年4月19日液壓鑿巖機液壓系統設計說明書文檔僅供參考，不當之處，請聯系改正。大學畢業設計（論文）題目液壓鑿巖機液壓系統設計學生姓名：學生學號：指導教師：機械工程學院機械設計制造及其自動化專業班畢業設計（論文）任務書專業機械設計制造及其自動化班級班姓名下發日期-3題目液壓鑿巖機液壓系統設計專題輕型獨立回轉液壓鑿巖機液壓系統設計主要內容及要求要求：在教師指導下，獨立完成設計任務，培養較強的創新意識和學習能力，獲得機械工程師的基本訓練。使整個設計在技術上是先進的，在經濟上是合理的，在生產上是可行的。設計產品應適應市場的需求，應用面廣泛，主要應用在隧道鑿巖，也能夠用于建筑和道路的鑿碎工作!計算步驟清晰，計算結果正確；設計制圖符合國家標準；使用計算機設計、計算和繪圖；說明書要求文字通順、語言簡練、圖示清晰。必須以負責的態度對待自己所做的技術決定、數據和計算結果。主要內容：液壓鑿巖機的總體結構設計；液壓鑿巖機液壓系統設計；配流閥系統的設計；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。成果形式：設計說明書不少于2萬字，查閱文獻15篇以上，翻譯與課題有關的英文資料2篇，譯文字數不少于5千字，繪制圖紙折合總量不少于6張A1。主要技術參數該零件圖樣一張，年生產綱領600件，每日一班。進度及完成日期3月6日~4月15日：布置、講解設計題目，熟悉理解設計內容，借閱圖書資料；畢業實習，調研，收集、整理、消化、翻譯有關資料。4月16日~4月22日：液壓鑿巖機的總體機構設計，畫出草圖。4月23日~5月6日：分析液壓鑿巖機的工作原理，驗證其合理性。5月7日~5月27日：英文翻譯。5月28日~6月10日：編寫畢業設計說明書。6月11日~6月24日：畢業設計審閱、修改，準備及答辯。教學院長簽字日期教研室主任簽字日期指導教師簽字日期指導教師評語指導教師:年月日指定論文評閱人評語評閱人:年月日答辯委員會評語評定成績指導教師給定成績(30%)評閱人給定成績(30%)答辯成績（40%）總評答辯委員會主席簽字摘要鑿巖機械是采掘、建筑、工程建設等領域應用廣泛的的工程機械。盡管鑿巖機技術已經有很大發展，但在中國其主導產品幾十年來沒有大的變化。中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、環境污染嚴重的支腿式氣動鑿巖機,研制開發輕型獨立回轉液壓鑿巖機就是在這樣的背景下提出的。用輕型獨立回轉鑿巖機替代傳統的氣動鑿巖機能明顯提高鑿巖作業效率、顯著降低耗能、減少噪聲污染和空氣污染，迅速提高我們鑿巖和工程施工的裝備技術水平。本文在綜合分析各類液壓鑿巖機沖擊工作原理和輕型液壓鑿巖機各種結構的基礎上，提出了輕型獨立回轉液壓鑿巖機的結構類型，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鑿巖機的液壓系統，其包括：活塞的設計，配流閥系統的設計；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。針對所設計的液壓鑿巖機，利用計算機輔助設計軟件AUTOCAD及CAXA畫出了其裝配圖和部分典型零件圖，然后對其進行分析研究，了解其結構原理，對本次設計的成果進一步鞏固加深，達到設計的最終目的。關鍵詞：鑿巖機；設計；輕型；獨立回轉；研究；沖擊機構AbstractDrillingmachineryiswidelyusedinexcavation,constructionandotherfiled.IndespiteoftheworldHydraulicrockdrillsespeciallyHydraulicrockdrilltechnologyhadgreatdeveloped,inourcountrythemainproductofrockdrillhadlittlechangeinrecentdecade.Alargenumberofsmallandmedium-sizedmininginourcountryandthegeneralengineeringconstructionincommonuseisstillhighenergyconsumption,brokenrocktheefficiencyislow,themorevulnerableparts,lifeexpectancy,noiseishigh,thepollutionoftheenvironmentapneumaticdrillmachine,legtypedevelopedlightindependentrotaryhydraulicdrillmachineisinthiscontextoftheproposed.Withlightindependenttoreplacethetraditionalaerodynamicrotarydrillmachinemoredrillingcanobviouslyincreaseefficiency,reduceenergyconsumption,significantlylowernoisepollutionandairpollution,therapidincreaseofdrillingengineeringconstructionandourequipmenttechnologylevel.hydraulicdrillmachineworkingprincipleandlighthydraulicdrillmachineallthestructuresareputforward,basedonthebackofthehydraulicdrillmachinelightindependenttypestructure,themaincomponentsofthedesignandresearch.Inthedesign,thispaperistodesignthehydraulicsystemofhydraulicdrillmachine,whichinclude:thedesignwithflowvalvesystemdesign;Thedesignoftheaccumulator;Thepistonairdefenseplaydevicedesign;Hydraulicimpactmechanismhydrauliccontrolprinciplediagram.Accordingtothedesignofhydraulicdrillmachine,usingacomputeraideddesignsoftwareAUTOCADandCAXAdrawitsassemblydrawingsandsometypicalpartsdrawing,thenanalysestheresearch,understandthestructureandprinciple,thedesignoftheachievements,todeepenfurtherconsolidatethefinalpurposeofthedesign.Keywords：Drillmachine;Design;Light;Independentturned;Research;Impactmechanism;strikemachine目錄TOC\o"1-2"\h\z摘要 