа  10  20 К ;
T0 – температура окружающего воздуха;
Tr – температура остаточных газов;
 – коэффициент остаточных газов (для трубчатых дизельных молотов значения приведены в табл. 2.7);
 – степень сжатия;
рr – давление остаточных газов.
Значение коэффициента  у молотов штангового типа во многом зависит от рабочего хода цилиндра h и диаметра цилиндра D . Если отношение
h D довести до 1,0-1,1, то величина  составляет 3,5-4,5%. У серийных же
молотов h D =1,6-1,9 и соответственно  =8-9%.
Коэффициент наполнения рабочего объёма цилиндра для трубчатых дизельных молотов рассчитывается по формуле
V 

pa T0 1
 
,
  1 p0 Ta 1  

(2.23)
а для штанговых дизельных молотов по формуле
V 
p
p 
  a   r  .
 
Tr 
p0  1  Ta
T0
(2.24)
Величина коэффициента остаточных газов  для трубчатых молотов
может быть принята в пределах 0,2-0,25 (см. табл. 2.7), а для штанговых – в
пределах значений, приведённых выше, или рассчитана по формуле

prT0
.
V   1Tr p0
48
(2.25)
Температура в конце сжатия, K , как для трубчатых, так и для штанговых молотов находится по формуле
Tc  Ta  
n11
,
(2.26)
где n1 -показатель политропы сжатия (значения n1 для трубчатых молотов представлены в табл. 2.7, а для штанговых молотов n1 =1,36-1,39).
t Ñ Tc  273,150C .
Значение температуры конца сжатия Tc должно находиться в пределах
не менее 760-800 K .
Давление в конце сжатия определяется по формуле, Н/м2
pc  pa   1 .
n
6. Вычисляются параметры ( pZ , TZ ) в конце процесса сгорания. Степень повышения давления

PZ
;
pc
(2.27)
где pZ -максимальное давление сгорания, Н/м2.
Для дизельных молотов значения  приведены в табл.2.7, а для штанговых  =1,5-1,6.
Коэффициент  Z выделения тепла для дизельных двигателей колеблется
в пределах от 0,75 до 0,90.
При этих условиях максимальное давление в цилиндре, Н/м2 :
pZ  pc .
(2.28)
TZ  273  t Z  .
(2.29)
Температура газа, K :
Температура конца сгорания t Z определяется из уравнения сгорания для
смешанного цикла:
 0     mC p пс t Z  543  mCV в t Z   mCV в tC 
  1    1,985tC  273 
Z Hи
,
  Q0
49
(2.30)
где t C , t Z -температуры газов в точках С и Z (конца сжатия и конца видимого горения топлива) индикаторной диаграммы, 0C ;
mCV в -средняя молярная теплоёмкость воздуха, ( ккал моль  град ),
значения которой принимается для температуры t C (см. табл. 2.7);
H и -низшая теплотворная способность топлива, ккал/кг.
Таблица 2.7
Средняя молярная теплоёмкость воздуха
tC , 0C
500
600
700
800
900
1000
1100
mCV в
5,202
5,276
5,352
5,425
5,425
5,561
5,624
Значение H и рассчитывается по формуле Д.И.Менделеева
H и  81С  300 H  26O  S   6W  9 H  ,
где С,Н,O,S и W – содержание в топливе по весу в процентах углерода,
водорода, кислорода, серы и влаги ( H и =10180 для дизельного автотракторного масла, H и =10110 для солярового масла, H и =9880 для моторного топлива смесь солярового масла и мазута для дизелей).
7. Находится степень предварительного расширения:

  TZ
,
  TC
(2.31)
где  -действительный коэффициент молекулярного изменения;

0  
.
1 
Согласно экспериментальным данным для трубчатых дизельных молотов  =1,25-1,36 (см. табл. 2.8).
Степень последующего расширения определяется из отношения


.

(2.32)
50
Для трубчатых дизельных молотов  =10-12 (см. табл.2.8).
8. Рассчитываются параметры (давление pв и температура Tв ) в конце
расширения по следующим формулам:

рв  р z  
 

Tв  Tz  
 
n2
;
(2.33)
n2 1
,
(2.34)
где n2 -средний показатель политропы расширения (для трубчатых дизельных молотов значения n2 см. в табл. 2.7, а для штанговых молотов в среднем n2 =1,28).
9. Определяются индикаторные и эффективные показатели работы двигателя.
Среднее индикаторное давление нескруглённой диаграммы определяется
из уравнения, Н/м2:
n 1
pc 
     2 
1 
1 
pi 
1  n1 1  .
1   

    1 
  1 
n2  1    
n

1

 1  
(2.35)
При переходе от pi к среднему индикаторному давлению pi действительной диаграммы используется формула, Н/м2:
pi    pi ,
(2.36)
где  - так называемый коэффициент полноты диаграммы, или коэффициент скругления диаграммы, численно изменяющийся от 0,92 до 0,97.
Ввиду того, что в трубчатых дизельных молотах впуск и выпуск (продувка) осуществляются через одни и те же окна, цикл этих молотов следует
рассчитывать в пределах полезного хода поршня, поэтому коэффициент полноты индикаторной диаграммы для трубчатых дизельных молотов при практических расчетах можно принимать равным 1,0.
Среднее эффективное давление, Н/м2:
51
pe   м pi ,
(2.37)
где  м -механический к.п.д. (для дизельных молотов принимается в пределах 0,70-0,80).
Удельный индикаторный расход топлива, г/Дж:
gi  0,0035
или
p0 v
T0  Qд    pi
gi  12,5
(2.38)
p0 v
, г/Вт.
T  Q0  pi 0
Эффективный расход топлива, г/Дж:
ge 
gi
м
.
(2.39)
Тепловой расчет может быть закончен нахождением значений i ,  e , g i
и g e , так как наличие таких данных уже позволяет определить главные размеры цилиндра дизельного молота и его рабочий объём.
2.4.2. Расчёт главных параметров цилиндра
дизельного молота
Главные размеры цилиндра рассчитывают, исходя из заданной энергии
удара E э молота и найденной величины среднего эффективного давления pe .
Эффективная энергия удара дизельного молота, кДж, равна:
Eэ  pe  V p ,
(2.40)
где V p – рабочий объём цилиндра, л (1л =10-3 м3).
Vp 
 D2
4
h.
(2.41)
Следовательно, зная Vh , можно определить или диаметр D , или рабочий
ход цилиндра (поршня) h из следующих соотношений:
52
4VP

 h
D2 
4V p
,
h
  D
D
откуда диаметр цилиндра будет равен, м:
D
3
4V p
4V p
,
3

h
 
D
(2.42)
где  – коэффициент отношения рабочего хода к диаметру h D  ; для
молотов штангового типа  составляет 1,3-1,6; для трубчатых молотов с воздушным охлаждением значения  приведены в табл. 2.7, а если охлаждение
водяное, то значения  рассчитывают по данным табл. 2.5.
Задавшись диаметром D и определив по (2.42) рабочий объём цилиндра
V p , коэффициент  можно рассчитать при необходимости по формуле

4V p
ПD
3
.
(2.43)
В другом случае, пользуясь приведёнными формулами и задаваемыми
значениями E э и  , находят VP и ход цилиндра (поршня) h :
Vp 
Eэ
; h   D .
pe
Для трубчатых дизельных молотов необходимо обеспечивать качество
очистки цилиндра и зарядку его свежим воздухом.
Лучше всего продувка осуществляется при отношении объёма продувочного насоса к рабочему объёму цилиндра Vпр V p , равном 2,8 - 3,0.
Для трубчатых дизельных молотов при  =1,0 диаметр цилиндра, м:
D3
Vp
0,785
53
.
Объём продувочного воздуха для трубчатых дизельных молотов на о сновании экспериментальных данных рассчитывают по формуле, м3:
Vпр  2,9  0,785D 2 h .
(2.44)
Полный объём цилиндра Va равен
Va  V p  Vc ,
(2.45)
где Vc - объём камеры сгорания.
Полный объём Va может быть выражен через рабочий объём V p следующей зависимостью:
Va
Va

,


V p Va  Vc   1
откуда
Va 

Vp .
 1
(2.46)
(2.47)
Объём камеры сгорания Vc составляет, м3:
Vc  Va  V p .
(2.48)
Для исследования динамики дизельного молота рассматриваются или
энергетические преобразования, или изменения сил и ускорений. Используя
первый вариант, рассмотрим индикаторную работу по ходам ударной части.
Работа расширения A p равна, Дж(Нм):
Ap  Ai  Ac ,
где Ai – индикаторная работа за один двойной ход;
Ac – работа сжатия воздуха.
Ai  Pi
Ac 
D 2
4
h;
(2.49)


paVa n1 1

 1  V p pa .
n1  1
(2.50)
При работе молота на погружающейся свае часть энергии расширения
идёт на осадку сваи, а другая – на подъём ударной части. Величина энергии
A p , затрачиваемой на осадку сваи силой газов, изменяется от максимума при
54
малом сопротивлении сваи до минимума – в конце забивки сваи, когда её погружение в грунт практически прекращается. Если принять, что величина р аботы, совершаемой силой давления газов, в погружении сваи составляет в
начале забивки 25% от индикаторной работы Ai , то на подъём ударной части
вверх останется энергия подъёма Aп , равная:
Aп  Аp  Aгаз  Ар  0,25 Аi .
(2.51)
При движении ударной части вверх часть энергии расходуется на пр еодоление силы трения и лобовое сопротивление воздуха. Потери на трение и
лобовое сопротивление Aтр воздуха принимаются в пределах:
Атр  0,2  0,25 Ап .
(2.52)
По значениям Aп и Атр определяется рабочая высота Н р подъёма
ударной части, м:
Нр 
Aп  Атр
G
,
(2.53)
где G – сила тяжести ударной части, Н.
При нулевом отказе, т.е. при работе дизельного молота на жёстком основании, вся энергия A p будет расходоваться на подъём ударной части и преодоление сопротивлений. Тогда при полной подаче топлива максимальная высота подъёма ударной части составит, м:
Hм 
Ap  Aтр
G
.
(2.54)
Время полного цикла работы молота определяется по формуле, с:
T 2
2H p
a
где a - ускорение, м/с2;
,

G  Fтр g
a
,
G
(2.55)
(2.56)
где Fтр – сила сопротивления трения (Н), принимаемая равной 0,15 G .
1
Частота ударов молота, мин :
n
60
.
t
55
Дизельный молот, изготовленный по найденным основным технологическим параметрам, сможет обеспечить максимальное количество потенциальной энергии, равное GH max . Однако не вся потенциальная энергия используется на полезную работу погружения сваи. Часто энергия расходуется бесполезно на трение, упругие деформации сваи, соударение шабота и ударной части и т.д. Эффективность рабочего процесса дизельного молота зависит не
только от индикаторного процесса, но также и от конструктивного выполнения молота. Поэтому при проектировании и сравнительной оценке вариантов
или образцов молотов необходимо определять величину их общего к.п.д.
2.4.3. Расчёт общего КПД дизельных молотов
Полезная работа, выполняемая дизельным молотом по погружению сваи
в грунт, зависит и от самого молота, и от характеристики сваи, грунта и величины осадки за каждый удар.
Энергия удара молота не зависит от характеристики грунта, сваи и величины осадки последней.
Энергия удара является готовым параметром всякого дизельного молота.
Величину энергии удара можно определить исходя из потенциальной энергии
по следующей формуле:
A  GH  Ac  Aтр  Ад ,
(2.57)
где A – энергия, передаваемая на голову сваи в форме удара, Нм;
Aд – энергия, расходуемая при соударении ударной части молота с
шаботом, Нм;
Н – высота падения ударной части, м.
Величина энергии, расходуемой при соударении, рассчитывается по формуле
Aд 


m1m2
1  K 2  1  2 2 ,
2m1  m2 
(2.58)
где m1 и m2 – массы ударной части и шабота, кг;
1 и 2 – скорости перед ударом соответственно ударной части и
молота, м/с;
K - коэффициент восстановления удара, колеблющийся для материалов
соударяющихся деталей дизельных молотов в пределах 0,6-0,8.
56
Коэффициент полезного действия дизельного молота может быть опр еделён по следующей формуле:
А GH  Ac  Aтр  Ад 
дм 

GH
GH
или
дм  1 
(2.59)
1

Ac  Aтр  Ад   1  1  2  3 ,
GH
(2.60)
где 1 – конструктивный к.п.д. молота;
 2 – механический к.п.д. молота;
 3 – весовой к.п.д. молота.
Таблица 2.8
Основные показатели для теплового расчёта трубчатых
дизельных молотов
Масса ударной части, кг
Показатели
600;1250;1800
2500;3500;5000
15
15
1,7-2,0
2,1-2,3

1,25-1,35
1,34-1,36
Степень последующего расширения 
11,0-12,0
10,0-11,0
1,35-1,37
1,37-1,39
Средний показатель политропы
расширения n2
1,24-1,26
1,17-1,19
Коэффициент остаточных газов 
0,20-0,25
0,2-0,22
1,10; 0,99; 0,76
0,86; 0,82; 0,535
Степень сжатия 
Степень повышения давления 
Степень предварительного расширения
Средний показатель политропы сжатия
n1
Коэффициент отношения рабочего хода
h к диаметру D цилиндра 
Величину дм можно существенно повысить за счёт увеличения высоты
H . Однако при увеличении H негативно изменяются габариты молота и скорость в момент удара.
57
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ МОЛОТЫ
Гидравлические молоты (гидромолоты) представляют собой разновидность ударных машин простого или двойного действия, у которых в качестве
рабочего тела используется жидкость, подаваемая под давлением от гидронасоса. По принципу действия гидромолоты аналогичны паровоздушным, но отличаются от них компактностью и автономностью источника энергии. Вместо
парового котла или компрессора, которые необходимы для паровоздушных
молотов, гидромолоты могут работать от гидросистемы базовой машины
(экскаватора) или приводной станции, подключаемой к электросети. Гидромолоты имеют сравнительно высокий КПД (0,55-0,65), отличаются слабым шумом при работе.
3.1.Гидромолоты простого действия
Разгон ударной части этих гидромолотов происходит при ходе вверх,
равном 0,15 - 0,3 от полного хода, после чего она движется вверх по инерции.
Во время этого движения на погружаемую сваю действует импульс, равный
произведению массы ударной части на ускорение при её разгоне. Так как этот
импульс действует на сваю, ещё не остановившуюся после предыдущего, то
эффект погружения сваи увеличивается, как это имеет место при работе дизельного молота.
Высота подброса ударной части зависит от силы сопротивления сваи погружению.
Высоту подброса и, следовательно, частоту и энергию удара молота с
импульсным подъёмом регулируют изменением хода поршня аккумулятора,
управляющего распределительным золотником.
Тяжёлые гидромолоты простого действия находятся пока ещё в стадии
разработки и освоения. Наиболее перспективным следует считать созданный
во ВНИИстройдормаше гидромолот с массой ударной части 7500 кг (см. рис.
3.1).
Основными узлами гидромолота являются: ударная часть, три штанги,
нижняя и верхняя траверсы, два толкателя (рабочие гидроцилиндры), наголо вник.
Ударная часть при ударе по наголовнику передаёт на сваю энергию,
накопленную при её подъёме.
Штанги являются направляющими для ударной части. Кроме того, в
штангах установлены механизм управления (см. рис.3.3), механизм закачки
(см. рис. 3.6), сливной аккумулятор (см. рис. 3.5).
58
Рис. 3.1. Гидромолот простого действия:
1 – нижняя траверса; 2 – ударная часть; 3 – штанга; 4 – штанга;
5 – верхня траверса; 6 – штанга; 7 – толкатель; 8 – наголовник
59
10
а)
11 12 13
9
14
15
8
7
16
18 17
6
5
б)
4
3
2
22
1
23
21
20
19
24
26
25
Рис. 3.2. Схема работы гидравлического молота
простого действия:
а – разгон ударной части вверх; б – движение ударной части вниз
60
В нижней траверсе закрепляются штанги, к ней подвешивается на канатах наголовник, на ней установлены толкатели (см. рис. 3.4).
В верхней траверсе закрепляются верхние концы штанг. Она также ограничивает высоту подброса ударной части. Рым-болт, установленный в верхней
траверсе, служит для подъёма молота.
Толкатели предназначены для разгона ударной части при её подъёме.
Наголовник служит для установки сваи по оси ударной части. В наголовнике установлены деревянные амортизаторы, предотвращающие разрушение верхней части сваи при ударе.
3.1.1. Гидросистема
Питается гидромолот (см. рис. 3.2,а,б) от насосной станции, имеющей
три насоса (1), приводимых во вращение электродвигателем. Насосы установлены внутри масляного бака. На масляном баке установлены: клапан предохранительный (3), отрегулированный на давление 16 МПа и предохраняющий
насосы от перегрузки. Клапан может быть отключен с выносного пульта, при
этом насосы будут перекачивать жидкость непосредственно в бак. В баке также установлены фильтры (4), очищающие жидкость от загрязнения, мультипликатор (5) и золотник (6) с электромагнитным управлением. Мультипликатор с золотником служит для дистанционного (с выносного пульта) управления регулировочного упора (плунжера) (10), посредством которого осуществляется изменение высоты подброса ударной части (12). На напорной магистрали гидросистемы установлен двухпозиционный клапан (2), при одном положении которого гидромолот подключён к работе, при другом – молот отключается, а жидкость поступает в устройство для закачки газа (азота) (13) в
аккумулятор молота. Это устройство вмонтировано в одну из штанг и состоит
из поршня (17), штока (16) и двух обратных клапанов (18). В штанге также
установлен сливной аккумулятор (7), состоящий из поршня (19) и штока (20).
В третью штангу вмонтирован механизм управления (21), состоящий из клапана (8), золотника (11) и поршня аккумулятора (9).
В траверсе установлены два толкателя (14), каждый из которых состоит
из поршня (23) и цилиндра (25). В поршне и цилиндре установлены обратные
клапаны (26).
3.1.2. Механизм управления
В исходном положении поршень аккумулятора (7) (см. рис.3.3) находится в нижнем положении. В полости А находится газ под давлением 15 МПа.
Полость К под золотником (2) через каналы Л,М,И соединена со сливной линией Г. Полость Н под клапаном (4) соединена со сливом. Полость В всегда
связана с нижней полостью рабочих цилиндров В1 , а полость Б с верхней полостью рабочих цилиндров Б1 (см. рис. 3.4).
61
10
9
8
Д
4
4
А
7
Н
6
П
Ж
П
3
2
Е
Б
М
1
В
5
Г
И
Л
К
Рис. 3.3. Механизм управления
62
При подаче жидкости в напорную линию Б (см. рис. 3.3) от насосной
станции поршень аккумулятора (7) перемещается вверх до упора. Когда поршень доходит до упора, давление жидкости под ним возрастает до 16 МПа
(давление настройки предохранительного клапана насосной станции). При
этом давлении толкатель (6) через клапан (4) сжимает пружину (5). При опускании вниз клапана (4) канал Д, соединённый со сливом, закрывается. Полость
П соединяется через отверстия Е с линией давления.
Над клапаном (4) в полости Н создаётся давление и клапан опускается
вниз до упора. При этом канал М отсоединяется от сливной линии и соединяется через отверстия П с напорной линией. Жидкость через канал Л поступает
в подзолотниковую полость К.
Ввиду того, что площадь нижнего торца золотника (2) больше чем верхнего, золотник перемещается вверх до упора, отсоединяя полость В от полости
слива Г и соединяя её с напорной линией Б. Жидкость от аккумулятора и
насосов поступает в полость В, соединённую с подпоршневой полостью рабочих цилиндров. Рабочие цилиндры перемещаются вверх. Идёт разгон ударной
части, и аккумулятор разряжается. В конце разрядки поршень аккумулятора
(7) опускается вниз до упора. Давление под ним падает. Вследствие этого клапан (4) закрывается, соединяя полость К со сливом Г и давление жидкости в
полости Ж перемещает золотник (2) вниз. При большом падении давления в
полости Ж золотник перемещается толкателем (8).
После окончания фазы разгона ударной части она двигается вверх по
инерции, а после остановки в верхней мёртвой точке падает вниз под действием силы тяжести. Во время свободного движения ударной части рабочие
поршни (см. рис.3.4) опускаются в исходное положение под действием давления жидкости в штоковой полости, а аккумулятор разряжается. После удара
цикл повторяется.
Величину хода поршня аккумулятора (7) (см. рис. 3.3) можно отрегулировать плунжером (9). Плунжер выдвигается подачей давления через рукав
(10), так как на плунжер снизу действует давление газа, которое может доходить до 16 МПа, для чего служит мультипликатор, установленный на насосной
станции. Мультипликатор сблокирован с золотником (6) (см. рис.3.2). Золотник имеет три позиции: закрыто, слив и нагнетание. При сливе плунжер (9)
(см. рис. 3.3) выдвигается в цилиндр давлением газа.
При выдвижении плунжера (9) уменьшается ход поршня аккумулятора.
При этом в полость Ж поступает меньший объём жидкости, и при разрядке
аккумулятора ход поршней (см. рис.3.4) уменьшается, уменьшается и высота
подброса ударной части, а частота ударов возрастает. Управление золотником
(см. рис. 3.2) дистанционное с выносного пульта.
3.1.3. Толкатель (рабочий цилиндр)
Толкатель устанавливается в нижней траверсе (7) (см. рис. 3.4) и затягивается сверху гайкой (8). Толкатель состоит из поршня (1) и цилиндра (2). В
63
нижней части поршня и цилиндра установлены обратные клапаны (4) и (3).
Сверху в цилиндр вставлен вкладыш (5), который прижимается гайкой (6). Работает толкатель следующим образом. Полость В1 всегда соединена с полостью В механизма управления, т.е. то с напором, то со сливом. Полость Б1 всегда соединена с полостью Б механизма управления, т.е. находится под напором. При подаче давления в полость В1 жидкость поступает под обратный
клапан (3) и через него давит на поршень (1). Поршень начинает движение
вверх и открывает окна Г, через которые и идет в процессе разгона ударной
части весь поток жидкости. При движении вверх из штоковой полости поршня
жидкость через канал Б1 вытесняется в аккумулятор. После срабатывания механизма управления полость В1 соединяется со сливом. Под давлением жидкости в штоковой полости поршень опускается до тех пор, пока не перекроет
окна Г.
В случае удара по поршню ударной части срабатывает обратный клапан
(4) и жидкость через канал Б1 вытесняется в аккумулятор. Следовательно, обратный клапан (4) выполняет роль предохранителя.
3.1.4. Сливной аккумулятор
Сливной аккумулятор (см. рис. 3.5) предназначен для уменьшения скорости жидкости в сливном рукаве. Сливной аккумулятор смонтирован в одной
из штанг. Крепление всех штанг к нижней и верхней траверсам одинаковое. К
нижней траверсе (6) штанга крепится следующим образом: нижним буртом
она упирается в нижнюю полость траверсы и затягивается сверху гайкой (8). К
верхней траверсе (9) штанга притягивается гайкой (10). Все газовые полости
штанг соединены между собой трубопроводом. Сливной аккумулятор работает
следующим образом: жидкость из поршневых полостей толкателей через механизм управления поступает в сливной трубопровод и через полость А под
поршень (1). Поршень начинает двигаться вверх, преодолевая сопротивление
газа в полости В, которое действует на шток (3), опирающийся нижним концом на поршень, а верхним – скользит по сферическому подшипнику (4), прижатому крышкой (5). После того, как аккумулятор наполняется жидкостью за
незначительную часть цикла, жидкость из-под поршня за большую остальную
часть цикла выдавливается в сливную магистраль.
Надпоршневая полость через полость Б между гильзой (2) и штангой соединена с атмосферой.
64
6
5
Б1
1
2
8
4
Г

В1
7
3
А
Рис. 3.4. Толкатель (рабочий цилиндр)
65
10
9
В
5
4
3
Б
8
6
2
1
А
7
Рис. 3.5. Сливной аккумулятор
66
3.1.5. Механизм закачки
Механизм закачки (см. рис. 3.6) предназначен для закачки газа в газовые
полости штанг. Баллон с инертным газом (например азотом) через трубопр овод подсоединяется к штуцеру (5). Газ, поступая через полость между штангой
и гильзой (2), клапаны (6),(4), полый шток (3), попадает в верхнюю часть
штанги. После того, как давления в баллоне и штанге уравняются, включается
механизм закачки. Механизм работает при давлении в баллоне не менее 0,7-1,0
МПа. Если давление в баллоне падает ниже допустимого значения, то подс оединяют новый баллон и повторяют операцию. При включении механизма закачки полость под поршнем (1) соединяется с линией давления. Поршень при
движении вверх сжимает газ и через клапан (4) выдавливает его в верхнюю
полость штанги. После соединения подпоршневой полости со сливом поршень
под действием давления из баллона опускается. Цикл повторяется до тех пор,
пока давление в баллоне не упадёт ниже давления, которое достаточно для
возвращения поршня в нижнее положение. Таким образом механизм закачки
резко уменьшает количество баллонов с газом для наполнения газовых полостей штанг. Шток (3) перемещается в бронзовой втулке, установленной в корпусе (7).
Для включения механизма закачки необходимо повернуть кран (2) (см.
рис. 3.2) в положение, соответствующее отключению молота. Закачка производится при помощи только одного насоса. Два других должны быть остано влены. Управление закачкой производится с выносного пульта.
В совокупности рабочий процесс гидромолота проистекает в следующем
порядке. Для разгона ударной части (см. рис.3.2,а) распределительный клапан
(8) переключает золотник (11) в верхнюю позицию и соединяет поршневые
полости толкателей (14) с напорной магистралью. Толкатели разгоняют ударную часть вверх, при этом жидкость, накопленная с гидроаккумуляторе (9),
также поступает в поршневые полости толкателей. В этот период аккумулятор
слива (7) разряжается. После разгона ударная часть молота движется вверх по
направляющим штангам (16) по инерции.
В конце подъёма ударной части поршень гидроаккумулятора переключает золотник (11) в нижнее положение, соединяя поршневые полости толкателей с напорной магистралью (см. рис. 3.2,б). Под давлением в штоковых полостях поршни толкателей движутся вниз, вытесняя жидкость в сливную магистраль. При этом гидроаккумулятор и аккумулятор слива заряжаются. Ударная часть молота, падая под действием силы тяжести, наносит удар по наголо внику, подвешенному к нижней траверсе (15). После этого цикл повторяется.
67
8
7
6
5
3
2
4
1
Рис. 3.6. Механизм закачки
68
3.1.6. Расчёт основных параметров гидромолота
простого действия
Энергия, необходимая для подъёма ударной части, Нм:
E  G1   H ,
(3.1)
где G – сила тяжести ударной части молота, H ;
 -коэф-фициент
механических потерь при движении ударной части   0,1 ; H - максимальная высота подъёма ударной части, м.
Потребляемая мощность каждого электродвигателя определяется по
формуле, Вт (кгм2с3):
N
Qн p м
дгм
,
(3.2)
где Qн – производительность одного насоса на выходе, м3/с;
p м – максимальное давление в гидросистеме, Н/м2;
 д – к.п.д. электродвигателей ( э =0,925);
 гм – гидромеханический к.п.д. насосов ( гм =0,92);
Qн  V  nэ  н ,
(3.3)
где V – максимальный рабочий объём каждого насоса, м3/об;
n э – частота вращения вала электродвигателя об/с;
н – объёмный к.п.д. насосов (н =0,95).
Частота ударов молота, с-1:
n
3Vnэн pср
G1   Н
,
где  – коэффициент гидравлических молотов (  =0,95).
Далее определяется время t p разгона ударной части вверх.
69
(3.4)
at p  1   gt т ;
a
tт 
tp;
1   g
tp 
tp 
at 2p
2
at 2p

1   gt т2

Н;
2
1   ga 2t 2p

1   2 g 2
 2H ;
 pср F  G g ;
2H
;
a

G
a2
a
1   g
2H
 pср F  G g   pср F  G g 2
.
(3.5)
G 2 1   g
G
В приведённых формулах a – ускорение, м/с2; G -сила тяжести ударной
части, Н; t т – время торможения ударной части, с; F – суммарная площадь
штоков рабочих цилиндров, м2.
Суммарная площадь поперечного сечения штоков рабочих цилиндров
рассчитывается с использованием следующих зависимостей:
t p  tт  T  tп ; tт 
at p
1   g
;

a 
t p 1 
  T  tп ;


1


g



2H
a 
1


  T  tп ;

a 2  1   g 
a
1   g
2H
a
;
2H
2
T  tп  
1   g
2H
T  tп 
2
2H

1   g

70
 pср F  G g
G
,
F
откуда
2 HG
T  tп   2 H
1   g
pср g
Gg.
(3.6)
2
Площадь поперечного сечения одного штока составляет, м2:
F1 
F
,
K
где K – количество штоков.
Время цикла T и время падения ударной части t п определяются по
формулам, с:
T
2H
.
1   g
60
или T  t p  t т  t п , tп 
n
Диаметры штока d ш и поршня d п определяются из соотношений, м:
dø 
4F1
и dï

4 Fï

,
где Fп – площадь одного поршня, м2:
Fп 
pср F
pср  pсл
,
где pсл – давление слива, значение которого при практических расчётах
можно принимать равным 0,5 МПа (0,59,8110 5 Н/м2).
Путь разгона ударной части вверх находится из уравнения, м:
S
at 2p
2
.
Скорость ударной части в конце разгона, м/с:
 p  at p .
71
(3.7)
Полезный объём аккумулятора находится из уравнения, м3:
Va  S 2 F1  Qt p ,
(3.8)
где Q – количество циркулирующей жидкости в аккумуляторе, м3/с.
Ход поршня аккумулятора составляет, м:
ha 
4Va
,
 d a2
(3.9)
где d a – диаметр поршня аккумулятора, м.
Время зарядки аккумулятора, с:
t3 
Va
.
Q
(3.10)
Далее определяется путь торможения hт поршня рабочего цилиндра, м:
mnв2
 Pв hт ,
2
где mn – масса поршня, кг; Pв - сила, возвращающая поршень в исходное положение, Н.
P в  pср Fп  F1  ;
mnв2
Gпв2
hт 

