高爐開口機液壓設計及原理

1、<p>　　開口機液壓設計及原理</p><p>　　摘要：本文在綜合分析各類液壓開口機沖擊工作原理和輕型液壓開口機各種結構的基礎上，分析輕型獨立回轉液壓開口機的結構類型，對其主要部件進行了設計和研究。在設計中，本文重點的是設計液壓開口機的液壓系統(tǒng)，其包括：活塞的設計，配流閥系統(tǒng)的設計；蓄能器的設計；活塞防空打裝置的設計；液壓沖擊機構液壓控制原理圖。</p><p>　　關鍵詞：

2、開口機；設計；輕型；獨立回轉；研究；沖擊機構</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　第1章 緒論3</b></p><p>　　1.1 液壓開口機的發(fā)展3</p><p>　　1.2 液壓開口機的研究現(xiàn)狀4</p><p>　　1.3

3、液壓開口機的發(fā)展趨勢7</p><p>　　1.4 本課題的意義及設計內(nèi)容8</p><p>　　第2章 液壓開口機的沖擊工作原理及結構分析9</p><p>　　2.1 液壓開口機的基本結構9</p><p>　　2.2 液壓開口機沖擊機構的結構類型11</p><p>　　2.3 液壓開口機的沖擊工作原

4、理12</p><p>　　2.4 有閥型液壓開口機沖擊機構的結構分析16</p><p>　　2.5 輕型獨立回轉液壓開口機總體方案的確定18</p><p>　　第3章 液壓沖擊機構數(shù)學模型的建立21</p><p>　　3.1 液壓沖擊機構的線性模型21</p><p>　　3.2 液壓沖擊機構的非線

5、性模型28</p><p>　　第4章 液壓系統(tǒng)設計31</p><p>　　4.1 液壓沖擊機構控制原理及設計理論分析32</p><p>　　4.2 活塞系統(tǒng)設計35</p><p>　　4.3 配流閥系統(tǒng)的設計37</p><p>　　4.4 蓄能器的設計42</p><p>

6、;　　4.5 活塞防空打裝置的設計46</p><p>　　結論錯誤!未定義書簽。</p><p><b>　　參考文獻50</b></p><p><b>　　附件151</b></p><p>　　附件2錯誤!未定義書簽。</p><p><b>　　

7、第1章 緒論</b></p><p>　　1.1 液壓開口機的發(fā)展</p><p>　　20世紀20年代，英國人多爾曼在斯塔福德制造出第一臺液壓開口機。大約40年之后，另一位英國人薩特立夫也制成了一臺液壓開口機。不久，美國Gardner－Denver 公司根據(jù)尤布科斯專利制成了MP－Ⅲ型液壓開口機。以上幾種液壓開口機都因一些關鍵的技術問題沒能很好地解決，所以未能在生產(chǎn)中得到推

8、廣應用。1970年，法國蒙塔貝特（Montabert）公司首先研制成功第一代可用于生產(chǎn)的H50型液壓開口機，開始在世界范圍內(nèi)應用液壓鉆孔設備。由于液壓開口機和氣動開口機相比具有明顯的優(yōu)越性，瑞典、英國、美國、德國、芬蘭、奧地利、瑞士和日本等國陸續(xù)研制出各種型號的液壓開口機，使液壓開口機技術和生產(chǎn)在30多年間有了很大發(fā)展。目前在國外，液壓開口機已經(jīng)成為導軌式開口機產(chǎn)品的主流。90年代先進國家的巖石開挖工程采用的液壓鉆孔設備占鉆孔設備總量的

9、80%以上。其中瑞典AasCopco、芬蘭Tamock、法國Secoma等公司的液壓開口機及配套產(chǎn)品在世界上具有代表性。前兩者的液壓鉆孔設備銷售量占世界銷售總量的一半以上。目前國外的液壓開口機正向重型、大功率和自動化方向發(fā)展超重型大功率液壓開口機已能鉆鑿直徑180-27</p><p>　　我國開展液壓沖擊機械的研究工作起步于70年代初期，基本與國際研究水平同步 ，但由于當時我國液壓技術發(fā)展較慢，液壓開口機與液壓

10、碎石機未能在我國普遍推廣應用。直到80年代，我國科研人員走技術引進和自行開發(fā)相結合的道路 ，在突破了試驗研究的許多關鍵技術之后，取得了迅速的發(fā)展。1980年長沙礦冶研究院研制成功了我國第一臺YYG—80型液壓開口機，不久以后，由中南工業(yè)大學研制的YYG90型液壓開口機、北京科技大學研制的YS—5000型液壓碎石機和長沙礦山研究院研制D型液墊式 液壓碎石沖擊器也相繼通過了國家有關部門組織的技術鑒定。近年來，隨著我國對外開放政策的深入和科學

11、技術的長足進步，液壓沖擊機械這個新興的技術產(chǎn)業(yè)也得到了迅猛發(fā)展，目前國內(nèi)已經(jīng)有十幾家單位研制生產(chǎn)了數(shù)十種型號的液壓開口機和液壓碎石機的系列產(chǎn)品，在我國的能源開發(fā)、城市建筑、隧道工程建設中獲得了較好的應用[13]。</p><p>　　1.2 液壓開口機的研究現(xiàn)狀</p><p>　　1.2.1 數(shù)學模型的研究</p><p>　　按照人們在研究沖擊機構時所采用的數(shù)學

12、模型不同，可以把研究液壓沖擊機構的方法分為線性模型法和非線性模型法兩種。線性模型法就是抓住液壓沖擊機構運動的主要因素，忽略次要因素，對沖擊機構作一些必要的假設，將活塞受力狀態(tài)進行簡化，得出用線性數(shù)學模型表示的沖擊機構運動規(guī)律。這種模型揭示液壓沖擊機構的運動規(guī)律直接明了，有確切的數(shù)學表達式，可方便地求得解析解。但由于這種方法忽略了一些實際存在的因素，故只是粗略地描述了沖擊機構的運動規(guī)律。非線性模型較多地考慮液壓沖擊機構的影響因素，較全面地

13、分析了沖擊機構的受力狀態(tài)，用高階非線性微分方程組描述其運動規(guī)律。這種模型能較精確地揭示液壓沖擊機構的物理現(xiàn)象，但方程求解困難，描述不直觀，只能通過計算機求得數(shù)值解。但必須指出，由于液壓沖擊機構運動的復雜性，非線性模型也是建立在一些假設基礎上的，所以也只能是近似地描述沖擊機構的運動規(guī)律。</p><p>　　1.2.2 蓄能器的研究</p><p>　　液壓沖擊器的所有運動體工作時始終處于劇

14、烈的變速運動狀態(tài)，其配流控制閥的換向頻率高達50～60要求在極短的時間內(nèi)完成大開口量的油路切換動作，壓力、流量變化都非常劇烈，系統(tǒng)不可避免地存在壓力脈動和液壓沖擊。因此，液壓沖擊器系統(tǒng)中設置蓄能器的目的就是為了吸收這種壓力脈動和液壓沖擊，同時在正常工作時吸收供過于求的能量，當系統(tǒng)短時間內(nèi)需要大量壓力油時，蓄能器可補充供不應求的能量，這樣可減小液壓泵的容量，從而減少電機功率消耗和系統(tǒng)發(fā)熱。沖擊活塞 、配流控制閥和蓄能器三者耦合運動完成液壓