IAbstract II目錄 III第1章緒論 11.1液壓鑿巖機的發展 11.2液壓鑿巖機的研究現狀 21.3液壓鑿巖機的發展趨勢 51.4本課題的意義及設計內容 6第2章液壓鑿巖機的沖擊工作原理及結構分析 72.1液壓鑿巖機的基本結構 72.2液壓鑿巖機沖擊機構的結構類型 92.3液壓鑿巖機的沖擊工作原理 92.4有閥型液壓鑿巖機沖擊機構的結構分析 132.5輕型獨立回轉液壓鑿巖機總體方案的確定 15第3章液壓沖擊機構數學模型的建立 183.1液壓沖擊機構的線性模型 183.2液壓沖擊機構的非線性模型 24第4章液壓系統設計 284.1液壓沖擊機構控制原理及設計理論分析 284.2活塞系統設計 314.3配流閥系統的設計 334.4蓄能器的設計 394.5活塞防空打裝置的設計 42結論 46參考文獻 47致謝 48附件1 49附件2 64第1章緒論1.1液壓鑿巖機的發展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鑿巖機。大約40年之后，另一位英國人薩特立夫也制成了一臺液壓鑿巖機。不久，美國Gardner－Denver公司根據尤布科斯專利制成了MP－Ⅲ型液壓鑿巖機。以上幾種液壓鑿巖機都因一些關鍵的技術問題沒能很好地解決，因此未能在生產中得到推廣應用。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的H50型液壓鑿巖機，開始在世界范圍內應用液壓鑿巖設備。由于液壓鑿巖機和氣動鑿巖機相比具有明顯的優越性，瑞典、英國、美國、德國、芬蘭、奧地利、瑞士和日本等國陸續研制出各種型號的液壓鑿巖機，使液壓鑿巖機技術和生產在30多年間有了很大發展。當前在國外，液壓鑿巖機已經成為導軌式鑿巖機產品的主流。90年代先進國家的巖石開挖工程采用的液壓鑿巖設備占鑿巖設備總量的80%以上。其中瑞典AasCopco、芬蘭Tamock、法國Secoma等公司的液壓鑿巖機及配套產品在世界上具有代表性。前兩者的液壓鑿巖設備銷售量占世界銷售總量的一半以上。當前國外的液壓鑿巖機正向重型、大功率和自動化方向發展超重型大功率液壓鑿巖機已能鉆鑿直徑180-275毫米的炮孔，鑿巖速度是牙輪或潛孔鉆機的2-4倍，而能耗僅為潛孔鉆機的1/4。中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，但由于當時中國液壓技術發展較慢，液壓鑿巖機與液壓碎石機未能在中國普遍推廣應用。直到80年代，中國科研人員走技術引進和自行開發相結合的道路，在突破了試驗研究的許多關鍵技術之后，取得了迅速的發展。1980年長沙礦冶研究院研制成功了中國第一臺YYG—80型液壓鑿巖機，不久以后，由中南工業大學研制的YYG90型液壓鑿巖機、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經過了國家有關部門組織的技術鑒定。近年來，隨著中國對外開放政策的深入和科學技術的長足進步，液壓沖擊機械這個新興的技術產業也得到了迅猛發展，當前國內已經有十幾家單位研制生產了數十種型號的液壓鑿巖機和液壓碎石機的系列產品，在中國的能源開發、城市建筑、隧道工程建設中獲得了較好的應用[13]。1.2液壓鑿巖機的研究現狀1.2.1數學模型的研究按照人們在研究沖擊機構時所采用的數學模型不同，能夠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，將活塞受力狀態進行簡化，得出用線性數學模型表示的沖擊機構運動規律。這種模型揭示液壓沖擊機構的運動規律直接明了，有確切的數學表示式，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，較全面地分析了沖擊機構的受力狀態，用高階非線性微分方程組描述其運動規律。這種模型能較精確地揭示液壓沖擊機構的物理現象，但方程求解困難，描述不直觀，只能經過計算機求得數值解。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，因此也只能是近似地描述沖擊機構的運動規律。1.2.2蓄能器的研究液壓沖擊器的所有運動體工作時始終處于劇烈的變速運動狀態，其配流控制閥的換向頻率高達50～60要求在極短的時間內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，當系統短時間內需要大量壓力油時，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發熱。沖擊活塞、配流控制閥和蓄能器三者耦合運動完成液壓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設計方法；以集中參數為基礎，建立了高壓隔膜式蓄能器的動態模型，分析了蓄能器系統的頻率特性，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，得出了最優工作參數比；經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。1.2.3配流閥的研究有閥液壓鑿巖機的沖擊機構是一個具有位置反饋的閥控活塞隨動系統。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《液壓鑿巖機換向閥的動特性分析》一文中，經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律，確定了換向閥影響液壓鑿巖機的主要參數。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優化進行了研究，得出了一些有益的規律性結論：如換向閥作高速運動時，由于回油阻力的響，可能出現速度飽和現象。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。1.2.4釬尾反彈能量吸收裝置及防空打裝置的研究液壓沖擊器工作時不可避免地會出現釬尾沖擊反彈現象和空打現象，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。國內有關專家系統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經過沖擊器各部件的合理設計而加以利用；中南工業大學液壓工程機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，是一種創新研究。