,
2 Рз
2 gpср Fп  F1 
(3.11)
где Gп – сила тяжести поршня, Н.
Скорость жидкости в напорном рукаве, м/с:
í 
4Q
,
 d p2
где d p – внутренний диаметр напорного рукава, м.
72
(3.12)
Скорость возвращения рабочих цилиндров в исходное положение, м/с:
Q
.
2Fп  F1 
и 
(3.13)
Время возвращения рабочих цилиндров в исходное положение, с:
S  hт
tц 
и
.
(3.14)
Суммарное время зарядки аккумулятора и возвращения рабочих цилиндров в исходное положение составляет
t  t3  tц ; t  t т  t п ,
следовательно, время цикла, с:
Tц  t p  t
(3.15)
60
.
Tц
(3.16)
и частота ударов в минуту:
n
Коэффициент использования мощности, %:
м 
n 100
,
nт
1
м/с:
где nт – теоретическая частота ударов, мин .
Скорость жидкости в сливном трубопроводе (до аккумулятора слива),
2S  hò Fï
,
(3.17)
 d c2
tö
4
где d c – внутренний диаметр сливного трубопровода, м.
Вместимость сливного аккумулятора, м3, определяется из уравнения
c 
Vc  2SFп  Qt рц ,
где
t рц
– время возвращения рабочих цилиндров на пути
t рц 
73
S
н
.
(3.18)
S ,с;
3.2. Гидромолоты двойного действия
В гидромолотах двойного действия рабочая жидкость используется для
подъёма ударной части. Разгон ударной части вниз происходит под действием
собственного веса и давления рабочей жидкости на поршень. Для увеличения
подачи жидкости в молот перед нанесением ударов к насосу подсоединяют
гидравлический аккумулятор, который подзаряжается во время обратного хода
поршня. Распределение подачи жидкости в периоды подъёма, торможения в
верхнем положении и движения для нанесения удара осуществляется автоматической системой с гидрораспределителем, поршнем, обратным клапаном и
поршнем гидроаккумулятора.
В нашей стране разработаны несколько типов свайных гидромолотов
двойного действия (см. табл. 3.1). Гидромолот С01-82 предназначен для забивки лёгких железобетонных свай сечений 10  10 , 15  15 и 20  20 см, длинной
до 4 м, а также для забивки металлического шпунта длиной до 6 м, труб, столбов и других свайных элементов. Гидромолот С01-146 может забивать сваи
сечением 30  30 см и длиной до 6 м, а гидромолот С01-136 – железобетонные
сваи длиной до 10 м, а также металлический шпунт массой до 2 т.
Эти молоты имеют одинаковую принципиальную схему, хотя у них есть
и различия в компоновке отдельных узлов и крепления наголовника. Так, гидромолот двойного действия с энергией удара 9 кДж состоит из цилиндра с аккумулятором и золотником, направляющей трубы, в которой передвигается
ударная часть. Шабот располагается в направляющей буксе.
Кронштейн для подвески молота к копру может двигаться вниз относ ительно корпуса молота на 50 мм, сжимая пружины. К кронштейну прикрепляют канат, натяжением которого создают статическую пригрузку при забивке
сваи. В случаях свободного навешивания гидромолота на копёр сверху корпуса рабочего цилиндра размещают пригруз массой до 100кг, который воспринимает реактивную силу, стремящуюся подбросить корпус молота. Пригрузка
корпуса молота при забивке свай внешней статической силой ускоряет пр оцесс погружения. Если пригрузка производится от гидравлической лебёдки, её
гидромотор работает параллельно с рабочим цилиндром гидромолота. Это
позволяет рационально распределить мощность привода между гидромолотом
и гидромотором механизма пригрузки. Возможны варианты: если сопротивление погружению сваи незначительно и она погружается в грунт под действием
каната гидролебёдки, то весь поток жидкости от насоса приводной станции
потребляется гидролебёдкой; если же сопротивление грунта погружению сваи
больше статического усилия от гидролебёдки, то весь поток жидкости насоса
потребляется гидромолотом.
74
Техническая характеристика гидромолотов
двойного действия
Показатель
Масса ударной части, кг
Энергия удара, кДж
Частота ударов, мин-1
Максимальное давление в гидросистеме, МПа
Расход жидкости, л/мин
Масса гидромолота, кг:
без пригруза
с пригрузом
Базовая машина
Таблица 3.1
С01-82
С01-146
С01-136
210
3
130-150
10-16
600
9
160
16
1250
20
125
16
100-160
160
450
650
2000
3000
Экскаваторы Экскаватор
ЭО-4121
ЭО-3322
Э-5015
ЭО-4321
3600
5200
-
Гидромолоты двойного действия являются универсальными машинами,
так как с успехом могут быть использованы не только для забивки свай и
шпунтов. Так, например, при навешивании гидромолота С01-82 непосредственно на стрелу экскаватора его оснащают рабочим органом в виде клина и
используют для рыхления мёрзлых и твёрдых грунтов, дробления негабаритов,
взламывания дорожных покрытий, разрушения каменных и бетонных стен.
При замене клина на трамбующую плиту этот же гидромолот можно применять для уплотнения небольших объёмов грунта обратной засыпки в стеснённых условиях, где обычно грунтоуплотняющие машины использовать не удаётся. Если вместо ковша на стреле экскаватора закрепить копровую мачту, на
которую устанавливают гидромолот с наголовником, кроме погружения лёгких деревянных и железобетонных свай, шпунта, стальных труб небольшого
диаметра, его используют для забивания столбиков ограждения, электродов
контура заземления, а также для устройства скважин при помощи забивных
лидерных скважин.
Гидромолоты двойного действия могут работать под любым углом к горизонту. Однако они имеют недостатки: их собственная масса при рабо те без
механизма статического пригруза должна быть в несколько раз больше массы
ударной части, причём, чем больше частота ударов, тем больше должна быть
масса корпуса молота. Поэтому в ряде случаев, например при ограниченной
грузоподъёмности копра, целесообразно применять гидромолоты простого
действия, имеющие различный характер рабочего цикла и системы распределения жидкости.
75
Рассмотрим схему конструкции и принцип действия гидромолота двойного действия.
Гидромолот (см. рис. 3.7,а) состоит из рабочего цилиндра (6) с распределительным золотником и гидроаккумулятором, корпуса с направляющей тр убой (2), ударной части (3) и шабота (1). Массивная ударная часть для уменьшения динамических нагрузок на шток подвешена к штоку (5) поршня рабочего цилиндра через упругий шарнир (4) (тарельчатые пружины).
6
8
А
5
9
10
11
7
4
12
3
13
2
Б
14
16
1
15
а)
б)
Рис. 3.7. Гидравлический молот двойного действия:
а – схема конструкции; б – схема блока цилиндра
76
Рабочий цилиндр гидромолота (см. рис. 3.7,б) представляет собой блок,
в корпусе которого размещены поршневая полость рабочего цилиндра, распределительный золотник (8) и гидроаккумулятор. Под нижним торцом золотника установлена пружина (16) для перемещения его вверх. Гидроаккумулятор
состоит из поршня (9) со штоком (10), втулки (12) и жидкостной пружины
(14). Под поршнем аккумулятора размещена пружина (11), в штоке – обратный
клапан (13), предназначенный для пополнения утечек из полостей жидкостной
пружины при включении и выключении гидромолота.
Цикл работы гидромолота двойного действия состоит из разгона ударной части вверх, торможения её перед верхней мёртвой точкой, разгона вниз и
удара по шаботу. Все перемещения поршня рабочего цилиндра происходят
при изменяющейся скорости, т.е. участков установившегося движения нет.
Это позволяет уменьшить ход поршня и увеличить частоту ударов по шаботу.
Гидромолот двойного действия работает следующим образом. В исхо дном положении (см. рис. 3.8,а) ударная часть (3) лежит на шаботе (1); распределительный золотник (11) под действием пружины (17), установленной под
его нижним торцом, занимает верхнюю позицию, соединяя штоковую полость
(5) рабочего цилиндра с напорной магистралью (10), а поршневую (9) – со
сливной (13). Поршень (12) гидроаккумулятора занимает верхнее положение.
При включении насоса (14) рабочая жидкость поступает через золотник в
штоковую полость (5) цилиндра и в полость под поршнем (12) гидроаккумулятора; начинается разгон штока (4) с ударной частью (3) вверх. При этом жидкость из полости (9) через канал (8) и сливную магистраль (13) вытесняется в
бак, а поршень (12) перемещается вниз. В конце разгона вверх (см. рис. 3.8,б)
поршень (6) перекрывает канал (8), благодаря чему давление в полости (9), канале (1)0 и над верхним торцом золотника (11) резко повышается. В связи с
тем, что площадь верхнего торца золотника больше площади нижнего торца на
величину площади плунжера (18), золотник перемещается вниз, соединяя полость (9) с напорной магистралью, а полость (5) – со сливной (см. рис. 3.8,в).
Начинается торможение ударной части, во время которого поршень (6) вытесняет жидкость из полости (9) в гидроаккумулятор, заставляя поршень (12) перемещаться вниз.
После остановки ударной части в верхней мёртвой точке начинается её
разгон вниз под действием собственной силы тяжести и давления жидкости,
действующей на поршень (6). После достижения ударной частью скорости,
равной П / S ( П - производительность насоса, S - площадь рабочего поршня),
гидроаккумулятор начинает разряжаться, отдавая накопленную жидкость в
поршневую полость (90) и увеличивая скорость ударной части.
При этом поршень (12) движется вверх. В конце хода вниз ударная часть
наносит удар по шаботу (1) (см. рис. 3.8,г), который смещается при этом относительно корпуса (2) на величину забиваемого элемента. Перед нанесением
удара верхняя кромка поршня (6) опускается ниже обратного клапана (7).
77
а)
10
11 12
13
9
8
8
7
6
6
5
10
9
14
15
13
б)
14
15
5
16
18 17
11 12
18 17
16
4
4
3
3
2
2
1
1
9 10 11 12
в)
13
9
7
10
11 12
13
8
6
5
4
7
6
5
14
15
18 17
16
14
15
18 17
16
3
4
3
2
1
2
1
Рис. 3.8. Схема работы гидромолота двойного действия:
а – начало разгона ударной части; б – конец разгона ударной части вверх;
в – торможение ударной части перед в.м.т.и начало разгона вниз;
г – удар по шаботу
78
г)
При этом полость (9) оказывается соединённой через полость (5) со
сливной магистралью. Вследствие этого давление в полости (9) и под верхним
торцом золотника падает до величины, при которой пружина (17) передвигается вверх. Далее цикл повторяется.
В конструкции гидроаккумулятора применена жидкостная пружина (16),
давление в которой превышает давление в гидросистеме молота пропорционально отношению площадей поршня (12) и штока (15).
4. ПРИМЕРЫ РАСЧЁТОВ МОЛОТОВ УДАРНОГО ДЕЙСТВИЯ
4.1. Расчёт штангового молота
4.1.1. Тепловой расчёт
Тепловой расчёт ведётся в следующем порядке. Сначала определяется
теоретически необходимое количество воздуха для данного топлива. Затем
устанавливается коэффициент избытка воздуха  и определяется действительное количество воздуха. Далее находится состав продуктов сгорания, химический коэффициент молекулярного изменения  и рассчитываются средние молярные теплоёмкости продуктов сгорания. После этого рассчитывают
параметры действительных процессов, температуру в начале сжатия T , коэффициент остаточных газов  , pc и Tc . По выбранному значению коэффициента выделения тепла  z и степени увеличения давления  и найденным p z и
Tz определяется степень предварительного расширения  .
Для примера произведём расчёт молота при следующих исходных данных: эффективная энергия удара E э =16 кДж; дизельное топливо со следующим химическим составом: углерод C =0,86; водород H =0,13; кислород
O =0,01.
Теоретическое необходимое количество воздуха по (2.12) для сгорания
1кг топлива
Q0 
1 8
1 8


 C  8H  O  
 0,86  8  0,13  0,01  14,5 кг/кг топлива,
0,23  3
 0,23  3

или в молях
Q0 
Q0 14,5

 0,501 моль/кг топлива.
mв 28,95
79
Принимая значение коэффициента избытка воздуха  =1,5, колеблющееся в пределах 1,3 - 1,7, определим по (2.13.) действительное количество воздуха
Qд    Q0  1,5 14,5  21,8 кг/кг топлива,
или в молях по (2.14)
Qд 
21,8
 0,752 .
28,95
Определяем далее состав продуктов сгорания Gпр , кг :
CO2 
11
11
C  0,86  3,15 кг; H 2O  9H  9  0,13  1,17 кг;
3
3
N 2  0,77Qд  0,77  21,8  16,78 кг;
O2  0,23  1Q0  0,23 14,5  0,5  1,67 кг.
Всего продуктов сгорания:
G пр  3,15  1,17  16,78  1,67  22,7 кг.
Проверка по (2.15) даёт:
Gпр  1    Q0  1  21,8  22,8  22,77 кг.
Состав продуктов сгорания G м по (2.16) в молях:
Gм  CO2  H 2O  N 2  Q2  0,0716  0,065  0,594  0,0526  0,7832 ,
где CO2 
C 0,86
H 0,13

 0,0716 ; H 2O  
 0,065 ;
12 12
2
2
N 2  0,79Qд  0,79  0,752  0,594 ;
O2  0,21  1Q0  0,21  0,501  0,5  0,0526 .
Проверка полученных значений по (2.17):
H
0,13
 0,752 
 0,7845  0,7832 .
4
4
Коэффициент молекулярного изменения  0 по (2.18):
Gм  Qд 
0 
Gм 0,7832

 1,04 .
Qд
0,752
80
Средняя молекулярная теплоёмкость с учётом (2.19) и (2.20):
mC p nc  rCO mC p CO
2
2
 rH 2 O mC p H
2O
 rN 2 mC p N  rO2 mC p O 
2
2
0,0716
8,61  0,00485  t   0,065 7,855  0,0013  t  
0,7832
0,7832
0,5940
6,92  0,000613  t   0,0526 7,06  0,000813  t  

0,7832
0,7832
 6,987  0,000876  t.

Средняя молярная теплоёмкость продуктов сгорания при постоянном
объёме равна
mCv nc  mC p nc  1,985  5,002  0,000876  t .
Далее определяются значения параметров в начале сжатия  pa , Ta  и в
конце сжатия  pc , Tc  .
Принимаем: pa  10,3 10 Н/м2, температуру окружающего воздуха
T0  288K , фактическую степень сжатия   14 , давление остаточных газов
4
pr  9,9 104 Н/м2, температуру Tr  740K .
Температура в конце впуска по (2.22):
Ta  Ta  Ta  324  10  334K ,
  pa  T0
14  10,3  104  288

 324K ,
где Ta 
Tr  T0
4
4 740  288
14  10,3  10  9,9  10
  pa  pr
740
Tr
где, как было ранее указано, Tа  10  20K .
Коэффициент наполнения рабочего объёма  v по (2.23):
 10,3 104
 pa
T0
pr 
288
9,9 104 

  0,92 ,
V 
     
14 
4

p0   1  Ta
Tr  9,81 10 14  1  344
740 
4
где p0 - давление окружающего воздуха (принято равным 9,81 10 Н/м2).
81
Величина коэффициента остаточных газов рассчитывается по (2.25):
prT0
9,9 10 4  288


 0,0328 .
V   1Tr p0 0,9214  1740  9,81 104
Температура Tc в конце сжатия по (2.26) составит
Tc  Ta   n1 1  334  141,37 1  890К .
Давление в конце сжатия рассчитывается по формуле,Н/м2:
pc  pa   1 : pс  10,3 104 141,37  38,26 105 .
n
Определяем максимальное давление p z в цилиндре по (2.28), предварительно приняв степень повышения давления   1,5 Н/м2:
pZ    p`c  1,5  38,26 105  57,4 105 .
Для определения температуры конца сгорания коэффициент выделения
тепла принимаем равным  z  0,85 .
Температура газа определяется по (2.29).
Предварительно необходимо рассчитать t z по (2.30):
 0     mC p пс t Z  543  mCV в tC   mCV пс tC   1    1,985 
 tC  273 



Z Hи
 1,04  0,0328 6,987  8,76 10  4  t z  t z  543 
  Q0


 5,304  638  0,0328 5,002  8,76 10  4  638  638  1,51  0,0328 
0,85 10  4
 1,985  638  273 
;
0,752
9,42 10  4 t z2  7,51  t z  17027  0 ,
откуда t z =18100С;
Tz  1810  273  2083K .
Степень предварительного расширения по (2.32) составляет

где

  TZ 1,038  2083

 1,62 ,
  TC
1,5  820
 0   1,04  0,0328 1,0728


 1,038 .
1 
1  0,0328
1,0328
82
Определяем давление pв и температуру Tв в конце расширения по
(2.33) и (2.34):

pв  p z  
 
n2
1, 28
5  1,62 
 57,4 10 

 14 

Tв  Tz  

n2 1
 38 104 Н/м2.
1,281
 1,62 
 2083

 14 
 1145К
Среднее индикаторное давление по (2.35):
n 1


pc 
     2 
1 
1 


pi 
1  

1

   1 
n 1 
 1 
n2  1    
n1  1 



  1 

0,28 
38,26 105 
1,5 1,62   1,62 
1 
1 
1  

1 
  .


1,51,62  1 
0
,
37
13
0
,
28
14
0
,
37






14



Н/м2.
 93 104
Среднее индикаторное давление действительной диаграммы по (2.36)
составит
i  i  0,93  93 104  86,5 104 Н/м2.
Среднее эффективное давление по (2.37):
e   м i  0,75  86,5 104  64,9 104 Н/м2.
Удельный индикаторный расход топлива по (2.38) будет равен
4
2
p0 v
 3 9,9  10  0,92  10
gi  0,0035
 3,5 10
 5,85 10 8
4
T0  Qд    i
288  21,8  86,5 10
г/Дж.
Эффективный расход топлива по (2.39):
5,85  10 8
ge 

 7,8  10 8 г/Дж.
м
0,75
gi
83
4.1.2. Расчёт главных размеров цилиндра
и его кинематика
Диаметр цилиндра находим по (2.42):
D3
4V p

3
4  24,65
3,14 1,3 10
3
 0,288 м,
где
16 103
Vp 

 24,65 л.
 e 64,9 10 4
Eэ
Полный объём цилиндра по (2.47) составляет
Va 

 1
Vp 
14
24,65  26,55 л.
13
Объём камеры сгорания из (2.48) равен
Vc  Va  V p  26,55  24,65  1,9 л.
Индикаторная работа за один двойной ход по (2.49):
Ai  i
где
 D2
3,14  0,2882
h  86,5 10
0,374  2,1104 Нм,
4
4
4
h   D  1,3  0,288  0,374 м.
Работа сжатия воздуха по (2.50) :
4  26,5 10 3
paVa  n1  1 
10
,
3

10
140,37  1 
 
Ac 
 1  V p pa 


n1  1 
1,37  1

 24,65 10 3 10,3 104  9670
Нм.
Работа расширения будет равна
Ap  Ai  Ac  2100  9670  30,670 103 Нм.
На подъём ударной части расходуется энергия подъёма, рассчитываемая
по (2.51):
Aп  Аp  Aгаз  30,67 103  0,25  2,1104  25,42 103 Нм.
Потери на трение и лобовое сопротивление воздуха при движении ударной части вверх по (2.52) будут равны
Атр  0,2  0,25Ап  0,2  25,42 103  5,1103 Нм.
84
Рабочая высота подъёма ударной части по (2.53) составит
Нр 
Aп  Атр
G
25,42 103  5,1 103

 1,12 м.
18 103
Максимальная высота подъёма ударной части, силу тяжести G которой
примем равной 18 кН, при нулевом отказе рассчитывается по (2.54):
Hм 
Ap  Aтр
G
30,67 103  5,1 103

 1,42 м.
3
18 10
Время полного цикла работы молота рассчитывается с использованием
формул (2.55) и (2.56):
T 2
2H p
a
2
2H p
0,85 g
2
2 1,12
 1,03 с.
0,85 g
Частота ударов молота определяется из отношения
n
60 60

 58,2 мин 1 .
T 1,03
4.2. Расчёт трубчатого молота
Тепловой расчёт и определение основных технологических параметров
осуществляется так же, как и в предыдущем примере. Поэтому рассмотрим
примеры расчётов на прочность некоторых элементов молота.
4.2.1. Расчёт на прочность деталей кошки
Предварительно рассмотрим конструкцию и принцип действия кошки.
Кошка работает следующим образом. Для подъёма поршня кошка (см.
рис. 4.1) опускается вниз до отказа. При этом внешний рычаг – рычаг (3) взвода и сброса – вступает в контакт с упором (упором поворота (3) рычага кошки), расположенным на верхней части молота, и заставляет рычаг (8) занять
положение распора с серьгой (9), при котором подъёмный рычаг (1) выдвигается вперёд, входит через прорезь в поршне, занимая положение, показанное
на рисунке. При подъёме кошки рычаг (крюк) (1) упирается в торцовую часть
выточки поршня и вместе с ним движется вверх до тех пор, пока поворотный
рычаг (3) не встретится с верхним упором, приваренным к направляющему
цилиндру. При дальнейшем подъёме кошки рычаг (3) будет поворачиваться
вокруг оси, а вместе с ним повернётся и рычаг (8) (так как они жёстко связаны
посредством шлицевого валика (7)), вследствие этого серьга (9) выйдет из положения распора, а подъёмный рычаг(крюк) (1) под действием силы тяжести
поршня отклонится вниз и освободит последний. Так осуществляется подъём
и сбрасывание поршня при запуске молота.
85
4.2.1.1. Крюк
Конструктивная схема крюка (рычага) представлена на рис. 4.2.
Сила, действующая на крюк, P =40 кН. Реакция в опоре A (см. рис. 4.3):
RA 
PL 40  0,14

 65,8 кН.
l
0,085
12
11
10
1
9
2
8
3
7
4
5
6
Рис. 4.1. Кошка:
1 – крюк; 2 – палец; 3 – рычаг взвода; 4 – фиксатор положения поворотного
рычага; 5 – пружина; 6 – пробка; 7 – валик шлицевой; 8 – рычаг шлицевой;
9 – щека; 10 – корпус; 11 – ось подвески кошки; 12 – винт стопорный
86
Реакции в опоре Б :
H Б  Р  40 кН;
RБ  R А  65,8 кН .
Fт
Рис. 4.2. Конструкционная схема крюка
Равнодействующая реакций, кН:
S  Н Б2  RБ2 ;
S  402  65,82  77.
87
Проверяется прочность сечения I  I .
Изгибающий момент в сечении, кНм:
M и  Рl1 ,
M и  40  0,055  2,2 .
Рис. 4.3. Расчётная схема крюка
Напряжение изгиба в сечении, Н/м2:
 и 
М и
.
W
Момент сопротивления W1 сечения I  I крюка (см. рис. 4.4,а), см3:
bh 2
W 
;
6
88
8  62
W 
 48 .
6
2200 106
 и 
 46 106 .
48
Площадь сечения II  II крюка (см. рис. 4.4,б), м2:
Рис. 4.4. Схема сечения крюка: а) I  I ;б)II-II
F  a  c B  b;
F  0,018  0,0180,06  0,032  0,00101.
Расстояния до центра тяжести сечения по оси У  У , м:
z1  z2  0,04 .
Момент инерции сечения, см4:
2
2
a
c


J x  B  b a   z1    B  b c   z2   ;
2
2


2
2
 1,8 
 1,8 
J x  6  3,21,8   4    6  3,21,8   4    97 .
2
2


89
Момент сопротивления сечения изгибу, см3:
W
J x 97

 24,25 .
z
4
Изгибающий момент в сечении II  II (см. рис. 4.3) Нм:
M и  Р  l2 ;
M и  4 104  0,105  4200 .
Напряжение изгиба в сечении, Н/м2 (МПа):
и 
Ми
;
W
4200 106
и 
 188,8 106.(188,8) .
22,25
Сила растяжения в сечении, кН:
Pp  P  cos ;
cos  cos 2230  0,93 ;
Pp  40  0,93  37,2 .
Напряжение растяжения, Н/м2 (МПа):
p 
p 
Pp
F
;
37200 10
 368,3 105 (36,83) .
101
5
Суммарное напряжение в сечении:
   и   р  188,8 106  368,3 105  2256,3 105 (225,6) .
Крюк изготовлен из стали 40Х с пределом текучести  т  900 10 Н/м2
(90 МПа).
4
90
Запас прочности по пределу текучести:
n
т
900

 4.
 225,6
4.2.1.2. Проушина крюка
Напряжение в сечении 1 1, Н/м2 (МПа) (см. рис. 4.5):
 11 
S
,
2D  d   в
где в - толщина проушины ( в =0,018м).
0,5S
2
1
2
d
1
D
Рис. 4.5. Схема проушины крюка
 11 
77000
 856 105 (85,6) .
20,06  0,035  0,018
Напряжение в сечении 2  2 проушины рассчитывается по формуле
 22
S R2  r 2


,
2dв R 2  r 2
где R  0,5D и r  0,5d .
 22
77000
0,032  0,01752
6
2



124

10
Н
м
(124МПа ) .
2  0,035  0,018 0,032  0,01752
91
Допускаемые напряжения для стали 40Х:
11   130МПа ,  2 2   225МПа .
4.2.1.3. Палец
Реакции в опорах (см. рис. 4.1,4.2,4.6), кН:
R  0,5RA  0,5  65,8  32,9 .
R
0,5RА
R
0,5RА
32
l =62
l =15
L =62
Рис. 4.6. Расчётная схема пальца
Изгибающий момент в сечении I  I , Нм:
Ми  R l .
М и  0,015  32900  493,5 .
Момент сопротивления изгибу, см3:
Пd 3
W
,
32
П  3,23
W
 3,2 .
32
92
Напряжение изгиба в рассматриваемом сечении, Н/м2(МПа):
и 
Ми
;
W
493,5 106
и 
 154 106.(154) .
3,2
Материал пальца – сталь 40Х с пределом текучести  т  900МПа .
Запас прочности по пределу текучести составляет
n
 т 900

 5,8 .
 и 154
4.2.1.4. Валик
I
R
0,5S
0,5S
R
I
а =20
а =20
L =100
Рис. 4.7. Расчётная схема валика
Реакция в опоре А (см. рис. 4.7), кН:
R  0,5S  38,5 .
Изгибающий момент в сечении I  I , Нм:
М и  R  а  38500  0,020  770 .
93
32
Н:
Сила трения между корпусом фиксатора и направляющей (см. рис. 4.2),
Fт  R A  f ,
где f -коэффициент трения, принятый равным 0,15.
Fт  65800  0,15  9870 .
Крутящий момент М кр на валике (см. рис. 4.2), Нм:
М кр  Fт x ,
М кр  9870  0,045  444 .
Приведенный момент определяется по формуле, Нм:
2
М пр  0,35М и  0,65 М и2  М кр
.
М пр  0,35  731,5  0,65 731,52  4442  812 .
Приведённое напряжение от изгиба и кручения, Н/м2:
 пр 
М пр
W

812
6

270

10
.
3
0,1  0,032
Материал валика – сталь 40Х.
Запас прочности по пределу текучести:
n
 т 900

 3,3 .
 пр 270
4.2.2. Расчёт элементов пневмобуфера
Пневмобуфер предназначен для повышения частоты ударов по шаботу
(см. рис. 4.8) При установке пневмобуфера верхняя часть направляющей тр убы (2) наглухо закрывается крышкой (5), в которой имеется отверстие с сальниковым уплотнением (6) для движения штока (3), соединённого с поршнем
(1). К верхней части направляющей трубы приваривается сварной резервуар
коробчатого типа (пневмобуфер) (4).
Для сообщения надпоршневого пространства с пневмобуфером просверлено отверстие. При движении поршня вверх воздух из надпоршневого пр о94
странства перепускается через это отверстие в пневмобуфер. При этом между
поршнем и крышкой возникает «воздушная подушка», которая не допускает
их жёсткого соударения. Падение поршня происходит под действием со бственной массы, а также под действием давления воздуха в пневмобуфере, что
повышает частоту ударов о шабот до 70 в минуту.
б)
а)
6
5
А
А
4
3
2
А- А
1
II
III
I
Рис. 4.8. Схема пневмобуфера (а) и рабочий цикл (б):
I – движение поршня вверх; II – поршень в верхней «мёртвой точке»;
III – движение поршня вниз.
4.2.2.1. Штанга
Осевой момент инерции поперечного сечения штанги (см. рис. 4.9)
определяется по формуле, см4:


П D4  d 4
J  Jx  J y 
;
64


3,14 9,84  8,2 4
J
 230 .
64
95
P
r =60
l =1855
D =98
d =82
Рис. 4.9. Расчётная схема штанги буфера молота
Площадь поперечного сечения штанги, м2:




П D2  d 2
П 0,0982  0,082 2
F

 0,00226 .
4
4
Радиус инерции поперечного сечения штанги, м:
J
230 108
i

 0,032 .
F
0,00226
Гибкость штанги пневмобуфера рассчитывается по формуле

 l
i
,
где  -коэффициент приведения длины, величина которого для стержня
постоянного поперечного сечения зависит от типа и расположения опор, а
также от характера нагрузки (значения принимаются из таблиц).
96
Для нашего примера, соответствующего случаю, когда нижний конец
стержня закреплён шарнирно, а верхний не поворачивается («плавающая з аделка»),  =2,0. Тогда

2 1,855
 116 .
0,032
Напряжение сжатия рассчитывается по формуле, Н/м2(МПа):
 сж 
Р
,
F 
где P -сила, сжимающая штангу (сила тяжести молота),Н;
F -площадь поперечного сечения штанги, м2;
 -коэффициент продольного изгиба (или коэффициент уменьшения основного допускаемого напряжения на сжатие), значение которого зависит от материала и гибкости стержня и в нашем случае составляет 0,48.
 сж 
40000
 369 105 (36,9) .
0,00226  0,48
Изгибающий момент от внецентренного приложения нагрузки, Нм:
М и  P  r  40000  0,06  2400 .
Момент сопротивления поперечного сечения штанги пневмобуфера
находится из соотношения, см3:


