【正文】 ole is? to represent the ring bending according to the axial direction OY。在新的條件下截面積Ap和以前提出的橫截面計算使用改進的RAS 穆森公式[14]是相等的。軸向剛度Kp值以及相當(dāng)于相等的面積Ap，從而得到考慮整個扇形的角度。?表征移位，尤其是環(huán)狀物的邊界不斷增長和它的分離。嚙合同幾個元素的環(huán)狀物可以考慮到非線性剛度分布，特別是對高負(fù)荷的應(yīng)用效果。張[10]開發(fā)了一種新的螺栓接頭分析模型，并考慮到剛性還原會與殘余力量有關(guān)，壓縮變形和尺寸變化的外力是因為成員輪換造成的。本文論述了可以快速，精確的計算直徑軸承上承受很大傾覆力矩的緊固螺栓的二維數(shù)值模型。所以在更換膠管時，要弄清楚原膠管的型號和承壓情況，不要用低壓膠管代替高壓膠管，防止膠管爆裂。當(dāng)油液溫度過低時，油液粘度變得很大，壓力損失加大，油液流動性很差，影響阻尼孔流量，延長緩沖動作時間是鉆機反應(yīng)遲緩，嚴(yán)重時不能工作。等截面計算法：當(dāng)細長比時，可按歐拉公式計算臨界載荷。3) 液壓缸的主要性能參數(shù)旋挖鉆機變角度液壓缸設(shè)計液壓缸的主要尺寸為缸筒內(nèi)徑、活塞桿直徑和缸筒長度等。2）初選系統(tǒng)的工作壓力 壓力的選擇要根據(jù)載荷的大小和設(shè)備的類型而定。如圖28(c)所示，在緩沖柱塞上開有三角槽，隨著柱塞逐漸進入配合孔中，其節(jié)流面積越來越小，解決了在行程最后階段緩沖作用過弱的問題。 液壓缸中常見的密封裝置如圖27所示。圖25(b)所示為半環(huán)連接式，它的缸筒壁部因開了環(huán)形槽而削弱了強度，為此有時要加厚缸壁，它容易加工和裝拆，重量較輕，常用于無縫鋼管或鍛鋼制的缸筒上。目前國外的旋挖鉆機一般都設(shè)有搖管裝置，由2個或3個液壓馬達的大扭矩動力頭，液壓系統(tǒng)采用恒功變量自動控制、自鎖互扣鉆桿、先進的監(jiān)控儀表，同時配有各種保險裝置等，但各家公司的旋挖鉆機都有自己的技術(shù)特點。日本的旋挖鉆機扭矩比歐洲的同類產(chǎn)品小。然后利用AutoCAD，Pro/Engineer輔助設(shè)計平臺，完成了液壓缸所有零件的二維及三維建模。二十世紀(jì)五十年代，法國BENOTO將全套管鉆機應(yīng)用于樁基礎(chǔ)施工，而后由歐洲各國將其組合并不斷完善，發(fā)展成為今天的多功能組合模式。國內(nèi)產(chǎn)品發(fā)展現(xiàn)狀中國旋挖鉆機產(chǎn)業(yè)起步晚，但發(fā)展較快。輔助部分－將前面三部分連接在一起，組成一個系統(tǒng)，起貯油、過濾、測量和密封等作用。 為使液壓缸同步運動,以達到載荷在任一點以同一速度被頂升,一定要在系統(tǒng)中使用控制閥或同步頂升系統(tǒng)元件。螺紋連接雖然結(jié)構(gòu)簡單，安裝方便可靠，但在活塞桿上車螺紋將削弱其強度。圖27密封裝置(a)間隙密封(b)摩擦環(huán)密封(c)O形圈密封(d)V形圈密封(4)緩沖裝置。 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖如圖所示：圖31液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設(shè)計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據(jù)。3） 根據(jù)選定的工作壓力和材料進行液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。