15、沖擊器正常而有效的工作，蓄能器是液壓沖擊器的重要組成部件，其設計好壞直接影響液壓沖擊器的整機性能，因此人們對蓄能器進行了大量的研究工作。提出了回油蓄能器的參數(shù)設計方法；以集中參數(shù)為基礎，建立了高壓隔膜式蓄能器的動態(tài)模型，分析了蓄能器系統(tǒng)的頻率特性，在此基礎上，進一步分析了蓄能器與液壓沖擊器的耦合特性，得出了最優(yōu)工作參數(shù)比；通過實驗測定液壓碎石機的蓄能器工況，研究了蓄能器充氣腔容積和充氣壓力的變化對液壓碎石機性能的影響。</p>

16、;<p>　　1.2.3 配流閥的研究</p><p>　　有閥液壓開口機的沖擊機構是一個具有位置反饋的閥控活塞隨動系統(tǒng)。配流閥對活塞的控制屬于開關型控制，閥換向過程中的時間、位移、耗油量等都是影響沖擊機構性能的重要因素。北京科技大學劉萬靈教授等在《液壓開口機換向閥的動特性分析》一文中，通過理論分析和實測的手段，對換向閥進行了研究，得出了閥的實際運動軌跡，揭示了換向閥的運動規(guī)律，確定了換向閥影響液壓

17、開口機的主要參數(shù)。中南大學齊任賢、劉世勛教授對換向閥控制過程進行了理論分析，同時對換向閥的造型設計和參數(shù)優(yōu)化進行了研究，得出了一些有益的規(guī)律性結論：如換向閥作高速運動時，由于回油阻力的響，可能出現(xiàn)速度飽和現(xiàn)象。解決該問題的有效方法是減小閥芯重量和行程，同時適當加大油道直徑等。</p><p>　　1.2.4 釬尾反彈能量吸收裝置及防空打裝置的研究</p><p>　　液壓沖擊器工作時不可避

18、免地會出現(xiàn)釬尾沖擊反彈現(xiàn)象和空打現(xiàn)象，因此，釬尾反彈能量吸收裝置與防空打裝置的工作性能對液壓沖擊器的使用壽命起著很大的影響。國內(nèi)有關專家系統(tǒng)分析了釬尾反彈的因素，探討了釬尾反彈能量吸收的方法；建立了防空打緩沖過程的數(shù)學模型并進行了仿真研究；進行了釬尾反彈能量吸收裝置及防空打裝置的計算機仿真研究和優(yōu)化設計；應用波動力學理論，導出了沖擊器各部件的回彈速度計算公式，并指出回彈的能量可通過沖擊器各部件的合理設計而加以利用；中南工業(yè)大學液壓工程機

19、械研究所研制了二級防空打緩沖裝置，該裝置充分利用了釬尾反彈能量吸收裝置的能力，是一種創(chuàng)新研究。</p><p>　　1.2.5 液壓沖擊器輸出參數(shù)調(diào)節(jié)的研究</p><p>　　沖擊鉆孔破碎理論與實踐表明：對于某種確定的工作對象(如巖石、路基等)，均存在一個特定單位最優(yōu)沖擊能與之相匹配，只有在這一最優(yōu)的單位沖擊能作用下，工作對象破碎過程所消耗的能量才最少。因此，在鉆孔破碎作業(yè)過程中，當工作

20、對象的物理性質(如硬度)或具體工作狀挽。(如鉆孔爆破工藝的平巷中深孔掘進)發(fā)生變化時，為了降低鉆孔破碎成本和提高生產(chǎn)效率，出現(xiàn)了輸出工作參數(shù)可以調(diào)節(jié)的液壓沖擊器。</p><p>　　事實上，液壓沖擊器能實現(xiàn)變參數(shù)輸出的特點也正是其取代氣動沖擊器的一個重要原因，因為氣動沖擊器只有一個恒定的活塞行程，是不可調(diào)節(jié)的。目前，世界上許多液壓沖擊機械制造商紛紛推出一些行程可調(diào)的液壓沖擊器系列產(chǎn)品，如瑞典Atlas.Copc

21、o公司于20世紀80年代率先推出了CoP1238系列三擋液壓開口機；美國Gardner—Denver公司HPR—1型自動調(diào)節(jié)行程液壓開口機；法國Emico.Secoma公司的RPH200型三擋液壓開口機以及日本三菱商事株式會社的MKB1300型液壓碎石機。中南工業(yè)大學也于80年代首先進行了這方面的研究工作，成功研制了YYG系列自動換擋液壓開口機，并已開始用于生產(chǎn)實踐 ，填補了國內(nèi)空白。上述液壓沖擊器都是基于行程反饋原理設計的，這些液壓沖

22、擊器輸出工作參數(shù)的調(diào)節(jié)主要是通過改變系統(tǒng)的輸入壓力(流量)，或增設多個回程反饋信號孔，通過控制各信號孔的開關來調(diào)節(jié)活塞行程，以改變液壓沖擊器的沖擊能和沖擊頻率。由于受到結構的限制(缸體上不可能設置太多回程反饋信號孔)，這種原理只能實現(xiàn)液壓沖擊器工作參數(shù)的有級調(diào)節(jié)，在使用過程中沖擊能與沖擊頻率調(diào)節(jié)不方便，并且沖擊能和沖擊頻率的同</p><p>　　1.2.6 液壓沖擊器計算機輔助設計(CAD)的研究</p&

23、gt;<p>　　1988年北京科技大學以設計工作程式為線索，將參數(shù)優(yōu)化、結構尺寸計算和仿真驗算統(tǒng)一起來，形成了液壓沖擊機構CAD軟件。該軟件的參數(shù)優(yōu)化是以液壓沖擊機構的理想線性模型為基礎，而仿真驗算是以沖擊機構的非線性模型為基礎。1994年，中南工業(yè)大學系統(tǒng)地研究了多擋液壓沖擊器的設計理論[13]，編寫了YYG系列液壓開口機設計的仿真通用軟件，實現(xiàn)了該系列液壓開口機的計算機自動繪圖。計算機輔助設計應用于液壓沖擊機械，大大

24、提高了設計質量，為這種機械產(chǎn)品的理論設計研究和產(chǎn)業(yè)化提供了堅實的技術保證。</p><p>　　1.3 液壓開口機的發(fā)展趨勢</p><p>　　液壓沖擊機械在過去的3O多年里得到了迅速發(fā)展和廣泛應用。隨著全球經(jīng)濟的巨大發(fā)展，資源開發(fā)和基礎設施的建設顯得尤為重要 世界市場特別是中國市場對液壓沖擊設備的需求量日益擴大，對其性能的要求也越來越高，新產(chǎn)品不斷涌現(xiàn)。就目前來看，液壓沖擊機械大致有以

25、下發(fā)展動向:</p><p>　　(1)產(chǎn)品更新?lián)Q代周期短，新產(chǎn)品不斷涌現(xiàn)。瑞典AtIaCopco公司推出COP1838、CoP1440系列液壓開口機取代O0lP1238系列機型；德國的Krupp公司推出了沖擊能和頻率可調(diào)節(jié)的液壓破碎錘，實現(xiàn)了液壓破碎錘工作參數(shù)輸出的連續(xù)控制；國內(nèi)中南工業(yè)大學先后研制YYG90、YYG9IOA、YYG90B、YYG145等系列液壓開口機。</p><p>