П D3  d 3
W
;
32


3,14 9,83  8,23
W
 38,25 .
32
Напряжение от изгиба, Н/м2 (МПа):
Ми
2400 106
и 

 130,7 106 (130,7) .
W   38,25  0,48
97
Суммарное напряжение, Н/м2 (МПа):
   сж   и  3695  130,7 106  1676 105 (167,6) .
Критическая сила определяется по формуле Эйлера, кН:
 2 ЕJ
,
Ркр 
2
  l 
где E - модуль предельной упругости материала штанги буфера молота
(в среднем для стали принимают E  20,6 1010 Н/м2).
Ркр 
3,142  20,6  230 108
2 1,855
2
 340 .
4.2.2.2. Обечайка
При определении напряжений, возникающих в обечайке (см. рис. 4.10),
используется методика расчёта тонких пластинок (см. рис. 4.12), в виде которых представляются стенки. Горизонтальную серединную плоскость располагают так, чтобы она совпадала с плоскостью xoy прямоугольной системы координат. В случае прямоугольной плоскости ось х направляют по одной из
длинных сторон пластинки. Начало координат помещают в один из её углов.
Напряжение изгиба в центре пластинки, шарнирно опёртой по контуру
(нагрузка равномерно распределена по всей площади и a  в ), рассчитывается по формуле, Н/м2:
2
в
 x  C з p 1  ,
h
где С з -коэффициент, принимается из таблиц в зависимости от величины
отношения а / в ;
h -толщина пластинки, м;
p -интенсивность распределённой нагрузки, Н/м2.
98
Рис. 4.12. Расположение пластинки в системе координат
Расчёт производится по следующим исходным данным
Давление в пневмобуфере p  9,81  10 Н/м2; в1  0,12 м – ширина пластины пневмобуфера; в2  0,09 м – ширина пластины на конце обечайки; при
а / в1  1,6 С з  0,296 ; а  0,19 - приведённая длина пластины; h  0,007 .
5
5
2
0,12 
5
 x  0,296  9,81 10 
  850 10 .
 0,007 
99
Напряжение в центре для случая защемления пластины по контуру при
равномерно распределённой по всей площади нагрузке ( а  в1 ) определяется
по формуле, Н/м2:
2
в
 у  C2 p 1  ,
h
где С2  0,22 при а / в1  1,5 .
2
5
0,12 
5
 у  0,22  9,81 10 
  634 10 .
 0,007 
Напряжения  х и  у в центре пластины при условии, что она шарнирно опёрта по контуру, Н/м2:
2
в
 x  C з p 2  ,
h
а 0,19

 2,1.
где С3  0,275 при
в2 0,09
2
5
0,09 
5
 x  0,275  9,81 10 
  456 10 .
 0,007 
2
в
 у  C2 p 2  ,
h
где С2  0,62 при а / в2  2,1.
2
5
0,09 
5
 у  0,62  9,81 10 
  1005 10 .
 0,007 
Напряжение у ребра обечайки (см. рис. 4.11) определяется по формуле
для пластинки, защемлённой по контуру, Н/м2:
2
в
 у  C4 p 1  ,
h
100
где при а / в2  1,5 С4  0,45 .
5
2
0,12 
7
 у  0,45  9,81 10 
  13 10 .
 0,007 
Далее определяется нагрузка на вертикальные швы вдоль обечайки.
Площадь обечайки, м2:
F  H a,
где Н = 0,9 м – высота обечайки.
F  0,9  0,19  0,171 .
Сила, действующая на обечайку, Н:
Q  p  F  9,81  0,171  10 5  1,7  10 5 .
Сила, действующая на единицу длины вертикального сварного шва,
кН/м:
Q 1,7 105
Т

 94 .
2H
2  0,9
Напряжение в сварном шве, кН/м2:

Т
94

 13492 ,
К 0,007
где К - катет сварного шва, равный 7 мм.
4.2.2.3. Объем пневмобуфера
Исходные данные: степень сжатия в пневмобуфере  =5; h =1,8м (см.
рис. 4.13); D =0,34м; d =0,28м; h1 =0,1м.
101
h1
h
d
D
Рис. 4.13. Схема для расчёта объёма пневмобуфера
Объём воздуха, вытесняемого ударной частью при его движении вверх, м3:
V
V



П 2
D d2 h;
4

П
0,452  0,282 1,8  0,0587 .
4
Объём, занимаемый сжатым воздухом, определяется из уравнения
V1  V2 
V
,
 1
где V1 - объём сжатого воздуха в верхней части цилиндра;
V2 - объём сжатого воздуха в пневмобуфере.
102
V1 




П 2
П
D  d 2  h1 
0,3452  0,282  0,1  0,0032 .
4
4
V2 
V
0,0587
 V1 
 0,0032  0,0115 .
 1
4
Полный объём пневмобуфера составит, м3:
VП  V  V1  V2  0,0587  0,0032  0,0115  0,0734 .
4.3. Расчёт гидромолота
4.3.1. Расчёт основных технологических параметров
Для расчёта используем данные, принятые ВНИИстройдормашем при
расчётах гидромолота (см. табл. 4.1).
Таблица 4.1
Исходные данные для расчета гидоромолота
Масса ударной части, кг
7500
Максимальная высота подъёма ударной части Н, м
Количество насосов приводной станции, шт
1,6
3
Максимальный рабочий объём V каждого насоса, м3/об
Объёмный КПД насосов  o
107∙10-6
0,95
Гидромеханический КПД насосов  г
0,92
Максимальное давление рmax в гидросистеме, МПа
16,0
Среднее давление pср в гидросистеме, МПа
15,5
Мощность каждого из трёх электродвигателей, кВт
Частота вращения вала электродвигателя, мин
1
55
1460
Производительность одного насоса на выходе по (3.3), м 3∙с −1:
Qн  V  nэ н  107 10 6  24,33  0,95  2,473 103 .
Потребляемая мощность каждого электродвигателя по (3.2), Вт (кг·м2 ∙с-−3):
103
N
Qн p м
дгм
2,473 10  3 160  9,81 10 4

 45,61 103 .
0,925  0,92
Энергия, расходуемая на подъём ударной части, определяется по (3.1), Нм:
E  G1   H  7500  9,811,11,6  129,5 103 .
Частота ударов по (3.4) составит, с-1:
3Vnэн pср
3 107 10 6  24,33  0,95  0,95 155  9,81 104
n
г 
 0,83 .
G1   Н
7500  9,81 1,1 1,6
вит
Принимаем частоту ударов равной 50 мин 1 , тогда время цикла соста-
Т
60
 1,2 .
50
Время падения ударной части определяется по формуле
tп 
2H

1   g
2 1,6
 0,602 .
1  0,1  9,81
Суммарная площадь поперечных сечений штоков рассчитывается
по (3.6), м2:
2 1,6  75 103
F
Gg 

2H
2 1,6
2
2
T  tп  
1,2  0,602 
1   g
1  0,1g
pср g
155  9,81 104  9,81
2 HG
 75 103  9,81  0,0310.
Площадь поперечного сечения одного штока, м2:
F 0,0310

 0,0155 .
2
2
Диаметры штока d ш и поршня d п определяются по следующим
F1 
формулам, м:
104
dш 
4 Fп
4 F1
0,0155
 0,1428 ,

 0,0140 и d п
П
П
3,14
где Fп − площадь одного поршня, м2:
 F
pср
1520,55 10 4  0,0155
Fп 

 0,016 ,
pср  pсл 1520,55 10 4  49,05 10 4
где pсл − давление слива, принимаемое при практических расчётах равным 0,5МПа ( 5  9,81  105 Н/м2).
Принимаем d п = 0,145 м, тогда Fп = 0,0165 м2. Время разгона ударной
части вверх по (3.5) составит, с:
tp 
2H
Pср F  G g  Pср F  G g  2
G 2 1   g
G

4,7 10
5


 75 10  9 ,81
3
75 103
3,2

4,7 10
5


 75 10  9 ,81
3
2
 0,103
( 75 103 )2 1,1  9,81
Ускорение ударной части при разгоне вверх, м/с2:

pср F  G1   g 1520,55 104  0,0310  75 103 1  0,1 9,81
a

 51.
75 103
G
Скорость ударной части в конце разгона по (3.7), м/с:
 p  at p  51  0,103  5,25 .
Путь разгона ударной части вверх находится из уравнения, м:
105
at 2p
51  0,1032
S

 0,27 .
2
2
Время торможения ударной части перед верхней мёртвой точкой рассчитывается по формуле
tт 
at p
1   g

51  0,103
 0,49 .
1,1  9,81
Время цикла составит, с: T  t p  t т  t п  0,103  0,49  0,602  1,2 .
Полезный объём аккумулятора находится по (3.8), м3:
Va  S 2F1  Qt p  0,27  2  0,0155  7,5 103  0,103  7,96 103 .
3
В данном примере принимаем Q  7,5  10 м3/с. Ход поршня аккумулятора по (3.9) равен, м:
4Va 4  7,96 103
ha 

 0,396 .
Пd a2
3,14  0,162
Значение d а принято равным 0,16м.
Время зарядки аккумулятора по (3.10) находится из отношения, с:
Va 7,96 10 3
t3 

 1,06 .
3
Q 7,5 10
Путь торможения поршня рабочего цилиндра по (3.11), м:
Gпв2
400  5,252
hт 

 0,03695 .
2 gpср Fп  F1  2  9,81  0,0165  0,0155 1520,55 10 4
Сила тяжести Gп поршня принята равной 400Н.
Скорость жидкости в напорном рукаве (с внутренним диаметром
d р =50мм) по (3.12), м/с:
106
4Q 4  7,5 103
н 

 3,8 .
Пd p2 3,14  0,052
Скорость возвращения рабочих цилиндров в исходное положение по
(3.13), м/с:
Q
7,5 10  3
и 

 3,75 .
2Fп  F1  20,0165  0,0155
Время возвращения рабочих цилиндров в исходное положение по (3.14), с:
tц 
S  hт
и

0,27  0,03695
 0,082 .
3,75
Суммарное время зарядки аккумулятора и возвращения рабочих цилиндров в исходное положение составляет, с:
t  t3  tц  1,06  0,082  1,14 ; t  tт  tп ; t т  tп  049  0,602  1,092 .
Следовательно, время цикла по (3.15) составит, с:
Tц  t p  t  0,103  1,14  1,243 .
1
Частота ударов по (2.16), мин :
n
60
60

 48,27 .
Tц 1,243
Коэффициент использования мощности рассчитывается по формуле, %:
м 
n 100 48,27 100

 96,54 ,
nт
50
1
где nт − теоретическая частота ударов, принятая ранее равной 50 мин .
Скорость жидкости в сливном трубопроводе (до аккумулятора слива) по
(3.17) будет равна, м/с:
107
c 
2S  hт Fп 20,27  0,03695  0,0165

 3,21.
Пd c2
3,14  0,07 2
0,082
tц
4
4
Время, затрачиваемое на возвращение рабочих цилиндров на пути S ,
определяется по формуле, с:
t рц 
S
н

0,27
 0,071 .
3,8
Вместимость сливного аккумулятора определяется по (3.18), м3:
Vc  2SFп  Qt рц  2  0,103  0,0165  7,5 103  0,071  8,37 103 .
4.3.2. Расчёт на прочность конструктивных элементов
гидромолота
4.3.2.1. Корпус мультипликатора
Корпус мультипликатора рассчитывается на номинальное рабочее давление p =19 МПа. Размеры корпуса (см. рис. 4.14): диаметр внутренний d =
160 мм; диаметр наружный D = 190 мм; толщина стенки t = 15 мм. Материал
корпуса – сталь 20 с пределами текучести и прочности  т  250 МПа и
 в  440 МПа .
Напряжение при номинальном давлении рассчитывается по формуле, МПа:


pd  t 
,
2t
190,16  0,015
 110 .
2  0,015
108
(4.1)
Рис. 4.14. Конструктивная схема мультипликатора:
1 – гайка; 2 – дно; 3 – корпус; 4 – шток поршня;
5 – поршень; 6 – фланец; 7 – крышка
109
Допускаемое напряжение принимается меньшим из следующих двух
значений:
1
2
т
nт
в
nв
;
(4.2)
,
(4.3)
где nт = 1,5 – запас прочности по пределу текучести;
nв = 2,6 – запас прочности по временному сопротивлению.
1
250
440
 173,3 МПа;  2 
 169,2 , МПа.
1,5
2,6
Напряжение в корпусе должно быть меньше допускаемого, за которое
принимается   169,2 .
  110    169,2 , МПа
Радиальная деформация корпуса в средней части по внутренней поверхности при номинальном давлении для оценки возможного увеличения зазора
между поршнем и корпусом приближенно определяется по формуле, м:

pD  1  K 2

  l ,




2 E  1  K 2

где E –
модуль
упругости
(4.4)
для
стали( E  2 ,110 5 МПа  20 ,6 10 4 МН / м 2 );
l – расчётный зазор между поршнем и корпусом;
отношение
внешнего
и
внутреннего
диаметров
K–
( К  D d  0,19 0,16  0,842 );
 – коэффициент Пуассона (  = 0,3).
Значение l при посадках типа А3 Х 3 или А4 Х 4 составляет согласно табличным данным,
l  0,000366  0,000616  0,000982 м;

1,864 107  0,19  1  0,842
3




0
,
3

0
,
102

10
м;
10 

2  20,6 10  1  0,842

  l .
110
4.3.2.2. Дно
Напряжение в дне определяется по формуле, МПа:
PK k2 Dд
,

К о2tд2
(4.5)
где К к − коэффициент, зависящий от конструкции дна и цилиндра (принимается равным 0,45);
Dд −расчётный диаметр дна ( Dд = 0,16 м);
tд −толщина дна (принимается равной 0,03 м);
К о = 0,85 − коэффициент, учитывающий ослабление дна одним центральным отверстием d o , при условии, что 0,35  d o Dд  0,75 ( d o = 0,065
м).
0,35 
0,065
 0,4  0,75 ;
0,16
19  0,452  0,16 2

 152 .
0,852  0,032
Материал дна – сталь 20 с  т  250 МПа и  в  440 МПа . Допускаемые напряжения по (4.2) и (4.3), МПа:
1
т
nт
 173,3 ;  2 
в
nв
 169,2 .
Принимаем наименьшее значение допускаемого напряжения. Действующее напряжение меньше допускаемого:
  152   2  169,2 .
4.3.2.3. Поршень
Поршень изготовлен в виде круга, переходящего в трубу диаметром
d т = 68 мм с толщиной стенки tТ = 16 мм и внутренним диаметром 36мм. При
таких геометрических размерах прочность трубы поршня заведомо обеспечи111
вается, так как действующее на неё давление такое же по величине, как и действующее на корпус мультипликатора, диаметр которого значительно превышает диаметр трубы поршня при той же толщине стенки, а материал, из которого изготовлен поршень, − сталь 20, обладает достаточной прочностью.
Принимая во внимание изложенное, проверяется на прочность только дно
поршня.
Напряжение в дне определяется по формуле, МПа:
pK k2 D 2
,

К о2tп2
где К о = 1 ввиду отсутствия элементов, ослабляющих дно поршня;
D  К 2 Dср  К 2
Dг  d т  ,
2
где t п − толщина дна поршня ( t п = 24 мм);
К 2 − коэффициент концентрации напряжений ( К 2 =1,15).
D  1,15

0,16  0,068  0,131 м.
2
19  0,452  0,1312
0,024 2
 115   1( 2) .
4.3.2.4. Крышка
Расчётный диаметр крышки D б = 245мм (по окружности центров болтов крепления). Однако давление не достигает уровня центров болтов ввиду
наличия надёжного уплотнителя в поршне, и поэтому вместо диаметра окружности, по которой расположены болты, принимается среднее значение, рассчитываемое по формуле, м:
Dср.п. 
Dd
,
2
где D − наружный диаметр корпуса, стенка которого служит опорой
крышки ( D = 0,19 м);
d − внутренний диаметр корпуса ( d = 0,16 м).
112
Dср.п. 
0,19  0,16
 0,175 .
2
Напряжение в крышке при номинальном давлении рн = 16 МПа, которое
подаётся насосной станцией в поршневую полость под крышкой, определяется
по формуле (4.5) с учётом коэффициента концентрации K1 , рассчитываемом
по зависимости
2
 Д

 Д

К1  0,0515 б  1  0,5 б  1  1  0,5 .
Д

Д

 ср.п. 
 ср.п. 

Р
; Q  0,8 Д у2 рн ; Р    Q  Rп ;   1,0 ;
Q
Rп  3dbqo ; b  t  15 мм ; qo  10  p ,
где Q − равнодействующая внутреннего давления, Н;
P − болтовая нагрузка эксплуатационная, Н;
 − константа жёсткости;
b − толщина опирания крышки;
qo − удельная реакция прокладки при нарушении плотности, МПа
2
(Н/м );
D у − диаметр окружности уплотнения ( D у = d ), м;
Rп − реакция прокладки в момент нарушения плотности, Н;
Q  0,8  0,16 2 160  9,81 10 4  32,14 10 4 ;
Rп  3  0,16  0,015  260  9,81 104  18,36 104 ;
Р  1 32,14 104  18,36 104  50,5 104 ;
50,5 10 4

 1,6 ;
32,14 10 4
2
 0,245 
 0,245 
К1  0,0515
 1  0,5
 11,6  1  0,65  0,5 .
0
,
175
0
,
175




113
Толщина крышки h = 60 мм. Напряжение в крышке по (4.5) составит:
160  9,81 10 4  0,652  0,1752
2


56
,
41
МН
/
м
 57,5МПа.
1  0,06 2
Материал крышки – сталь 45 с  т  360 МПа и  в  610 МПа
(ГОСТ 1050-88). Допускаемое напряжение по (4.3):
 
610
 236,6 .
2,6
Действующее напряжение меньше допускаемого:
  57,5    236,6 .
4.3.2.5. Гайка
Усилие, действующее через дно на гайку и, следовательно, на резьбу
гайки (см. рис. 4.14) и корпуса при номинальном давлении p = 19 МПа, определяется по формуле, Н:
Qг  p
Qг  1864 104

Dд2  dд2 ,
4



3,14
0,162  0,0652  312750 .
4
Усилие Qг.м. при максимальном давлении принимается равным 1,5 Qг.
Qг. м.  1,5  312750  469125 .
Резьба − М 175 × 2. Наружный диаметр резьбы d p = 175 мм; средний
диаметр резьбы d ср = 172,84 мм; шаг резьбы t р = 2 мм; высота профиля резьбы
h = 1,082 мм.
114
Проверка витков резьбы на срез осуществляется по формуле, Н/м2
(МПа):

Qг
,
    h р .г .d в
где  − коэффициент профиля резьбы (  = 1);
h р.г. − высота резьбовой части гайки ( h р.г. = 35 мм).

469125
 2470 10 4 (25,2) .
3,14 1  0,035  0,17284
Предел текучести  т для стали 45 по ГОСТ 1050-88 составляет 550
МПа. Допускаемое напряжение на срез   0,3 т ;
  0,3  550  165    25,2 .
Проверка витков резьбы на изгиб производится по формуле


3Qг d p  d в
2  2t 2p d в z
,
где z − число витков ( z  h р.г. / t p  35 / 2  17,5 );

3  469125 0,175  0,17284
2  3,14 12  0,0022  0,17284 17 ,5
 40МН / м 2  40МПа .
При расчёте принято, что Qг  Qг.м.
Минимальный запас прочности для максимальных нагрузок n  1,4 . Допускаемое напряжение, МПа:
 
т
n

550
 393 .
1.4
Действующее напряжение значительно ниже допускаемого.
Проверка резьбы на смятие при условии, что Qг  Qгм , выполняется по
формуле, МПа:
115
 cм 

4
 cм 

Qг
d 2p
 d в2
z

cм
;
469125
 45,5  255 .
0,785 0,1752  0,17284 2 17,5


4.3.2.6. Расчёт болтов фланцевого соединения
Число болтов соединения i = 10. Параметры резьбы болта: резьба −
М 24 × 2; диаметр резьбы внутренний d1 =21,835 мм; диаметр резьбы наружный d p = 24 мм; шаг резьбы t p =2 мм; материал болта – сталь 35 ГОСТ 105088,  т  360 МПа , напряжение растяжения в резьбе, Н/м2 (МПа):
р 
4 К  Р
 d 2i
,
где P − усилие, действующее на соединение, Н;
K − коэффициент затяжки ( K = 1,25).
P
 d2
4
pм ,
где р м – максимально возможное давление ( р м = 24 МПа).
3,14  0,16 2
P
24  9,81 105  473140 .
4
р 
4 1,25  473140
5
2

1580

10
Н
/
м
(161) .
2
3,14  0,021835 10
Касательное напряжение в резьбе, Н/м2 (МПа):

Td в K п
,
3
0,2d1
где T − усилие затяжки резьбы, Н;
K п − коэффициент перехода ( K п = 0,12).
116
T K

P
473140
 1,25
 59142,5 .
i
10
59142,5  0,024  0,12
 81,81 106 (83,4) .
3
0,2  0,021835
Приведённое напряжение в резьбе, МПа:
 пр   2р  3 2  1612  3  83,42  216,3 .
Принимая запас прочности n  1,25 , определим допускаемое напряжение, МПа:
 