選用螺釘連接法蘭型缸頭：式中 h法蘭厚度（m） F法蘭受力總和（N） d密封環(huán)內(nèi)徑（m） 密封環(huán)外徑（m） P系統(tǒng)工作壓力（Pa） q附加密封力（Pa） 螺釘孔分布圓直徑（m） 密封環(huán)平均直徑（m） 法蘭材料的許用應(yīng)力（Pa）已知：采用Y型密封圈按公式代入數(shù)據(jù)，求得F=42KN h==16mm5) 液壓缸的聯(lián)接計算 缸蓋聯(lián)接計算缸蓋聯(lián)接采用焊接聯(lián)接：液壓缸缸底采用對焊時，焊縫的拉應(yīng)力為式中 F液壓缸輸出的最大推力（N） D液壓缸直徑（m） P系統(tǒng)最大工作壓力（Pa） 液壓缸外徑(m) 焊縫底徑（m） 焊接效率，通常取=已知：按公式代入數(shù)據(jù)，求得=若缸頭采用角焊時，則焊縫應(yīng)力為式中 h焊角寬度（m）已知數(shù)據(jù)同上，按公式代入數(shù)據(jù)，求得= 螺栓聯(lián)接的計算缸體與缸蓋采用螺栓聯(lián)接時，螺紋處拉應(yīng)力為螺紋處的切應(yīng)力為合成應(yīng)力為 式中 Z螺栓數(shù)已知： 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 合應(yīng)力為 活塞與活塞桿的聯(lián)接計算活塞與活塞桿采用螺紋聯(lián)接時，活塞桿危險截面（螺紋退刀槽）處的拉應(yīng)力為切應(yīng)力為合成應(yīng)力為式中 液壓缸輸出拉力（N） d活塞桿直徑（m） 活塞桿材料的許用應(yīng)力（Pa）已知：按公式代入數(shù)據(jù)，求得 合應(yīng)力為 活塞桿與活塞肩部表面的壓應(yīng)力已知： 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 銷軸、耳環(huán)的聯(lián)接計算銷軸的聯(lián)接計算：銷軸通常是雙面受剪，為此其直徑d應(yīng)按下式計算式中 d銷軸直徑（m） F液壓缸輸出的最大推力（N） 銷軸材料的許用切應(yīng)力（Pa），對于45鋼，=70MPa。若鉆機停放一年以上時間不工作，也要更換或過濾液壓油。主卷揚浮動是在動力頭打鉆情況下使用，可使主卷揚隨鉆桿自由下放，嚴(yán)禁在其它工況中進行主卷揚浮動操作，否則會使鉆桿自由落體或掉落，出現(xiàn)機件損壞的嚴(yán)重故障。油缸運動爬行與缸內(nèi)存在空氣和平衡閥出現(xiàn)故障有關(guān)，油缸按最大行程動作幾次可以排出油缸內(nèi)的氣體。大量的模型近似的部件和螺栓剛度使用錐體，球體，相當(dāng)于瓶裝或其他分析模型[14]。軸承是遭受同樣重要徑向和軸向負(fù)荷。
?加載，以及有關(guān)的具體內(nèi)容的制定被認(rèn)為是軸對稱。 確定軸承的軸向剛度位置為了計算軸承的軸向剛度位置，我們已經(jīng)使用MASSOL[13]根據(jù)拉斯穆森[14]提出的一個基本圓柱集會（圖3）所作的改進。在圖6中，所有的表達方式kij都使用R，T，L參數(shù)（圖5），E電子楊氏模量和泊松數(shù)字來表達。Ap?Sp=Lp/ApEp (7)Finite Elements in Analysis and Design 42 (2006) 298–313Bolted joints for very large bearings—numerical model developmentAurelian Vadean ?, Dimitri Leray , Jean GuillotaDepartment of Mechanical Engineering, Ecole Polytechnique de Montreal, . Box 6079, Station CentreVille,Montreal, Qu233。 