26、　　(2)產(chǎn)品性能向大沖擊能、高頻率、大扭矩方向發(fā)展。瑞典Atlas.Copco公司的COP1238HF型液壓開口機沖擊頻率可達，沖擊能達440J,扭矩500-700N·m；中南工業(yè)大學研制的YYG145型多擋液壓開口機，其輸出最大沖擊能也達到330J，沖擊頻率達，扭矩為450N·m。</p><p>　　(3)產(chǎn)品結構設計和釬具質量不斷改進，鉆鑿 破碎的經(jīng)濟性和精確性大幅度提高。瑞典Atla

27、s.Copco公司的COP1838液壓開口機的鉆孔速度比COP1238型提高80％，釬具壽命延長80％。</p><p>　　(4)采用智能化控制。這里指鉆孔破碎過程的計算機化，它包括兩個方面：一是采用電液控制技術，對液壓沖擊器的工作參數(shù)進行控制，使其可根據(jù)工作對象的不同物理性質 自動地無級調(diào)節(jié)活塞行程，從而改變其輸出的沖擊能和沖擊頻率，以保證在最佳工況下工作；二是對液壓鉆車鉆臂定位系統(tǒng)控制，使其能迅速而準確可靠

28、地移動到指定位置，目前中南大學完成的國家“863”項目——隧道開口機器人的研究就是這個發(fā)展方向。</p><p>　　(5)液壓沖擊機械性能參數(shù)測試測控的計算機化。以計算機為核心，采用各種可視化軟件(Ⅶ、VC等)，實現(xiàn)測試技術與手段的虛擬化。</p><p>　　(6)液壓沖擊機械系統(tǒng)設計與控制技術的信息化。任何一種機械產(chǎn)品從構思、設計、制造到投入使用，離不開各種信息(包括結構參數(shù)、控制參

29、數(shù)、價格因子及市場需求等)的集中分析、儲存、加工和處理，使用計算機網(wǎng)絡技術可以實現(xiàn)以智能、動力、結構和傳感組成的有序信息流的在線分析與處理，完成對液壓沖擊機械系統(tǒng)的信息化設計與控制。</p><p>　　隨著生產(chǎn)力的發(fā)展，液壓沖擊機械20世紀70年代問世以來，在短短30年中獲得了迅速的發(fā)展，目前在國內(nèi)外廣泛應用于各行各業(yè)中，已形成了一個重要的新技術產(chǎn)業(yè)，并取得了顯著的社會效 益和經(jīng)濟效益，以液壓沖擊器及其控制系統(tǒng)

30、為核心技術的研究也提高到了一個新水平。由于種種原因，國內(nèi)產(chǎn)品還遠遠不能滿足市場的需求，一些生產(chǎn)廠和大學研究機構投入了相當?shù)娜肆唾Y金進行液壓沖擊機械的開發(fā)研究，以提高我國在這一領域的技術水平。</p><p>　　1.4 本課題的意義及設計內(nèi)容</p><p>　　開口機械是采掘、建筑、工程建設等領域應用廣泛的工程機械。盡管世界開口機，尤其是液壓開口機技術有很大發(fā)展，但在我國其主導產(chǎn)品幾十

31、年來沒有大的變化。我國大量的中小礦山及一般工程施工中仍普遍使用能耗高、破巖效率低、易損零件多、壽命低、噪聲高、環(huán)境污染嚴重的支腿式氣動開口機。研制開發(fā)輕型獨立回轉液壓開口機就是在這樣的背景下提出的。用輕型獨立回轉液壓開口機替代傳統(tǒng)的氣動開口機能明顯提高鉆孔作業(yè)效率、顯著降低能耗、減少噪聲污染和空氣污染，迅速提高我國鉆孔和工程施工的裝備技術水平。</p><p>　　本文的主要設計內(nèi)容如下：</p>

32、<p>　?。?）原理介紹，介紹液壓開口機的基本結構和沖擊工作原理。</p><p>　?。?）確定總體結構方案，分析各種類型的沖擊機構的特點，然后確定輕型獨立回轉液壓開口機的總體結構方案。</p><p>　?。?）建立數(shù)學模型，導出活塞系統(tǒng)、配流閥系統(tǒng)、蓄能器、防空打裝置以及配流閥換向信號孔位置的設計計算公式。</p><p>　?。?）根據(jù)計算公式對

33、輕型獨立回轉液壓開口機的液壓系統(tǒng)進行綜合設計。</p><p>　　第2章 液壓開口機的沖擊工作原理及結構分析</p><p>　　2.1 液壓開口機的基本結構</p><p>　　液壓開口機主要由沖擊機構、回轉機構、供水排粉裝置及防塵系統(tǒng)等部分組成，其鉆孔作業(yè)是沖擊、回轉、推進與巖孔沖洗功能的綜合。目前各生產(chǎn)廠家的液壓開口機結構都不盡相同，各有自己的特點。如有帶

34、行程調(diào)節(jié)裝置的，也有無此裝置的；有采用中心供水的，也有采用旁側供水的；缸體內(nèi)有帶缸套的也有無缸套的；為了防止深孔鉆孔時釬桿卡在巖孔內(nèi)拔不出來，國外有幾種新型液壓開口機在供水裝置前面還設有反沖裝置。下面介紹液壓開口機的一些基本結構：</p><p><b>　?。?）沖擊機構</b></p><p>　　液壓沖擊機構由缸體、活塞、配流閥、蓄能器及前后支撐套與密封裝置等組

35、成[13]，它的作業(yè)原理如圖2-1，它是沖擊做功的關鍵部件，它的性能直接決定了液壓開口機整機的性能。</p><p>　　圖2-1沖擊式開口機作業(yè)原理</p><p>　　1—活塞 2—釬尾 3—接釬套 4—釬桿 5—釬頭</p><p><b>　　1）活塞</b></p><p>　　活塞是傳遞沖擊能量的主要零件，其

36、形狀對破巖效果有較大影響。由波動力學理論可知，活塞直徑與釬尾直徑越接近越好，且在總長度上直徑變化越小越好。通過對氣動開口機和液壓開口機兩種活塞的效果比較發(fā)現(xiàn)，液壓開口機的活塞只比氣動開口機的活塞重19％，可是輸出功率卻提高了一倍，而釬桿內(nèi)的應力峰值則減小了20％。因此，雙面回油型液壓開口機的活塞斷面變化最小，且細長，是最理想的活塞形狀。</p><p><b>　　2）配流閥</b><

37、/p><p>　　液壓開口機的配流閥有多種形式，概括起來有套閥和芯閥兩大類，芯閥按形狀又可分為柱狀閥和筒狀閥。套閥只有一個零件，結構簡單，其結構受活塞的制約，只能制成三通閥。而芯閥是一個部件，由多個零件組成，結構較為復雜，可制成三通或四通閥。三通閥適用于單面回油的機型，而雙面回油型液壓開口機則必須采用四通閥。</p><p><b>　　3）蓄能器</b></p&g