1.2.5液壓沖擊器輸出參數調節的研究沖擊鑿巖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沖擊能與之相匹配，只有在這一最優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，在鑿巖破碎作業過程中，當工作對象的物理性質(如硬度)或具體工作狀挽。(如鑿巖爆破工藝的平巷中深孔掘進)發生變化時，為了降低鑿巖破碎成本和提高生產效率，出現了輸出工作參數能夠調節的液壓沖擊器。事實上，液壓沖擊器能實現變參數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，是不可調節的。當前，世界上許多液壓沖擊機械制造商紛紛推出一些行程可調的液壓沖擊器系列產品，如瑞典Atlas.Copco公司于20世紀80年代率先推出了CoP1238系列三擋液壓鑿巖機；美國Gardner—Denver公司HPR—1型自動調節行程液壓鑿巖機；法國Emico.Secoma公司的RPH200型三擋液壓鑿巖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系列自動換擋液壓鑿巖機，并已開始用于生產實踐，填補了國內空白。上述液壓沖擊器都是基于行程反饋原理設計的，這些液壓沖擊器輸出工作參數的調節主要是經過改變系統的輸入壓力(流量)，或增設多個回程反饋信號孔，經過控制各信號孔的開關來調節活塞行程，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)，這種原理只能實現液壓沖擊器工作參數的有級調節，在使用過程中沖擊能與沖擊頻率調節不方便，而且沖擊能和沖擊頻率的同步增減引起主機功率變化很大，限制了液壓沖擊器工作范圍的擴大和工作效率的提高。因此，在主機功率變化不大的情況下，開發無級調節工作參數的液壓沖擊器就成了研究熱點。中南工業大學液壓工程機械研究所提出了基于壓力反饋原理獨立無級調節工作參數的構想，并推出了這種新型液壓沖擊器產品。它主要是經過控制活塞回程壓力大小來無級調節沖擊器的單次沖擊能；同時，經過控制變量泵的流量，無級調節沖擊器的頻率。這樣可使沖擊能與沖擊頻率在較大的范圍內各自獨立無級調節，而主機功率變化不大。對于液壓沖擊器工作參數調節理論的研究，國內外的許多學者作了大量的工作。為適應在不同工況下工作，如工作對象的硬度、沖擊阻力和施工工藝的不同，要求液壓沖擊器能夠自動、連續、無級地調節工作參數以滿足不同工況的要求，即所謂變行程無級調節的液壓沖擊器。關于這種新型液壓沖擊機械的理論研究、結構設計與控制方法當前尚屬空白，因此，開發研制這類性能更為先進的設備便成為促進液壓沖擊機械技術進步的重要課題。1.2.6液壓沖擊器計算機輔助設計(CAD)的研究1988年北京科技大學以設計工作程式為線索，將參數優化、結構尺寸計算和仿真驗算統一起來，形成了液壓沖擊機構CAD軟件。該軟件的參數優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，中南工業大學系統地研究了多擋液壓沖擊器的設計理論[13]，編寫了YYG系列液壓鑿巖機設計的仿真通用軟件，實現了該系列液壓鑿巖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，大大提高了設計質量，為這種機械產品的理論設計研究和產業化提供了堅實的技術保證。1.3液壓鑿巖機的發展趨勢液壓沖擊機械在過去的3O多年里得到了迅速發展和廣泛應用。隨著全球經濟的巨大發展，資源開發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，新產品不斷涌現。就當前來看，液壓沖擊機械大致有以下發展動向:(1)產品更新換代周期短，新產品不斷涌現。瑞典AtIaCopco公司推出COP1838、CoP1440系列液壓鑿巖機取代O0lP1238系列機型；德國的Krupp公司推出了沖擊能和頻率可調節的液壓破碎錘，實現了液壓破碎錘工作參數輸出的連續控制；國內中南工業大學先后研制YYG90、YYG9IOA、YYG90B、YYG145等系列液壓鑿巖機。(2)產品性能向大沖擊能、高頻率、大扭矩方向發展。瑞典Atlas.Copco公司的COP1238HF型液壓鑿巖機沖擊頻率可達，沖擊能達440J,扭矩500-700N·m；中南工業大學研制的YYG145型多擋液壓鑿巖機，其輸出最大沖擊能也達到330J，沖擊頻率達，扭矩為450N·m。(3)產品結構設計和釬具質量不斷改進，鉆鑿破碎的經濟性和精確性大幅度提高。瑞典Atlas.Copco公司的COP1838液壓鑿巖機的鉆孔速度比COP1238型提高80％，釬具壽命延長80％。(4)采用智能化控制。這里指鑿巖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進行控制，使其可根據工作對象的不同物理性質自動地無級調節活塞行程，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控制，使其能迅速而準確可靠地移動到指定位置，當前中南大學完成的國家“863”項目——(5)液壓沖擊機械性能參數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)，實現測試技術與手段的虛擬化。(6)液壓沖擊機械系統設計與控制技術的信息化。任何一種機械產品從構思、設計、制造到投入使用，離不開各種信息(包括結構參數、控制參數、價格因子及市場需求等)的集中分析、儲存、加工和處理，使用計算機網絡技術能夠實現以智能、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的信息化設計與控制。隨著生產力的發展，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展，當前在國內外廣泛應用于各行各業中，已形成了一個重要的新技術產業，并取得了顯著的社會效益和經濟效益，以液壓沖擊器及其控制系統為核心技術的研究也提高到了一個新水平。由于種種原因，國內產品還遠遠不能滿足市場的需求，一些生產廠和大學研究機構投入了相當的人力和資金進行液壓沖擊機械的開發研究，以提高中國在這一領域的技術水平。1.4本課題的意義及設計內容鑿巖機械是采掘、建筑、工程建設等領域應用廣泛的工程機械。盡管世界鑿巖機，特別是液壓鑿巖機技術有很大發展，但在中國其主導產品幾十年來沒有大的變化。中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、環境污染嚴重的支腿式氣動鑿巖機。研制開發輕型獨立回轉液壓鑿巖機就是在這樣的背景下提出的。用輕型獨立回轉液壓鑿巖機替代傳統的氣動鑿巖機能明顯提高鑿巖作業效率、顯著降低能耗、減少噪聲污染和空氣污染，迅速提高中國鑿巖和工程施工的裝備技術水平。