Numerical model。為了準(zhǔn)確的在軸向剛度建模，與圓柱表面單元矩陣的拉伸力的表達方式對應(yīng)的行和列已被等效剛度的梁的公式所取代。所用的關(guān)系式為 （1）圖3 一個基本部件的尺寸圖 4 軸向剛度部門尺寸計算用下面的無量綱量： 對我們的知道軸承而言，有一部分不圓。圖 2 基本原則提出了新的建模。
由于結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性和特殊性，螺栓聯(lián)合負(fù)荷，既不是傳統(tǒng)的模式也不是非線性模型是合適的。然而，有限元模擬以及實驗結(jié)果顯示出強勁的非線性由于接觸面積的變化[57]與外部負(fù)載。 1一般油缸沉降有兩個原因，一是油缸內(nèi)部的密封損壞產(chǎn)生的內(nèi)泄露，二是平衡閥有內(nèi)泄露。在轉(zhuǎn)動情況下的制動用平衡閥進行制動，不能用減速機進行制動。過濾或更換液壓油時，應(yīng)將液壓油從油箱抽出。 =70MPa按公式代入數(shù)據(jù)，求得 d=39mm耳環(huán)的聯(lián)接計算：耳環(huán)寬度為式中 d銷軸直徑（m） EW耳環(huán)寬度（m） 耳環(huán)材料的許用壓應(yīng)力（Pa），通常取=（~） 耳環(huán)材料的抗拉強度(Pa)已知： F=。4） 液壓缸性能的驗算。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結(jié)構(gòu)尺寸。緩沖裝置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程終端時封住活塞和缸蓋之間的部分油液，強迫它從小孔或細縫中擠出，以產(chǎn)生很大的阻力，使工作部件受到制動，逐漸減慢運動速度，達到避免活塞和缸蓋相互撞擊的目的。圖26(b)中活塞桿5上開有一個環(huán)形槽，槽內(nèi)裝有兩個半圓環(huán)3以夾緊活塞4，半環(huán)3由軸套2套住，而軸套2的軸向位置用彈簧卡圈1來固定。(1)缸筒和缸蓋。 中國于1986年首次在基礎(chǔ)施工中使用進口旋挖鉆機。1975年德國寶峨公司研制了配有伸縮鉆桿的BG7型鉆機，該鉆機直接從底盤提供動力，配置可鎖式鉆桿實現(xiàn)加壓鉆孔，鉆孔扭矩增大，可實現(xiàn)在緊密砂礫和巖層的鉆孔。液壓缸的設(shè)計包括了系統(tǒng)工作壓力的確定、液壓缸活塞直徑的確定和活塞桿直徑的確定、液壓缸壁厚和外徑的計算、缸蓋厚度的確定、缸體長度的確定以及活塞桿穩(wěn)定性的驗算。1980年日立建機與土力公司合作開發(fā)了為提高單樁承載力和擴底灌注樁的施工領(lǐng)域。但品種較少，基本上屬于動力頭扭矩在180~，最大鉆孔直徑2m，最大鉆深60m的產(chǎn)品，有待進一步向兩頭發(fā)展，以滿足市場需要。圖25所示為缸筒和缸蓋的常見結(jié)構(gòu)形式。這種連接方式特別適用于雙出桿式活塞。當(dāng)緩沖柱塞進入配合孔之后，油腔中的油只能經(jīng)節(jié)流閥1排出，如圖28(b)所示。2） 支腿油缸在鉆進作業(yè)的過程中要求可以承受很大的支撐力。根據(jù)液壓缸工作壓力的大小，選用拉桿型液壓缸。且其撓度值隨壓縮載荷的增加而急劇增大，以至屈曲破壞。當(dāng)油溫太高時，油液粘度變得很小，有的潤滑作用變差，加快液壓元件的磨損，內(nèi)泄露增大，縮短液壓元件的使用壽命。鉆機上液壓膠管分為高壓膠管和低壓膠管。 