38、t;<p>　　液壓沖擊機構的活塞只在沖程時才對釬尾作功，而回程時不對外作功，為了充分利用回程能量，需配備高壓蓄能器儲存回程能量，并利用它提供沖程時所需的峰值流量，以減小液壓泵的排量。此外，由于閥芯高頻換向引起壓力沖擊和流量脈動，也需配置蓄能器，以保證機器工作的可靠性，提高各部件的壽命。目前，國內(nèi)外各種有閥型液壓開口機都配有一個或二個高壓蓄能器，有的液壓開口機為了減少回油的脈動，還設有回油蓄能器。因液壓開口機的沖擊頻率高，

39、故都采用反應靈敏、動作快的隔膜式蓄能器。</p><p><b>　　4）缸體</b></p><p>　　缸體是液壓開口機的主要零件，體積和重量都較大，結構復雜，孔道和油槽多，要求加工精度高。為解決此問題，各型液壓開口機采取了不同的辦法。有的加前后缸套，以利于油路和沉割槽的加工，且維修時便于更換；有的不加襯套，為便于加工，把缸體分為幾段；而輕型液壓開口機大多采用整體

40、式缸體。</p><p><b>　　5）活塞導向套</b></p><p>　　活塞的前后兩端都有導向套支承，其結構有整體式和復合式兩種。前者加工簡單，后者性能優(yōu)良。目前國內(nèi)多采用整體式，少數(shù)采用復合式。</p><p><b>　　（2）回轉機構</b></p><p>　　回轉機構主要用于轉動

41、釬具和接卸釬桿。在液壓開口機中，因輸出扭矩較大，所以主要采用獨立外回轉機構，該機構由液壓馬達驅動一套齒輪裝置并帶動釬尾作獨立的回轉運動。因擺線液壓馬達體積小、扭矩大、效率高，故液壓開口機回轉機構普遍采用這種馬達。</p><p><b>　　（3）供水裝置</b></p><p>　　液壓開口機大都采用壓力水作為沖洗介質，其供水裝置的作用就是供給沖洗水以排除巖孔內(nèi)的巖

42、碴，它有中心供水式和旁側供水式兩種。中心供水式裝置與一般氣動開口機中心供水方式相同，壓力水從開口機后部的注水孔通過水針從活塞中間孔過，進入前部釬尾來沖洗鉆孔。這種供水方式的優(yōu)點是結構緊湊，機頭部分體積小，但密封比較困難。旁側供水裝置是液壓開口機廣泛采用的結構。沖洗水通過開口機前部的供水套進入釬尾的進水孔去沖洗鉆孔。這種供水方式由于水路短，易于實現(xiàn)密封，且即使發(fā)生漏水也不會影響開口機內(nèi)部的正常潤滑，其缺點是機頭部分增加了長度。</p

43、><p>　　2.2 液壓開口機沖擊機構的結構類型</p><p>　　液壓開口機按其沖擊機構配油方式的不同可分為兩大類:有閥型和無閥型。前者按閥的結構可分為套閥式和芯閥式:按回油方式又有單面回油和雙面回油兩種:單面回油又分為前腔回油和后腔回油兩種。其分類關系及相應代表型號見表2-1。</p><p>　　表2-1液壓開口機的分類[12]</p><

44、p>　　2.3 液壓開口機的沖擊工作原理</p><p>　　液壓開口機以液壓流體作為傳遞能量的介質，其沖擊工作原理主要是由沖擊機構的配油方式?jīng)Q定的。</p><p>　?。?）前腔回油后腔常壓型液壓開口機沖擊工作原理[13]</p><p>　　此型液壓開口機是通過改變前腔的供油和回油來實現(xiàn)活塞的往復運動的，有套閥式和芯閥式兩種。圖2-1所示位套閥式的沖擊工

45、作原理。當套閥處于左端位置時，高壓油進入活塞前腔A，由于活塞前腔受壓面積大于后腔受壓面積，活塞前端作用力遠大于后端作用力，故活塞開始作回程運動(圖2-1a)。當活塞回程到一定位置時，使推閥腔C與后腔B切斷，與回油腔D連通，推閥腔B的油壓急劇下降，于是套閥作回程換向并向右快速運動，關閉活塞前腔的壓油口，開啟回油口，活塞前端作用力急劇減小使活塞處于制動運行狀態(tài)(圖2-1b)。當活塞回程速度為零即到達回程終點時，活塞在后端作用力的作用下開始作

46、沖程運動(圖2-1c)。當活塞在沖程中離沖擊點還有一定距離時，推閥腔C與壓油腔B相通，套閥進行沖程換向，在此過程中，活塞高速沖擊釬尾(2-1d)。與此同時，沖程換向完畢，活塞前腔進入高壓油，又開始作下一次循環(huán)的回程運動。</p><p>　　圖2-1前腔回油后腔常壓型液壓開口機沖擊工作原理</p><p>　　(a)回程 (b)回程換向 (c)沖程 (d)沖程換向</p>&

47、lt;p>　　1—缸體2—活塞3—套閥4—蓄能器</p><p>　　A—前腔 B—后腔 C—推閥腔 D—回油腔</p><p>　?。?）后腔回油前腔常壓型液壓開口機沖擊工作原理[13]</p><p>　　此型液壓開口機是通過改變后腔的供油和回油來實現(xiàn)活塞的沖擊往復運動的，也有套閥式和芯閥式兩種，其套閥式液壓開口機沖擊工作原理如圖2-2所示。當套閥4處于右

48、端位置時，缸體后腔與回油相通，于是活塞2在缸體前腔高壓油的作用下，向右作回程加速運動(圖2-2a)。當活塞超過回程換向信號孔位A時，配流閥右端推閥面與高壓油相通，因該面積大于閥左端的面積，所以配流閥向左運動進行回程換向，高壓油通過機體內(nèi)部孔道與活塞后腔相通，活塞向右作減速運動，后腔的油一部分進入蓄能器3，一部分從機體內(nèi)部通道流入前腔，直至回程終點(圖2-2b)。由于活塞軸肩后端面積大于活塞軸肩前端面積，因此活塞后端面作用力遠大于前端面作

49、用力，活塞向左作沖程加速運動(2-2c)當活塞越過沖程信號孔位B時，配流閥右推閥面與回油通道相通，配流閥進行沖程換向(2-2d)，為活塞回程作好準備，與此同時活塞沖擊釬尾做功，完成一個工作循環(huán)。</p><p>　　圖2-2前腔常壓后腔回油型液壓開口機沖擊工作原理</p><p>　　(a)回程加速(b)回程換向、回程制動(c)沖程加速(d)沖程換向、沖擊釬尾</p><

50、;p>　　1—缸體2—活塞3—蓄能器4—配流閥</p><p>　　A—回程換向信號孔位 B—沖程換向信號孔位</p><p>　?。?）雙面回油型液壓開口機沖擊工作原理[13]</p><p>　　此類液壓開口機都為四通芯閥式結構，采用前后腔交替回油，其沖擊工作原理如圖2-3所示。在沖程開始階段(圖2-3a)，閥芯2位于左端，活塞4位于右端，高壓油經(jīng)油路進入

51、缸體后腔，推動活塞向左作加速運動。活塞向左運動到預定位，打開沖程換向信號孔口，高壓油經(jīng)推閥油路作用在閥芯的左推閥面，推動閥芯向右運動進行沖程換向(圖2-3b)配流閥右端腔室中的油經(jīng)推閥油路進入活塞中間腔，再經(jīng)回油通道返回油箱，為回程運動作好準備，與此同時，活塞打擊釬尾。在完成沖程運動的瞬時，活塞即刻進入回程運動(圖2-3c),高壓油經(jīng)進油路進入缸體前腔，推動活塞向右作加速運動。活塞向右運動打開回程換向信號孔口A時，高壓油經(jīng)推閥油路作用在