本文的主要設計內容如下：（1）原理介紹，介紹液壓鑿巖機的基本結構和沖擊工作原理。（2）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鑿巖機的總體結構方案。（3）建立數學模型，導出活塞系統、配流閥系統、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。（4）根據計算公式對輕型獨立回轉液壓鑿巖機的液壓系統進行綜合設計。第2章液壓鑿巖機的沖擊工作原理及結構分析2.1液壓鑿巖機的基本結構液壓鑿巖機主要由沖擊機構、回轉機構、供水排粉裝置及防塵系統等部分組成，其鑿巖作業是沖擊、回轉、推進與巖孔沖洗功能的綜合。當前各生產廠家的液壓鑿巖機結構都不盡相同，各有自己的特點。如有帶行程調節裝置的，也有無此裝置的；有采用中心供水的，也有采用旁側供水的；缸體內有帶缸套的也有無缸套的；為了防止深孔鑿巖時釬桿卡在巖孔內拔不出來，國外有幾種新型液壓鑿巖機在供水裝置前面還設有反沖裝置。下面介紹液壓鑿巖機的一些基本結構：（1）沖擊機構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成[13]，它的作業原理如圖2-1，它是沖擊做功的關鍵部件，它的性能直接決定了液壓鑿巖機整機的性能。圖2-1沖擊式鑿巖機作業原理1—活塞2—釬尾3—接釬套4—釬桿5—釬頭1）活塞活塞是傳遞沖擊能量的主要零件，其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。經過對氣動鑿巖機和液壓鑿巖機兩種活塞的效果比較發現，液壓鑿巖機的活塞只比氣動鑿巖機的活塞重19％，可是輸出功率卻提高了一倍，而釬桿內的應力峰值則減小了20％。因此，雙面回油型液壓鑿巖機的活塞斷面變化最小，且細長，是最理想的活塞形狀。2）配流閥液壓鑿巖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，而雙面回油型液壓鑿巖機則必須采用四通閥。3）蓄能器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。另外，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。當前，國內外各種有閥型液壓鑿巖機都配有一個或二個高壓蓄能器，有的液壓鑿巖機為了減少回油的脈動，還設有回油蓄能器。因液壓鑿巖機的沖擊頻率高，故都采用反應靈敏、動作快的隔膜式蓄能器。4）缸體缸體是液壓鑿巖機的主要零件，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，各型液壓鑿巖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；而輕型液壓鑿巖機大多采用整體式缸體。5）活塞導向套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，后者性能優良。當前國內多采用整體式，少數采用復合式。（2）回轉機構回轉機構主要用于轉動釬具和接卸釬桿。在液壓鑿巖機中，因輸出扭矩較大，因此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，故液壓鑿巖機回轉機構普遍采用這種馬達。（3）供水裝置液壓鑿巖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的巖碴，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鑿巖機中心供水方式相同，壓力水從鑿巖機后部的注水孔經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鑿巖機廣泛采用的結構。沖洗水經過鑿巖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，易于實現密封，且即使發生漏水也不會影響鑿巖機內部的正常潤滑，其缺點是機頭部分增加了長度。2.2液壓鑿巖機沖擊機構的結構類型液壓鑿巖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。表2-1液壓鑿巖機的分類[12]類型有閥型無閥型回油方式單面回油雙面回油雙面回油后腔回油前腔回油活塞運動三通法控差動三通法控差動四通閥控活塞自配油閥的結構套閥心閥套閥心閥芯閥無典型產品國外Tamrock公司的HE,HL系列古河株式會社的HD系列Tension公司的RD系列GD公司的HPR系列Ailmakg公司的AD系列Secoma公司的RPH35系列AtlasCopc公司的COP系列Ingersoll.Rand公司的HARD.3Joy公司的JH.2國內TTYYG.20YYG.250BYYG.90AYYG.80系列2.3液壓鑿巖機的沖擊工作原理液壓鑿巖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決定的。（1）前腔回油后腔常壓型液壓鑿巖機沖擊工作原理[13]此型液壓鑿巖機是經過改變前腔的供油和回油來實現活塞的往復運動的，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(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圖2-1前腔回油后腔常壓型液壓鑿巖機沖擊工作原理(a)回程(b)回程換向(c)沖程(d)沖程換向1—缸體2—活塞3—套閥4—蓄能器A—前腔B—后腔C—推閥腔D—回油腔（2）后腔回油前腔常壓型液壓鑿巖機沖擊工作原理[13]此型液壓鑿巖機是經過改變后腔的供油和回油來實現活塞的沖擊往復運動的，也有套閥式和芯閥式兩種，其套閥式液壓鑿巖機沖擊工作原理如圖2-2所示。當套閥4處于右端位置時，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，因此配流閥向左運動進行回程換向，高壓油經過機體內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)圖2-2前腔常壓后腔回油型液壓鑿巖機沖擊工作原理(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1—缸體2—活塞3—蓄能器4—配流閥A—回程換向信號孔位B—沖程換向信號孔位（3）雙面回油型液壓鑿巖機沖擊工作原理[13]此類液壓鑿巖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，高壓油經油路進入缸體后腔，推動活塞向左作加速運動?