т
n

360
 288 ,
1,25
что больше действующего напряжения.
5. СВАЙНЫЕ ПОГРУЖАТЕЛИ ВИБРАЦИОННОГО
ДЕЙСТВИЯ
5.1. Общие сведения о вибрационном погружении и извлечении свай
Погружение и извлечение свай (труб, шпунтов, свай-оболочек) с помощью вибрации основано на сообщении продольных колебательных движений
свае и окружающей среде (грунту, песку). Впервые экспериментальные данные о процессах вибропогружения и виброизвлечения были получены Д. Д.
Барканом в 1934 г., который установил возможность значительного снижения
постоянной силы, необходимой для погружения или извлечения сваи, в случае,
когда она совершает продольные колебания. Так, например, для того, чтобы
погрузить сваю-оболочку под действием статической нагрузки, потребовались
бы усилия от 103 до 104 кН , однако благодаря колебаниям, возбуждаемым
вибрацией, свая-оболочка погружается под действием сил тяжести собственной и вибропогружателя. Д. Д. Баркан объяснил эффект вибрационного во здействия резким изменением механических свойств грунта под влиянием вибраций в зоне, примыкающей к погружаемой или извлекаемой свае, что подтверждено экспериментальными исследованиями, проведенными в различных
грунтовых условиях. Так, под влиянием вибрации при погружении свай в во117
донасыщенные пески в зоне, окружающей погружаемую сваю, происходит
разжижение песка и резкое снижение сил сопротивления. Экспериментальными исследованиями влияния вибрации на изменение внутреннего трения песка
установлено, что при постоянной амплитуде коэффициент внутреннего трения
песка постепенно уменьшается с увеличением частоты вибрации и затем резко
падает в некотором критическом интервале частот и дальнейшее увеличение
частоты почти не влияет на коэффициент внутреннего трения. При постоянной
частоте с увеличением амплитуды коэффициент внутреннего трения песка
также убывает и после некоторого предела увеличение амплитуды не приводит к его дальнейшему снижению. Эффект вибрационного воздействия увеличивается пропорционально диаметру зерен песка и существенно зависит от его
влажности. Характер уменьшения сопротивления при вибропогружении сваи в
песчаных и глинистых грунтах различен. В маловлажных грунтах сопротивление при вибрационном погружении сваи изменяется незначительно, тогда как
в водонасыщенных − резко уменьшается. Существенное влияние на характер
изменения свойств грунта имеют величины действующих динамических сил.
При слабых динамических воздействиях эффект вибрирования определяется в
основном изменением напряженного состояния грунта в зоне вибрирующей
сваи. В то же время при сильных динамических воздействиях происходит разрушение структуры грунта, который приобретает свойства вязкой среды, что
приводит к значительному уменьшению сопротивления погружению сваи. Физическая картина вибрационного погружения сваи в грунт сложна и недостаточно изучена. Она может быть существенно разной. Так, например, при погружении в слабые водонасыщенные грунты возникающее знакопеременное
гидродинамическое давление под острием сваи приводит к разуплотнению ч астиц грунта и к их последующему разжижению. Сопротивление погружению
уменьшается как по боковой, так и по лобовой поверхности. Опускание сваи
происходит под действием силы тяжести погружаемой системы (сваи вместе с
вибропогружателем или вибромолотом). В то же время при вибрационном погружении в маловлажные грунты решающее значение для эффективности процесса имеют удары торца сваи о грунт, который при этом уплотняется и выпирает в стороны.
Как для песчаных, так и для глинистых грунтов при работе вибраторов с
частотами около 100 Гц и при поперечных ускорениях до 1,5 g основной
причиной уменьшения поверхностного трения являются поперечные деформации при распространении продольных упругих волн вдоль погр ужаемого
элемента. По мере погружения сопротивления растут, а амплитуда вибрации
снижается. Поэтому имеется предельная глубина погружения сваи, которая з а118
висит от параметров вибровозбудителя, массы колеблющихся элементов, размера дополнительной пригрузки, величины и формы поперечного сечения
сваи, свойств грунта. Картина погружения сложнее этой схемы, так как, вопервых, торец сваи довольно часто отрывается от грунта и периодически уд аряет по нему, так что внедрение осуществляется не только действием небольшой постоянной силы (силы тяжести погружаемой системы, а нередко и д ополнительной пригрузки), но и более значительной ударной силой (при обяз ательном наличии постоянной). Во-вторых, при погружении длинных свай или
труб необходимо учитывать их деформации и волновые явления. В связи со
сложностью явлений, сопровождающих вибрационное погружение в различных условиях, даже при проведении достаточно чистых экспериментов трудно
оценить, в какой мере эффект вибрирования определяется приложением к погружаемому элементу дополнительных периодических сил и в какой мере изменением свойств грунта, так как эти процессы неразрывны. Такая оценка
может быть выполнена в результате анализа затрат энергии при вибрационном
погружении.
Известно, что энергия, необходимая для перемещения вибрирующего
тела, должна быть больше энергии, требуемой при перемещении тела без вибрирования. Если же при перемещении вибрирующего тела расход энергии
уменьшается, то это означает, что изменяются физические свойства контактной зоны соприкасающихся тел, т.е. истинный коэффициент трения. Так,
например, в маловлажных песках энергия, затраченная на вибропогружение
сваи, значительно больше той энергии, которая потребовалась бы для статич еского задавливания свай с той же скоростью. Другой результат получается при
вибрационном погружении сваи в водонасыщенные пески. В этом случае расход энергии при вибропогружении сваи значительно уменьшается по сравнению с энергией статического задавливания, что свидетельствует о резком снижении сил сопротивления погружению, т.е. об изменении свойств грунта. Т аким образом, в настоящее время энергетический критерий является наиболее
надежным показателем, по которому можно судить об изменении свойств
грунта при вибрационном воздействии на него. Наибольший эффект от использования вибрирования достигается в том случае, если параметры, ко нструктивное решение и вспомогательная оснастка вибрационной машины отвечает специфике выполняемых работ. Учет особенностей того или иного вида
работ при создании вибрационного оборудования и его рациональное агрег атирование со вспомогательными устройствами позволяет разрабатывать и
применять наиболее эффективную вибрационную технологию.
119
5.2. Общая характеристика свайных вибропогружателей
и сущность рабочего процесса
Современные конструкции вибрационных машин, применяемых для погружения и извлечения свай, в зависимости от режима работы и принципиального устройства подразделяются на две группы - вибропогружатели и вибромолоты. Первые являются машинами вибрационного действия, сообщающие
погружаемому (извлекаемому) элементу обычно вертикально направленные
колебания, создаваемые жестко соединенным с ним вибровозбудителем. Вторые представляют собой машины ударно-вибрационного действия, при котором основное воздействие на погружаемый элемент осуществляется периодическими ударами корпуса вибровозбудителя о наголовник погружаемого элемента. Вибропогружатели предназначены для погружения различных элементов в слабые, главным образом несвязные, водонасыщенные грунты, например
водонасыщенный песок, слабые пластичные глинистые, суглинистые и супесчаные грунты и т.п. Вибромолоты предназначены для погружения различных
элементов в слабые несвязные и средней плотности грунты, а элементы с малым лобовым сопротивлением, например металлический шпунт, могут забиваться ими и в плотные грунты. Вибропогружатели и вибромолоты применяются и для извлечения шпунта, труб, свай и т.п. из грунта. Вибропогружатели
в слабых водонасыщенных грунтах погружают с большей скоростью, чем
вибромолоты. Вибромолоты обладают большей погружающей способностью в
средние и плотные грунты при относительно меньшем удельном расходе электроэнергии.
Вибропогружатель с центробежным возбудителем колебаний жестко
связан с погружаемым элементом. Вынуждающая сила изменяется приблизительно по синусоидальному закону и заставляет сваю совместно с вибропогружателем совершать колебания, амплитуда и форма которых зависят от амплитуды и частоты вынуждающей силы, параметров вибропогружателя, силы
тяжести и формы погружаемого элемента и свойств грунта. Ударновибрационный режим погружения и извлечения обычно осуществляется
вибромолотами. В вибромолоте вибровозбудитель присоединяется к погружаемому элементу не жестко, а через относительно мягкий упругий элемент или
даже без упругого элемента, а воздействие вибровозбудителя на сваю ос уществляется в виде периодически сообщаемых ей ударов. Когда свая в результате удара приобретает недостаточно большую энергию, ее движение тормозится упругой составляющей сопротивления грунта совместно с диссипативными силами, которые в грунте велики, и погружения не происходит. При более сильных ударах предел упругости грунта превышается, появляются пластические деформации и проскальзывание сваи относительно прилегающего
грунта и происходит ее погружение. В начале забивки удар по свае происхо120
дит при движении ее навстречу вибромолоту, так как она слабо зажата и сила
сцепления с грунтом меньше выдергивающей силы, создаваемой упругим элементом. В этом случае может происходить проскальзывание сваи относительно грунта в сторону, обратную ударам. В результате уменьшается скорость
сваи после удара, а часть энергии, приобретенной при ударе, приходится расходовать на преодоление сопротивления на ранее пройденном участке и, следовательно, погружение затруднено. Для уменьшения вредных последствий
слабого сцепления сваи с грунтом используют безынерционную пригрузку,
уравновешивающую выдергивающую силу упругого элемента и предотвращающую встречное движение сваи. В зависимости от требований к конструкции вибромашины, определяемых ее технологическим назначением, формой,
габаритами и массой, валы дебалансного механизма могут быть выполнены
горизонтальными и вертикальными, соосными параллельными или взаимно
перпендикулярными. Направление и синхронность вращения валов с дебалансами достигается, как правило, зубчатыми колесами. На рис.5.1 представлены
различные кинематические схемы дебалансных вибровозбудителей, позволяющих генерировать различные виды колебаний и их сочетания (на схемах
продольные оси свайных элементов перпендикулярны плоскости рисунка).
Направления вращения дебалансов и генерируемые ими виды колебаний указаны соответствующими стрелками. В зависимости от назначения вибромашины и типа погружаемого (извлекаемого) элемента вибровозбудитель конструируют с возможностью генерирования одного или нескольких видов колебаний, которые используют для выполнения определенной технологической
операции. При этом в ходе работ настройка вибровозбудителя на тот или иной
вид колебаний может производиться вручную путем перестановки дебалансов
на валах в требуемое положение или дистанционно.
5.3. Вибропогружатели
5.3.1. Классификация
Вибропогружатели по форме возбуждаемых колебаний подразделяются
на машины продольного и продольно-вращательного действия; по схеме
устройства − на машины простейшего типа и с подрессоренной пригрузкой; по
виду используемой энергии − на машины с электрическим и гидравлическим
приводом; по наличию трансмиссии – на трансмиссионные (между двигателем
и дебалансными валами имеется передача) и бестрансмиссионные (валы двигателей являются дебалансными валами); по назначению и области применения − на высокочастотные и низкочастотные вибропогружатели.
121
Рис. 5.1. Схемы вибровозбудителей, генерирующих
различные виды колебаний:
а, г – продольные; б, д – вращательные; в, е – продольно-вращательные;
ж – поперечные при параллельном (а, б, в, ж)
и взаимно перпендикулярном(г, д, е) расположении валов
К высокочастотным вибропогружателям относятся вибропогружатели
простейшего типа и с подрессоренной пригрузкой. У высокочастотных вибр опогружателей частота колебаний находится в пределах от 700 до 1500 в минуту. Они применяются для погружения сравнительно легких элементов с небольшим поперечным сечением (с относительно малым лобовым сопротивлением), например, металлического шпунта, труб, профильного металла. У низкочастотных вибропогружателей частота колебаний составляет 300 - 500 в ми122
нуту. Они предназначены для погружения сравнительно тяжелых элементов,
со значительным поперечным сечением (железобетонных свай, свай-оболочек
и т.д.). Благодаря ряду преимуществ по сравнению с ударным способом з абивки, эти вибропогружатели эффективно используются при возведении опор
мостов, различных гидротехнических сооружений, а также в промышленном и
гражданском строительстве. Низкочастотные вибропогружатели имеют значительно больший, чем вибропогружатели другого типа, статический момент дебалансов и соответственно большую амплитуду колебаний. Если механизм погружения элемента высокочастотным вибропогружателем можно представить
как его задавливание массой системы "вибропогружатель-свая" при снижении
коэффициента трения (за счет вибрации), то при работе низкочастотного вибропогружателя благодаря большой амплитуде колебаний торец погружаемого
элемента отрывается от грунта и при движении вниз ударяет по нему, в р езультате чего происходит погружение. Поэтому низкочастотные вибропогр ужатели имеют большой статический момент дебалансов, способный создавать
большую амплитуду колебаний.
Основными преимуществами низкочастотных вибропогружателей по
сравнению с ударными средствами погружения являются также более высокие
скорости погружения (в слабых грунтах и грунтах средней плотности), простота и удобство управления, менее сложное вспомогательное оборудование.
Материал сваи при вибрационном погружении, не подвергаясь ударным
нагрузкам, испытывает значительно меньшие напряжения, что позволяет пр именять вибропогружатели для погружения тонкостенных железобетонных
оболочек на большую глубину. Вибропогружатель можно использовать при
погружении свай вблизи сооружений без опасения нарушить их целостность,
так как окружающий грунт колеблется в этом случае меньше, чем при ударном
погружении. Кроме того, вибропогружатели работают практически бесшумно.
Основной недостаток вибропогружателей этого типа состоит в том, что они
могут эффективно работать лишь в слабых водонасыщенных несвязных или
малосвязных грунтах. В плотных грунтах, например в глинах, их погружающая способность резко снижается, а иногда погружение становится невозмо жным. Масса элемента, погружаемого вибрационным способом, практически не
ограничивается. Известен опыт вибрационного погружения колодцевоболочек с силой тяжести свыше 200 кН . При ударно-вибрационном погружении сила тяжести погружаемого элемента, как правило, не должна превышать 3  5 кН , так как для наиболее эффективного погружения этим методом
в условиях значительного лобового сопротивления отношение масс погружаемого элемента и ударной части вибромолота должно приближаться к единице;
применение вибромолотов с силой тяжести ударногй части, превышающей
3  5 кН , ограничивается долговечностью механизма, резко снижающейся с
увеличением массы ударной части.
123
5.3.2. Вибропогружатели простейшего типа
Основная отличительная особенность вибропогружателя простейшего
типа (типа В) (см. рис.5.2,а) состоит в том, что все его части соединены между
собой и с погружаемым элементом в одно общее целое.
1
2
4
5
3
а
б
Рис. 5.2. Схемы вибропогружателей:
а – простейшего типа; б – с подрессоренной пригрузкой
Вибропогружатель состоит из электродвигателя (1), вибратора направленного действия (2) и наголовника (3); в конструкции могут быть использованы и пригрузочные плиты. Достоинством вибропогружателей простейшего
типа является простота конструкции. Для машин такого типа характерны следующие недостатки: невозможность раздельного управления амплитудой колебаний и величиной погружающего давления; невозможность передачи на
124
вибропогружатель сил, направленных по линии действия вибратора при его
работе без помощи специального амортизатора; тяжелые условия работы электродвигателей. Первый недостаток свидетельствует о том, что существует
противоречие между требованиями к массе погружаемой системы и к режиму
вибраций: для увеличения глубины и скорости погружения необходимо до
определенных пределов увеличивать силу тяжести вибропогружателя, что при
жестком скреплении всех частей системы между собой приводит к снижению
амплитуды вибраций и тем самым - к ухудшению условий погружения. Амплитуда вибрации при погружении элемента определяется приближенно из
выражения, м:
A
  Mc
G
,
где  − коэффициент принимаемый равным 0,8  1,0 ;
M c − статический момент дебалансов вибратора, Нм;
G − суммарная сила тяжести сваи, Н, вибратора и пригрузки, если
она имеется.
Из формулы видно, что амплитуда вибрации обратно пропорциональна
силе тяжести системы, поэтому увеличение величины G будет приводить к
снижению значения А . Второй недостаток делает затруднительным применение вибропогружателя при извлечении шпунта, так как непосредственная подвеска вибромашины к крюку крана недопустима по условиям безопасности.
Введение же специального амортизатора требует увеличения высоты подъема
крюка и значительно усложняет операции опускания и укладки извлеченного
шпунта, что снижает производительность. Кроме того, невозможность передавать непосредственно вибропогружателю внешние силы по линии действия
вибратора не позволяет погружать сваю без направляющих устройств, ограничивая этим применение стреловых кранов. Третий недостаток связан с интенсивной вибрацией, передаваемой электродвигателю с той же частотой и амплитудой, что и свае. При частоте колебаний порядка 500 в минуту ускорение
колебаний электродвигателя будет составлять 2,5  3,5g , при частоте 1500
мин 1 - 7,5  10 g и при 3000 мин 1 - 15  20 g . В первом случае достаточно
долго могут работать без повреждений любые электродвигатели, во втором лишь наиболее прочные из них при мощности до 15  20 кВт , а в третьем обеспечить достаточно долговечную работу электродвигателя практически невозможно.
5.3.3. Вибропогружатели с подрессоренной пригрузкой
Отличительной особенностью вибропогружателей с подрессоренной
пригрузкой (типа ВПП) по сравнению с вибропогружателями простейшего ти125
па является наличие подрессоренной пригрузки (см. рис. 5.2,б), в виде нескольких плит (4), на которых установлен электродвигатель для привода вибратора, соединенный с корпусом вибровозбудителя системой пружин (5).
Жесткость пружин подбирается таким образом, чтобы частота собственных
колебаний пригрузочных плит была значительно ниже частоты возбуждающей
силы (частоты вращения дебалансных валов). В таких условиях подпружиненная часть вибропогружателя - пригрузочные плиты с электродвигателем - испытывает значительно меньшую вибрацию и электродвигатель работает в
лучших условиях, чем в вибропогружателях простейшего типа. Уменьшение
или увеличение количества (массы) пригрузочных плит не меняет режима
вибрации сваи, но позволяет подбирать вес машины, обеспечивающий
наибольшую эффективность погружения. Вибропогружатели этого типа являются высокопроизводительными, удобными в эксплуатации машинами для погружения в несвязные водонасыщенные грунты различных элементов – стального шпунта, труб, профильного металла, деревянного шпунта, свай и т.п. Они
могут работать при извлечении свай без специальных амортизирующих
устройств, а также позволяют использовать в качестве привода электродвигатели с фазовым ротором, имеющие хорошие пусковые данные.
5.4. Вибромолоты
Машины, передающие погружаемому элементу или какому-либо рабочему органу ударные импульсы (при ударе вибровозбудителя) и вибрацию
(через упругое соединение вибровозбудителя с погружаемым элементом), называются
виброударными механизмами, а сваепогружющие машины ударного действия вибромолотами.
Вибромолоты могут быть классифицированы: по наличию упругой связи
между вибровозбудителем и погружаемым элементом - на беспружинные
(свободные) и пружинные; по связи двигателя с вибровозбудителем – на
трансмиссионные и бестрансмиссионные; по виду привода – на электрические,
гидравлические, с двигателем внутреннего сгорания; по типу вибровозбудителя - на машины с двухвальным возбудителем и с одновальным. Виброударные
машины выгодно отличаются от вибрационных способностью к самонастройке, т.е. возможностью в какой-то мере повышать энергию удара при увеличении сопротивления среды и, следовательно, уменьшении податливости,
например, погружаемого элемента. Это объясняется тем, что на режим работы
виброударной машины значительное влияние оказывает коэффициент восстановления скорости при ударе, являющийся отношением скорости вибровозбудителя после удара к скорости до удара и зависящий в свою очередь от соот126
ношения масс соударяемых элементов; при погружении в грунт масса элемента растет с заглублением (в связи с ростом присоединяемой массы грунта); это
влечет за собой увеличение коэффициента восстановления и, следовательно,
энергии удара и в конечном итоге позволяет использовать виброударный механизм с большей эффективностью. Деление вибромолотов на трансмиссионные и бестрансмиссионные объясняется тем, что в некоторых случаях не представляется возможным встроить двигатель в вибровозбудитель. Двигатель
устанавливается вне вибровозбудителя, и вращение на него передается при
помощи трансмиссии. В настоящее время находят применение главным образом бестрансмиссионные машины, значительно более надежные в эксплуатации и простые по конструкции. Деление вибромолотов по виду привода является наиболее широким, поскольку вид привода существенно влияет на ко нструкцию и эксплуатационные качества машины, не влияя на остальные характеристики машины. Наиболее распространены электрические вибромолоты. Они отличаются надежностью запуска, удобством обслуживания, простотой конструкции, небольшой массой. Однако в некоторых отраслях народного
хозяйства, например в горном деле, применяются также гидравлические
виброударные механизмы. Обладая рядом достоинств по сравнению с электрическими вибромолотами (возможностью плавной регулировки частоты вынуждающей силы и т.д.), эти вибромолоты могут быть особенно пригодны для
работы в комплекте с гидрофицированными сваебойными установками, способными обеспечить снабжение молота энергией. Вибромолоты могут быть
как трансмиссионными, так и бестрансмиссионными с применением гидропоршневых или ротационных гидродвигателей. На рис. 5.3 показана принципиальная схема наиболее распространенного пружинного виброударного механизма. Двухвальный вибровозбудитель направленных колебаний (1), соединенный со сваей (4) пружинами (3), при вращении валов с дебалансами (2) в
противоположных направлениях совершает колебания относительно некоторого положения равновесия. Частота вынужденных колебаний вибровозбудителя равна угловой частоте вращения дебалансных валов, а амплитуда колебаний определяется отношением статического момента дебалансов к массе вибровозбудителя. В том случае, когда зазор между сваей и вибровозбудителем по
величине меньше амплитуды колебаний последнего, движение вибровозбудителя сопровождается периодическими ударами ударника (3) по наковальне (5),
соединенной со сваей. Характеристика такого виброударного механизма, энергия удара и частота зависят от соотношения параметров механизма в целом (от
массы вибровозбудителя, жесткости пружинной подвески, статического момента эксцентриков и т.д.). Все эти параметры связаны между собой и, будучи
конструктивными, свойственны определенному типу виброударной машины.
127
2
1
3
4
Рис.5.3. Принципиальная схема вибромолота
Оптимальный режим работы такого виброударного механизма зависит
не только от соотношения этих параметров, но и от величины зазора между
вибровозбудителем и ограничителем (сваей), регулировка которого может
осуществляться путем изменения натяжения пружинной подвески или какимлибо другим способом. Поскольку при этом обеспечивается возможность получения не только зазора, но и натяга (прижатия с определенной силой вибр овозбудителя к свае), появляется понятие отрицательного зазора (отрицательный зазор - величина, на которую переместился бы вибровозбудитель в сторону ограничителя при подтяжке пружин, если бы ограничитель был удален).
Обычно регулировка зазора для максимального упрощения работы с вибромолотом в производственных условиях производится на заводе-изготовителе. Частота ударов виброударного механизма может быть или равной частоте вынуждающей силы (скорости вращения дебалансных валов), или меньше ее в
2,3,4 и т.д. раза, т.е. виброударный механизм может работать в режиме, когда
один удар приходится на 1,2,3 и т.д. оборота дебалансных валов. Принято говорить, что виброударная машина работает в режиме соответственно i = 1, i =
2 или i = 3. Теоретически и практически возможно получение режимов с i ,
128
равным даже 6, однако в машинах используются режимы с
i = 1, 2 или 3.
Объясняется это как возникающими при больших i трудностями конструктивного характера, так и большой нестабильностью работы виброударной машины при изменении внешних условий (сопротивления среды, параметров системы и т.д.). Опыт показывает, что более высокочастотные вибромолоты
имеют более узкую область применения, поскольку обеспечивают эффективное погружение шпунтов и других элементов с малым лобовым сопротивлением лишь в слабых грунтах. В плотных грунтах более эффективными являются
машины, развивающие значительную энергию удара. На рис.5.4 представлен
ряд известных схем вибромолотов.
а
б
в
1
3
1
4
2
2
Рис. 5.4. Принципиальные конструктивные схемы вибромолотов
Изображенный на рис. 5.4,а вибромолот является бестрансмиссионным
беспружинным с двухвальным вибровозбудителем (1) направленного действия, свободно устанавливаемым на сваю (2). Двухсторонней связи между
вибратором и сваей нет, при этом вибратор свободен также от внешних связей.
Практически он состоит из двух электродвигателей, встроенных в общий
жесткий корпус. На концах валов закрепляются дебалансы. По характеру во здействия на погружаемый элемент рассматриваемый ударно-вибрационный
погружатель представляет собой высокочастотный молот. Основное преимущество таких вибромолотов − простота конструкции и, что особенно важно,
легкая и удобная настройка, которая в основном обеспечивается установлением правильного соотношения между силой тяжести вибратора G и амплитудой возмущающей силы P . Для наиболее эффективного и устойчивого режима работы погружателя вполне достаточным является то, чтобы отношение
129
G P было равно 0,4  0,5 . Недостатком является невозможность самостоятельно управлять массой погружаемой системы. Погружатель не имеет амортизатора, который мог бы служить опорой для пригрузки, жесткое же соед инение последней со сваей или с вибратором нецелесообразно. К недостаткам
также относится отсутствие возможности обеспечить нормальные условия для
работы электродвигателей, которые приходится встраивать в вибратор. В этих
условиях добиться долговечной работы двигателей очень трудно.
На рис. 5.4,б представлена схема бестрансмиссионного пружинного
вибромолота с одновальным вибровозбудителем кругового действия, имеющим по сравнению с двухвальными вибро-молотами меньшую массу и более
простую конструкцию. Характер колебаний вибровозбудителя в таком вибромолоте − круговой, и поэтому удары, наносимые по погружаемому элементу,
не направлены строго вертикально.
При одинаковой массе вибровозбудителя и мощности вибромолота эффективность одновального вибромолота меньше, чем двухвального. Для одновальной схемы вибромолота пружинную подвеску (4) следует устанавливать в
нулевой точке вибровозбудителя, являющегося вибратором кругового действия. Однако отыскание нулевой точки затруднительно и практически при
работе такого вибромолота движение ударника будет происходить не по прямой линии, а по эллипсу и поэтому эффективность работы вибромолота будет
снижаться. Схема рис. 5.4,в отличается от схем на рис. 5.3 и рис. 5.4,а,б тем,
что в ней предусмотрены пружинные амортизаторы (4) для присоединения
пригрузки, обеспечивающей возможность независимого управления массой
системы. Пригрузка (3) позволяет значительно повысить погружающую способность вибромолота. Ударная скорость вибромолотов не превышает 2 м/с.
При более высокой ударной скорости резко снижается долговечность
встроенных электродвигателей, а также подшипников дебалансных валов.
Жесткие пределы эффективности вибромолотов обусловлены также ограниченной удельной мощностью электродвигателей (мощностью, приходящейся
на единицу их массы) и ограниченной выносливостью стальных пружин. При
увеличении размеров машины эти ограничения становятся все более значительными. Основное применение в настоящее время имеют вибромолоты пружинные, особенность которых по сравнению с беспружинными состоит в том,
что они дают возможность за счет регулирования степени натяжения пружин
получать более широкую область устойчивой работы, а также изменять режим
работы - менять частоту ударов и величину ударной скорости. Однако для
определенных видов работ, например для инженерно-геологического бурения,
где нет необходимости получения больших энергий удара, но зато возникают
специфические требования к самому процессу погружения (сохранение керна
грунта, возможность перехода на вибрационное извлечение и т.д.), применяются свободные вибромолоты.
6. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ВИБРАЦИОННЫХ
130
И УДАРНО-ВИБРАЦИОННЫХ ПОГРУЖАТЕЛЕЙ
6.1. Расчет параметров вибропогружателей продольного дейс твия
Аналитическое решение задачи погружения достаточно сложно, а надежные значения необходимых параметров грунта, как правило, отсутствуют. Поэтому для определения основных параметров вибропогружателей можно пользоваться упрощенной методикой. Исходными данными для расчета являются:
масса погружаемого элемента и жестко соединенных с ним частей вибропогружателя m , кг; геометрические размеры погружаемого элемента; глубина
погружения h , м; характеристика грунтовых условий. Для эффективного погружения сваи в грунт вибропогружателем в каждом случае необходимо, чтобы, во-первых, величины возмущающих сил вибратора были достаточными
для преодоления сопротивлений грунта срыву сваи при заданной максимальной глубине ее погружения; во-вторых, амплитуда A вибрации сваи в достаточной мере превышала величину начальной амплитуды A0 ; в-третьих, сумма
всех равнодействующих сил, приложенных к свае, была достаточной для ее
погружения (или извлечения).
Первое условие, необходимое для обеспечения достаточной эффективности вибропогружателя продольного действия, можно представить в виде пр остой зависимости:
M c  2
P
 Pкр ,
103
(6.1)
где P − амплитуда возмущающей силы, кН;
 − угловая скорость вращения дебалансов, рад/с;
Pкр − полная расчетная величина критического сопротивления погружаемого элемента срыву при максимальной глубине ее погружения, кН;
 − коэффициент, приближенно учитывающий влияние упругости
грунта;
M с − статический момент дебалансов вибропогружателя, кг  м .
Влияние упругости грунта сказывается по-разному при различных частотах вибрирования. Для низкочастотных вибропогружателей (   30  60
рад/с), применяемых для погружения тяжелых железобетонных свай и свайоболочек, величину  рекомендуется принимать равной 0,6  0,8 , а для высокочастотных (   70  150 рад/с), используемых для погружения элементов с небольшой массой и относительно малым лобовым сопротивлением (металлического шпунта, труб, деревянных свай, профильного металла и т.п.), −
равной 1,0.
Расчетная величина критического сопротивления погружаемого элемента
срыву Ркр при заданной максимальной глубине погружения h ,м, может быть
упрощенно определена из выражения, кН:
131
для свай
для шпунта
Pкр  s  h   ;
(6.2)
Pкр  h   ,
(6.3)
где s − периметр поперечного сечения сваи, м;
 − удельное критическое сопротивление срыву для свай кН/м2, и
шпунтов, кН/м.
Критическое сопротивление срыву является обобщенной характеристикой
свойств грунтов, представляющее собой приближенную оценку сопротивлений грунта срыву. Величина критического сопротивления срыву зависит не
только от свойств грунта, но и от размеров и формы сваи, от соотношения
между частотами собственных и вынужденных колебаний погружаемого элемента. Величину критического сопротивления срыву следует рассматривать
лишь как условную расчетную характеристику свойств грунта при данных
размерах сваи.
Значения величин удельного критического сопротивления срыву  для
различных грунтов, рекомендуемые для практического использования при
подборе параметров свайных вибропогружателей различного назначения даны
в табл. 6.1.
Таблица 6.1
Зависимость величины удельного сопротивления срыву 
от вида грунтов
Легких
профилей
Тяжелых
профилей
6
7
5
12
14
8
10
7
17
20
15
25
18
30
10
20
20
40
25
50
Стальные
трубы и деревянные
сваи
Железобетонные сваи
Виды грунтов
Водонасыщенные песчаные и текуче–пластичные глинистые грунты
Те же грунты, но с прослойкой плотных глинистых грунтов
Тугопластичные глинистые
Те же, полутвердые и твердые
Для шпунтов, кН/м
Открытые
снизу сваиоболочки и
колодцы, погружаемые с
выемкой
грунта
Для свай, кН/м2
Рассмотрим второе условие. Поскольку при полном срыве амплитуды колебаний сваи оказываются весьма близкими значению Ac , соответствующему случаю
132
отсутствия связей с грунтом ( Ac − амплитуда вибрации сваи как свободного тела, не
связанного с грунтом), это условие может быть представлено как
 M cg
G
 A,
(6.4)
где G − сила тяжести погружаемого элемента, вибропогружателя и других, жестко соединенных с погружаемым элементом частей вибропогружателя, кН;
A − необходимая амплитуда колебаний, м;
 − коэффициент, принимаемый равным 0,8 для железобетонных
свай и 1,0 для остальных погружаемых элементов;
M c − статический момент массы дебалансов, кг∙м.
Чтобы упругость грунта не оказала существенного вредного влияния на
процесс погружения сваи, величина A должна по крайней мере в 4  5 раз
превосходить величину начальной амплитуды. Этому требованию отвечают
данные, помещенные в табл.6.2.
Таблица 6.2
Зависимость амплитуды колебаний A , мм,
от вида погружаемых элементов
Типы и размеры погружаемых
элементов
Частота колебаний вибропогружателя, Гц
Песчаные грунты
5-12 13-17 18-25
Глинистые грунты
5-12 13-17 18-25
Стальные шпунты, стальные открытые снизу трубы и другие эле8-10
4-6
10-12 6-8
менты с площадью поперечного сечения до 0,015 м2
Деревянные и трубчатые с закрытым концом сваи с площадью попе- 10-12
6-8
12-15 8-10
2
речного сечения до 0,08 м
Железобетонные сваи квадратного
или прямоугольного сечения пло- 0-15
10-15
2
щадью 0,2 м
Железобетонные
сваи-оболочки
большого диаметра, погружаемые с 6-10
4-6
8-12
6-10
выемкой грунта из полости сваи
Из таблицы видно, что чем выше частота вибрации, тем меньше рекомендуемое значение A . В грубом приближении можно считать, что амплитуда
133
скорости  колебаний для эффективного погружения свай должна находиться
в диапазоне 0,5  0,8 м/с. Учитывая это обстоятельство, частоту колебаний
вибропогружателя можно представить в виде, рад/с:

  g  Pкр
,
G 
(6.5)
Третье условие может считаться практически выполненным при соблюдении условия, кН:
G  9,81102  р0  F ,
(6.6)
где F - площадь поперечного сечения сваи, м2; p0 - рекомендуемое значение
необходимого удельного давления на сваю, МПа (1 МПа= 9,81 105 Н/м2).
Значение отношения силы тяжести к амплитуде возмущающей силы P
проверяется по одному из выражений:
1 
или
1 
G
2
P
(6.7)
0,248  m0
2 ,
2
Mc 
(6.8)
где  − частота колебаний вибропогружателя, Гц;
1, 2 − коэффициенты принимаемые равными:
для стального шпунта
для легких свай (деревянных, трубчатых)
для тяжелых свай (железобетонных свай
и свай-оболочек)
1
2
1,5
0,3
0,5
0,6
0,4
1,0
Для нормального погружения свай величина р о должна быть в 1,2  1,5
раза больше величины р о , значения которого приведены в табл.6.3.
Таблица 6.3
134
Зависимость давления р о от вида и размеров погружаемых элементов
в водонасыщенные песчаные и слабые глинистые грунты
Виды и размеры погружаемых элементов
Стальные трубы малого диаметра и другие элементы с площадью
поперечного сечения до 0,015 м2
Деревянные и стальные трубчатые (с закрытым концом) сваи с
площадью поперечного сечения
до 0,08 м2
Железобетонные сваи квадратного и прямоугольного сечения
площадью до 0,2 м2
ро , МПа
0,15 – 0,3
0,4 – 0,5
0,6 – 0,8
Выбор параметров свайного вибропогружателя проводится в с ледующем
порядке.
1. Используя формулы (6.2) или (6.3) и данные табл. 6.1, определяют полную расчетную величину критического сопротивления сваи срыву Р кр при заданной глубине ее погружения h .
2. Определяется ориентировочное значение силы тяжести G , кН , сваи и
соединенных с ней частей вибропогружателя и затем рассчитывается примерная величина статического момента дебалансов по формуле, кг  м :
Мс 
АG
.
g
(6.9)
Рекомендуемая амплитуда колебаний A , необходимая для эффективного
погружения, определяется по данным табл.6.2.
Затем вычисляется необходимая угловая скорость вращения дебалансов
ω, рад/с, или частота колебаний вибровозбудителя  , Гц, по формулам

9,81  Pкр
Мс
рад/с,
(6.10)
где M c в кН;
  5
Ркр
Мс
Гц,
(6.11)
где M c в кгм .
При использовании формулы (6.10) статический момент, находят из выражения, Нм :
135
А  G  10 3
.
Мс 

(6.12)
где A − амплитуда колебаний, м ;
G − сила тяжести вибропогружателя со сваей, кН .
В тех случаях, когда вначале неясно, в каком диапазоне будет находиться частота  , сначала следует определить эту частоту по формуле (6.5) или
из условия, Гц:

1,56  102 Ркр 
G 
.
(6.13)
Если величина  или  определены этим методом, то статический момент массы дебалансов, кг·м, рассчитывается по формулам:
1,6  102    G
Мс 
g 
(6.14)
103  G  
.
Мс 
g   
(6.15)
и
3. Используя табл. 6.3, определяют минимальную силу тяжести по (6.6) и
проверяют, удовлетворяет ли эта сила тяжести условиям (6.7) или (6.8). Если
при этом окажется, что полученная по (6.7) сила тяжести G 1 P , то увеличить ее до G 1 P ; если же окажется, что G   2 P , то увеличить величину
возмущающей силы до такого значения, при котором соблюдается условие
(6.7). При выполнении расчетов по (6.8) в случае необходимости увеличивается либо сила тяжести, либо амплитуда вынуждающей силы (за счет увеличения M c или Θ).
4. Окончательно устанавливается статический момент дебалансов, частота колебаний и сила тяжести вибропогружателя и, в случае необходимости,
дополнительной пригрузки, а затем проверяются окончательно эти параметры
по формулам (6.1), (6.4), (6.5) и (6.7).
5. Определяется мощность приводного двигателя, кВт :
136
7,9  М с 

N дв  М с   3  3,2  10 8  d 
,
10

G


где d - диаметр цапф валов вибровозбудителя, м .
(6.16)
В формуле учтен КПД передачи от двигателя к вибровозбудителю, равный 0,9 , коэффициент трения качения в подшипниках вибровозбудителя,
равный 10 3 , и дополнительный расход мощности на колебания грунтового
массива, принятый 15% от мощности, расходуемой на преодоление сопротивления грунта. Мощность можно рассчитать также и по одной из следующих
формул, кВт :
М с2   3
N1 
;
3 g G
G 3
N2  3
;
10  A  g
N
N1  N 2