52、閥芯的右端面，推動閥芯回程換向(圖2-3d )，閥左端腔室中的油經(jīng)推閥油路、活塞中間腔和回油通道返回油箱，閥芯運動到左端，為下一循環(huán)作好準備。</p><p>　　圖2-3雙面回油型液壓開口機沖擊工作原理</p><p>　　(a)沖程加速 (b)沖程換向 (c)回程加速 (d)回程換向</p><p>　　1—蓄能器2—配流閥3—缸體4—活塞</p>

53、<p>　?。?）無閥型液壓開口機沖擊工作原理[13]</p><p>　　該型液壓開口機沒有專門的配流閥，而是一種利用活塞運動位置變化自行配油的無閥結構。其特點是利用油的微量可壓縮性，以較大容積的工作腔(活塞的前腔和后腔)和壓油腔形成液體彈簧作用，在活塞往復運動時產(chǎn)生壓縮儲能和膨脹作功。其沖擊工作過程如圖2-4所示。</p><p>　　2-4a表示無閥型液壓開口機回程開始的

54、情況，這時活塞前腔與高壓油相通，后腔與回油相通，于是活塞向右作回程加速運動。當活塞回程運動到圖2-4b的位置時，活塞的前腔和后腔均處于封閉狀態(tài)，形成液體彈簧。由于活塞的慣性以及前腔高壓油的膨脹，使活塞繼續(xù)作回程運動，這時活塞后腔的油液被壓縮儲能，壓力逐漸升高，直到活塞回程使前腔與回油相通，后腔與高壓油相通，即活塞到達如圖2-4c的位置時，活塞開始向左作沖程運動。活塞運動到一定位置，其前后腔又處于封閉狀態(tài)，形成液體彈簧，活塞沖擊釬尾做功。

55、同時活塞的前腔與高壓油相通，后腔與回油相通，又為活塞回程運動作好準備，如此不斷往復循環(huán)。</p><p>　　圖2-4無閥型液壓開口機沖擊工作原理</p><p>　　(a)回程 (b)前腔膨脹，后腔壓縮儲能 (c)沖程</p><p>　　1—活塞2—前腔3—缸體4—壓油腔5—后腔</p><p>　　無閥型液壓開口機的特點是：只有一個運動

56、件，結構簡單;由于利用油液的微量可壓縮性，所以工作腔和壓油腔容積較大，致使機器尺寸和重量均較大;為了不使工作腔容積過大，就得限制每次的沖擊排量，使活塞運動行程減小，沖擊能減小，在這種情況下要達到一定的輸出功率，只得提高沖擊頻率。但對鉆孔作業(yè)來說，確定沖擊頻率的條件是一次沖擊所產(chǎn)生的應力波不致與前一次沖擊所產(chǎn)生的應力波重疊并累積起來，所以過高的沖擊頻率也未必有利。由于存在上述不足，故尚未見到無閥型液壓開口機在鉆孔作業(yè)中推廣應用。</

57、p><p>　　2.4 有閥型液壓開口機沖擊機構的結構分析</p><p>　　前腔回油后腔常壓型、后腔回油前腔常壓型和雙面回油型液壓沖擊機構由于配油方式的不同而具有各自的特點[12]：</p><p>　　1)活塞回程制動階段的吸空問題</p><p>　　在活塞回程制動階段，前腔常壓型沖擊機構從原理上不會產(chǎn)生前腔的吸空問題，而后腔常壓型和雙面

58、回油型沖擊機構則必然會產(chǎn)生前腔的吸空現(xiàn)象，這對活塞、缸體及回油管都是有害的。對于相同規(guī)格的液壓沖擊機構而然，雙面回油型的前腔受壓面積比較小，因而空穴現(xiàn)象的危害程度也較小，而后腔常壓型的前腔面積比雙面回油型的前腔面積大得多，因而空穴現(xiàn)象的危害程度也大得多。</p><p>　　2)活塞沖程階段的前腔油壓液流動阻力問題</p><p>　　在沖程階段，前腔常壓型的前腔油液要被壓到后腔，因而產(chǎn)生

59、一定的阻力，但因其前腔受壓面積較小，所以阻力也較小。而雙面回油型和后腔常壓型的前腔是接通回油的，此時會產(chǎn)生回油阻力。雙面回油型的前腔面積小，因而回油阻力小，而后腔常壓型的前腔面積大得多，因而回油阻力也大得多。</p><p>　　3)配油閥的耗油量和工藝性</p><p>　　前腔常壓型與后腔常壓型是利用了差動活塞的原理，所以只需采用三通閥，而雙面回油型則必須采用四通閥。四通閥的典型結構是

60、三槽二臺肩，四通滑閥的典型結構是五槽三臺肩，三通閥比四通閥少一個臺肩，因而可以做得比較短，可以減輕閥芯重量，節(jié)省閥芯運動時的耗油量。</p><p>　　三通閥只有三個關鍵尺寸和一條通向油缸的孔道，結構簡單，工藝性好，而四通閥則有五個關鍵尺寸和二條通向油缸的孔道，結構復雜，工藝性差。相應的雙面回油型的油缸缸體結構也比較復雜，加工難度大。</p><p>　　4)活塞運動中的排油問題<

61、/p><p>　　在活塞的沖程和回程中，雙面回油型沖擊機構都存在排油過程，排油時間長，排油比較均勻，流量峰值小，有利于減少回油管的流量壓力脈動，減小回油阻力。與之對比，前腔常壓型配油閥只在活塞回程中由后腔排油，排油時間短，流量峰值大，回油阻力大，回油壓力脈動大，這是前腔常壓型的主要缺陷，一般通過安裝回油蓄能器來減小其不利影響。</p><p><b>　　5)活塞形狀</b&g

62、t;</p><p>　　雙面回油型的活塞形狀最為合理，活塞各臺階的直徑差小，可以做得細長，撞擊時產(chǎn)生的應力峰值小，持續(xù)時間長，有利于提高活塞和釬具的壽命，增強破巖效果。相比之下，前腔常壓型和后腔常壓型的活塞直徑差要大一些，因此效果也差一些。</p><p>　　通過以上分析可得如下結論：</p><p>　　后腔常壓型液壓沖擊機構在回程制動過程中存在嚴重的吸空現(xiàn)象

63、以及回油阻力過大等問題，缺點比較明顯，實踐證明是一種不可取的結構，目前己經(jīng)被淘汰。</p><p>　　前腔常壓式液壓沖擊機構具有結構簡單，沒有吸空現(xiàn)象，配流閥耗油量少，能量利用率高等優(yōu)點，可作為中重型液壓開口機的首選結構形式。但由于其回油壓力脈動較大，因此在設計輕型液壓開口機時應盡量避免采用這種結構。</p><p>　　雙面回油型液壓沖擊機構具有不間歇回油、排油時間長、回油壓力脈動小以

64、及活塞形狀好等優(yōu)點，但其缸體和配油閥結構比較復雜，加工工藝性較差，配油閥的耗油量稍高。</p><p>　　2.5 輕型獨立回轉液壓開口機總體方案的確定</p><p>　　如圖2-5所示輕型液壓開口機按其回轉機構的結構特點可分為兩大類：</p><p><b>　　（1）內(nèi)回轉式</b></p><p>　　這種結構的