；钊蜃筮\動到預定位，打開沖程換向信號孔口，高壓油經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推閥油路進入活塞中間腔，再經回油通道返回油箱，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，高壓油經推閥油路作用在閥芯的右端面，推動閥芯回程換向(圖2-3d)圖2-3雙面回油型液壓鑿巖機沖擊工作原理(a)沖程加速(b)沖程換向(c)回程加速(d)回程換向1—蓄能器2—配流閥3—缸體4—活塞（4）無閥型液壓鑿巖機沖擊工作原理[13]該型液壓鑿巖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生壓縮儲能和膨脹作功。其沖擊工作過程如圖2-4所示。2-4a表示無閥型液壓鑿巖機回程開始的情況，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，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，形成液體彈簧，活塞沖擊釬尾圖2-4無閥型液壓鑿巖機沖擊工作原理(a)回程(b)前腔膨脹，后腔壓縮儲能(c)沖程1—活塞2—前腔3—缸體4—壓油腔5—后腔無閥型液壓鑿巖機的特點是：只有一個運動件，結構簡單;由于利用油液的微量可壓縮性，因此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。但對鑿巖作業來說，確定沖擊頻率的條件是一次沖擊所產生的應力波不致與前一次沖擊所產生的應力波重疊并累積起來，因此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鑿巖機在鑿巖作業中推廣應用。2.4有閥型液壓鑿巖機沖擊機構的結構分析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]：1)活塞回程制動階段的吸空問題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生前腔的吸空問題，而后腔常壓型和雙面回油型沖擊機構則必然會產生前腔的吸空現象，這對活塞、缸體及回油管都是有害的。對于相同規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，因而空穴現象的危害程度也大得多。2)活塞沖程階段的前腔油壓液流動阻力問題在沖程階段，前腔常壓型的前腔油液要被壓到后腔，因而產生一定的阻力，但因其前腔受壓面積較小，因此阻力也較小。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。3)配油閥的耗油量和工藝性前腔常壓型與后腔常壓型是利用了差動活塞的原理，因此只需采用三通閥，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，因而能夠做得比較短，能夠減輕閥芯重量，節省閥芯運動時的耗油量。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。4)活塞運動中的排油問題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，一般經過安裝回油蓄能器來減小其不利影響。5)活塞形狀雙面回油型的活塞形狀最為合理，活塞各臺階的直徑差小，能夠做得細長，撞擊時產生的應力峰值小，持續時間長，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。經過以上分析可得如下結論：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象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，當前己經被淘汰。前腔常壓式液壓沖擊機構具有結構簡單，沒有吸空現象，配流閥耗油量少，能量利用率高等優點，可作為中重型液壓鑿巖機的首選結構形式。但由于其回油壓力脈動較大，因此在設計輕型液壓鑿巖機時應盡量避免采用這種結構。雙面回油型液壓沖擊機構具有不間歇回油、排油時間長、回油壓力脈動小以及活塞形狀好等優點，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。2.5輕型獨立回轉液壓鑿巖機總體方案的確定如圖2-5所示輕型液壓鑿巖機按其回轉機構的結構特點可分為兩大類：（1）內回轉式這種結構的液壓鑿巖機沿用氣動鑿巖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活塞沖擊的同時又實現了轉釬，結構十分緊湊?？墒?，它存在兩方面的不穩定性，一是卡釬，二是回油管爆裂?？ㄢF是由于液壓鑿巖機的固定參數與不固定的外界條件所致，內回轉結構的鑿巖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節。但當釬桿所需的回轉分力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生卡釬現象。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，鑿巖機反彈振動力加大，釬桿易斷，工作不穩。兩者的矛盾很難用一種固定的設計參數來統一。特別在不勻質巖層，內回轉液壓鑿巖機常常無所適從，無法連續工作。油管爆裂是設計鑿巖機時保護不當所致。一般設計液壓鑿巖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鑿巖機，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。由于內回轉液壓鑿巖機在工作原理上的缺陷無法從根本上解決，因此這種結構的支腿式液壓鑿巖機已被市場所淘汰。（2）外回轉式外回轉液壓鑿巖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.內部分流供油外回轉結構；c.沖擊與回轉機構串聯供油的外回轉結構。獨立供油外回轉結構是中重型液壓鑿巖機普遍采用的結構，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。當前國內尚沒有這種結構的輕型液壓鑿巖機問世。圖2-5回轉機構[13]1—沖擊活塞2—緩沖活塞3—傳動長軸4—小齒輪5—大齒輪6—釬尾7—三邊形花鍵套8—緩沖套筒內部分流外回轉液壓鑿巖機具有單一輸入輸出油管的結構形式，經過設在機體內的分流閥將輸入的液壓油分別供給沖擊機構和回轉機構。這種結構的液壓鑿巖機由于分流閥設在機體內部，因此增大了鑿巖機的結構尺寸和能量損失，而且分流閥的調節技術比較復雜，鑿巖時工人很難根據具體的施工條件控制操作，因此尚未得到推廣應用。當前國內應用比較成功的支腿式液壓鑿巖機采用的都是沖擊與回轉機構串聯供油的外回轉結構。