,
(6.17)
(6.18)
(6.19)
где N1 − мощность, необходимая для преодоления сопротивлений в механизме вибратора;
грунта;
N 2 − мощность, необходимая для преодоления сопротивлений
 − КПД передачи от двигателя к валам вибратора (можно прини-
мать  = 0,9 ).
N1  5  Р  d  n  f  10 4 ,
где P − амплитуда возмущающей силы, кН ;
n − частота вращения вала вибратора, мин 1 ;
f − коэффициент трения качения в подшипниках, приведенный к
диаметру цапфы вала (можно принимать f  0,01 ).
М с2   3
N2 
 10 4 .
9,81  4  G
Этой составляющей общей мощности можно пользоваться при подборе
параметров свайных вибропогружателей. Полученное значение в каждом слу137
чае целесообразно повышать на 10-20%, так как в формуле не учтены потери
энергии на колебания грунтового массива. Мощность, рассчитанная по фо рмуле (6.17) не учитывает потерь в трансмиссии и подшипниках; для определения мощности электродвигателей полученное по этой формуле значение
следует разделить на КПД трансмиссии и других механизмов и устройств, которые в зависимости от конструкции вибропогружателя составляют 0.8-0.95 (в
бестрансмиссионном вибропогружателе следует учитывать только потери в
подшипниках и в механизме синхронизации).
6.2. Расчет параметров вибропогружателей
продольно-вращательного действия
Исходными данными для расчета являются те же характеристики, что и
для вибропогружателей продольного действия. Расчет ведется в следующем
порядке.
1. Определяются основные расчетные характеристики погружаемой системы:
а) сопротивление погружению по боковой поверхности, кН:
Fпв 
где
 пв
2   пв  h  r
m  10
2
,
(6.20)
− удельное сопротивление по боковой поверхности погружае-
мой оболочки при продольно-вращательных колебаниях (значения
 пв
при2
ведены в табл.6.4, составленной по экспериментальным данным), кН / м ;
h − максимальная глубина погружения элемента, м ;
r − наружный радиус погружаемого элемента, м ;
m − масса вибропогружателя и погружаемого элемента (вибрирующей системы), кг ;
б) сопротивление погружению оболочки по торцевой поверхности, кН:
Rпв 
R  Sт
m  10
2
,
(6.21)
2
где S т − площадь торцевой поверхности оболочки, м ;
2
R − расчетное сопротивление грунта под торцом оболочки, кН / м
(принимается по данным СНиП 2.02.03-85, приведенным в табл.6.5).
138
2. Определяются требуемые значения безразмерной скорости колебаний
по формуле
T 
o  п  102 ; а 
где
o
a2
;
(6.22)
Fпв    
1
2
Rпв
   Fпв  Rпв

,
п − проектная скорость погружения, м/мин (рекомендуемое значе-
ние п  0,2  1,0 м/мин),
−
частота

  6,0  7,0 Гц ).
колебаний
(рекомендуемые
значения
3. Рассчитываются амплитуда вынуждающей силы по формуле, кН :
P  10  m  Т2  Fпв
(6.23)
и статический момент массы дебалансов по выражению, кг  м :
Мс 
Р
.
2 2
4 
(6.24)
4. Проверяются условия срыва оболочки относительно прилегающего грунта из неравенства
2,5 102  T

 Амин .
(6.25)
Значения Амин приведены в табл.6.6.
Величина эксцентриситета (плеча) приложения вынуждающей силы
определяется из равенства
е  r,
где r - наружный радиус погружаемого элемента, м.
139
(6.26)
Величина  выбирается в зависимости от соотношения массы вибратора
m1 и погружаемой оболочки m2 :
при
m1
m2
m1
при
 0,25  0,5   1,25  1,5 ;
m2
 0,5
  0,75  1,0 .
5. Вычисляется мощность привода вибропогружателя, кВт;
N
3  P  d  10 6 
m g
 Fпв  T  Rпв  o 
2   
,
100  п
(6.27)
где d − диаметр цапф дебалансного вала, мм ;
 п − КПД передачи от двигателя до дебалансных валов.
Таблица 6.4
Удельное сопротивление грунта  пв , кН / м , по боковой
поверхности погружаемой оболочки при
продольно-вращательных колебаниях
2
Грунты
Водонасыщенные и
мягкопластичные глинистые
То же с прослойками плотных или гравелистых грунтов
Глинистые тугопластичные
Трубчатые сваи
с закрытым нижним
концом
Оболочки,
погружаемые
с выемкой грунта
4,0
2,5
6,0
3,5
10,0
5,0
Таблица 6.5
Расчетные сопротивления R под торцом забивных свай и свайоболочек, погружаемых без выемки грунта,
140
кН / м 2
Грунты песчаные средней плотности
Глубина погружения,м гравелистые крупные
1
2
3
7500
4
8300
5
8800
7
9700
10
10500
15
11700
3
средней
крупности
4
6600
4000
6800
5100
7000
6200
7300
6900
7700
7300
8200
7500
3100
2000
3200
2500
3400
2800
3700
3300
4000
3500
4400
4000
мелкие
пылеватые
5
6
2000
1200
2100
1600
2200
2000
2400
2200
2600
2400
2900
1100
1250
1300
1400
1500
1650
20
12600
8500
4800
3200
1800
25
13400
9000
5200
3500
1950
30
14200
9500
5600
3800
2100
Примечания
1.В числителе даны значения R для песчаных грунтов, в знаменателе −
для пылевато-глинистых.
2.Для плотных песчаных грунтов значения R следует увеличить на
60-100 %.
Таблица 6.6
Минимальные амплитуды срыва Амин , мм , при
продольно-вращательных колебаниях
Погружаемый элемент
Трубчатая свая с
закрытым нижним концом
Оболочки, погружаемые
с выемкой грунта
Песчаные грунты
6-9 Гц
13-16 Гц
Глинистые грунты
6-9 Гц
13-16 Гц
3,0
1,0
4,0
1,5
2,4
1,2
3,0
2,0
6.3. Расчет параметров вибромолотов продольного дейс твия
6.3.1. Пружинные вибромолоты
141
При расчете параметров вибромолота ориентируются на конечные условия забивки, близкие к отказу сваи, так как сопротивление ее по мере погр ужения в грунт увеличивается. При этом за основу расчета принимают массу
ударной части вибропогружателя, величина которой выбирается в зависимости
от массы погружаемого элемента: при погружении легких элементов отношение х силы тяжести ударной части G1 к силе тяжести сваи G2 выбирается в
пределах 1:1, а при погружении железобетонных свай - не менее 1:2. Отсюда
следует, что сила тяжести ударной части должна быть равной, кН :
G1  х  G2  G3  ,
(6.28)
где G3 - сила тяжести наголовника, принимаемая равной 0,4  G1 .
После соответствующих преобразований будем иметь:
для легких элементов
для тяжелых элементов
5
G1   G2 ;
3
5
G1   G2 .
8
На основании исходных данных о погружаемом элементе силу тяжести
ударной части вибромолота можно определить также из соотношения
G1  0,7  1,2  G2 .
(6.29)
Влияние грунтовых условий с достаточной точностью учитывается приведенным коэффициентом восстановления скорости:

1 
m2
m 
 1  2 1    1
m1
m1  2
,
m2
1
m1
(6.30)
где  − классический коэффициент восстановления скорости при ударе
(ньютонов коэффициент восстановления скорости);
1 − скорость погружаемого элемента до момента удара, м / с ;
2 − скорость ударной части в момент удара, м / с ;
m1 − масса ударной части кг  с 2 / м ;
142
m2 − масса погружаемого элемента, кг  с 2 / м .
Скорость ударной части в момент удара может быть определена из зависимости
2  6,28 
М с 
,
m1  '
(6.31)
где ' − безразмерная ударная скорость;
 − частота колебаний вибромолота (  =6-10 Гц ).
Скорость ' вычисляется по формуле


'  1,204  6,841  6,161 2  4,357  21,215  16,203 2 


 sin   6,188  15,434  10,616  sin  ,
2
2
(6.32)
где  − отношение между частотой собственных колебаний ударной части и частотой вынуждающей силы, которая рассчитывается по зависимости

15,9
,
c
 1
m1
(6.33)
где c1 − оптимальная жесткость пружин, Н / см .
c1  3,5  10  m1   2 .
(6.34)
Параметр sin   0,3  0,5 . При проектировании молотов необходимо
стремиться к обеспечению значения sin   0,4 .
Величина ударной скорости 2 из условия долговечности молота не
должна превышать 2 м/с.
Если при выбранных параметрах величина    2 м/с, то необходимо
подобрать другие параметры, обеспечивающие    2 м/с.
Обычно погружаемый элемент после удара движется сначала вниз, затем
вверх и там останавливается до следующего удара. Значит скорость сваи перед
ударом 1  0 и формула (6.31) значительно упрощается:
143
m2
1
m1
.
1 
m2
1
m1

(6.35)
Значения коэффициента восстановления скорости  1 в зависимости от
значения  и
m2
даны в табл.6.7.
m1
Формулы (6.30) и (6.35) и данные табл.6.7 верны лишь для относительно
коротких погружаемых элементов, для которых можно пользоваться классической теорией удара. Если длина погружаемого элемента превышает произведение времени удара на скорость распространения звука в материале, то эти
формулы уже не будут справедливы.
Таблица 6.7
Значения приведенного коэффициента восстановления скорости  1
в зависимости от изменения  и
m2
m1
1
2
3

m2
m1
0,4
0,5
0,6
− 0,3
− 0,07
+ 0,03
− 0,25
0,0
+ 0,2
− 0,2
+ 0,07
+ 0,28
Время удара у свайных вибромолотов может достигать 0.004 с, и формулы (6.30) и (6.35) справедливы лишь для погружаемых элементов длиной до
20 м , если они изготовлены из стали, и до 14 м , если они деревянные. Влияние данных грунтовых условий на погружение элемента может быть провер ено и формулой
10 2  M c
1 
 ,
m1  y
(6.36)
где y - безразмерная осадка элемента за удар;
y  [ 0,137  0,02   f     0,0009   f   2 ]   2 ,
144
(6.37)
где f и  − безразмерное боковое и лобовое сопротивления грунта погружению, определяемые из отношений
f 
F
R
и  ,
P
P
где F и R − боковое и лобовое сопротивления грунта в данных условиях;
 − зона упругости грунта по лобовой поверхности (значения приведены в табл. 6.8).
Таблица 6.8
Значения величины  в зависимости от грунтовых условий
Вид грунта
Водонасыщенные пески средней крупности и плотности
Маловлажные пески средней крупности и плотности
Влажные пески средней крупности и плотности
Суглинки тугопластичной консистенции
Макропористые супеси твердой консистенции

0,16
0,46
0,26
0,32
0,28
Если оказывается, что 1   , то необходимо уменьшить параметр
sin  до 0,2-0,3 и повторить расчет. В том случае, когда  1 снова окажется
меньше  , можно считать, что в данных грунтовых условиях ударновибрационное погружение неэффективно.
Статический момент массы дебалансов, кгм :
Mc 
25,3  P
.
2

(6.38)
Амплитудное значение вынуждающей силы, кН :
P    m1  10 2 .
(6.39)
Нижний предел параметра  назначается для вибромолотов, погружающих элементы с относительно небольшой площадью поперечного сечения -
145
до 50 см 2 . С увеличением площади поперечного сечения параметр  также
увеличивается (  = 2-6).
Максимальная величина, м , подъема ударной части находится из выражения
hП 
где
Mc
,
m1  y


y   6,35  6,27  1  1,511  12  13,689  16,007  1  4,82812  sin  


 7,42  10,138  1  3,55  12  sin 2  .
С учетом полученных данных максимальная реакция пружин, кН , составляет
Qпр  Qпв  с1  hп .
Режим работы вибромолота зависит от жесткости пружин и величины
зазора между ударником и наковальней. До определения жесткости пружин
устанавливается величина зазора, на котором будет работать вибромолот. Положительные зазоры используются только в очень узких пределах, так как при
положительных зазорах, превышающих амплитуду вынужденных колебаний
без ограничителя, возможен срыв вибромолота на безударные колебания.
Отрицательные зазоры могут быть использованы в широких пределах,
однако в этом случае режим работы зависит от коэффициента 1 при ударе, и,
следовательно, при изменении глубины забивки элемента, характера грунта
или массы погружаемого элемента вибромолот будет терять настройку.
Наиболее удобным, со всех точек зрения, является нулевой зазор, так как
режим работы вибромолотов при этом минимально зависит от 1 , и настройка
вибромолота будет находиться в меньшей зависимости от глубины забивки,
свойств грунта и соотношений масс вибромолота и погружаемого элемента.
Поэтому расчет вибромолота рекомендуется вести на нулевой зазор. На
рис.6.1, а, б представлены схемы расположения пружин, допускающие работу
с положительным, нулевым и отрицательным зазором.
146
а
б
в
г
Рис. 6.1. Схемы расположения пружин вибромолота,
допускающие работу:
а, б – с положительным, нулевым и отрицательным зазором;
в, г – только с отрицательным зазором
Исходя из условий, что нулевой зазор является оптимальным по ударной
скорости, жесткость пружин наряду с (6.34) необходимо рассчитывать по
формуле
 
C 
  m1   ,
2

i


2
(6.40)
где  - угловая скорость вибровозбудителя, рад с ;  - эмпирический
коэффициент, вносящий поправку на продолжительность удара (   1 1,2 ).
147
В этой формуле масса ударной части m1 должна включать приведенную
массу пружин, которая равна одной трети их массы.
На практике необходимо увеличивать жесткость пружин, вычисленных
по формуле (6.40), на 10-20%.
Для определения усилия предварительного сжатия рабочих пружин, кН,
используется также и формула

1
Qвп   sin     P .


(6.41)
При нулевом зазоре пружины выполняются в 2 яруса, один из которых
располагается между вибровозбудителем и наголовником. Как правило, в каждом ярусе устанавливается по четыре пружины.
Так как верхние пружины должны работать без отрыва торцов, их высота
в свободном состоянии и жесткость должны быть выбраны таким образом,
чтобы при установке на них ударной части между ударником и наковальней
оставался зазор 10-30 мм, а полный размах колебаний ударной части был
меньше величины предварительного натяжения этих пружин. Поэтому жес ткость верхних пружин cв , как правило, бывает меньше жесткости нижних c н ,
и поэтому при практических расчетах можно принимать приблизительно
cв  1  c .
3
Расчет и конструирование вибромолотов, работающих при нулевом зазоре, удается лишь при относительно небольшом весе ударной части. Для
вибромолотов с массой ударной части свыше 2 т затрудняется конструирование пружинной подвески. Сила тяжести пружинной подвески для них становится настолько значительной и жесткость пружин в сочетании с необход имыми деформациями настолько велика, что изготовление таких пружин практически невозможно.
Так, если для вибромолота с силой тяжести вибровозбудителя 6,5 кН
жесткость пружин должна быть равна 495 кН/м и их сила тяжести составит 1,8
кН , то для вибромолота с силой тяжести вибровозбудителя 35 кН жескость
пружин должна быть 2500 кН/м и их сила тяжести – 10 кН. Если убрать те
пружины, которые уравновешивают вес ударной части, и выполнить вибромолот по одной из схем, изображенных на рис. 6.1, в, г, то ударный импульс будет создаваться не только пружинами, но и весом ударной части. Кроме того,
при надлежащем выборе параметров вибромолота здесь не нужна будет предварительная затяжка пружин. Все это позволяет снизить вес и габариты пр ужин в несколько раз. В этом случае расчет ведется из условия, что оптималь148
ный по ударной скорости режим работы вибромолота получается на отрицательном зазоре, создаваемом массой ударной части без какого-либо предварительного поджатия пружин:
опт
m1  g m1   2
.


C
P
(6.42)
Здесь имеет место соотношение
  ctgi     
где

1
1  1   
max  
2 g
,
.
Поэтому тяжелые вибромолоты рассчитывают на оптимальную работу
при отрицательном зазоре, создаваемом без какого-либо предварительного
поджатия пружин. В этом случае жесткость пружин определяется по формуле
c  m1   2   2 .
(6.43)
На рис. 6.2 представлен график функции   ctgi     , который дает
возможность по заданным значениям максимальной скорости, приведенному
коэффициенту восстановления скорости, частоте вращения дебалансов и числу i определить  .
Поскольку конструкция пружинной подвески позволяет вести регулировку зазора только в сторону затяжки пружин, расчет следует вести на 1  0
и max  1,6 м/с. Тогда статический момент массы дебалансов может быть
определен по формуле


max  1   2  1  1   m1
Mc 
,
2 
(6.44)
2
 1 
где   
 − отношение собственной частоты системы без ограни 2i 
чения к частоте вынуждающей силы для нулевого зазора, определяемое из
графика на рис.6.2 для других значений зазоров.
149
  ctgi    
0,4
0,3
i=1
0,2
i=2
0,1
γ
0,1
0,2
0,3
0,4
Рис. 6.2. График функции   ctgi    
Когда мощность двигателя (расчет приведен ниже) недостаточна для получения максимальной по условиям прочности ударной скорости  мах , то
расчет вибромолота приходится вести исходя из располагаемой механической
мощности N уд , которая может быть использована на удары. Тогда момент
массы дебалансов можно определить по формуле, кг  с :
2
M c  1   2 
102    i  N уд  1   1   m1
 3  1  1 
,
(6.45)
а амплитуду вынуждающей силы, кН , - по формуле


P  1   2    i  N уд  m1   
1  1
,
1  1
где N уд - максимальная мощность, расходуемая на удары, Вт .
150
(6.46)
Здесь  1 должен быть взят с достаточной точностью, так как изменение его
от 0 до 0,2 приводит к увеличению мощности, расходуемой на удары в 1,5 раза.
Размах колебаний ударной части определяется по формулам
A
или
M c  o
m1
A
P  o
m1  
2
(6.47)
(6.47, а)
.
Значения коэффициента  o приведены в табл.6.9 и 6.10.
Таблица 6.9
Значение  o для вибромолотов, работающих в нулевом зазоре
i
1  0
1  0,1
1  0,2
1
2
3
3,5
5,1
7,0
4,0
6,0
8,1
4,7
7,1
10,1
Таблица 6.10
Значение  o для вибромолотов, работающих
на отрицательных зазорах
i=2

1
0,0
0,1
0,2
0,125
4,3
5,1
5,9
0,200
4,6
5,4
6,4
i=1
0,250
5,1
6,0
7,1
0,250
2,5
2,9
3,3
0,400
2,9
3,3
3,9
0,500
3,5
4,0
4,7
Пределы регулирования зазора для вибромолота, работающего на нулевом зазоре, рекомендуется брать такими:
− максимальный положительный зазор:
a
Mc

m1
1
 1 
1 

 2i 
151
2
;
− максимальный отрицательный зазор: b  2  a .
Для вибромолотов, работающих на отрицательном зазоре, теоретически
b
ctg  i  
 1  2


 2  1  M c
.
 
 
1


m

1
1
Однако, учитывая малую точность расчета, следует предусматривать р егулировку на величину 2  b .
При расчете на прочность деталей вибромолота его корпуса, вала, подшипников необходимо знать инерционные силы, возникающие во время удара.
Эти силы в большинстве случаев составляют основную нагрузку, на которую
ведется расчет. Инерционные силы могут быть рассчитаны, если из вестны
ускорения соответствующих деталей. Наибольшее ускорение ударной части
выражается формулой, м/с:
a1 

1 
 2 ,
2  t1 1  m1
m2

(6.48)
где t1 − продолжительность удара, c ;
2 − скорость ударной части в момент удара, м/с.
Для наголовника и погружаемого элемента значение ускорения рассчитывается по формуле, м/с2:
m1
 1   
 m2
a2 

 2 .
2  t1 1  m1
m2
(6.49)
Приведенные формулы справедливы только для тех вибромолотов, наголовники которых плотно (без зазора) соединены с погружаемым элементом и
движутся с ним после удара как одно целое, и для тех погружаемых элементов,
длина которых меньше произведения времени удара на скорость звука в материале, из которого они изготовлены.
Коэффициент  при соударении компактных стальных деталей, оборудованных специальными ударниками и наковальнями, можно принимать равным 0,5.
152
Продолжительность удара t1 , для вибромолотов с силой тяжести ударной части порядка 1кН, равна приблизительно 0,002 с, а с силой тяжести ударной части 10кН − 0,004 с.
На режиме работы вибромолота сказывается только суммарная жес ткость пружин, а распределение жесткости между пружинами значения не имеет.
К числу конструктивных особенностей вибромолота, влияющих на расчет пружин, относятся способы регулировки зазора и перехода с режима з абивки на режим выбивки. Регулировка зазора может осуществляться изменением предварительной затяжки пружин или специальным устройством без изменения затяжки. Переход от забивки к выбивке может производиться путем
переворачивания вибромолота (рис.6.3,а) с последующей регулировкой зазора
или при помощи приспособлений без переворачивания вибромолота. Такое
приспособление, например, имеет вид рамки, внутри которой помещена ударная часть вибромолота. Удары наносятся по наковальням, которые устанавливаются внизу рамы при забивке и вверху при выбивке (рис.6.3,б).
а
б
Рис.6.3. Схемы вибромолотов,
обеспечивающих выбивку свайного элемента:
а – путем переворачивания вибромолота;
б – при помощи специального
приспособления
При проектировании вибромолота необходимо правильно распределить
суммарную жесткость пружинной подвески между верхними и нижними
пружинами. Необходимо также определить максимальные деформации, которые могут иметь пружины в процессе работы. Расчетные формулы для опр еделения параметров пружин вибромолотов, работающих при нулевом зазоре,
приведены в табл. 6.11 и 6.12.
153
Таблица 6.11
Параметры пружин вибромолотов, работающих при извлечении свайных
элементов без переворачивания вибромолота
Наименование
параметров
Распределение
жесткости
Максимальная деформация верхних пружин  в
Способ регулирования зазоров
При помощи специальноПри помощи затяжки
го устройства
пружин
Направление ударов
ЗабиваВыбивание Забивание Выбивание
ние
св 
с   A  b   m1  g
2   A  b
св 
c   A  b   m1  g
2 A
A a b
2  ( A  b)
A
Максимальная деформа2  ( A  b)
ция нижних пружин  н
A a b

с 
2   A  b  
сн 

2 A
Ab
с
с
a в
сн
сн
Таблица 6.12
Параметры пружин вибромолотов при извлечении свайных
элементов путем переворачивания вибромолота
Наименование
параметров
Способ регулирования зазоров
При помощи специального При помощи затяжки
устройства
пружин
Направление ударов
ЗабиваЗабиваВыбивание
Выбивание
ние
ние
с  a  m1  g
Aab
Распределение
жесткости
Максимальная деформация верхних пружин
A a b
A a b
Максимальная деформация нижних пружин
A a b
m1  g ( A  b )  с

сн
сн
в
н
св 
154
св 
A
A
с  a  m1  g
A
A
( A  b )  с m1  g ( A  b )  с

сн
сн
сн
При расчете вибромолота необходимо учитывать силу тяжести пружин,
Н, которая определяется по формуле
GП 
2  Gc  c   2    k

2
,
(6.50)
2
где Gc − модуль сдвига,Н/м ;
 − удельный вес материала, Н/м3;
 − величина максимальной деформации,м;
c − жесткость пружины, Н/м;
k − коэффициент, зависящий от отношения диаметра витка к диаметру пружины ( k =1,25);
 − допускаемое напряжение в пружине, Н/м2.
МОЩНОСТЬ. Мощность электродвигателей вибромолота расходуется
на удары по свае и на потери в самом вибромолоте (в подшипниках, пружинах
и др. элементах).
Расходуемая на удары мощность может быть выражена через энергию
одиночного удара, кВт :
m1  22  ( 1  12 )
N уд 
 f уд ,
2 103
(6.51)
где f уд − число ударов в секунду.
Из опыта эксплуатации вибромолотов установлено, что предельная величина ударной скорости  2 при которой обеспечивается необходимая долговечность машины, составляет 2 м/с.
Число ударов определяется из соотношения
f уд 
n
60  i
где n - частота вращения вала вибратора, мин-1.
Используя табл. 6.13 по мощности, расходуемой на удары, можно определить полную механическую мощность, N .
155
Доля мощности вибромолота, расходуемая на удары
Частота вращения вала вибратора,
мин
1
N уд
N
1000
1500
3000
Таблица 6.13
 100%
80 - 85
70 - 75
40 - 50
Практикой установлено, что вибромолоты наиболее эффективно работают при частоте ударов 450-750 мин 1 .Для получения числа ударов в пределах 450-470 в минуту наиболее целесообразно использовать синхронные электродвигатели с частотой вращения вала 1500 и 1000 мин 1 , а также режим работы с отношением частоты вращения к числу ударов i = 2 или i = 3 для первых и i = 2 для вторых.
Расчет параметров ударно-вибрационных машин для извлечения элементов из грунта производится по изложенной методике, однако в этом случае
усилие предварительного нажатия рабочих пружин, кН , в отличие от (6.41)
будет определятся по формуле
Qвп  (sin   1 )P .

(6.52)
6.3.2. Беспружинные вибромолоты
При расчете основных параметров беспружинных вибромолотов используются многие формулы и рекомендации из расчета пружинных вибромолотов.
Расчетная схема беспружинного вибромолота отражает собой массу,
движущуюся под действием собственного веса и синусоидальной вынуждающей силы и периодически ударяющую по неподвижному недеформируемому
ограничителю. Удар, как и в случае пружинного вибромолота, характеризуется
приведенным коэффициентом восстановления скорости  1 , который может
быть рассчитан по формулам (6.30) или (6.35) или принят из табл. 6.14. Другим определяющим безразмерным параметром будет отношение силы тяжести
вибромолота к амплитуде его
вынуждающей силы:
рбп 
m g
.
P
(6.53)
156
Таблица 6.14
Значения параметра рбп
рбп
1
i=1
0,31 - 0,41
0,38 - 0,49
0,44 - 0,60
0,0
0,1
0,2
i=2
0,18 - 0,19
0,20 - 0.22
0,24 - 0,26
В табл.6.14 даны пределы значений параметра рбп в зависимости от  1 ,
при которых осуществляются устойчивые периодические режимы работы. Эти
границы рассчитаны с учетом их смещения, соответствующего реальной пр одолжительности удара. Необходимо придерживаться середины области. З адавшись значением i по табл.6.14, можно найти рбп .
Определив силу тяжести вибромолота m  g , амплитуду вынуждающей
силы в соответствии с (6.53) находят из отношения, Н
P
m g
.
рпб
(6.54)
Наибольшая ударная скорость max в беспружинных вибромолотах
может быть принята равной 2 м / с . Тогда угловая скорость вращения дебалансов, рад/с:

2   i  g
 i  g

.
max  1  1  1  1
(6.55)
Статический момент массы дебалансов, кг  м :
P  1  1 2
M c 2  2 2 2 max .

 i  g
P
(6.56)
Мощность определяется по формуле (6.51) и табл. 6.13. Если вибромолот бестрансмиссионный, то может оказаться, что полученное значение  не
соответствует ни одному из чисел оборотов существующих электродвигателей. Тогда, чтобы max не была бы больше 2 м / с ,  необходимо брать больше расчетного значения.
В процессе расчета может оказаться, что сила тяжести электродвигателя необходимой мощности и частота вращения вала будут столь велики, что
не удастся получить общую силу тяжести машины, равную расчетной. Тогда
следует, сохранив Р, уменьшить max , что может быть сделано только за счет
увеличения  . Это поведет за собой уменьшение M c .
157
Технические характеристики вибромашин представлены в табл.6.15 – 6.18.
Таблица 6.15
Техническая характеристика высокочастотных вибропогружателей
Показатель
Статический момент дебалансов, Н  м
Частота колебаний мин 1
Максимальная возмущающая
сила, кН
Амплитуда колебаний (без
сваи), м
Мощность электродвигателя,
кВт
Сила тяжести вибрирующих
частей, кН
Сила тяжести пригруза (с
электродвигателем), кН
Сила тяжести вибропогружателя, кН
ВПП-2А
(с-401)
ВПП-4А
ВПП-5
ВПП-6
0,10
0,055
0,035
0,025
1500
1300…1500
1500
1200…1500
250
140
83
62
0,0143
0,0138
0,010
0,010
40
28
16
11
7,0
4,0
3,5
2,5
15,0
8,0
8,5
5,0
22,0
12,0
12,0
7,5
Техническая характеристика низкочастотных
вибропогружателей
Показатель
СП-42А
ВУ-1,6
В1-722
Статический момент
дебалансов, Н  м
0,93
3,45
5,0
1
Частота колебаний, мин
420
495
Возмущающая сила, кН
250
958
60
1
Электродвигатель:
мощность, кВт
число
Амплитуда колебаний (без
сваи), м
Сила тяжести вибропогружателя (без наголовника и
пульта), кН
Таблица 6.16
СП-42Б
ВП-3М
475
550
1250
1700
2,24
2,90
437
556
480
620
150
2
200
1
620
2
100
1
0,02
–
0,05
0,036
0,036
45,6
117,0
156,0
80
72
158
2,63
408
440
Таблица 6.17
Техническая характеристика вибромолотов
Показатель
Статический момент дебалансов, Н  м
Частота ударов, мин 1
Максимальная возмущающая сила, кН
Расчетная энергия удара,
С-835
ВМ-7у
ВМ-9
С-34
С-36
С-67М
50
480
112,5
230
1450
84
60,4
1440
140
53,6
480
50
144
480
145
30
480
218
1,4
467
1065
0,62
0,8
1,2
2,7
2,3
1000
1440
495
1200
1700
11,0
14
16,8
8,5*
18*
23
65
7,0
6,7
7,0
6,5
14
22
7,5
7,0
14
5,5
13
22
1400
2
1450
2
1440
1
960
2
960
2
960
2
кДж
Жесткость пружинной подвески, кН / м
Сила тяжести общая (с
наголовником) , кН
в том числе вибровозбудителя (ударной части)
Электродвигатель:
мощность, кВт
частота вращения вала,
мин 1
число электродвигателей
*Указаны вверху и внизу: сила тяжести вибромолота с наголовником для
деревянных свай и для железобетонных свай.
Таблица 6.18
Техническая характеристика шпунтовыдергивателей
Показатель
1
Число ударов, мин
Расчетная энергия удара, кДж
Электродвигатель:
-мощность, кВт
1
-частота вращения вала, мин
-число
Сила тяжести ударной части (вибровозбудителя), кН
Сила тяжести вибромолота
(с наголовником), кН
Тип наголовника
Ш-2
МШ-2М
(МШ-2)
В1-592А
960
960
480
2,20
2,20
2,70
22
22
13
960
2
960
2
960
2
19
20
17
33
41(42)
36
гидравлический
159
механический
7. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ ВИБРОПОГРУЖАТЕЛЕЙ
Пример1. Подобрать параметры вибропогружателя для железобетонной сваи-оболочки. Размеры сваи: наружный диаметр - 0,8 м, толщина стенок
- 0,1 м, длина-10 м, сила тяжести 32 кН , грунтовые условия - водонасыщенный песок.
Примем ориентировочно силу тяжести вибропогружателя G = 30 кН . Из
табл. 6.1 задаемся значением удельного сопротивления срыву  ; в данном
случае для условия погружения сваи без выемки грунта
 =7 кН / м 2 .
Расчетная величина Рkp, кН критического сопротивления сваи срыву при
полной глубине ее погружения определяется по формуле (6.2):
Pkp  S  h    2,51  10  7  175 кН.
Определим примерную величину статического момента дебалансов по
формуле (6.9), предварительно выбрав из табл. 6.3 значение амплитуды колебаний
А = 6 мм:
A  G 62 103  6 103
Mc 