65、液壓開口機沿用氣動開口機沖擊活塞帶動釬桿旋轉的傳動方式，在利用液壓振動原理實現(xiàn)活塞沖擊的同時又實現(xiàn)了轉釬，結構十分緊湊。但是，它存在兩方面的不穩(wěn)定性，一是卡釬，二是回油管爆裂。</p><p>　　卡釬是由于液壓開口機的固定參數(shù)與不固定的外界條件所致，內(nèi)回轉結構的開口機是靠施于活塞上的液壓力在克服釬桿轉動阻力后才得以推動活塞作回程加速運動的。在正常情況下，旋轉所需分力和活塞沖擊能可互相調(diào)節(jié)。但當釬桿所需的回轉分力

66、即阻礙釬桿轉動力矩過大時，液壓力不足以克服轉釬阻力，活塞將被迫中止沖擊或降速運動，這時會因回轉阻礙力矩突增而產(chǎn)生卡釬現(xiàn)象。若設計使施加于活塞上的力過大，或轉釬所需分力變小，則活塞回程加速度增大，導致沖擊能加大，開口機反彈振動力加大，釬桿易斷，工作不穩(wěn)。兩者的矛盾很難用一種固定的設計參數(shù)來統(tǒng)一。特別在不勻質巖層，內(nèi)回轉液壓開口機常常無所適從，無法連續(xù)工作。</p><p>　　油管爆裂是設計開口機時保護不當所致。一

67、般設計液壓開口機時重視高壓油管的保護，都設有高壓蓄能器。低壓油管受到的振動破壞性很大，特別是單面回油型液壓開口機，由于是間歇回油，瞬時排油的壓力脈動形成的振動往往大于高壓油管的振動，故回油管破壞率高。</p><p>　　由于內(nèi)回轉液壓開口機在工作原理上的缺陷無法從根本上解決，所以這種結構的支腿式液壓開口機已被市場所淘汰。</p><p><b>　?。?）外回轉式</b&

68、gt;</p><p>　　外回轉液壓開口機在結構上都設置有油馬達以驅動減速器帶動釬桿轉動。根據(jù)不同的油路配置又可分為三種：a.獨立供油外回轉結構；b.內(nèi)部分流供油外回轉結構；c.沖擊與回轉機構串聯(lián)供油的外回轉結構。獨立供油外回轉結構是中重型液壓開口機普遍采用的結構，它是分別向沖擊和回轉兩部分直接供油的獨立外回轉結構。目前國內(nèi)尚沒有這種結構的輕型液壓開口機問世。</p><p>　　圖2-

69、5回轉機構[13]</p><p>　　1—沖擊活塞2—緩沖活塞3—傳動長軸4—小齒輪5—大齒輪</p><p>　　6—釬尾7—三邊形花鍵套8—緩沖套筒</p><p>　　內(nèi)部分流外回轉液壓開口機具有單一輸入輸出油管的結構形式，通過設在機體內(nèi)的分流閥將輸入的液壓油分別供給沖擊機構和回轉機構。這種結構的液壓開口機由于分流閥設在機體內(nèi)部，所以增大了開口機的結構尺寸和

70、能量損失，而且分流閥的調(diào)節(jié)技術比較復雜，鉆孔時工人很難根據(jù)具體的施工條件控制操作，所以尚未得到推廣應用。</p><p>　　目前國內(nèi)應用比較成功的支腿式液壓開口機采用的都是沖擊與回轉機構串聯(lián)供油的外回轉結構。這種結構保留了單一輸入輸出油管，結構簡單，且利用回轉油路作為沖擊機構的高背壓，其間以柔性相連，緩和了油路的高頻振動，降低了振幅。但由于沖擊機構的背壓較高，導致了這種結構的液壓開口機的沖擊能和沖擊頻率都較低，

71、又由于油馬達的供油為沖擊機構的回油，所以其回轉扭矩也不高。由于這種結構的支腿式液壓開口機與相同檔次的氣動開口機相比在性能上沒有明顯的優(yōu)勢，所以其推廣應用受到了一定程度的限制。</p><p>　　盡管各廠家生產(chǎn)的輕型液壓開口機的回轉機構在結構形式上各有不同，但其采用的沖擊機構在工作原理上卻完全相同，即全部采用前腔常壓后腔回油型液壓沖擊機構。而前腔常壓型液壓沖擊機構卻存在回油阻力大及回油壓力脈動大的缺點，這也是這種

72、液壓開口機回油管易于爆裂的原因。解決這一問題的辦法是安裝回油蓄能器，而這樣勢必會增加開口機的尺寸和重量。供水裝置是液壓開口機的一個重要組成部分。由于旁側供水裝置會增加機頭部分的結構尺寸，增大開口機的重量，這對于對重量要求較為苛刻的輕型液壓開口機來說是無法忍受的，因此，輕型液壓開口機大都采用中心供水方式。</p><p>　　綜上所述，本文確定輕型獨立回轉液壓開口機的總體結構為：雙面回油型液壓沖擊機構＋獨立供油外回

73、轉機構＋中心供水方式。依此設計輕型獨立回轉液壓開口機，該型液壓開口機具有如下特點：</p><p>　　1）沖擊機構的活塞在往復運動過程中雙面回油，排油時間長，排油比較均勻，流量峰值小，有利于減少回油管的流量壓力脈動，減小回油阻力。</p><p>　　2）活塞細長，沖擊端面積與釬尾的斷面積相近，有利于能量傳遞，延長釬具壽命。</p><p>　　3）由于回油壓力脈

74、動小，所以無須配置回油蓄能器，因此，該機只配置一個高壓蓄能器以供給活塞運動的峰值流量及減小配流閥換向時的沖擊壓力。</p><p>　　4）采用獨立供油的擺線液壓馬達驅動齒輪減速器帶動釬桿轉動，回轉扭矩大。</p><p>　　5）采用獨立中心供水方式，沖洗水壓力可達1Mpa 以上，有利于清渣。</p><p>　　第3章 液壓沖擊機構數(shù)學模型的建立</p&

75、gt;<p>　　液壓沖擊機構是以液體為工作介質，將壓力能轉換為動能，活塞以往復運動形式通過沖擊釬尾進行能量傳遞的。它的輸入?yún)?shù)是液體的工作壓力和流量，輸出的參數(shù)是活塞的沖擊能和運動頻率。研究活塞的運動規(guī)律，建立液壓沖擊機構的理論模型是十分有意義的，這是設計液壓開口機沖擊機構的理論基礎。</p><p>　　3.1 液壓沖擊機構的線性模型</p><p>　　液壓沖擊機構的線

76、性模型是目前在工程設計和一般的理論分析中廣泛應用的一種數(shù)學模型。根據(jù)活塞在一個運動周期中的回程加速、回程制動和沖程加速等三種運動狀態(tài)，該模型有兩種描述方法。一種使用較多的方法是假設供油壓力恒定，將活塞上述三種運動狀態(tài)中的加速度在數(shù)值上分為兩種，即回程加速一種，回程制動與沖程加速的加速度在數(shù)值上相等，由此可導出一系列簡明的表達式，本文稱之為活塞運動的二段分析法，該法的活塞運動速度示意圖如圖3-1 所示[13]。另一種方法本文將其稱為活塞運

77、動的三段分析法，它根據(jù)活塞在回程制動與沖程加速這兩種運動狀態(tài)下的加速度數(shù)值有較大差別的實際工況，將三種狀態(tài)的加速度分為數(shù)值不同的三種，由此導出更完善、更符合實際工況的表達式。</p><p>　　圖3-1 活塞運動速度圖</p><p>　　Vm—沖擊末速度 Vrm—回程最大速度 tr1—回程加速時間 tr2—回程制動時間</p><p>　　tr—回程時間 ts—

78、沖程時間 T—活塞運動周期</p><p>　　3.1.1 活塞運動的二段分析法</p><p>　　采用該法分析活塞運動規(guī)律時的假設條件為[12,15]：</p><p>　　（1）油液是不可壓縮的；</p><p>　　（2）在活塞和閥芯運動過程中，機械摩擦損失、流體壓力損失、漏損均為零；</p><p>　?。?

79、）忽略活塞沖擊釬尾后的短暫停頓和反彈速度；</p><p>　?。?）系統(tǒng)工作壓力無波動，回油背壓為零；</p><p>　　（5）配油閥是瞬時切換的，且忽略換向時所需流量。</p><p>　　根據(jù)以上假設，可建立活塞運動方程為：</p><p><b>　　（3-1）</b></p><p>

80、　　式中：——活塞質量，kg；</p><p><b>　　——活塞加速度，；</b></p><p>　　p——工作壓力，Pa；</p><p>　　A1、A2——活塞前后腔受壓面積，；</p><p>　　——活塞回程加速時間，s；</p><p>　　T——活塞運動周期，s。</p&g

81、t;<p>　　由上式可得活塞運動加速度為：</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　如圖3-1所示，活塞的運動速度為：</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p><b>　　活塞的運動位移為：</b></p

82、><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　經(jīng)整理可得活塞回程加速階段加速度為：</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　活塞回程制動和沖程加速階段加速度為：</p><p><b>　?。?-6）</b><

83、;/p><p>　　活塞回程最大速度為：</p><p><b>　　（3-7）</b></p><p><b>　　活塞沖擊末速度為：</b></p><p><b>　?。?-8）</b></p><p>　　活塞回程加速行程為：</p>

84、<p><b>　　（3-9）</b></p><p><b>　　回程制動行程為：</b></p><p><b>　?。?-10）</b></p><p><b>　　活塞運動行程為：</b></p><p><b>　　（3-11

85、）</b></p><p><b>　　活塞運動周期為：</b></p><p><b>　　（3-12）</b></p><p><b>　　活塞的沖擊頻率為：</b></p><p><b>　?。?-13）</b></p>

86、<p>　　3.1.2 活塞運動的三段分析法</p><p>　　由于密封摩擦阻力、粘性摩擦阻力在活塞回程制動階段與油壓形成的減速力方向相同，而在沖程加速階段這些力與驅動活塞加速的油壓力方向相反，顯然回程制動加速度在數(shù)值上大于沖程的加速度?；谏鲜龇治?，綜合考慮各種阻力和回油背壓對活塞運動的影響，可得活塞運動微分方程為[12.13]：</p><p><b>　?。?-

87、14）</b></p><p>　　式中：k——綜合阻力系數(shù)；</p><p>　　——回油背壓，Pa。</p><p>　　則活塞運動加速度為：</p><p><b>　?。?-15）</b></p><p><b>　　活塞運動速度為：</b></p&

88、gt;<p><b>　?。?-16）</b></p><p><b>　　活塞的位移為：</b></p><p><b>　　（3-17）</b></p><p>　　經(jīng)計算可得回程加速階段加速度為：</p><p><b>　?。?-18）</

89、b></p><p>　　回程制動階段加速度為：</p><p><b>　?。?-19）</b></p><p>　　沖程加速階段加速度為：</p><p><b>　　（3-20）</b></p><p>　　其它如回程最大速度、沖擊末速度、活塞行程以及運動周期等表

90、達式與二段分析法完全相同。這樣，當沖擊機構的主要性能參數(shù)（沖擊能E、沖擊頻率f、供油壓力p、沖擊速度）確定后，就可以根據(jù)上述兩種方法確定的解析表達式來計算確定沖擊機構的結構尺寸。</p><p>　　3.1.3 液壓沖擊機構的變加速模型</p><p>　　盡管液壓沖擊機構線性模型在工程設計上也適用，但條件簡化太大，尤其是其中的二段分析法距離沖擊機構的實際工況相差甚遠，其結果可能會對產(chǎn)品研

91、制的周期和試制成本產(chǎn)生影響。如前所述，線性模型方法將活塞運動視為等加速過程，而事實上活塞的運動規(guī)律十分復雜，在運動過程中要受到各種阻力的影響，其運動過程是一變加速過程。因此有必要在分析和研究沖擊活塞這一變加速運動過程的基礎上直接對反映其運動規(guī)律的數(shù)學模型求解，以提高液壓開口機沖擊機構的設計精度。為了分析與計算上的方便，同時又不失其精確性，作如下假設[12,14,15]：</p><p>　　1）油液是不可壓縮的，

92、且粘性不隨溫度和壓力而變化；</p><p>　　2）系統(tǒng)工作壓力及回油背壓無波動；</p><p>　　3）忽略活塞沖擊釬尾后的短暫停頓和反彈速度；</p><p>　　4）換向閥是瞬時切換的。</p><p>　　基于以上假設，根據(jù)動力學原理，得活塞的運動微分方程為：</p><p><b>　　(3-2

93、1)</b></p><p>　　式中：——粘性摩擦阻力系數(shù)，N·s/m；</p><p>　　——密封摩擦阻力，N；</p><p>　　F——活塞所受的有效液壓推力，N。</p><p>　　根據(jù)流體力學可導出粘性阻力系數(shù)為：</p><p><b>　　(3-22) </b&

94、gt;</p><p>　　式中：l——密封長度，m；</p><p>　　d——密封面內(nèi)圓柱直徑，m；</p><p>　　δ——半徑間隙，m；</p><p>　　μ——油液的動力粘度，Pa·s；</p><p><b>　　ε——偏心比。</b></p><p&

95、gt;<b>　　密封摩擦阻力為：</b></p><p><b>　?。?-23）</b></p><p>　　式中：f——摩擦系數(shù)；</p><p>　　L——密封圈的密封寬度，m。</p><p>　　活塞所受的液壓推力為：</p><p><b>　?。?-

96、24）</b></p><p>　　根據(jù)以上分析可知，活塞在各個運動階段所受的液壓推力和密封阻力均可視為常量，將二者相加后，活塞的運動方程可表示為：</p><p><b>　　（3-25）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　考慮活塞各個運動階段的初

97、始條件，求解微分方程（3-25）可得活塞運動加速度為：</p><p><b>　?。?-26）</b></p><p><b>　　活塞運動速度為：</b></p><p><b>　?。?-27）</b></p><p><b>　　活塞的位移為：</b&g

98、t;</p><p><b>　?。?-28）</b></p><p>　　根據(jù)活塞運動各個階段的終止條件，即可由式（3-26）、（3-27）、（3-28）求得活塞運動的所有運動學參數(shù)。</p><p>　　3.2 液壓沖擊機構的非線性模型</p><p>　　如前所述，應用線性模型在一定程度上可基本滿足工程設計的需要，