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鑿巖機的沖擊能和沖擊頻率都較低，又由于油馬達的供油為沖擊機構的回油，因此其回轉扭矩也不高。由于這種結構的支腿式液壓鑿巖機與相同檔次的氣動鑿巖機相比在性能上沒有明顯的優勢，因此其推廣應用受到了一定程度的限制。盡管各廠家生產的輕型液壓鑿巖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，這也是這種液壓鑿巖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，而這樣勢必會增加鑿巖機的尺寸和重量。供水裝置是液壓鑿巖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，增大鑿巖機的重量，這對于對重量要求較為苛刻的輕型液壓鑿巖機來說是無法忍受的，因此，輕型液壓鑿巖機大都采用中心供水方式。綜上所述，本文確定輕型獨立回轉液壓鑿巖機的總體結構為：雙面回油型液壓沖擊機構＋獨立供油外回轉機構＋中心供水方式。依此設計輕型獨立回轉液壓鑿巖機，該型液壓鑿巖機具有如下特點：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。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。3）由于回油壓力脈動小，因此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。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。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。第3章液壓沖擊機構數學模型的建立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經過沖擊釬尾進行能量傳遞的。它的輸入參數是液體的工作壓力和流量，輸出的參數是活塞的沖擊能和運動頻率。研究活塞的運動規律，建立液壓沖擊機構的理論模型是十分有意義的，這是設計液壓鑿巖機沖擊機構的理論基礎。3.1液壓沖擊機構的線性模型液壓沖擊機構的線性模型是當前在工程設計和一般的理論分析中廣泛應用的一種數學模型。根據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，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中的加速度在數值上分為兩種，即回程加速一種，回程制動與沖程加速的加速度在數值上相等，由此可導出一系列簡明的表示式，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動的三段分析法，它根據活塞在回程制動與沖程加速這兩種運動狀態下的加速度數值有較大差別的實際工況，將三種狀態的加速度分為數值不同的三種，由此導出更完善、更符合實際工況的表示式。圖3-1活塞運動速度圖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tr—回程時間ts—沖程時間T—活塞運動周期3.1.1活塞運動的二段分析法采用該法分析活塞運動規律時的假設條件為[12,15]：（1）油液是不可壓縮的；（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；（3）忽略活塞沖擊釬尾后的短暫停頓和反彈速度；（4）系統工作壓力無波動，回油背壓為零；（5）配油閥是瞬時切換的，且忽略換向時所需流量。根據以上假設，可建立活塞運動方程為：（3-1）式中：——活塞質量，kg；——活塞加速度，；p——工作壓力，Pa；A1、A2——活塞前后腔受壓面積，；——活塞回程加速時間，s；T——活塞運動周期，s。由上式可得活塞運動加速度為：（3-2）如圖3-1所示，活塞的運動速度為：（3-3）活塞的運動位移為：（3-4）經整理可得活塞回程加速階段加速度為：（3-5）活塞回程制動和沖程加速階段加速度為：（3-6）活塞回程最大速度為：（3-7）活塞沖擊末速度為：（3-8）活塞回程加速行程為：（3-9）回程制動行程為：（3-10）活塞運動行程為：（3-11）活塞運動周期為：（3-12）活塞的沖擊頻率為：（3-13）3.1.2活塞運動的三段分析法由于密封摩擦阻力、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]：（3-14）式中：k——綜合阻力系數；——回油背壓，Pa。則活塞運動加速度為：（3-15）活塞運動速度為：（3-16）活塞的位移為：（3-17）經計算可得回程加速階段加速度為：（3-18）回程制動階段加速度為：（3-19）沖程加速階段加速度為：（3-20）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示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（沖擊能E、沖擊頻率f、供油壓力p、沖擊速度）確定后，就能夠根據上述兩種方法確定的解析表示式來計算確定沖擊機構的結構尺寸。3.1.3液壓沖擊機構的變加速模型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，特別是其中的二段分析法距離沖擊機構的實際工況相差甚遠，其結果可能會對產品研制的周期和試制成本產生影響。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律的數學模型求解，以提高液壓鑿巖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]：1）油液是不可壓縮的，且粘性不隨溫度和壓力而變化；2）系統工作壓力及回油背壓無波動；3）忽略活塞沖擊釬尾后的短暫停頓和反彈速度；4）換向閥是瞬時切換的?；谝陨霞僭O，根據動力學原理，得活塞的運動微分方程為：(3-21)式中：——粘性摩擦阻力系數，N·s/m；——密封摩擦阻力，N；F——活塞所受的有效液壓推力，N。根據流體力學可導出粘性阻力系數為：(3-22)式中：l——密封長度，m；d——密封面內圓柱直徑，m；δ——半徑間隙，m；μ——油液的動力粘度，Pa·s；ε——偏心比。密封摩擦阻力為：（3-23）式中：f——摩擦系數；L——密封圈的密封寬度，m?；钊艿囊簤和屏椋海?-24）根據以上分析可知，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：（3-25）式中：考慮活塞各個運動階段的初始條件，求解微分方程（3-25）可得活塞運動加速度為：（3-26）活塞運動速度為：（3-27）活塞的位移為：（3-28）根據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。