1主卷揚承受較重的負(fù)荷，操作時應(yīng)勻速扳動手柄，從上升轉(zhuǎn)到下降或下降轉(zhuǎn)到上升，應(yīng)使手柄在中位稍作停留再扳到位，不允許快速扳到位或反復(fù)快扳，這樣會損壞馬達減速機和發(fā)生掉鉆桿問題。負(fù)荷因素試圖測量傳送到螺栓上面的外在的力量。此外，在建模過程是一個原始的“混合”有限元素的定義。圖2 建模原理正如圖 2顯示，軸承環(huán)模型包括三個要素的類型：A：盤子模型是以由沃代安[11]提出和羅克解析式[12]發(fā)展的圓板模型為基礎(chǔ)的。那么就使用Dp=(x+y)/2 (4)該扇形面的總軸向剛度計算是用 等式（1）和（2）。在全球CS的管狀物元素矩陣的拉伸自由度是（行和列）六方面。? the outer ring only is modelled. Thus the external forces are replaced by the rolling elements load asan equivalent load which increase the working load on bolts。符合標(biāo)準(zhǔn)的實際情況是通過合理的算法來計算一個壓縮零件的靈活性。其代表性是以圓柱表面的基本公式[15]為基礎(chǔ)。它們的行為特征的彈性表現(xiàn)在該接口和單方面的接觸。要構(gòu)建數(shù)學(xué)模型，我們提出了一些簡化：
?建模的目的，我們只考慮負(fù)載最重的螺栓和相關(guān)零件。一個或兩個環(huán)是提供齒，使擺動驅(qū)動器進行運轉(zhuǎn)。轉(zhuǎn)盤軸承。9 、泵油異常噪聲多是吸油管密封不嚴(yán)實或吸油阻力太大造成的，此時常伴有運動機構(gòu)爬行現(xiàn)象。首次開機或拆卸維修后，液壓管路中存有空氣，要開機空載運行，油缸在工作允許的最大行程內(nèi)往復(fù)運動，排出管路中的氣體，必要時松開管路接頭排氣。（3）：雖然在液壓系統(tǒng)的裝配中進行了嚴(yán)格的去毛刺清洗工序，但是也不能徹底消除閥塊孔中的毛刺和油管中的污物，工作一段時間后，毛刺污物會進入濾油器，經(jīng)過一段時間工作，濾油器的濾芯有可能堵塞，此時液壓油就會通過濾油器上的旁通溢流閥進入油箱。4) 液壓缸結(jié)構(gòu)參數(shù)的計算液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)，主要包括缸筒壁厚、油口直徑、缸底厚度、缸頭厚度等。根據(jù)機構(gòu)的結(jié)構(gòu)要求，按表選擇液壓缸的安裝方式。但是其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，散熱條件差，為補償油液泄露和進行油液更新及冷卻必須設(shè)置完整的補油系統(tǒng)，油液過濾精度要求也較高。圖27(c)、圖27(d)所示為密封圈(O形圈、V形圈等)密封，它利用橡膠或塑料的彈性使各種截面的環(huán)形圈貼緊在靜、動配合面之間來防止泄漏。但當(dāng)行程較長時，這種整體式活塞組件的加工較費事，所以常把活塞與活塞桿分開制造，然后再連接成一體。目前，旋挖鉆機已被廣泛推廣于各種鉆孔灌注樁工程。2001年經(jīng)緯巨力第一臺旋挖鉆機試制成功。該類鉆機配合不同鉆具，適用于干式或濕式及巖層的成孔作業(yè)，還可配掛長螺旋鉆、振動樁錘等，實現(xiàn)多種功能，是市政建設(shè)、鐵路、公路橋梁、地下連續(xù)墻、水利、防滲護坡等理想的基礎(chǔ)施工設(shè)備。plete the design and calculation of the range and angle of hyd