99、并且有確切的代數(shù)表達式，求解方便。但它畢竟忽略了很多影響因素，需用經(jīng)驗系數(shù)進行修正。實際上，沖擊機構在工作過程中，推動活塞運動的油液流量由于活塞運動速度的變化始終是變化的，而蓄能器與沖擊活塞的工作是緊密配合的，蓄能器不斷地充油或排油造成本身液腔的容積變化，從而又迫使蓄能器氣腔容積作相應的變化，這時氣腔壓力也作相應的變化，這樣系統(tǒng)的工作壓力就不斷地變化。因此，將活塞、配流閥和蓄能器作為一個互相制約的運動系統(tǒng)來研究，是十分必要的。這就需要建

100、立這一系統(tǒng)的非線性數(shù)學模型。為了分析與計算上的方便，同時又不失其必要的精確性，在建立數(shù)學模型時，作如下假設：</p><p>　　1）液壓泵的供油量為定值；</p><p>　　2）忽略油液的可壓縮性；</p><p>　　3）油液的工作溫度保持不變，且忽略油液粘度隨壓力的變化；</p><p>　　4）蓄能器氣腔工作為等熵過程；</p

101、><p>　　5）忽略活塞和閥芯運動的機械摩擦阻力；</p><p>　　6）忽略管路系統(tǒng)的彈性。</p><p>　　基于以上假設，根據(jù)動力學原理和液體連續(xù)性方程，以不裝回油蓄能器的液壓開口機為對象，可建立基本數(shù)學模型如下：</p><p>　?。?）活塞及配流閥的動力平衡方程</p><p>　　考慮到活塞運動過程中，

102、受粘性阻力、密封阻力和受液壓沖擊而不斷變化的有效液壓推力對活塞運動的影響，建立活塞運動的基本動力方程如下：</p><p><b>　?。?-29）</b></p><p>　　式中：——活塞受到的粘性摩擦阻力，N；</p><p>　　Δp——密封面兩端的壓力差，Pa。</p><p>　　配流閥在換向過程中，油液流速

103、的大小及方向不斷發(fā)生變化，閥芯不僅受到粘性阻力及液壓推力的作用，還會受到穩(wěn)態(tài)液動力和瞬態(tài)液動力影響，這就使得閥芯的運動十分復雜，閥芯的動力平衡方程可表示為：</p><p><b>　?。?-30）</b></p><p>　　式中：——閥芯的質量，kg；</p><p>　　——閥芯受到的粘性摩擦阻力，N；</p><p&

104、gt;　　——穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)液動力，N；</p><p>　　——閥芯受到的有效液壓推力，N；</p><p>　　——閥口兩側壓差，Pa；</p><p>　　——閥芯的位移，m；</p><p><b>　　——速度，；</b></p><p><b>　　——加速度，。</b&g

105、t;</p><p>　?。?）油液流量平衡方程</p><p>　　活塞在一個運動周期內(nèi)，運動速度是不斷變化的，因此，液壓沖擊機構活塞運動所需要的高壓油流量和所排出的流量也是不斷變化的，而液壓泵所提供的流量卻可以認為是基本不變的，這樣，蓄能器就始終處于充油或排油狀態(tài)。根據(jù)液體連續(xù)性方程可建立流量平衡方程如下：</p><p>　　高壓油流量平衡方程為：</p

106、><p><b>　?。?-31）</b></p><p>　　式中：——系統(tǒng)供油流量，；</p><p>　　——活塞運動時的耗油量，；</p><p>　　——閥芯運動時的耗油量，；</p><p>　　——活塞部分的油液泄漏量，；</p><p>　　——配流閥部分的油液

107、泄漏量，；</p><p>　　——蓄能器氣腔工作容積的變化量，。</p><p>　　低壓油流量平衡方程為：</p><p><b>　?。?-32）</b></p><p>　　式中：——系統(tǒng)回油管路流量，；</p><p>　　——活塞回油腔的排油量，；</p><p&g

108、t;　　——配流閥推閥腔的排油量，；</p><p>　　——活塞部分排到回油管路的泄漏量，；</p><p>　　——配流閥部分排到回油管路的泄漏量，。</p><p>　　（3）高壓蓄能器氣體狀態(tài)方程</p><p>　　高壓腔內(nèi)油液壓力變化與蓄能器內(nèi)氣體壓力變化處于動態(tài)平衡狀態(tài)。由于活塞沖擊運動發(fā)生在極短的時間內(nèi)，因此近似認為蓄能器內(nèi)氣

109、體壓力能轉換過程為可逆，因此有如下氣體狀態(tài)方程；</p><p><b>　?。?-33）</b></p><p>　　式中：——蓄能器工作壓力，Pa；</p><p>　　——蓄能器充氣壓力，Pa；</p><p>　　——蓄能器壓力為ph時的氣腔容積，；</p><p>　　——蓄能器的最大氣

110、腔容積，；</p><p>　　n——多變指數(shù)，n＝1.4</p><p>　?。?）閥口及管路阻力平衡方程</p><p>　　配流閥的基本原理是靠改變閥芯相對于閥體的位置，來實現(xiàn)與閥體相連的幾個油路之間接通或斷開，即使是接通或斷開瞬間，閥芯內(nèi)部油液也必須滿足液體連續(xù)性條件，因此管路內(nèi)部流量及壓力變化與閥口處壓力、流量的變化息息相關，參考液壓傳動對換向閥系統(tǒng)的研究

111、[12,13]，列寫閥口及管路阻力平衡方程如下：</p><p>　　閥口兩側的壓力差方程為：</p><p><b>　?。?-34）</b></p><p>　　式中：——通過閥口的流量，；</p><p><b>　　——閥口流量系數(shù)；</b></p><p>　　——

112、閥口過流面積，；</p><p><b>　　——油液密度，。</b></p><p>　　管路兩端的壓力差方程為：</p><p><b>　?。?-35）</b></p><p>　　式中：——管路兩端壓差，Pa；</p><p>　　——與局部阻力系數(shù)及流體性質有關的系

113、數(shù)，；</p><p>　　——通過管路的流量，；</p><p>　　以上述基本方程為基礎，考慮閥和活塞不同運動階段的漏損及阻力變化，寫出上述方程中的每一項表達式，就能建立沖擊機構整個運動過程的數(shù)學模型，再運用這些數(shù)學模型進行計算機求解，就可對液壓沖擊機構的工作狀態(tài)作較精確的分析和計算。</p><p>　　第4章 液壓系統(tǒng)設計</p><p

114、>　　液壓伺服控制系統(tǒng)是由指令裝置、檢測裝置、比較環(huán)節(jié)、伺服放大器、控制元件、執(zhí)行元件、校正環(huán)節(jié)組成。它是將輸入信號（一般為機械位移或電壓）與被控制裝置的反饋信號進行比較，將其差值傳遞給控制裝置，以變更液壓執(zhí)行元件的輸入壓力或流量，使負載向著減小信號偏差方向動作。液壓伺服控制系統(tǒng)的特點是驅動力、轉矩和功率大；易于實現(xiàn)直線運動的速度、位移及力控制；液壓能的儲存方便，從而可減少電氣設備裝機容量。</p><p>