 47,4 Н  с 2  47,4 кг  м .
 g
0,8  9,81
Рассчитаем величину амплитуды возмущающей силы P вибропогружателя по формуле (6.1), приняв значение коэффициента  =0,7:
Р  0,7  175  122,50 кН.
Частота колебаний, создаваемых вибровобудителем, определяется по
формуле (6.11):
  5
175
 9,6 Гц .
47,6
Согласно условию (6.6), найдем необходимую минимальную силу тяжести
вибропогружателя и сваи G , приняв из табл. 6.3 значение необходимого давле5
ния р 0 = 0,8 МПа (1МПа  9,81 10 Н/м2):
160
G  10 2  0,8  9,81 

4


 0,8 2  0,6 2  172,5 кН .
Проверка достаточности величины веса вибропогружателя со сваей проводится из условия (6.7). Получаем
0,4 
G 172,5

 1,4   2  1,0 ; G   2  P .
P 122,5
Условие (6.7) не выполняется. Поэтому необходимо увеличить амплитуду возмущающей силы до такого значения, при котором будет соблюдаться
условие (6.7): G   2  P . Примем P  180 кН .
1 
175,840
 0,97   2  1,0 .
180
Необходимое условие удовлетворяется. Общая сила тяжести вибропогружателя со сваей по этому условию составит
G  0,4  180  72 кН .
Следовательно, сила тяжести самого вибропогружателя должна иметь
статическую пригрузку, равную
Qв  72  62  10 кН .
Так как сила тяжести вибропогружателя была принята равной 30 кН ,
общая сила тяжести вибропогружателя составит 40 кН .
В связи с увеличением силы тяжести G вибропогружателя со сваей
уточним величины Pкр , M c , , n, A по формулам (6.1), (6.9),(6.11) и (6.4):
P 180
Pкр  
 257 кН ;
x 0,7
5

 n
30

257
 10,8 Гц ;
55
72  10 3  6  10 3
Mc 
 55 кг  м ;
0,8  9,81
n  10,8  60  648 мин 1 ;
3,14  648
 67,8 рад с ;
30
161
A
0,8  55  9,81
 6 мм .
72
Определим мощность, необходимую для поддержания колебаний, по формуле (6.7), в которой статический момент M c выражается в Н  м . Для определения M c , воспользуемся формулой (6.12):
10 3  0,006  72
Mc 
 540 .
0,8
Тогда мощность
N
540 2  67,83
3  72  10  9,81
2
 42,8  43 кВт.
Пример 2. Рассчитать параметры вибропогружателя, рассмотренного в
предыдущем примере, для погружения металлического шпунта типа ШП-1
(строительные шпунтовые сваи различного профиля и их характеристика
представлены на рис. 7.1 и в табл. 7.1) длиной 20 м и силой тяжести
Gш  14 кН на глубину h  15 м в глинистые водонасыщенные слабопластичные грунты.
Рис. 7.1. Стальные шпунтовые сваи различного профиля:
а – плоского; б – корытного; в – корытного типа «Ларсен»;
г – Z-образный
162
Значение удельного сопротивления срыву из табл. 6.1   12 кН / м ,
амплитуда колебаний из табл. 6.3 А  8 мм . Сила тяжести наголовника для
шпунтов несколько меньше, чем для железобетонных свай, поэтому примем
силу тяжести Gв вибропогружателя в данном случае равным 28 кН .
Таблица 7.1
Характеристика стального шпунта
Размеры, мм
Шпунт
Плоский:
ШП-1
ШП-2
Корытный:
ШК-1
ШК-2
Z-образный:
ШД-3
ШД-4
Корытный типа «Ларсен»:
ЛIV
ЛV
равна
Площадь
поперечного сечения, мм2
Масса
1м, кг
В
Н
d
t
400
200
103
71
-
10
8
8200
3900
62,6
29,4
400
400
75
125
10
10
10
10
6400
7400
49
56,8
400
400
240
320
9
12
10
14
7800
11900
59,8
91,1
400
420
204,5
196
14,8
21
12
15
94,3
127,6
72,5
98
Величина полного критического сопротивления срыву по формуле (6.9)
Pкр  15  12  180 кН .
Значение амплитуды возмущающей силы вибратора Р для погружения
металлического шпунта равна величине Pкр (так как коэффициент х=10).
Статический момент эксцентриков вибратора по (6.9) и (6.12) составит:
Mc 
и
8  42
 34,2 кг  м
9,81  1,0
M c  8  42  336 Н  м .
163
Частота колебаний вибропогружателя по (6.10) или (6.11) составит
180  10 3  9,81
180

 72,5 рад с или   5 
 11,5 Гц .
336
34,2
Отсюда частота вращения дебалансных валов
n
30  


30  72,5
 692,7  700 мин 1
3,14
Определяем необходимую силу тяжести вибропогружателя. Исходя из
условий (6.7) или (6.8), сила тяжести вибропогружателя со сваей (для случая
погружения стального шпунта) при  1  0,15 :
G  P  1  180  0,15  27 кН .
менее
Следовательно, сила тяжести самого вибропогружателя должна быть не
Gв. р  27  14  13 кН .
Если окажется, что сила тяжести вибропогружателя Gв меньше рассчитанного Gв. р , то необходимо в конструкцию вибропогружателя добавить статическую пригрузку Gст , равную Gв. р  Gв , где Gв - предварительно заданная сила тяжести вибропогружателя.
В данном случае предварительно выбранная сила тяжести вибропогр ужателя и шпунта (42 кН ) больше расчетной, следовательно, является приемлемой.
Определим мощность электродвигателя по формуле (6.17):
M c2   3
336 2  72,53
N

 34,8  35 кВт.
3  G  g 3  10 6  42  9,81
Таким образом, чтобы обеспечить возможность погружения как тяжелых
железобетонных свай-оболочек, так и металлического шпунта, вибропогружатель должен иметь следующие технические характеристики
164
Статический момент дебалансов, кг  м
Амплитуда возмущающей силы, кН
Скорость вращения эксцентриковых
валов, мин 1
Мощность (без учета сопротивлений в
трансмиссии и подшипниках), кВт
Сила тяжести (максимальная), кН
Сваи
Шпунт
55 и
34,2
180 и
180
648
и
700
43
и
72
35
Вибропогружатель с такими параметрами может быть изготовлен как
трансмиссионным, так и бестрансмиссионным. В первом случае изменение
колебаний достигается с помощью редуктора, обеспечивающего две скорости
вращения дебалансных валов, во втором – две частоты колебаний могут быть
получены только при использовании двухскоростных электродвигателей. Исходя из соображений простоты и надежности конструкции целесообразно выбрать вариант бестрансмиссионнго вибропогружателя.
В этом случае основным параметром, по которому выбирается электр одвигатель, является скорость вращения его вала. Как было указано в п.п. 5.3.1
для погружения свай-оболочек предназначены низкочастотные вибропогружатели, у которых частота колебаний составляет 300...500 мин 1 . Поэтому частоту колебаний вибропогружателя, рассчитанного в примере 1, необходимо
уменьшить до рекомендуемых значений, что можно сделать при выборе электродвигателя.
По каталогу двухскоростных трехфазных электродвигателей с короткозамкнутым ротором выбираем электродвигатель, параметры которого будут
наиболее близки к расчетным. Этим параметрам соответствует электродвига1
тель типа АОП-94-12/6 с частотами вращения валов 485 и 975 мин . Мощность электродвигателя на низких скоростях 25 и на высоких – 40 кВт . При
установке двух электродвигателей суммарная мощность вибратора будет равна 50 и 80 кВт . Учитывая, что потери мощности в подшипниках при 485
мин 1 составят примерно 15% и при 975 мин 1 - 25%, получим, что мощность, которая может быть использована для поддержания колебаний, при
низкой частоте вращения вала составляет 42,5 кВт , а при высокой – 60 кВт .
Поскольку действительные скорости вращения валов отличаются от расчетных, необходимо уточнить основные параметры вибропогружателя. Об означив параметры, относящиеся к погружению сваи-оболочки индексом 1, а к
погружению шпунта индексом 2, проведем корректировку.
165
Угловые скорости вращения дебалансных валов
1 
 n
2 
30

 n
30
3,14  485
 50,76  51 рад / с .
30
и

3,14  945
 98,9  99 рад / с .
30
Подставим значения угловых скоростей 1 ,  2 и мощности N в формулу (6.17) и получим
M c1
42,5 103  72 103  9,81  3

 824 Н  м  84 кгм ;
513
и
M c2
65 103  42 103  9,81  3

 288Н  м  29 кгм .
993
По найденным значениям угловых скоростей и статических моментов
определяем из формулы (6.10):
Pкр1 
12 M c1
g

50,76 2  824
10 3  9,81
 216 кН ;
и
Pкр2 
 22 M c 2
g

99 2  288
10 3  9,81
 288 кН .
1
Затем из условия (6.1), принимая для n  485 мин   0,7 и   1,0
1
для n  975 мин , находим значения амплитуд возмущающих сил:
P1  0,7  216  151,2 кН ,
P2  1,0  288  288 кН .
Теперь нужно из условия (6.7) проверить достаточность силы тяжести
вибропогружателя со сваей и на этом закончить расчет.
166
В случае погружения сваи-оболочки:
0,4 < 72/151,2 = 0,48 < 1,0.
При погружении шпунта:
0,15 < 72/288 = 0,25 < 0,5.
Таким образом, условие соблюдается, и окончательные параметры вибропогружателя будут следующие:
Сила тяжести вибропогружателя, кН
Амплитуда возмущающей силы, кН
Статический момент дебалансов, кг  м
Электродвигатель
Частота вращения вала, мин 1
Мощность одного двигателя, кВт
Количество
СваяШпунт
оболочка
40
28
151
288
84
29
двухскоростной
485
975
25
40
2
Приведенный расчет является приближенным, но обеспечивает возможность правильно ориентироваться при выборе параметров и типа вибропогружателя применительно к определенным условиям.
Пример 3. Подобрать основные параметры вибропогружателя для деревянных свай при следующих исходных данных: глубина погружения сваи 10 м ; диаметр сваи - 0,25 м ; сила тяжести - 3,5 кН ; грунт - водонасыщенный
песчаный и мягкопластичный с плотными прослойками.
Величина полного критического сопротивления срыву при
  6 кН / м 2 (табл.6.1) по формуле (6.2) равна
Pкр    0,25  10  6  47 кН .
В данном случае неясно, в каком диапазоне будет находится частота колебаний  вибропогружателя. Поэтому определим сначала значения  по
формуле (6.5), имея в виду, что  =0,5 - 0,8 м/с. Так как сила тяжести деревянной сваи незначительна по сравнению с железобетонной и шпунтом, оч евидно, что и сила тяжести вибропогружателя Gв будет невелика. Значение
 , как было указано ранее, для высокочастотных вибропогружателей и дер евянных свай составляет 1,0.
167
Приняв  =0,5 м / с , найдем

1,0  9,81  47
 142 рад с .
6,5  0,5
Частота вращения вала вибропогружателя
n
30 142
 1355 мин 1 .
3,14
Примем n  1500 мин 1 ,   156 рад с и определим статический
момент по формуле (6.15):
10 3  6,5  0,5
Mc 
 20 Нм .
1  156
Необходимую силу тяжести вибропогружателя со сваей, принимая из
табл. 6.3 po  0,5 МПа ( 4,9  105 Н / м 2 ), вычислим по формуле (6.6):
G
  0,25 2  10 2
4
 0,5  9,81  24 кН .
По формуле (6.1) амплитуда возмущающей силы при   1,0 :
P  Pкр  47 кН .
Проверим достаточность силы тяжести по условию (6.7):
0,3 
24
 0,51  0,6 .
47
Результаты проверки удовлетворительны.
Далее, располагая данными, полученными при подборе основных пар аметров вибропогружателя, производится расчет мощности двигателя по методике, приведенной в примере 1.
168
Пример 4. Подобрать параметры вибропогружателя для погружения деревянной сваи диаметром 0,3 м и силой тяжести 5 кН на глубину 5 м в глинистый тугопластичный грунт.
Полное критическое сопротивление срыву Ркр при   15 кН / м
(табл.6.1) по формуле (6.2) и амплитуда возмущающей силы P по формуле
(6.1) составляют
2
Pкр    0,3  5  15  70 кН ,
и
P  1,0  70  70 кН .
Как и в предыдущем примере, частоту вибрации  определим по формуле (6.5). Приняв силу тяжести вибропогружателя Gв  4 кН ,   0,5
м / с ,   1,0 , найдем

1,0  9,81  70
 152,6 рад с .
9  0,5
Примем   157 рад с . Тогда n  1500 мин 1 , а статический момент
по формуле (6.15) составит:
103  9  0,5
Mc 
 28,7 Н  м  3 кг  м .
1,0 157
Необходимая сила тяжести вибропогружателя и сваи из условия (6.6)

при Pд  500МПа 4 ,9 10 Н / м
5
2
 будет
10 2  3,14  0,32
G
 0,5  9,81  35 кН .
4
Проверяем соответствие полученной силы тяжести по условию (6.7):
0,3 
35
 0,5  0,6
70
Условие (6.7) соблюдается.
Необходимая амплитуда колебаний, по зависимости (6.4):
169
A
1,0  28,7  9,81
 8 мм ,
35
что соответствует рекомендуемым значениям (табл. 6.2).
Пример 5. Рассчитать параметры вибропогружателя для погружения железобетонной сваи длиной 10 м с поперечным сечением 0,3  0,3 м .
Сила тяжести сваи G2  25 кН . Сила тяжести ударной части в соответствии с п.6.3 и (6.28) для железобетонной сваи
5
G1   G2  15,625 кН .
8
Сила тяжести наголовника
G3  0,4  G1  6,25 кН .
Сила тяжести погружаемого элемента (сваи с наголовником)
G  25  0,4  15,6  31,25 кН ; m2 
G 31,25

 3185 кг.
g 9,81
Как было указано выше, наиболее эффективно (особенно при погружении элементов с большим лобовым сопротивлением) работают вибромолоты,
1
имеющие частоту ударов 450-750 мин , которым соответствуют электродви1
гатели с частотой вращения вала 1500 и 1000 мин с режимами i  2 и i  3
для первых и i  2 для вторых.
Так как вибромолот предназначен для погружения железобетонной сваи,
1
принимаем i  2 и частоту вращения вала электродвигателя n  960 мин
(из каталога).
Считая сваю неподвижной перед ударом и приняв   0,5 , по табл.6.7
или по формуле (6.35) определяем, что приведенный коэффициент восстано вления 1  0 .
1
Частота ударов, c :
f уд 
n 1
  8.
i 60
Мощность, расходуемая на удары, рассчитывается по формуле(6.51):
170
N уд 
15,6  2 2  1  8
10 3  9,81  2
 25 кВт .
Полная механическая мощность в соответствии с табл. 6.13 (считаем, что
потеря мощности в вибропогружателе составляет 15%)
N  29 кВт.
Таким образом, на вибромолот в двухвальном исполнении должны быть
установлены электродвигатели по 14,5 кВт. Наиболее подходит по мощности
стандартный электродвигатель N  14 кВт. Тогда полная мощность вибромолота N max  28 кВт.
При такой мощности электродвигатели оказываются несколько незагруженными, поэтому следует повысить мощность, расходуемую на удары, за
счет некоторого увеличения массы ударной части m1 . При малом изменении
m1 изменение абсолютной величины  1 также мало и ее можно полагать равной нулю - она входит в формулу (6.51) в квадрате. Из этой формулы находим
G1 
N max  2  g


22  1  12  f уд
При m1 

28  9,81 2
 17 ,2 кН.
4 8
G1
 кгм 
 1,753  2  по формуле (6.35) значение
 с 
9,81
2
0,5 1,8  1
1
1
n


1 
 0,035 ;   
  ;    100 рад с .
1,8  1,0
30
16
 2i 
Амплитуда возмущающей силы по формуле (6.46) составит
  1 2 
P  1     3,14  2  28000 1753 100 1,07  170,7 кН .
  4  
Статический момент дебалансов определяем по формуле (6.45):
171
1  3,14  2  28000 1753 1,035 P

M c  1  
 2  17 кгм .
3
 16 
100  0,965

Амплитуда колебаний ударной части рассчитывается по формуле (6.45);
из табл. 6.9 для i  2 и 1  0  o  5,1.
A
M c   o 17  5,1  g

 0,0494 м .
m1
17200
Так как нулевой зазор является оптимальным по ударной скорости,
жесткость пружин рассчитаем по формуле (6.40), приняв   1,0 :
2
 100  17200
c
 11  10 2 кН / м .
 
9,81
 4 
Пример 6. Рассчитать параметры беспружинного вибромолота для погружения
стальных
труб
силой
тяжести
G2  4 кН ;
m2  4000
9,81
 407,7 кг .
Согласно рекомендациям силу тяжести вибромолота G1 принимаем равной силе тяжести трубы m1  m2  . Предполагая коэффициент восстановления скорости   0,5 , а скорость трубы перед ударом равной нулю, по формуле (6.35) определяем приведенный коэффициент восстановления скорости,
взяв двойное отношение масс:
 407,7 
0,5  
  2 1
407
,
7


1 
 0.
 407,7 
2
 1
 407,7 
Устойчивые периодические режимы работы беспружинного вибромолота могут быть получены лишь при i  1 и i  2 . Последний режим для своего
обеспечения требует подстройки машины в процессе работы за счёт изменения
частоты вращения дебалансов. Поэтому необходимо использовать автономный
генератор, обеспечивающий возможность изменения частоты тока. Приняв
i  2 , из табл. 6.14 находим Pбп  0,18 .
172
Амплитуду вынуждающей силы определяем по формуле (6.54):
P
4
 22,2 кН .
0.18
Угловая скорость вращения дебалансов при условии, что наибольшая
ударная скорость max не превышает 2 м / с , рассчитывается по формуле (6.55):

n
3,14  2  9,81
 61,6 рад с ;
1 0
  30
 588,6  600 мин 1 .

Статический момент дебалансов по формуле (6.56) равен
22200
кг  м  с 2
2
Mc 
 5,85Н  с  5,85
 6 кг  м .
2
3795
с
Мощность, расходуемая на удары, по формуле (6.51) составит
N уд 
407,7  4  1  02
10 3  2
 9,8  8 кВт .
 -1
с (1об/с=2π рад/c).
2 
Используя табл.6.13, определяем, что мощность, расходуемая на удары,
будет соответствовать не менее 80 0 0 от полной мощности. Тогда
Здесь частота ударов f у 
N
8  100
 10 кВт .
80
Далее из каталога выбирается электродвигатель, параметры которого
наиболее соответствуют расчетным.
Пример 7. Рассчитать параметры вибромолота по следующим данным: сила тяжести вибровозбудителя (ударной части) G1  30 кН ; число
1
ударов молота 480 мин ; количество электродвигателей-2; суммарная
мощность электродвигателей – 44 кВт ; частота вращения вала электро1
двигателя 980 мин ; тип наголовника - свободно сидящий; общая сила тяжести вибромолота (с наголовником)-65 кН . Вибромолот предназначен для
173
забивки металлических двутавровых и шпунтовых свай длиной до 25 м в
грунты средней плотности. Схемы металлических свай и их техническая характеристика представлены на рис.7.1 и табл.7.1. Скорость в момент удара
принимается, как было отмечено ранее, равной 2 м / с .
Переход от забивания к выбиванию осуществляется переворачиванием
вибромолота, а зазор регулируется изменением натяжения пружин.
Угловая скорость вращения дебалансных валов

 n
30
 102,5 рад с .
По формуле (6.40), приняв   1,12 и кратность числа ударов частоте
вращения вала электродвигателя i = 3, находим жесткость пружин:
2
30  102,5 
c  1,12

  1000 кН / м .
9,81  2  3 
Для нахождения распределения жесткостей между верхними и нижними
пружинами необходимо определить возмущающую силу дебалансов, статический момент дебалансов, размах колебаний ударной части и наибольший положительный зазор (зазор называется положительным, когда между ударной
частью и наголовником есть некоторое расстояние).
Вынуждающая сила дебалансов рассчитывается по формуле, кН :
(  2 1) G
Pu 
   ,
2
2   g
где  – отношение частоты вынуждающих колебаний к частоте свободных колебаний вибропогружателя, определяемое из выражения


c
m1

102,5
 5,69 ;
1000  9,81
30
5,69 2  1 30
Pu 

 2  102,5  303,76 .
2
9
,
81
2  5,69
Статический момент массы дебалансов по формуле (6.56):
174
Mc 
303760
102,5
2


 28,9 кг  м Н  с 2 .
Размах колебаний по формуле (6.47) и табл.6.9 (при i = 3 и 1  0 коэффициент  0  7 ) составит
A
M c   o 28,9  7

 0,0659 м .
m1
3058
Положительный наибольший зазор будет равен
a
Мс

т1
1
1
1  
 2i 
2

28,9  9,81
30 10
3

1
1
1
36
 0,0097 м .
Формулу для определения жесткости верхних пружин принимаем из
табл.6.12:
cв 
с  а  m1  g 1000  0,0097  30

 602,4 кН / м .
A
0,0659
Жесткость нижних пружин
cн  с  св  1000  602,4  397 ,6 кН / м .
Из той же таблицы видно, что максимальная деформация нижних пружин достигается при выбивании (если b  2a ):
н 
m1  g  A  b  с
30
(0,0659  2  0,0097)  1000



 0,289 м .
cн
cн
397,6
397,6
Максимальная деформация верхних пружин
 в  А  0,0659 м .
В заключение определяется сила тяжести комплекта пружин. Силу тяжести рабочей части пружин определим по формуле (5.50), приняв
  3 105 кН / м 2 , Gс  7510 6 кН / м 2 .
175
Сила тяжести верхних пружин
Gв 
2  75  10 6  602,4  0,0659 2  78  1,25 2
3 10 
5 2
 0,531 кН .
Сила тяжести нижних пружин
Gн 
2  75  10 6  397,6  0,289 2  78  1,25 2
3 10 
5 2
 6,745 кН
Сила тяжести всего комплекта составляет 7,276 кН .
Изготовить такие пружины практически невозможно, как об этом сказано выше. Поэтому необходимо в данном случае выбрать вибропогружатель с
меньшей массой вибровозбудителя и повторить расчет, после чего пересчитать
для полученного значения силы тяжести ударной части (вибровозбудителя)
параметры c ; cв ; с н ; А ; а ;  в и  н .
Определение параметров дебаланса. Одна из геометрических форм дебалансов, используемых в вибромолотах, представлена на рис.7.2.
Исходные данные, мм :
R  220 ; R1  155 ; h  172 ; e  30 ; k  70 ; l  160 ; l0  130 ; eo  10 ;
h1  125 .
Необходимо определить размер b.
Рассчитываем значения длин хорд c1 и c2 :
c1  2  2  R  h  h 2  2  2  22  19  19 2  43,58 см ,
c 2  2  2  R1  h1  h12  2  2  15,5  12,5  12,5 2  30,4 см .
Возмущающая сила одного дебаланса
Pu1 
Pu 303,76

 76 кН .
4
4
176
l0
l
e
P1
K
P3
R
h1
R1
P2
h
P2
P2
h
C
C1
Рис.7.2. Схема дебаланса
Для сегмента возмущающая сила определяется по формуле
Pc  0,00535   2  c 3  b  10 5 кН .
 c13 c23  5
P1  0,00535    еo      10 кН .
8
8
2
P1  0,00535  102,5 2  1,0  10346  3512  10 5  3,84 кН .
P2  0,00535  102,5 2  10346  b  10 5  5,81  b кН .
Pз  l  k  0,5  l o   2  
 – удельная
(   0,0785 Н/см3).
где
сила
177
1
b кН ,
g
тяжести
материала
дебаланса
e
P3  16  7  6,5  102,5 2 
0,0785
 b  10 3  0,612  b кН .
981
Pи1  P1  P2  P3   3,84  5,81 b  0,612  b  76 кН .
b  5,81  0,612  76  3,84 ; b 
72,16
 13,88 .
5,198
Принимаем b=140 мм .
Проверка вала дебаланса на прочность. Расчетная схема нагрузок на дебалансный вал представлена на рис 7.3. Вал воспринимает инерционные
нагрузки от сил тяжести самого вала, дебалансов и ротора. При расчете принимается, что в момент удара возникают ускорения, равные 100 g .
Q2
Rвд
Q3
Rвв
Q1
R'и
Rв
Rд
l2
Q3
г
г
R'и
Q2
l1
l1
l2
l3
l3
Рис.7.3. Расчетная схема дебалансного вала
в вертикальной плоскости
Нагрузка в вертикальной плоскости от сил тяжести ротора электродвигателя и участка вала между опорами Q1  1150  100  115 кН ; нагрузка от
силы тяжести дебаланса Q2  0,85  100  85 кН ; нагрузка от силы тяжести
Q3  0,165  100  16,5 кН ; l2  0,115 м ;
консольной
части
вала
l3  0,15 м .
Реакции опор
R А  RБ 
Q1  2  Q2  2  Q3 115  2  85  2  16,5

 159 кН .
2
2
178
Изгибающие моменты
М Ав  M Бв  Q2  l3  Q3  l 2  85  0,15  0,115  14,65 кНм .
На вал в горизонтальной плоскости действуют возмущающие силы дебалансов.
Реакции опор в горизонтальной плоскости
RаГ  RбГ  Pu1  76 кН .
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости в сечениях А и Б
M АГ  М БГ  Pu1  l3  76  0,15  11,4 кНм .
Суммарный изгибающий момент
М а  М б  ( М АГ ) 2  ( М Ав ) 2  11,4 2  14,65 2  18,56 кНм .
Задавшись диаметром вала d  0,1 м , определяем напряжения изгиба в
сечениях А и Б :
u 
М а( б )  к 103
W
18,56 1.0 103 18.56 103


 140 МПа .
0.1d 3
0.1 0.13
Здесь к – коэффициент концентрации, принятый равным 1,0.
Напряжения кручения в расчетных сечениях, МПа :
 кр 
к1Мкр
0,2d
3
,
где к1 – коэффициент перегрузки, значение которого примем равным 3,0.
Крутящий момент на валу электродвигателя определяем по одной из
следующих формул:
М кр 
N 30 N
N

,кНм ; М кр  9560 , Нм ,
 п
n
1
где N выражена в кВт , n – мин .
179
Используя первую формулу, найдем
М кр 
 кр 
30  22
 0,214 кНм .
3,14  980
3  0,214  10 3
0,2  133  10
 2,41 МПа .
5
В рассматриваемых сечениях эти напряжения изменяются по пульсирующему циклу. Среднее напряжение при  max =  кр и  min = 0:
 кр .ср 
Т
2,41
 1,2 .
2
Приведенный запас прочности относительно
 750 МПа для стали 40Х:
nт 
750
 u2  4 кр.ср.2

750
1402  4 1.22

предела текучести
750
 5.35 .
140
Величиной  кр ввиду ее относительной малости при расчетах можно
пренебрегать.
Пример 8. Рассчитать виброударный шпунтовыдергиватель, предназначенный для извлечения стальных свай, двутавровых балок № 45  60 длиной
до 20 м и шпунта типа «Ларсен»: ЛIV и ЛV длиной до 16 м .
Исходные данные: сила тяжести ударной части G1  18 кН ; кратность
числа ударов числу оборотов вала электродвигателя i  3 , частота ударов
f уд  8 Гц ; мощность электродвигателя N  17 кВт ; частота вращения ва1
лов электродвигателей n  1440 мин ; число электродвигателей – 2; общая
сила тяжести вибромолота (с наголовником) G2  41 кН .
1.
Расчет технологических параметров
Угловая частота вращения дебалансных валов, рад с :

 n
30
 150,72 .
180
Жесткость пружин по формуле (6.39):
2
18000  150,72 
с  (1,1  1,2)

  1273  1388 кН / м .
9,81  2  3 
Примем с  1330 . Отношение вынуждающей частоты к собственной частоте
вибровозбудителя без ограничителя


с
m1
150,72
 5,6 .
1330
1,834

Величина возмущающей силы дебалансов
 2 1
5,62  1
P
 m1     
1,834 1,8 150,72  240,8 кН .
2
2
2 
2  5,6
В этой формуле скорость  в момент удара принята равной 1,8 м / с .
Статический момент дебалансов по формуле (6.44) при 1  0 и i  3 :
Mc 
1,8(1  0,000769)(1  0)  18000
 10,94 кг  м .
2  150,72  9,81
Амплитуда колебаний ударной части по формуле (6.47а) и табл.6.9:
A
47  240800
1834,8  150,72
2
 0,04 м .
2. Расчет параметров пружин
Для нормальной работы шпунтовыдергивателя зазор между бойком вибровозбудителя и наковальней должен быть равным 0. Чтобы рассчитать пружины
на прочность, необходимо знать положительный и отрицательный зазоры.
181
Наибольший положительный зазор, при котором шпунтовыдергиватель
может работать без опасения перехода на безударный режим, равен амплитуде
вынужденных колебаний при отсутствии ограничителя:
а
P
m1

2
1
240,8  9,81
1


 0,0059 м .
2
1 2
0
,
9723
18
1 ( )
2i
Отрицательный зазор в примем равным а .
Рассчитаем распределение жесткости между верхними cв и нижними cн
пружинами (см.табл.6.11). Имея в виду, что направление удара бойка – вверх,
найдем:
сн 
с( А  в )  m1 g 1330( 0,04  0,0059 )  18