3.2液壓沖擊機構的非線性模型如前所述，應用線性模型在一定程度上可基本滿足工程設計的需要，而且有確切的代數表示式，求解方便。但它畢竟忽略了很多影響因素，需用經驗系數進行修正。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來研究，是十分必要的。這就需要建立這一系統的非線性數學模型。為了分析與計算上的方便，同時又不失其必要的精確性，在建立數學模型時，作如下假設：1）液壓泵的供油量為定值；2）忽略油液的可壓縮性；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；4）蓄能器氣腔工作為等熵過程；5）忽略活塞和閥芯運動的機械摩擦阻力；6）忽略管路系統的彈性。基于以上假設，根據動力學原理和液體連續性方程，以不裝回油蓄能器的液壓鑿巖機為對象，可建立基本數學模型如下：（1）活塞及配流閥的動力平衡方程考慮到活塞運動過程中，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：（3-29）式中：——活塞受到的粘性摩擦阻力，N；Δp——密封面兩端的壓力差，Pa。配流閥在換向過程中，油液流速的大小及方向不斷發生變化，閥芯不但受到粘性阻力及液壓推力的作用，還會受到穩態液動力和瞬態液動力影響，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：（3-30）式中：——閥芯的質量，kg；——閥芯受到的粘性摩擦阻力，N；——穩態和瞬態液動力，N；——閥芯受到的有效液壓推力，N；——閥口兩側壓差，Pa；——閥芯的位移，m；——速度，；——加速度，。（2）油液流量平衡方程活塞在一個運動周期內，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能夠認為是基本不變的，這樣，蓄能器就始終處于充油或排油狀態。根據液體連續性方程可建立流量平衡方程如下：高壓油流量平衡方程為：（3-31）式中：——系統供油流量，；——活塞運動時的耗油量，；——閥芯運動時的耗油量，；——活塞部分的油液泄漏量，；——配流閥部分的油液泄漏量，；——蓄能器氣腔工作容積的變化量，。低壓油流量平衡方程為：（3-32）式中：——系統回油管路流量，；——活塞回油腔的排油量，；——配流閥推閥腔的排油量，；——活塞部分排到回油管路的泄漏量，；——配流閥部分排到回油管路的泄漏量，。（3）高壓蓄能器氣體狀態方程高壓腔內油液壓力變化與蓄能器內氣體壓力變化處于動態平衡狀態。由于活塞沖擊運動發生在極短的時間內，因此近似認為蓄能器內氣體壓力能轉換過程為可逆，因此有如下氣體狀態方程；（3-33）式中：——蓄能器工作壓力，Pa；——蓄能器充氣壓力，Pa；——蓄能器壓力為ph時的氣腔容積，；——蓄能器的最大氣腔容積，；n——多變指數，n＝1.4（4）閥口及管路阻力平衡方程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，閥芯內部油液也必須滿足液體連續性條件，因此管路內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的研究[12,13]，列寫閥口及管路阻力平衡方程如下：閥口兩側的壓力差方程為：（3-34）式中：——經過閥口的流量，；——閥口流量系數；——閥口過流面積，；——油液密度，。管路兩端的壓力差方程為：（3-35）式中：——管路兩端壓差，Pa；——與局部阻力系數及流體性質有關的系數，；——經過管路的流量，；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示式，就能建立沖擊機構整個運動過程的數學模型，再運用這些數學模型進行計算機求解，就可對液壓沖擊機構的工作狀態作較精確的分析和計算。第4章液壓系統設計液壓伺服控制系統是由指令裝置、檢測裝置、比較環節、伺服放大器、控制元件、執行元件、校正環節組成。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。液壓伺服控制系統的特點是驅動力、轉矩和功率大；易于實現直線運動的速度、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。由以上液壓系統的性質和特點設計該液壓鑿巖機的液壓系統。4.1液壓沖擊機構控制原理及設計理論分析4.1.1液壓沖擊機構控制原理液壓控制原理簡圖如圖4-1所示[13]：圖4-1液壓控制原理簡圖圖4-2表示液壓沖擊機構簡化后的結構模型示意圖[12.13]。它主要由活塞、缸體、高壓蓄能器、換向閥以及連接它們的油路組成。上部是活塞，下部是換向閥。在一個工作周期內，活塞和換向閥的各腔壓力是交替變化的。沖擊機構的工作狀態包括四個部分：1）沖程加速：沖程開始閥芯位于左端，活塞位于右端，高壓油經油路1進入缸體后腔，推動活塞向左做加速運動。2）沖程換向：活塞向左加速運動到預定位置，打開沖程換向信號孔M，高壓油經推閥油路2進入配向閥左定位腔，推動閥芯向右做沖程換向，配向閥右控制腔中的液壓油精推閥油路3進入活塞中間腔，經回油通道4返回油箱，為回程運動做準備，與此同時，活塞打擊釬尾。3）回程加速：完成沖程瞬間，活塞進入回程運動，高壓油經進油路5進入缸體前腔，推動活塞做回程加速運動。4)回程換向：活塞向右做回程加速運動到預定位置，回程換向信號孔N打開，高壓油精推閥油路3進入配向閥右定位腔推動閥芯回程換向，配向閥做控制腔中的液壓油經推閥油路2、活塞中間腔和回油通道4返回油箱，閥芯運動到左端，為下一循環做好準備。圖4-2液壓沖擊機構4.1.2液壓沖擊機構設計理論分析：在上一章中作者詳細闡述了液壓沖擊機構的理論研究模型，其中線性模型研究對液壓沖擊機構的運動作了必要的簡化和假設，認為活塞的一個運動周期可分為回程加速、回程制動和沖程加速三個運動階段，在這幾個階段內，利用活塞運動的二段分析和三段分析法進行液壓沖擊機構的研究和設計，不但能很快得出明確的解析表示式，而且能很方便地進行沖擊機構的結構參數設計。液壓鑿巖機沖擊機構的活塞結構參數和運動學、動力學參數是緊密相關的，當確定一組性能參數時，會得到相應的結構參數[12]。令活塞沖程加速時間與活塞運動周期之比為α，即：(4-1)α被稱為沖程時間比或運動學特征系數，因為它是無量綱量，故將其定義為抽象設計變量。則根據活塞運動的三段分析法可得到下面一系列用抽象設計變量α表示的運動學參數表示式。沖程時間：(4-2)回程時間：(4-3)回程加速時間：(4-4)回程制動時間：(4-5)活塞行程：(4-6)回程加速行程：(4-7)回程制動行程：(4-8回程最大速度：(4-9)沖程加速度：(4.10)回程加速加速度：(4-11)回程制動加速度：（4-12）式中：β——回程制動加速度與沖程加速度的比值。由（3-19）和（3-20）式可求得：（4-13）由此可見，給出一個α值便確定了液壓沖擊機構的所有運動學和動力學參數，因此能夠把α的設計視為液壓沖擊機構的一種設計方法。α的最優值在0.29～0.382之間。4.2活塞系統設計4.2.1活塞系統設計的基本要求活塞是液壓鑿巖機的關鍵零件，它設計的好壞直接影響機器的工作性能和壽命?；钊O計的已知參數是沖擊能E和沖擊頻率f，由用戶或生產需要而定。需要設定的參數是沖擊末速度和供油壓力p。根據中國當前釬尾允許應力計算，一般不大于10。供油壓力的選擇應考慮機器的整體結構尺寸、制造工藝水平和密封性能，一般在10～18Mpa范圍內。具體設計時應遵循以下原則[13]：1）活塞應為細長形，并減少不必要的斷面變化，以利于提高能量傳遞效率和釬具壽命。2）活塞沖擊頭部的面積應盡量與釬尾端部的面積相等或接近，并要有一定的錐部長度，以利于沖擊波的傳遞。3）要保證活塞全行程及超行程時不致損傷兩端密封結構。4）活塞應具有防空打功能，以免空打時撞壞缸體。5）活塞的材質應具有較好的機械性能，即表面硬度高，心部韌性好，且具有較好的耐磨耐沖擊性能。6）保證活塞重量和前后腔受壓面積等于或接近已得出的結果參數。7）應在綜合考慮能量損失、加工精度與過濾精度的基礎上，確定活塞與缸體間合理的配合間隙。4.2.2活塞零件的設計計算根據實際工況或用戶要求確定沖擊機構性能參數：沖擊能E和沖擊頻率f；根據中國當前釬尾允許應力確定沖擊末速度；根據液壓系統的承載能力確定供油壓力p；按近似釬桿直徑確定活塞沖擊端直徑d1。采用抽象設計變量理論可得如下活塞計算式：活塞質量：（4-14）活塞前腔受壓面積：（4-15）活塞后腔受壓面積：（4-16）活塞最大直徑：（4-17）活塞后腔直徑：（4-18）4.2.3活塞臺肩部分的設計活塞系統結構如圖4-3所示：活塞在回程加速時，前腔與系統高壓油相通，后腔回油；活塞回程制動和沖程加速時，后腔與高壓油相通，前腔回油。顯然，在活塞的往復運動過程中，由于壓差和活塞相對運動的影響，油液在活塞與缸體的間隙密封段將產生縫隙流動而出現泄漏現象，另一方面，由于間隙處的油液內存在剪切應力，活塞將受到粘性摩擦阻力的作用，該力的方向始終和活塞運動方向相反。由此可見，由泄漏和摩擦引起的能量損失是活塞臺肩處能量損失的兩大要素，使上述能量損失之和最小是活塞臺肩設計的最優目標，而活塞與缸體的間隙以及活塞臺肩的長度是臺肩設計的兩個關鍵參數。圖4-3活塞系統結構簡圖4.3配流閥系統的設計液壓沖擊機構配流閥有多種結構形式，根據其配流系統工作原理的不同，一般可分為行程反饋配流、壓力反饋配流和電液控制強制配流二種配流方式。輕型獨立回轉液壓鑿巖機沖擊機構采用行程反饋配流方式。這類沖擊機構實際上是一種具有行程反饋的閥控活塞隨動系統，它工作時，配流閥從缸體反饋信號孔獲得高壓油推動閥芯換向，以實現油路的切換，活塞則隨供油規律的改變作周期性回程、沖程變速運動。具體地說，閥芯的運動是經過活塞在缸體內的行程反饋信號來控制的，從而實現了配流閥控活塞系統中閥與活塞的互動控制。4.3.1配流閥設計的基本要求配流閥是液壓沖擊機構的重要組成部分，它對活塞的控制屬于開關型控制，閥芯的運動速度和運動時間直接決定著活塞的運動頻率，因此，必須保證閥芯運動的快速性。配流閥閥芯質量越小、推閥面積越大、運動行程越小，則閥的運動頻率越高。但增加推閥面積，必然會增加配流閥的耗油量，雖然閥芯運動所消耗的壓力油對于液壓沖擊機構的工作是必不可少的，但對液壓沖擊機構的輸出功來說卻是一種能量損失，因此增加推閥面積會降低沖擊機構的效率。閥芯的運動行程越小，則閥的開口量就越小，油液流經閥口時的壓力損失越人，可見閥芯的運動行程也不能太小。因此，在設計配流閥時，必須在保證閥芯動作快速、穩定的基礎上，使配流閥的能量損失最小。具體設計時應遵循以下原則：1)閥芯兩端受力應始終處于不平衡狀態，以保證閥芯穩定在沖程或回程的配油位置；2)在保證閥口全流量時不致有過大阻力的情況下，行程盡可能短些，重量盡可能輕些，以減少耗油量和提高換向速度；3)要保證最小封油長度和進入緩沖油墊的長度；4)保證閥芯兩端推閥面積滿足參數計算的要求。4.3.2配流閥的結構設計當前國內外有閥型液壓鑿巖機沖擊機構的配流閥主要有芯閥、套閥二種形式，其中以三通閥和四通閥居多。本文研究的液壓沖擊機構配流閥為四通滑閥結構，其結構如圖4-4所示[13]：通往活塞腔圖4-4配流閥結構示意圖配流閥的結構參數有閥芯運動行程、開口處閥芯直徑、推閥腔油壓作用面積和定位腔油壓作用面積、的確定，主要受結構尺寸的限制，從油液流經閥口的壓降越小越好出發，考慮到閥芯行程受換向時間與耗油量的限制不能大，則閥芯直徑越大越好。按這一原則再根據沖擊機構的整體結構確定合理的閥芯直徑。然后可根據沖擊機構的最大瞬時流量確定閥的最大開口量以及油路、油槽尺寸。根據最大開口量和密封長度可初步確定閥芯行程。為了確定推閥腔和定位腔的油壓作用面積，可先根據已初步確定的參數估算閥芯質量，然后根據沖擊機構換向時間的要求，采用理想線性模型進行計算。4.3.3配流閥行程的設計計算（1）配油閥的能量損失分析[12，16]配油閥部分由閥芯和閥體組成。在一個工作周期內，閥芯往返運動各一次，以改變沖擊機構前后腔的油流狀態。配油閥在左位和右位停頓時消耗的能量可分為如下三部分:a)泄漏損失根據流體力學可知，環形縫隙上由于泄漏引起的功率損失為:（4-19）式中:環形縫隙兩側的壓力差，Pa油液的動力粘度，Pa；封油長度，m；d封油段公稱直徑，m；環形縫隙的間隙，m；相對偏心比。由于配油閥為對稱結構，因此閥芯在左位與在右位時的泄漏流量是相同的。由流體力學可得閥芯在右位時的泄漏功率損失:(4-20)式中：閥芯運動行程可表示為:式中:y—負開口量，m。則在一個工作周期內，配流閥因泄漏造成的能量損失為:（4-21）b)閥口壓力損失無論閥芯處于左位還是右位，在閥的進油開口處總有高壓油流過。油流經閥口的壓力損失為:（4-22）式中:—油液密度，kg/；—流量系數；—流量，/s。若不考慮泄漏的影響，則當活塞回程加速時，閥芯處于左位，流經閥口的流量為:當活塞回程制動時，閥芯處于右位，流經閥口的流量為:當活塞沖程加速時，閥芯處于右位，流經閥口的流量為:則高壓油流經閥口的能量損失為:（4-23）整理得：（4-24）c)閥芯運動油耗損失閥芯運動是由高壓油來推動的。閥芯運動所消耗的壓力油對于液壓鑿巖機的正常工作是必不可少的，但對鑿巖機的輸出能來說，卻是一種能量損失。在活塞的一個運動周期內，閥芯左右各換向一次所消耗的壓力油體積為:(4-25)式中：因此，在一個沖擊周期內，閥芯運動所消耗的能量為:(4-26)式中:k—考慮閥芯運動阻力而引入的系數。綜上所述，在一個沖擊周期內，配油閥的能量損失為:(4-27)上式中，、、分別由(4-21),(4-24)和(4-26)式決定。（2）運動行程的計算將(4-21),(4-24)和(4-26)式代入式(4-27)并令，可得：（4-28）式中：解方程式，能夠求得使配油閥能量損失最小的閥芯運動行程。由流體力學可求得配油閥的穩態液動力為:（4-29）式中