 861 кН / м ,
2( A  в )
2( 0,04  0,0059 )
св  с  сн  1330  861  469 кН / м .
Максимальная деформация нижних пружин
б н  2( А  в)  2(0,04  0,0059)  0,0918 м .
Максимальная деформация верхних пружин
бв  А  а  в  0,04  0,0059  0,0059  0,0518 м .
Количество
верхних
пружин
n  4.
Жесткость
одной
c1в  cв / 4  117,25кН / м .
пружины
Сила тяжести рабочей части нижних пружин по (6.50), считая, что
  3  105 кН / м 2 и Gс  75  10 6 кН / м 2 :
Gnн

2  75  10 6  1,330  0,0918 2  78  1,25 2
(3  10 5 ) 2
 2,27 кН .
Сила тяжести верхних пружин
Gnв

2  75  10 6  469  78  0,0518 2  1,25 2
(3  10 5 ) 2
182
 0,255 кН .
Сила тяжести рабочей части всего комплекта пружин Gn  2,525 кН ; с
учетом силы тяжести нерабочих витков полный вес комплекта пружин Go
можно принять равным 3,0 кН , а приведенная сила тяжести
G1 
1
 1,0 кН . Таким образом, силу тяжести ударной части следует
3  Go
считать равной
G11  18  1  19 кН .
После пересчета для этой силы тяжести получим
2
19  150,72 
c  ( 1,1  1,2 )

  1343  1465 кН / м .
9,81  2  3 
Примем c  1400 кН / м .
cн 
1400( 0,04  0,0059 )  19
 907 кН / м ;
2( 0,04  0,0059 )
cв  c  cн  1400  907  493 кН / м ;

150,72
 5,6 ;
1400
1,936
М с  11,55 кг  м ;
3.
А
Р  254,2 кН ;
7  254200
1936  150,72
2
 0,04 м .
Расчет параметров дебаланса
Расчет ведется так же, как и в предыдущем примере. Возмущающая сила
одного дебаланса (см. рис. 7.4)
Pu1 
254,2
 63,55  P1  P2 кН .
4
Длина хорды
С  2 2 Rh  h 2  2 2 19,5 18  18 2  38,88 см .
183
C
l1
e
R
P2
K
l0
82
e
l
А
В
h
P1
E
в
Рис.7.4. Конструктивная схема дебаланса
Возмущающая сила P1 сегмента (фигура АВЕ)
P1  0,00535в 2 ( 0,5c )3 10  5 
 0,00535 150 ,72 2  ( 0,5  38,88 )3 10  5 
кН
 8,9286в
Возмущающая сила части сегмента
P2  ll1к 0.5lo 
1 2 5
 10 
g
1
150 ,72 2 10 5  4,54 кН .
981
P1  Pu1  P2  8,9286в кН ;
 14  5,5  6,5  0,5 10  7 ,85 
63,55  4,54  8,9286  в  68,09 ;
в  7,62см  76,2 мм .
184
l =140
lν =100
l1 =55
R =195
e =15
h =180
K =65
4. Расчет вала
Силы, действующие на вал, представлены на рис. 7.5, где l  233 мм ;
l1  96 мм ; l 2  72,5 мм ; Q1  230 Н , Q2  80 Н ; Q3  340 Н ;
Q4  250 Н .
RвА
Q2
Q1
Rвв
Q4 Q3
Rг А
Р
l2
Q1
Rг Б
А
С
Q2
Б
l
D
l
l1
l2
l1
Рис. 7.5. Расчетная схема вала
Принимаем, что в момент удара возникают ускорения 100g, тогда
нагрузки: от массы дебалансов Q1  2300 Н , от массы вала на участке длиной l1  Q2  8000 Н , от массы ротора Q3  34000 Н , от массы вала на
участке между подшипниками Q4  25000 Н .
Опорные реакции в вертикальной плоскости, кН :
МБ  0;
Q1  (l1  2  l )  Q2  (l 2  2  l )  (Q3  Q4 )  l  R Ав  2  l  Q1  l1  Q2  l 2  0
;
23  0,562  8  0,5385  59  0,233  R Ав  0,466  23  0,096  8  0,0725  0;
R Ав  RБв  60,5 .
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
R Аг  RБг  254,2 кН .
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
М св  Q1  (l1  l 2 )  23  0,0235  0,5405 кНм ;
185
Р
М Ав  Q1  l1  Q2  l 2  23  0,096  8  0,0725  2,788 кНм ;
М Dв  Q1  ( l1  l )  Q2  ( l2  l )  RAв  l 
 23  0,329  8  0,3055  60,5  0,233  4,0855
кНм .
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:
М Аг  М Бг  254,2  0,096  24,4 кНм ,
М Dг  P  (l1  l )  R Аг  l  254,2  0,329  254,2  0,233  24,41 кНм .
Суммарные опорные реакции
R А  RБ  ( R Ав ) 2  ( R Аг ) 2  60,5 2  254,2 2  261,3 кН .
Суммарные изгибающие моменты
М А  М Б  ( М Ав ) 2  ( М Аг ) 2  2,788 2  24,412  24,56 кНм ,
М D  ( M Dв ) 2  ( М Dг ) 2  4,0855 2  24,412  24,75 кНм .
Произведем расчет вала на статическую прочность при следующих исходных данных. Материал вала - сталь марки 40Х со следующими параметрами:
предел прочности  в  900 МПа ; пределы текучести  T  750 МПа и
 Т  450 МПа ; пределы выносливости  1  410 МПа и  1  240 МПа ;
диаметр вала 90 мм.
Крутящий момент, соответствующий наибольшей кратковременной
нагрузке:
М кр  9560 
N
17
 9560 
 112,86 Нм .
n
1440
Вследствие того, что максимальные суммарные изгибающие моменты для
сечений A и D практически одинаковы, примем диаметры вала равными
90 мм для обоих сечений. Тогда максимальное нормальное напряжение
M max Q 24,75  10 3
 max 
 
 340 МПа ,
3
W
F
0,1  0,09
где Q – осевое усилие ( Q  0 );
186
F – площадь поперечного сечения вала, м 2 .
Запас прочности по пределу текучести
n n 
T
750

 2,2 .
 max 340
Напряжение кручения в сечениях А и D
А
 кр
D
  кр

М кр
0,2d

3
112,86  10 6
0,2  0,09
3
 0,774 МПа .
Запас прочности по пределу текучести на кручение
n 
T
Т
450

 581.
 кр 0,774
Запас прочности по усталости
n
n Т  n Т
n2Т  n2Т

2,2  608
2,20 2  608 2

1337,6
 2,2 .
608
Размеры отдельных участков вала в зависимости от параметров подшипников и ротора принимаются конструктивно в пределах, не снижающих прочности вала.
5.
Расчет бойка
Расчетная схема для определения размеров бойка представлена на рис.
7.6.
Динамическое усилие, возникающее при ударе, определяется по формуле,
кН :
P
m 
,
t
где m – масса ударной части шпунтовыдергивателя,кг;  – принятая скорость
удара,м/с; t – время удара (примем t  0,002 c ).
P
19  1,8
 1743 кН.
9,81  0,002
187
Усилие Q , распирающее гнездо (рассматриваем последнее как плоский
клиновой паз с углом при вершине 2 ), определяется из соотношения, кН :
Q
P
2tg (  f )

1743
2tg (6 0  110 )
 2857 ,
где f – коэффициент трения на поверхности гнезда ( f  tg11  0,2 ).
Рис. 7.6. Расчетная схема бойка шпунтовыдергивателя
Определим усилие q , приходящееся на метр длины среднего сечения
гнезда d ср :
q
2Q
2  2857
5714


 13135,6 кН / м ,
d ср 3,14  0,1385 0,435
где
d ср 
d1  d 2 0,127  0,15

 0,1385 м .
2
2
188
Напряжение растяжения на внутреннем диаметре гнезда определяется по
формуле Ламе:
  q1
R2  r 2
R2  r 2
 q1
2
D 2  d ср
2
D 2  d ср

0,09  0,019
 112,8  173 МПа ,
0,09  0,019
где q1 – давление, приходящееся на 1 м 2 конической поверхности, МПа :
q  10 3 13135,6
q1 

 119415  10 3  119,4 .
h
0,11
6.
Расчет на прочность элементов конструкции амортизатора
(см. рис. 7.7).
Рис.7.7. Амортизатор шпунтовыдергивателя:
1 – ось скобы;2 – кронштейн;
3 – ось, соединяющая кронштейн и штоки;
4 – шток; 5 – скоба
189
Ось скобы
Материал оси (рис 7.8) скобы – сталь 40Х, 
диаметр оси скобы d  0,075 м .
u
 190 МПа . Примем
Рис. 7.8. Расчётная схема оси скобы
Изгибающий момент в опасном сечении С при P  200 кН
М u  0,5  P  0,062  100  0,062  6,2 кН  м
Напряжение изгиба
Mu
Mu
6.2  10 3
u 


 174   u МПа .
3
3
W
0.1d
0.1  0.075
Проушина кронштейна
Кронштейн изготовлен из стали 09Г2С-15,  u  120 МПа (см. рис. 7.9).
Нагрузка P на две проушины (см. рис. 7.9) составляет 200 кН .
3
Момент сопротивления сечения, см :
t  h2
W
( t  4 см , h  r  0,5 d  4,75 см ).
6
Изгибающий момент, кН  м :
Mu 
Pd
.
8
190
Рис. 7.9. Схема проушины кронштейна
Напряжение изгиба в двух проушинах, МПа :
u 
P  d  6  10 3
82t h
2
 62   u .
Ось, соединяющая кронштейн и штоки
Рис. 7.10. Расчетная схема оси, соединяющий
кронштейн и штоки (см. рис 7.7)
191
Материал оси – сталь 40Х с 
u
 190 МПа , диаметр оси d  0,075 м
Напряжение изгиба
M u 0,25  P  0,067 0,25  200  0,067  10 3
u 


 79 МПа .
3
3
W
0,1  d
0,1  0,075
Шток
Рис. 7.11. Схема штока
Материал штока (см. рис. 7.11) – сталь 40Х, 

р
 160 МПа , 
и
см
 290 МПа ,
 195 МПа , диаметр штока – 0,035 м .
Напряжение растяжения
0.25  P 0.25  200  4  10 3
P 

 52  
F
3.14  0.035 2
192
p
МПа .
Напряжение материала на смятие, МПа:
 см 
0,25P 0,25  200  103

 9,52 
d t
0,075  0,07

см
.
Напряжение материала на изгиб (сечение А – А), МПа :
M u 0,25P  d  6  10 3
0,25  200  0,075  6  10 3
u 


 28,5  
2
2
W
8  t (r  0,5d )
8  0,07(0,075  0,5  0,075)
u
.
Кронштейн
Проверяем на изгиб опасное сечение А-А (см. рис. 7.7) в соответствии с
рис. 7.12. Материал кронштейна – сталь 09Г2С-15,  u  120 МПа .
Рис. 7.12. Схема поперечного сечения кронштейна
Координата центра тяжести y c сечения, см:
i 3
ус 
 Fi  yi
1
i 3
 Fi
1
193
,
где Fi – площадь сечения элемента, см2;
yi – координата центра тяжести элемента сечения от оси Х, см .
F1  42  1,2  50,4 ; F2  42  1,2  50,4 ;
2 F3  2  24  2,5  120 ;  Fi  50,4  50,4  120  220,8 ;
y1  0,6 ; y2  18,4 ; y3  12 ;
yс 
50,4  0,6  50,4  18,4  120  12
 1,85 см .
220,8
Момент сопротивления сечения, см 3 :
W
Jc
,
yc
где J – момент инерции сечения относительно центра тяжести, см 4 :
i 3
J   J1   Fi  li2 ,
1
где J 1 – момент инерции элемента сечения относительно центра тяжести элемента.
42  1,2 3
b  h 3 42  1,2 3
J1 

 6,05 ; J 2 
 6,05 ;
12
12
12
2  bh 3 2  2,5  24 3
2J 3 

 5770 ;
12
12
i 3
 J  2  6,05  5770  5782,1;
1
J c  5782,1  5,04  10,25 2  50,4  7,55 2  120  1,15 2  14065,6 .
Момент сопротивления сечения
W
J c 14065,6

 1298 см 3 .
yc
10,85
194
Изгибающий момент в сечении
Mu 
PL 200  1,14

 57( 5700000Hcм ) кНм ,
4
4
где L – расстояние между осями штоков (см. рис. 7.7).
Напряжение изгиба
57  10 3
u 
 44  
1298
u
МПа .
8. ГРУНТЫ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКА
Основанием сооружения служит массив грунта, воспринимающий
нагрузки от сооружения. В тех случаях, когда в качестве оснований служат
грунты в условиях их природного залегания, такие основания называются
естественными.
Грунты, предварительно уплотненные соответствующими способами,
называются искусственными.
Для правильного решения вопросов связанных с выбором сваебойного
оборудования для устройства оснований и фундаментов зданий и сооружений
необходимо знать основные характеристики грунтов.
8.1. Классификация грунтов
Грунтами называют горные породы, залегающие в верхних слоях земной
коры и используемые в строительных целях при выполнении различных инженерных работ. Грунты, которые используют в качестве оснований для зданий и сооружений, подразделяют на скальные, полускальные, крупнообломочные, песчаные и глинистые.
К скальным грунтам относят граниты, песчаники, ракушечники, известняки и другие породы. Деформации скальных грунтов в основаниях сооружений весьма незначительны, поэтому такие грунты можно считать практически
несжимаемыми. Но несмотря на свою прочность, скальные грунты могут постепенно разрушаться под влиянием атмосферных осадков, а также в результате воздействия на них сточных вод, содержащих отходы химических и металлургических предприятий (щелочи, кислоты). При отсутствии внешних
воздействий подобного рода массивные скальные породы представляют собой
наиболее прочные основания для всех зданий и сооружений.
К полускальным грунтам относят мергели, окремненные глины, гипс,
гипсовые песчаники и др. Прочность полускальных грунтов на сжатие в водонасыщенном состоянии менее 5,0 МПа, кроме того, в воде эти грунты размягчаются и растворяются.
195
Грунтовая вода, воздействуя на гипс, известняки, мергели, образует в их
массивах трещины и пустоты или вызывает карстовые явления. Эти явления
распространены в горных районах Урала, Крыма, Кавказа и Западной Сибири.
Крупнообломочными называют несцементированные грунты, содержащие по массе более половины обломков кристаллических или осадочных пород. К этой группе грунтов относят щебенистый (галечниковый) и дресвяный
(гравийный). Такие грунты не меняют своих физических свойств при увлажнении, слабо сжимаются под нагрузкой, оказывают значительное сопротивление сдвигу и слабо размываются водой.
К песчаным относят такие грунты, которые в сухом состоянии становятся сыпучими, не обладают свойством пластичности и содержат менее половины по массе частиц крупнее 2 мм. В зависимости от зернового состава песчаные грунты (пески) подразделяют на крупные, средние, мелкие и очень мелкие. По минералогическому составу различают кварцевые, сланцевые и известняковые пески. Наиболее прочные – кварцевые пески.
При увлажнении песчаного грунта изменяются его физико-механические
свойства. Эти изменения менее заметны в крупных песках и возрастают по мере увеличения влажности на мелкие и очень мелкие пески с илистыми и глинистыми примесями. Такие грунты в водонасыщенном состоянии под влиянием давления становятся текучими. Отсюда происходит название плывунов.
Устройство оснований на плывунах связано с большими трудностями, но при
правильной организации производства работ они могут быть преодолены. Чистый песок, особенно крупный, служит хорошим основанием.
Глинистыми называют связные грунты, обладающие пластичностью, т.е.
способностью изменять форму под давлением и сохранять измененную форму
после снятия давления. Пластичность такого грунта обусловлена наличием в
нем частиц в виде чешуек с наибольшим размером менее
0,005 мм и толщиной менее 0,001 мм. Глинистые грунты поглощают воду, в
связи с чем изменяется их физические свойства.
В зависимости от пластичности, обусловленной наличием в глинистом
грунте частиц различной крупности, различают супеси (от 3 до 10% частиц
менее 0,005 мм), суглинки (от 10 до 30%), глины (более 30%). Физикомеханические свойства глинистых грунтов в значительной мере зависят от их
влажности, а также от температурных воздействий. Так, в зимнее время во зможно пучение глинистых грунтов, т.е. образование неравномерных вздутий
(бугров) поверхности земли, которые весной, после оттаивания грунта, понижаются. Явление пучения грунтов может привести к значительным деформациям фундаментов зданий и сооружений.
К глинистым грунтам относят также макропористые (лессовые) и илистые грунты.
Свойства грунтов зависят от свойств составных частиц, от количественного соотношения и их взаимодействия. Поэтому физико-механические свойства грунтов различны. Основные характеристики грунтов определяют опытным путем в лаборатории или в полевых условиях, а производственные вычисляются по формулам.
196
8.2. Физические свойства грунтов
К физическим свойствам относят гранулометрический состав, пло тность, объемная масса, влажность.
Гранулометрический (зерновой) состав грунта показывает относительное содержание в нем твердых частиц различной крупности, которое выражается в процентах от общей массы исследуемого грунта. Гранулометрический
состав устанавливают анализом, при котором твердые частицы грунта разд еляют по крупности на отдельные группы.
Твердые частицы грунта (скелет) состоят из зерен двух основных видов:
компактной формы (песчаные грунты) и пластичной формы (глинистые грунты). Указанные виды зерен влияют на физико-механические свойства грунтов.
Степень этого влияния зависит от процентного содержания данного вида зерен
в составе грунта.
Содержание в грунте гальки, щебня, гравия снижает его связность, упругость, увеличивает внутренне трение в грунте, повышает водостойкость в о тношении размываемости и выщелачивания.
Наличие в грунте песчаных зерен также уменьшает связность, сжимаемость и упругость грунта, повышает внутренне трение в грунте, его размываемость снижает размягчаемость.
Содержание в грунте глинистых частиц придает ему связность, повышает сжимаемость, упругость, снижает водопроницаемость, сообщает грунту
свойство пластичности и способность набухания при увлажнении.
Пылеватые частицы занимают промежуточное место между песчаными
и глинистыми. Содержание в грунте пылеватых частиц понижает связность,
ускоряет размягчаемость, повышает вымываемость и способствует возникновению подвижности в грунте под действием внешних сил.
Плотностью  грунта называют отношение массы твердых частиц
грунта, высушенных до полной потери влаги, к объему, занимаемому этими
частицами.
Объемной массой m грунта называют отношение массы твердых частиц грунта, включая и воду, находящуюся в его порах, к его объему или массе
1 м грунта в полном естественном состоянии.
Влажностью W грунта называют отношение массы воды, содержащейся в данном объеме грунта к массе этого грунта, высушенного при температуре 100  1050 C до постоянной массы;
W  m1  m2  / m1 100 ,
где m1 – масса пробы грунта для высушивания,
m2 – масса пробы грунта после высушивания, ã .
197
Зная исходные характеристики грунта, можно путем расчета определить
производные характеристики – пористость грунта, степень влажности и т.п.
Для глинистых грунтов важнейшими характеристиками физических
свойств являются: граница раскатывания, граница текучести и консистенция.
Граница раскатывания WÐ – это влажность, при незначительном
уменьшении которой грунт переходит в полутвердое состояние.
Граница текучести WT – это влажность, при незначительном увеличении которой грунт переходит в текучее состояние.
Обе характеристики зависят от содержания в грунте глинистых частиц, а
также от их минералогического состава.
Разность влажностей,%, соответствующих границе текучести и границе
раскатывания, называют числом пластичности WП . В соответствии с этим
различают песчаные грунты при WП  1 , супеси 1  WП  7 , суглинки
7  WП  17 , глины при WП  17 .
Консистенция (состояние глинистого грунта) зависит от его влажности
на границах текучести и раскатывания. Коэффициент консистенции B определяют по формуле:
B  WT  WP  WT .
В зависимости от значения коэффициента консистенции различают с углинки и глины: твердые при B  0 ; полутвердые 0  B  0,25 ; тугопластичные 0,25  B  0,5 ; мягкопластичные 0,5  B  0,75 ; текучепластичные
0,75  B  1 ; текучие B  1 .
8.3. Механические свойства грунтов
К механическим свойствам грунтов относятся: сопротивление грунта
сдвигу, угол естественного откоса, сжимаемость, разрыхляемость, промерз ание, прочность и водопроницаемость.
Сопротивление грунта сдвигу складывается из двух составляющих – сил
трения и сил сцепления и его определяют по формуле:
T  N  tg  c  F ,
где N – нагрузка, H ;
 – угол трения;
c – удельное сцепление, МПа ;
F – площадь сдвига, см 2 .
198
Разделив на F обе части равенства, получаем удельное сопротивление
сдвигу:
  T F  N F  tg  c  P  tg  c ,
где P – нормальное давление, направленное перпендикулярно поверхности сдвига, МПа .
В тех случаях, когда сдвиг происходит внутри массива грунта, угол 
называется углом внутреннего трения.
Рис. 8.1 Схема прибора для определения сопротивления грунта сдвигу:
1 – подвижная часть прибора; 2 – образец грунта;
3 – неподвижная часть прибора; N – сила, сжимающая образец;
Т – сдвигающая сила
Характеристика сдвига  и c определяют в лабораторных условиях
для образцов грунта в ненарушенном состоянии и при естественной влажности
специальными приборами.
Сжимаемость грунтов, как уже отмечалось ранее, влияет на их деформацию. Исследования этого свойства грунтов производят в лабораторных
условиях, а при возведении ответственных сооружений лабораторные исследования дополняют испытаниями в полевых условиях.
199
Разрыхляемость грунтов – способность грунта увеличить свой объем
при разработке по сравнению с его объемом в плотном теле, т.е. в том состо янии, в каком грунт с ненарушенной структурой залегает в разрабатываемом
массиве.
Для производственных целей грунты группируют и классифицируют по
степени трудоемкости и их разработки. Принятые в строительстве классификации грунтов по степени их разработки и их объемные массы, представлены в
табл. 8.1.
Промерзание грунтов характеризуется способностью содержащейся в
них влаги замерзать. Грунты всех видов называются мерзлыми, если у них отрицательная или нулевая температура, и они содержат ледяные включения;
вечномерзлыми, если они в течение многих лет не подвергались сезонному оттаиванию. Сезонное промерзание грунтов имеет значение при выборе определении глубины заложения фундаментов, особенно при устройстве фундаментов в пучинистых грунтах.
Наибольшее увеличение объема грунта наблюдается при промерзании
пылеватых суглинков и подтоке воды извне. Пучение песков происходит на
незначительную величину, причем уже при температуре 0,50 C их объем перестает увеличиваться. Пучение глинистых грунтов происходит не только вначале промораживания, но и при более низких температурах. При медленном
промерзании грунтов пучение их больше, чем при быстром, так как в первом
случае к замерзающему слою грунта притекают все новые порции воды. Грунты скальные, крупнообломочные, крупные и средние пески относятся к непучинистым грунтам.
Для уменьшения пучения грунтов при промерзании их осушают (с
уменьшением влажности грунтов уменьшается пучение) или отепляют грунты
возле фундаментов с устройством теплоизолирующих отмосток.
Различают нормативную и расчетную глубину промерзания. Нормативной глубиной промерзания называется средняя из ежегодных максимальных
глубин промерзания грунтов по данным многолетних наблюдений за фактическим промерзанием грунтов на открытой, оголенной от снега поверхности.
Определяют нормативную глубину промерзания H либо по данным
многолетних наблюдений местных метеостанций, либо по карте глубин промерзания, на которой нанесены линии одинаковых нормативных глубин пр омерзания. Следует иметь в виду, что на карте даны глубины промерзания.
Следует иметь в виду, что на карте даны глубины промерзания для глин и с углинков. Для супесей, мелких и очень мелких песков нормативную глубину
промерзания принимают с коэффициентом 1,2.
Расчетную глубину промерзания H P определяют по формуле:
H P  m  H ,
где m – коэффициент влияния теплового режима здания на промерзание грунта у наружных стен здания (колеблется в пределах 0,7  1 ).
200
Таблица 8.1
Классификация грунтов по степени их разработки и их
объемные массы
Наименование и характеристика
Группа
грунта
Средняя объемная масса в плотном состоянии,
êã / ñì 2
Галька и гравий размером:
до 80 мм,
более 80 мм см примесью булыжников
1
2
1700 – 1800
1900
Гипс мягкий
4
2200
2
1800
3
1950
4
4
4
3
1950
-------2000
1900
1
1200
2
1400
Лёсс:
естественной влажности с примесью
гравия и гальки,
отвердевшие
1
1600 – 1800
4
1800
Мерзлые грунты:
песчаные и супесчаные, предварительно разрыхленные,
глинистые, суглинистые,
предварительно разрыхленные
2
Песок всех видов, в том числе с примесью щебня
1
грунта
Глина:
жирная мягкая или насыпная, слежавшаяся с примесью гравия или
щебня до 10%,
то же, с примесью щебня или гравия более 10%,
сланцевая,
твердая,
тяжелая ломовая
Грунт растительного слоя:
без корней и с корнями,
с примесью гравия, щебня или строй.
мусора
201
5
1600 - 1700
Прочность (устойчивость) грунтов – это способность удерживать массу
грунта и воспринимать нагрузки от сооружений без нарушения структуры
грунта. Основные виды нарушения устойчивости массивов грунта в земляных
сооружениях – оползни, обвалы и др.
Оползни наблюдаются главным образом в связных грунтах и размер их
зависит от крутизны откоса, изменения нагрузок, внутреннего сопротивления
грунта сдвигу и других факторов. Иногда при возникновении оползней перемещаются огромные объемы земляных масс, которые разрушают все сооружения, находящиеся на пути.
Обвалы в большинстве случаев происходят в горных районах и в отличие от оползней протекают значительно быстрей, охватывая огромные масс ивы грунта. Природа явлений, а также многообразие причин, вызывающих различные виды движений земляных масс, теоретические методы оценки усто йчивости грунтов и мероприятий по борьбе с оползнями и обвалами грунта рассматриваются в специальной литературе.
Водопроницаемость – это способность грунтов пропускать содержащуюся в порах воду. Скорость движения грунтовой воды даже в песчаных грунтах, как правило, незначительная (один или несколько метров в сутки).Однако
в некоторых случаях скорость может достигать 100  150 м / сут.
Для глинистых грунтов скорость движения грунтовой воды весьма незнач ительна, иногда падает почти до нуля. В связи с этим распространено ошибо чное мнение о водонепроницаемости глинистых грунтов, хотя в природе вод онепроницаемых грунтов не существует.
При выборе оснований и проектирования фундаментов зданий и соор ужений необходимо учитывать влияние на них грунтовых вод. Дождевые и талые воды, проникая через верхние слои грунтов, скапливаются в водоносных
(песчаных) его слоях, расположенных над водоупорными (глинистыми и
скальными). Грунтовые воды встречаются на различной глубине от поверхности земли. Вблизи водоемов (каналов, озер, рек и др.) уровень воды связан с
изменениями уровня воды в водоемах. Движение этих грунтовых вод происходит в сторону водоема.
При возведении фундаментов встречаются случаи, когда грунтовые воды расположены ниже или выше фундаментов. Если уровень грунтовых вод
находится ниже подошвы фундаментов, а скорость фильтрации воды невелика
или вода не имеет движения, грунтовые воды не влияют на несущую способность основания. Когда уровень воды находится вблизи подошвы фундамента
или выше ее, структура некоторых грунтов (мелкого и пылеватого песка, супеси и лессовидных грунтов) нарушается и несущая способность основания значительно снижается. В тех случаях, когда грунтовые воды имеют большой
уклон и высокие скорости движения, частицы грунта могут выноситься из-под
подошвы фундамента, а следовательно, может уменьшиться плотность грунтов.
Уменьшение плотности грунтов основания и снижение его несущей способности возможно также и тогда, когда котлованы под фундаменты роют с
применением водоотлива. В этом случае вследствие одностороннего давления
грунтовой воды мелкие частицы грунтов основания выносятся на дно котлована.
Таким образом, если грунты основания содержат мелкие частицы (ил,
подошвы фундамента проектируемого сооружения, то следует предварительно
искусственно понизить уровень грунтовых вод.
202
9. СВАИ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКА
9.1. Классификация свай
типы:
Сваи разделяются в зависимости от различных признаков на следующие
по материалу – деревянные, металлические, железобетонные, бетонные,
комбинированные и грунтовые;
по форме поперечного сечения – квадратные сплошного сечения, квадратные с круглой полостью (полые), трубчатые (круглые), прямоугольные
сплошного сечения;
по форме продольного сечения – цилиндрические, конические, с уширенной пятой;
по способу устройства – забивные (изготовляемые на заводах), набивные (изготовляемые на строительной площадке);
по способу передачи нагрузки – сваи-стойки и висячие сады.
9.2. Деревянные сваи
Деревянные сваи изготавливают из древесины сосны, дуба, ели, лис твенницы, кедра и пихты. Длина свай составляет 4-12 м, диаметр на тонком
конце от 18 до 34 см. В нижнем конце свая заострена на три или четыре грани
(рис. 9.1). Длину заострения в зависимости от плотности грунта принимают в
1,5-2 диаметра нижнего конца сваи. Острие сваи должно совпадать с ее осью.
Неправильная форма острия может привести к отклонению сваи от проектного
положения.
При забивке деревянных свай в плотные грунты, чтобы предохранить
острие от разрушения, на него предварительно надевают металлический башмак (наконечник) 3. Верхняя часть сваи 1 (бугель), имеет предохраняющее голову сваи от разрушения при ударах молота.
Верхний срез головы сваи должен быть строго перпендикулярен к ее
оси. Несоблюдение этого требования может привести к внецентренному удару
молота по свае, в результате чего при забивке свая может отклониться от вертикального положения.
При отсутствии бревен требуемой длины применяются составные сваи,
которые изготовляют путем стыкования бревен (рис. 9.2). В тех случаях, когда
требуются очень длинные сваи (более 12 м), их сплачивают из нескольких
бревен по длине и в поперечном сечении. Такие сваи называют пакетными. В
пакетной свае стыки бревен по длине располагают в разбежку.
Деревянные сваи подвержены гниению, особенно интенсивному в пр еделах изменяющегося уровня грунтовых вод. В отдельных случаях, чтобы
предохранить сваи от гниения, их пропитывают антисептиками .В тех случаях,
когда в дальнейшем возможно понижение уровня грунтовой воды, применение
деревянных свай исключается.
203
Рис. 9.1. Форма заострения концов деревянных свай:
а – без башмака; б – с башмаком: 1 – свая; 2 – бугель;
3 – металлический башмак
Шпунтовые деревянные сваи (рис. 9.3) изготавливают из брусьев. Для образования шпунтового соединения в одной из граней сваи делают гребень 2, а на
противоположной стороне – паз 1. Пазы и гребни выполняют преимущественно прямоугольного сечения. Для ускорения работ по погружению шпунта в
грунт отдельные деревянные шпунтовые сваи перед забивкой соединяют скобами в пакет (по две или три сваи). На голову шпунтового пакета при этом
надевают общий бугель, а скос на острие делают на свае, обращенной в
направлении забивки шпунтового ряда.
204
Рис.9.2. Конструкции стыков деревянных свай из металлических накладок:
а – пластинчатой формы; б – цилиндрической формы: 1 – свая; 2 – стык;
3 – болты; 4 – накладка
205
Рис. 9.3. Деревянный шпунт:
1 – паз; 2 – гребень; 3- острие
Основные преимущества деревянных свай и шпунта – небольшая масса,
удобство транспортирования, простота оборудования для производства работ.
Недостатки деревянных свай заключаются в малой несущей способности,
ограниченном сроке службы из-за загнивания дерева в условиях переменной
влажности грунта.
9.3 Металлические сваи
Металлические сваи применяют в портовом, мостовом, энергетическом
и промышленном строительстве, а также при возведении высоких сооружений
(радиомачт, телебашен). В качестве металлических свай используют цельнотянутые стальные трубы диаметром от 25 до 100 см (иногда и большего размера), рельсы, двутавровые балки, стальные шпунтовые сваи и другие прокатные
206
профили, из элементов которых путем сварки изготавливают сваи коробчатого
сечения. Металлические трубчатые сваи по мере их погружения можно наращивать отдельными звеньями путем сварки или с помощью специальных вкладышей и накладок.
Стальные шпунтовые сваи практически вытеснили деревянные шпунтовые сваи, которые применяются в районах, богатых лесом, а также в тех случаях, когда требуется выполнить сравнительно небольшой объем свайных р абот.
Выбор конструкции стальных шпунтовых свай зависит от требований,
предъявляемых к сооружению, и обосновывается статическим и технико экономическими расчетами. Основными показателями для выбора конструкций стальных шпунтовых свай служат: форма профиля, длина и масса шпунта.
На основании этих данных с учетом особенностей грунта выбирают необходимое оборудование для погружения шпунтовых свай. Стальные шпунтовые
сваи выпускают длиной до 30 м. По форме в плане различают стальные шпунтовые сваи плоского, корытообразного и Z-образного профиля.
Стальные шпунтовые сваи плоских профилей применяют для устройства
водонепроницаемых стенок котлованов, вышек, набережных пирсов, противофильтрационных завес. Стальные шпунтовые сваи корытообразного и Zобразного профиля используют при устройстве подпорных стенок и ограждений глубоких котлованов.
Разновидность металлических свай – винтовые сваи, погружаемые в
грунт путем завинчивания. Вначале использовали металлические винтовые
наконечники для деревянных свай, завинчиваемых в грунт с помощью ворота.
Затем стали применять металлические трубы с винтовыми наконечниками и
железобетонные сваи с металлическими наконечниками. В современных сваях
такого типа используют винтовые лопасти диаметром 2,5-3 м, длина свай достигает 20 м и более. Такие сваи позволяют передавать нагрузки на большую
площадь грунта, что значительно увеличивает их несущую способность.
Конструкцию лопасти выбирают в зависимости от характера грунта. Для
мягких грунтов применяют винтовые лопасти с малым шагом и большим диаметром. При плотных грунтах наконечникам придают коническую форму с
большим шагом и маленьким диаметром (рис. 9.4).
Преимущества винтовых свай: высокая несущая способность, возможность плавного погружения в грунт; возможность воспринимать отрицательные усилия. Это выдвигает винтовые сваи в ряд технически прогрессивных
конструкций для устройства фундаментов.
Вследствие дефицитности металла в народном хозяйстве металлические
сваи можно применять только в виде шпунта. Что разрешается в исключительных случаях при необходимости погружения свай в особо плотные грунты
или, когда применение металлических свай позволяет значительно сократить
количество свай в свайном фундаменте и сэкономит металл.
207
Рис. 9.4. Конструкции наконечников винтовых свай:
а – для мягких грунтов; б – для плотных грунтов
9.4. Железобетонные сваи и сваи-оболочки
Наибольшее применение в различных областях строительства получили
железобетонные сваи.
Сваи сплошного сечения. В жилищно-гражданском строительстве при
малых нагрузках используют железобетонные сваи с ненапряженной арматурой длиной от 3 до 16 м, квадратного сечения от 200х200 до 400х400 мм. В
промышленном строительстве применяют сваи с предварительно напряженной
арматурой длиной от 3 до 20 м, квадратного сечения от 200х200 до 400х400 мм
(рис. 9.5).
В некоторых случаях при погружении сплошных железобетонных свай с
обычной прутковой арматурой в них появляются трещины значительно меньше и в процессе забивки сваи не разрушаются. Это качество особенно важно
при забивке свай в грунты с химически агрессивной средой и при работе в с уровых климатических условиях.
Применение свай с предварительно напряженной арматурой позволяет
сократить расход бетона до 15-20% и металла до 50-60% по сравнению со сваями, армированными обычной арматурой. Замена в предварительно напр яженных сваях прутковой арматуры высокопрочной проволокой позволяет получить еще большую экономию металла и снизить стоимость самих свай. Номенклатура железобетонных свай с обычной и предварительно напряженной
арматурой приведена в табл. 9.1.
208
Рис. 9.5. Конструкции сплошных железобетонных свай квадратного сечения:
а – с обычной арматурой; б – с предварительно напряженной арматурой
Железобетонные сваи изготавливают на заводах и полигонах. Армирование свай необходимо, чтобы придать им достаточную прочность лишь в
процессе их транспортирования и забивки в грунт. Для работы в фундаменте,
т.е. для передачи нагрузок от здания на грунт, арматура не нужна.
Полые сваи. Наряду со сплошными сваями квадратного сечения применяют сваи квадратного сечения с круглой полостью (рис. 9.6, а). Благодаря
наличию сквозной полости масса сваи и соответственно расход бетона снижают до 40%. Для погружения таких свай можно применять копры меньшей грузоподъемности. Полые сваи изготавливают сечением 200х200 и 300х300 мм,
при этом диаметр круглой полости соответственно равен 180 и 220 мм.
209
Таблица 9.1
Номенклатура железобетонных свай сплошного сечения с обычной
и напряженной арматурой
Тип арматуры
Ненапряженная
Напряженная
Длина сваи,
м
Сечение сваи,
см
Марка
бетона
Масса сваи,
кг
3,0 – 7,0
20 х 20
200
0,31 – 0,71
3,0 – 8,0*
25 х 50
200
0,48 – 1,27
3,0 – 7,0
30 х 30
200
0,72 – 1,62
8,0 – 12,0
30 х 30
300
1,84 – 2,74
8,0 – 16,0**
35 х 35
300
2,50 – 4,95
13,0 – 16,0
40 х 40
300
5,28 – 6,45
3,0 – 7,0
20 х 20
300
0,31 – 0,71
3,0 – 8,0
20 х 20
300
0,48 – 2,29
3,0 – 10,0
20 х 20
300
0,72 – 1,62
11,0 – 15,0
20 х 20
400
2,50 – 3,41
8,0 – 20,0
20 х 20
300
2,50 – 6,13
16,0 – 20,0
20 х 20
400
6,45 – 8,04
* - марка бетона для свай длиной 8,0 м – 300
** - марка бетона для свай длиной 13,0 м и более 400
Пустотелые железобетонные сваи квадратного сечения применяют в малоэтажном жилищно-гражданском и сельскохозяйственном строительстве
(устройство опор под технологические трубопроводы) при расчетных нагрузках на сваю не более 20–25 т.
В сваях квадратного сечения прочность бетона и стали используется не полностью, поэтому применяют также трубчатые сваи (рис. 9.6, б). Их изготавливают в заводских условиях звеньями длиной 2–6 м. Звенья свай можно стыковать заранее попарно или наращивать в процессе погружения. Трубчатые сваи
применяют в жилищно-гражданском и промышленном строительстве. Обычно
диаметр таких свай составляет 400–700 мм.
210
Рис. 9.6. Конструкции полых железобетонных свай:
а – квадратного сечения с круглой полостью; б – трубчатые
Трубчатые сваи, диаметр которых превышает 1,2 м, называют сваямиоболочками. В мостостроении применяют сваи-оболочки диаметром до 6 м.
211
Трубчатые сваи бывают с открытым и закрытым нижним концом.
В сваях с открытым нижним концом полое пространство по мере их
погружения заполняется грунтом, который, уплотняясь, образует грунтовое
ядро и в отдельных случаях несколько увеличивает несущую способность
свай.
В сваях-оболочках диаметром 1,5–2 м по мере их погружения грунт извлекают из внутренней полости сваи, и затем полость заполняют бетонной
смесью, сто позволяет передавать на такие сваи значительные нагрузки от сооружений.
В сваях с закрытым нижним концом используют специальные наконечники (рис. 9.7) в виде металлических или железобетонных башмаков, которые
после погружения сваи остаются в грунте и не извлекаются.
Рис. 9.7. Конструкция железобетонного наконечника для свай
с круглой полостью
Трубчатые сваи по сравнению с квадратными сваями сплошного сечения
вследствие большого диаметра и большой несущей способности позволяют
уменьшать число свай под зданием, а в отдельных случаях – заменять кусты
свай одиночными.
В последние годы применяют составные железобетонные сваи (квадратного и трубчатого сечения). Составные сваи представляют собой соединенные между собой элементы свай (длиной от 3 до 10 м).
Элементы можно соединять посредством специальных вкладышей (рис.
9.8, а) или с помощью сварки (рис. 9.8, б). Использование составных свайстоек (рис. 9.9), взамен коротких висячих свай, позволяет при большой то лщине слабых грунтов значительно сэкономить бетон свай и ростверков,снизить расход арматуры и сократить трудовые затраты на возведение
фундамента. Составные сваи погружают в грунт с помощью легких копров.
212
Рис. 9.8. Соединение составных трубчатых свай:
а – с помощью вкладыша; б – сваркой: 1 – верхнее звено; 2 – вкладыш;
3 – нижнее звено; 4 – закладной уголок; 5 – сварной шов
Железобетонные сваи в условиях агрессивных грунтовых вод подвержены коррозии, поэтому для зашиты свай применяют метод пропитки или метод покрытия их поверхности антикоррозионными материалами. Первый метод защиты более эффективен, так как пропиточный материал проникает на
некоторую глубину в толщу бетона и нарушение изоляции в процессе забивки
практически исключаются.
При втором методе защиты железобетонные сваи пропитывают нефтяными битумами, петролатумом и смесью битума с петролатумом.
Пропиточные материалы, содержащие большое количество смол и асфальтов (асфальт, гудрон), наряду с достаточной проникающей способностью
обладают повышенной кислотостойкостью.
213
Рис. 9.9. Нижнее звено составной сваи квадратного сечения:
а – со сварным фланцем; б – с болтовым фланцем: 1 – наконечник;
2 – арматурный каркас, 3 – сварной фланец, 4 – закладной уголок,
5 – рабочая арматура, 6 – болтовой фланец, 7 – отверстие для болта
На торце каждой сваи при изготовлении наносят несмываемой краской
марку сваи и дату изготовления. Каждая партия свай, поставляемая заводомизготовителем, сопровождается паспортом, в котором указывают их
марку, количество свай в партии, отпускную прочность бетона свай, результаты испытания свай на трещиностойкость и т.п. Допускаемые отклонения от
проектных размеров свай не должны превышать  30 мм (по длине) для свай
длиной до 10 м и  50 мм для свай длиной более 10 м; по длине секций составных свай-оболочек  30 мм; по ширине поперечного сечения составных железобетонных свай  5 мм. Уменьшение поперечного сечения железобетонных
свай не допускается.
214
9.5. Набивные сваи
Набивные сваи при возведении фундаментов применяют ограничено.
Принципиальное отличие этой группы свай от рассмотренных ранее заключается в том, что их изготовляют непосредственно на строительной площадке.
В строительной практике известно большое количество типов набивных свай. К наиболее часто встречающимся относятся: набивные сваи системы
Страуса, набивные с камуфлетным уширением, вибронабивные, буронабивные, пневмонабивные и другие конструкции.
Набивные сваи системы Страуса. Эти сваи применяют на ремонтных
работах для усиления фундаментов зданий и сооружений. Изготовление свай
включает следующие операции: бурение скважины, опускание обсадной трубы, извлечение из скважины грунта, заполнение скважины бетонной смесью
отдельными порциями, трамбование бетонной смеси и постепенное извлеч ение обсадной трубы. Эти сваи армируют не на всю глубину, а только в верхней
части.
На глубине 1,2–2 м в свежеуложенный бетон устанавливают металлические стержни для последующей связи с ростверком.
При устройстве таких свай под существующие здания, чтобы исключить пустоту и таким образом осадку бетонного ствола сваи, каждую изготовленную сваю предварительно, до передачи на нее нагрузки, обжимают
домкратом, через систему поперечных и продольных балок нагрузкой, составляющей 0,9 фактической нагрузки от здания.
Набивные сваи с камуфлетным уширением. В последние годы эту
группу свай применяют в жилищно-гражданском и промышленном строительстве. Технология изготовления таких свай включает следующие операции
(рис. 9.10): бурение скважины, опускание обсадной трубы и зарядка взрывч атым веществом, заполнение скважины бетонной смесью, образование камуфлетного уширения взрывом заряда и добавление бетонной смеси, установка
арматурных каркасов в верхней части ствола сваи. Уплотнение грунта, происходящее в зоне камуфлетного уширения, резко увеличивает несущую способность свай.
Вибронабивные сваи. Такие сваи изготавливают следующим образом
(рис. 9.11). В глубину 4-6 м с помощью вибропогружателя, подвешенного к
экскаватору, опускают стальную обсадную трубу, имеющую на конце съемный железобетонный башмак. После погружения трубы вибропогружатель
снимают и внутреннюю полость трубы заполняют на 0,8-1 м пластичной бетонной смесью. Посредством трамбующей штанги, подвешенной к вибропогружателю, смесь трамбуют, в результате чего она вместе с башмаком выдавливается в грунт, образуя при этом уширенную пяту.
Затем обсадную трубу заполняют бетонной смесью и одновременно
извлекают ее из грунта экскаватором при работающем вибропогружателе. После извлечения трубы устанавливают арматурный каркас для сваи с железобетонным ростверком.
215
Рис. 9.10. Схема изготовления набивных свай с камуфлетным расширением:
1 – бурение скважин ямобуром; 2 – опускание в скважину обсадной трубы с
воронкой; 3 – опускание заряда ВВ и заполнение скважины раствором текучепластичной консистенции; 4 – образование камуфлетного уширения взрывом заряда и добавление бетона;
5 – извлечение обсадной трубы и установка арматурных каркасов
216
Буронабивные сваи с уширенной пятой. В зависимости от гидрогеологических условий такие сваи можно устраивать при сухом бурении скважин или
бурении скважин и бетонировании под глинистым раствором.
Рис. 9.11. Схема изготовления вибронабивных свай с уширенной пятой:
1 – образование скважины металлической лидерной сваей с помощью вибропогружателя; 2 – опускание в скважину обсадной трубы с воронкой и заполнением бетоном; 3 – образование уширенной пяты трамбовкой;
4 – заполнение бетоном ствола сваи;
5 – извлечение обсадной трубы и установка арматурного каркаса
217
Технологический процесс изготовления свай состоит из бурения скважин, устройства уширенной пяты, опускания обсадных труб или заполнения
скважин глинистым раствором, установки арматурных каркасов, бетонирования свай т извлечения обсадных труб.
Прочность набивных свай на изгиб может быть меньше прочности з абивных, так как напряжение в набивных сваях от действия статической
нагрузки сооружения меньше напряжений, возникающих при транспортировании и, особенно при забивке железобетонных свай. Поэтому бетонные сваи
можно изготовлять без армирования и без сложного копрового оборудования.
Наряду с этим набивные сваи обладают недостатками: затруднен контроль за
качеством свай, изготовление связано с мокрыми процессами. Указанные о бстоятельства существенно снижают область применения набивных свай в массовом строительстве.
10. ОСОБЕННОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ОБОРУДОВАНИЯ
ДЛЯ СВАЙНЫХ РАБОТ
Свайные установки относятся к машинам повышенной опасности. Для
надёжной работы молотов и вибропогружателей необходимо строго соблюдать правила эксплуатации и ухода за ними, изложенные в заводских инструкциях. К работе с молотами и вибропогружателями допускается обученный
квалифицированный персонал.
Важным условием производительной и безаварийной работы является
правильный выбор параметров: для молота – масса ударной части и частота
ударов, для вибропогружателя – статический момент эксцентриков, частота
колебаний и масса вибратора и наголовника. Эти параметры зависят от характеристики грунта и погружаемых элементов: массы, длины, размеров поперечного сечения.
Вибропогружатели и вибромолоты относятся к машинам, эксплуатация
которых связана с обязательным соблюдением некоторых специфических пр авил. Перед началом работ необходимо проверить: затяжку всех болтовых с оединений вибровозбудителя и наголовника; плотность соединительных ко нтактов подводящего кабеля в клеммной коробке вибровозбудителя; правильность подключения электродвигателей в бестрансмиссионых конструкциях,
исправное действие зажима наголовника.
Во время работы вибропогружателя и вибромолота необходимо: вести
наблюдение за температурой нагрева корпуса вибровозбудителя, не допуская
его нагрева выше 70-75С; не допускать длительного превышения потребляемой силы тока; при появлении ненормальных стуков, резкого увеличения силы
тока, дымления, поперечного раскачивания или других признаков ненормальной работы вибромашину необходимо остановить для выявления неисправности и ее устранения.
218
После окончания работы токоподводящий кабель должен быть отключен, а вибропогружатель или вибромолот опущен в нижнее положение и оперт
на деревянный брус или шпалу.
После погружения каждого элемента производится проверка состояния
резьбовых соединений вибромашины и их затяжка в случае ослабления.
Через каждые 50 часов работы проверяется наличие смазки в подшипниках и производится ее добавление в случае необходимости.
Для предохранения голов свай от разрушения при их забивке, а также для
лучшей сохранности молотов следует обязательно применять стальные, литые,
сварные или клёпаные наголовники, надеваемые на сваю. Под верхний лист
наголовника устанавливают амортизирующую прокладку, обычно из древа.
При забивке свай необходимо следить, чтобы её погружение было параллельно стреле копра, так как перекосы могут привести к заклиниванию механизмов. Забивка сваи прекращается только при достижении заданного отказа.
Через каждые 100 часов работы производят профилактические регламентные
работы по оценке технического состояния основных узлов. Работы прекращаются при обнаружении трещин в элементах установок, недопустимого износа
канатов, неисправностей пути копровой установки, утечек электрического
напряжения на металлоконструкции, повреждений защитного заземления.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Развитие науки и техники, социальный и технический прогресс предъявляют постоянно возрастающие требования к квалификации специалистов.
Поэтому вопросам совершенствования учебного процесса и повышению качества обучения должно уделяться особое внимание. Это относится и к подготовке специалистов по строительным и дорожным машинам, являющейся основной отраслью народного хозяйства, обеспечивающей промышленное,
гражданское, дорожное, мелиоративное строительство, промышленность
строительных материалов машинами и оборудованием.
Создание современных высокопроизводительных машин, в наибольшей
мере технологически и экономически соответствующих конкретным условиям
производства работ, должно производиться высококвалифицированными специалистами-механиками в области строительных машин и оборудования, выпускаемыми вузами страны. Названные машины изучаются в итоговой дисциплине «Строительные машины и оборудование». Однако, как и в большинстве
предметов специальности цикла, этот курс не обеспечен в должной мере с истемой расчётов и практических приложений, не использует и не развивает
математические навыки студентов.
В данном учебном пособии сделана попытка устранить отмеченный недостаток в части, касающейся сваебойных машин.
Расчёт промышленного и жилищного строительства требует разработки
экономичных дизельных молотов, вибронагружающих и виброударных машин
219
для строительства фундаментов, способных воспринимать большие сосредоточенные нагрузки в сложных гидрогеологических условиях.
Эффективность технико-экономических показателей сваебойной машины
зависит, главным образом, от скорости погружения сваи в грунт, что может
быть достигнуто лишь быстроходностью, т.е. увеличением частоты ударов,
которое остаётся наиболее рациональным способом, не требующим какихлибо дополнительных затрат как на модернизацию сваи, так и на модерниз ацию копра.
Для повышения производительности свайных работ необходимо также
решать вопросы, связанные с сокращением больших затрат времени для установки сваи и молота на сваю перед погружением, составляющей 60-70% общего времени цикла.
Приведенные в учебном пособии сведения позволят овладеть студентам
навыками в выборе типа машин для конкретных условий производства, ко нструирования узлов при модернизации серийной и разработке новой машины с
учётом перечисленных выше проблем, будут способствовать повышению качества их инженерной подготовки.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Белецкий Б.Ф. Строительные машины и оборудование: Справочное пособие / Б.Ф. Белецкий. – Ростов н/Д.: Феникс, 2002. – 590с.
2. Вибрационные машины в строительстве и производстве строительных материалов / Под ред. В.А. Баумана, И.И. Быховского и Б.Г. Гольдштейна. – М.: Машиностроение, 1970. – 548с.
3. Гончаревич И.Ф. Вибрационные машины в строительстве / И.Ф.
Гончаревич, П.А. Сергеев. – М.: Госстройиздат, 1963.– 312с.
4. Ковязин А.А. Бурильно-сваебойная машина БМ-811. / А.А. Ковязин, А.Ю. Чернышов // Строительные и дорожные машины. – 2003. – №7. –
С.15–18.
5. Герасьскин С.В. Экспериментальные исследования амортизаторов
к гидромолотам. / С.В. Герасьскин, И.Н. Кравченко // Строительные и дорожные машины. – 2003. – №7. – С.38–44.
6. Мартынов В.Д. Строительные машины и монтажное оборудование
/ В.Д. Мартынов, Н.И. Алёшин, Б.П. Морозов. – М.: Машиностроение, 1990.
– 352с.
7. Хмара Л.А. Исследование и разработка высокоэффективногооборудования для погружения тонкостенных фундаментов-оболочек в грунтовое основание / Л.А. Хмара, В.И. Пантелеенко // Строительные и дорожные
машины. – 2003. – №6. – С.37–42.
220
8. Свайные работы: Справочник строителя / М.И. Смородинов [и
др].; Под ред. М.И. Смородинова. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1988. – 223с.
9. Сергеев В.П. Строительные машины и оборудование: Учеб. для
вузов по спец. «Строительные машины и оборудование» / В.П. Сергеев. –
М.: Высш. шк., 1987. – 376с.
10. Смородинов М.И. Свайные работы: Справочник / М.И. Смородинов [и др].; Под ред. М.И. Смородинова. – М.: Стройиздат, 1988. – 223с.
11. Смородинов М.И. Сваебойное оборудование / М.И. Смородинов [и
др]. – М: Машиностроение, 1967. – 201с.
12. Строительные машины: Отраслевой каталог. – М.: ЦНИИТЭстроймаш, 1988. – 580с.
13. Суворов А.В., Левинзон А.Л. Машины для свайных работ: Справ.
пособие по строит. машинам / А.В. Суворов, А.Л. Левинзон ; под ред. С.П.
Епифанова [и др]. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1982. – 150с.
14. Цейтлин М.Г. Вибрационная техника и технология в свайных и
буровых работах / М.Г. Цейтлин, В.В. Верстов, Г.Г. Азбель. – Л.: Стройиздат, 1987. – 262с.
15. Косолопов В.Г. Копровое и буровое оборудование для свайных работ. – М.: Высш. школа, 1978.– 256 с.
221
ОГЛАВЛЕНИЕ
ВВЕДЕНИЕ............................................................................................... 3
1. КЛАССИФИКАЦИЯ СВАЙНЫХ ПОГРУЖАТЕЛЕЙ......................... 4
2. СВАЙНЫЕ ПОГРУЖАТЕЛИ УДАРНОГО ДЕЙСТВИЯ .................... 5
2.1. Механические молоты ..................................................................... 5
2.1.1. Основные параметры механических молотов............................. 8
2.2. Паровоздушные молоты .................................................................. 9
2.2.1. Паровоздушные молоты простого действия............................... 9
2.2.2. Паровоздушные молоты двойного действия .............................. 12
2.2.3. Основные технологические параметры
паровоздушных молотов............................................................. 23
2.3. Дизельные молоты........................................................................... 25
2.3.1. Штанговые дизельные молоты ................................................... 26
2.3.2. Трубчатые дизельные молоты .................................................... 37
2.4. Расчёт технологических параметров дизельных молотов ............... 43
2.4.1. Тепловой расчёт дизельного молота ........................................... 45
2.4.2. Расчёт главных параметров цилиндра дизельного молота ......... 52
2.4.3. Расчёт общего КПД. дизельных молотов ................................... 56
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ МОЛОТЫ ......................................................... 58
3.1. Гидромолоты простого действия .................................................... 58
3.1.1. Гидросистема .............................................................................. 61
3.1.2. Механизм управления ................................................................. 61
3.1.3. Толкатель (рабочий цилиндр) ..................................................... 63
3.1.4. Сливной аккумулятор ................................................................. 64
3.1.5. Механизм закачки ....................................................................... 67
3.1.6. Расчёт основных параметров гидромолота простого действия ... 69
3.2. Гидромолоты двойного действия .................................................... 74
4. ПРИМЕРЫ РАСЧЁТОВ МОЛОТОВ УДАРНОГО ДЕЙСТВИЯ.......... 79
4.1. Расчёт штангового молота ............................................................... 79
4.1.1. Тепловой расчёт .......................................................................... 79
4.1.2. Расчёт главных размеров цилиндра и его кинематика ................ 84
4.2. Расчёт трубчатого молота ................................................................ 85
4.2.1. Расчёт на прочность деталей кошки............................................ 85
4.2.1.1. Крюк ....................................................................................... 86
4.2.1.2. Проушина крюка .................................................................... 91
4.2.1.3. Палец ...................................................................................... 92
4.2.1.4. Валик ...................................................................................... 93
4.2.2. Расчёт элементов пневмобуфера................................................. 94
4.2.2.1. Штанга .................................................................................... 95
4.2.2.2. Обечайка................................................................................. 98
4.2.2.3. Объём пневмобуфера ............................................................. 101
4.3. Расчёт гидромолота ......................................................................... 103
222
4.3.1. Расчёт основных технологических параметров .......................... 103
4.3.2. Расчет на прочность конструктивных
элементов гидромолота ........................................................ 108
4.3.2.1. Корпус мультипликатора ................................................. 108
4.3.2.2. Дно ................................................................................... 111
4.3.2.3. Поршень ........................................................................... 111
4.3.2.4. Крышка ............................................................................ 112
4.3.2.5. Гайка ................................................................................ 114
4.3.2.6. Расчёт болтов фланцевого соединения ......................... 116
5. СВАЙНЫЕ ПОГРУЖАТЕЛИ ВИБРАЦИОННОГО ДЕЙСТВИЯ ....... 117
5.1. Общие сведения о вибрационном погружении и извлечении свай . 117
5.2. Общая характеристика свайных вибропогружателей
и сущность рабочего процесса ........................................................ 120
5.3. Вибропогружатели .......................................................................... 121
5.3.1. Классификация............................................................................ 121
5.3.2. Вибропогружатели простейшего действия ................................. 124
5.3.3. Вибропогружатели с подрессоренной пригрузкой .................... 125
5.4. Вибромолоты................................................................................... 126
6. РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ВИБРАЦИОННЫХ
И УДАРНО-ВИБРАЦИОННЫХ ПОГРУЖАТЕЛЕЙ ........................... 131
6.1. Расчёт параметров вибропогружателей продольного действия ...... 131
6.2. Расчёт параметров вибропогружателей
продольно-вращательного действия ........................................................ 138
6.3. Расчёт параметров вибромолотов продольного действия ............... 142
6.3.1. Пружинные вибромолоты........................................................... 142
6.3.2. Беспружинные вибромолоты ...................................................... 156
7. ПРИМЕРЫ РАСЧЁТОВ ВИБРОПОГРУЖАТЕЛЕЙ............................ 160
8. ГРУНТЫ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКА ................................................. 195
8.1. Классификация грунтов ................................................................... 195
8.2. Физические свойства грунтов.......................................................... 197
8.3. Механические свойства грунтов ..................................................... 198
9. СВАИ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКА ...................................................... 203
9.1. Классификация свай ........................................................................ 203
9.2. Деревянные сваи .............................................................................. 203
9.3. Металлические сваи......................................................................... 206
9.4. Железобетонные сваи и сваи-оболочки .......................................... 208
9.5. Набивные сваи ................................................................................. 215
10. ОСОБЕННОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ОБОРУДОВАНИЯ
ДЛЯ СВАЙНЫХ РАБОТ.................................................................... 218
ЗАКЛЮЧЕНИЕ ........................................................................................ 219
Библиографический список .................................................................... 222
223
Учебное издание.
Жулай Владимир Алексеевич
Шарипов Луис Хамзаевич
МАШИНЫ ДЛЯ СВАЙНЫХ РАБОТ.
КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТЫ
Учебное пособие
Редактор Башлыкова О.И.
Подписано в печать 07.02.2011 . Формат 60х84 1/8. Усл.-печ. л. 24
Уч.-изд. л. 24,1. Тираж 300 экз. Заказ
..
Отпечатано: отдел оперативной полиграфии Воронежского государственного
архитектурно-строительного университета
394006 Воронеж, ул. 20-летия Октября, 84
224
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
91
Размер файла
11 243 Кб
Теги
свайных, 717, конструкции, расчеты, работа, машина
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа