潜孔钻气动冲击器设计

摘 要本毕业设计来源于实际生产需求，主要任务是设计在露天、粉尘、潮湿、空气质量不好的比较恶劣的环境中工作的潜孔钻用冲击器。潜孔冲击器由于其钻进效率高, 钻头寿命长, 钻进所需推进力小, 转速低以及钻孔不易偏斜等优点, 在钻孔作业中有较大的优势, 故在矿床勘探、水文地质和凿岩工程等许多领域中, 对潜孔冲击器的需求量越来越大。本文在详述国内外研究潜孔钻用冲击器现状的基础上，从参数优化, 计算机设计, 关键件设计与制造等方面对潜孔冲击器整体结构设计进行了阐述。重点是对冲击器活塞运动受力分析及结构设计。本文所设计的潜孔钻用冲击器是一种潜入孔中的以压气为动力，通过配气装置控制活塞作往复运动，并冲击钻头将能量传递至钻头而破碎岩石的机具。与这同时，冲击器还在钻机旋转装置及推进装置共同作用下，实现旋转与推进动作。于是，岩体由表及里的受到破坏，并形成具有一定孔径的爆破孔。关键词：潜孔冲击器 ; 活塞 ; 工作原理 ; 参数设计ABSTRACTThe design graduate from actual production demand, the main task is to design in the open air, dust, humidity, poor air quality in an environment relatively poor work of the down-the-hole drilling with impactor. Down-hole drilling because of its impact with high efficiency, long life bits, for promoting the drilling of small, low-speed drilling and not skewed the advantages of the drilling operations have greater advantages, deposit it in the exploration, Hydro-geological and drilling works, and many other areas, the potential impact of Holes demand is increasing.This paper in detail at home and abroad to study potential impact of drilling holes for the status quo on the basis of the parameters optimization, computer design, the key pieces of design and manufacturing, and other aspects of the down-the-hole for the overall impact of structural design was described. Focus is on impact with the Pistons Movement Analysis, listing differential equation. In this paper, designed by the down-the-hole is the impact of drilling with a hole into the air as a driving force to pressure by the Pistons with gas control device for reciprocating movement and energy transfer will impact drill bits and broken rock to the machines. And the same time, the impact is also promoting the rig rotary devices and devices working together, and promote the realization of spin moves. Thus, the rock Youbiaojili destruction and formation of a certain diameter of the blast hole. Keywords: Down-hole impactor ; Pistons ; Principle ; Design parameters目 录摘要.ABSTRACT.1 绪论11.1国内外潜孔钻用冲击器的研究现状11.1.1国内外潜孔钻用冲击器的研究发展概述11.1.2潜孔冲击器配气方式的主要研究现状51.2国内外潜孔钻用冲击器的发展趋势71.3本课题的研究目的及意义82潜孔钻用冲击器的总体方案设计.92.1潜孔冲击器工作原理92.2潜孔冲击器原始性能数据选取122.2.1单次冲击功的选取122.2.2冲击器冲击频率的选取142.2.3活塞冲击速度的选取172.2.4空气耗用量的计算172.2.5冲击功率的确定计算192.3冲击器配气机构设计19 2.3.1配气面积的设计计算21 2.3.2配气长度的设计计算222.4冲击器基本结构参数设计242.5冲击器活塞运动规律的分析及其结构设计252.5.1冲击器活塞运动分析252.5.2冲击器活塞结构和主要性能参数设计312.6冲击器主要零件选材和工艺要求34参考文献致谢附录451 绪 论潜孔钻机主要用于露天矿山开采，建筑基础开挖,水利、电站、建材、交通及国防建设等多种工程中的凿岩钻孔。与常见的凿岩机相比，具有钻孔深、钻孔直径大、钻孔效率高、适应范围广等特点，是当前通用的大型凿岩钻孔设备。而一部潜孔钻机的钻孔效率在很大程度上取决于冲击器的性能。所以潜孔钻用冲击器的需求量越来越大，冲击器的发展也引起更多人的关注。在条件相同时，无阀配气的冲击功要比有阀配气低，特别是我国矿山风压一般不高，而活塞直径又受孔径限制，所以为了增加冲击功，设计选择有阀配气方式，结构上采用加工简单、使用可靠性高的板状阀片1.1国内外潜孔钻用冲击器的研究现状1.1.1国内外潜孔钻用冲击器的研究发展概述六十年代后期，我国露天矿山迅速推广了新型高效率的潜孔钻机穿凿爆破深孔，最早是由宣化风动机械厂（现宣化采掘机械厂）生产的仿苏的C型侧排气冲击器和钎焊硬质合金片的钻头，这种冲击器和钻头由于结构原因穿孔速度低、使用寿命短，在中硬和硬岩中冲击器的寿命一般为500800米，钻头寿命为1050米，穿孔成本很高，这不仅影响新型穿孔设备的推广，也使穿孔作业成为矿山生产的薄弱环节。1972年初冶金工业部组成了潜孔钻具攻关组，并列为国家重点科目项目，参加攻关单位有长沙矿山研究院、中科院冶金所、以及一些试验矿山等。各单位科技人员发挥了各自的特长，从结构设计、材料选择、硬质合金研究、加工和热处理等方面作了大量工作。新型冲击器和钻头定名为J型。首先研制成功了用于大型露天矿山，可钻孔径200220毫米的J-200型冲击器和钻头，随后又研制了J-170、J-150、J-100、J-80冲击器和钻头，实现了潜孔钻具系列化。80年代初期研制的QCZ型系列冲击器。有QCZ90、QCZ150、QCZ170，特点是：中心排气，克服了侧排气的许多缺点，在结构上有了一个飞跃，但凿孔效率不是太理想。1987年，宣化采掘机械厂与美国英格索兰公司合资后，试制了中心排气的第二代CIR系列冲击器，同时引进了美国英格索兰公司的DHD、DH系列冲击器。1993年，根据近代冲击器凿岩理论和实践，吸收国外的先进技术和经验，结合我国矿山的条件，开发了中心排气第三代的CIR150A、CIR170A、CIR65和CIR80型冲击器。现在实际生产中广泛使用的一系列冲击器的主要结构特点如下：（1） 单次冲击能大，有利于提高凿岩效率。（2） 活塞采用细长异径带中心孔单活塞结构形式，活塞冲击钎头时产生的应力波的峰值较低，而有效应力的作用时间较长，有利于提高岩石破碎效率和延长钎具的使用寿命。（3） 中心排气，废气经活塞和钻头中心孔排向孔底，排渣效果好，减少岩石重复破碎，提高凿孔效率和钎头寿命。（4） 采用压差式配气结构，结构简单，易于制造，阀轻，行程合适，动作灵活，气道拐弯少，断面大，密封性好，压力损失小。（5） 冲击器和钎头采用花键连接，结构简单，拆卸方便，传递扭矩大，稳固可靠，钎头不易脱落。（6） 设有防水逆止阀，当冲击器突然停止供气时，冲击器周围的气水混合物不会从冲击器的排气孔道涌进。（7） 冲击器提离孔底时，能自动停止活塞冲击，以便强吹孔底的岩渣，又防止空打产生，避免造成对冲击器和钻机回转机构的破坏。J系列第二代冲击器（B型）的设计，是以进一步提高穿孔速度为主要目标，作法是改进配气结构，利用高压气辅助推动阀片换向，降低活塞工作行程时的背压，提高了冲击功，同时适当增加了活塞长度、直径和结构行程，这样，冲击器的单次冲击功又增加50%左右。由于增加了活塞长度和重量，提高了活塞钻头的能量传递效率和钻头岩石的凿入效率。虽然由于活塞加重和行程加长，冲击频率有所下降，但实际穿孔速度提高30%40%。表1.1 J型和C型钻具寿命比较仿苏C型潜孔钻头都是钎焊硬质合金片的结构，小直径潜孔钻头一般采用三翼带超前刃，而大直径钻头采用四翼或四翼带超前刃，钎尾呈圆柱状（侧边铣出一个平面），靠一个扁圆键与冲击器的卡钎套联结，用以传递扭矩和防止钻头掉落。由于钻头直径大不易焊接，硬质合金片易脱落或早期碎裂；钎尾与圆键接触的平面常因过快磨损而使钻头无法使用，因此钻头使用寿命很短。如表1.1所示，而J型潜孔钻头作了较彻底的改变：（1） 采用头部呈球形或弹形的硬质合金柱齿代替传统的硬质合金片。（2） 采用过盈冷压固齿代替传统的钎焊。（3） 钻头的柄部和冲击器卡钎套之间采用花键和圆键混合联结，花键用以传递扭矩，圆键防止钻头坠落，防坠键使用寿命长，钻头更换方便，工作可靠。J系列潜孔钻具第二代产品的主要工作指标已达到或接近国外同类产品的水平，例如冲击器、钻头的使用寿命已大大超过苏联。美国的潜孔钻具代表世界先进水平，冲击器寿命一般在7501000小时之间，在中硬至硬岩中，钻头寿命为150750米。J系列第二代产品的鉴定和试验数据已接近或达到这一水平。J系列潜孔冲击器是根据我国矿山风压较低的条件（56）而设计的，在这种条件下，冲击器具有较高的穿孔速度。美国主要生产潜孔钻具的米申公司于1985年试探性的购买了J系列潜孔钻具，根据他们在巴西某工地所作的对比试验，J 型潜孔冲击器的穿孔速度明显高于美方冲击器。表1.2 苏联和我国潜孔钻具寿命比较表1.3 J型和米申公司冲击器穿孔速度比较1.1.2潜孔冲击器配气方式的主要研究现状目前国内外的风动冲击工具有两种配气方式：有阀和无阀。由于配气结构特点所决定，在条件相同时，无阀配气的冲击功要比有阀配气低，特别是我国矿山风压一般不高，而活塞直径又受孔径限制，为了增加冲击功，设计选择有阀配气方式，结构上采用加工简单、使用可靠性高的板状阀片。分析国内外潜孔冲击器的现状，我们还应看到无阀型潜孔冲击器的制造比重越来越大。无阀型冲击器结构简单可靠、取消了阀片、整机使用寿命大幅度的提升，且易于在不同的工作气压（低至7，高可达24.5）下运转。因而国外的高气压潜孔钻用冲击器多为无阀型。下面分析比较国内外几种类型冲击器的主要配气结构。如图1.1。（1） 活塞自配气的无阀冲击器 这种冲击器主要借活塞自身的气道进行配气。因而活塞结构复杂，活塞体上布置了很多气道，削弱了活塞强度，降低了活塞使用寿命。但是，这种冲击器具有内、外缸合为一的缸体结构，可使活塞的有效工作面积加大，相应提高了冲击器的冲击能量。（2） 活塞和气缸联合配气的无阀冲击器 这种冲击器结构简单、加工方便、活塞寿命较长。因而国外广泛采用这种结构形式。（3） 中心管配气的无阀型冲击器 这种冲击器上下室的进气道都布置在一个圆管上，活塞在此管中滑动。除了要求制作精度高外，中心管寿命还较低。（4） 中心排气冲击器 这种结构形式的内缸以环形槽取代了旁侧冲击器内缸为数甚多的纵向凹槽结构，大大的减少了内缸应力集中状况，是近年来广泛采用的一种结构形式。（5） 旁侧排气冲击器 所谓旁侧排气是指排粉气路由缸体而不是由钎头中心通至孔底的。国产C-150型冲击器即属此类型。（6） 串联活塞冲击器 串联活塞冲击器又称双活塞（头）冲击器。该冲击器是用隔离环将气缸分成前后两个室，在同一缸径情况下，同时有两个活塞面在工作，相应有较大的冲击功及冲击频率。与此相应的还有双重排气系统，有效的排除孔底岩石粉末。其主要弊病是结构复杂、机件需有较高的加工精度，例如活塞与其相关的零件有多达五个相配合的表面，使之应用与推广受到了限制。a b c d e f g 图1.1 各种配气方式冲击器示意图1.2国内外潜孔钻用冲击器的发展趋势现代潜孔钻用冲击器，从使用观点出发，它更显现出以下发展趋势：（1） 良好的使用适应性，即在高低不同的压气压力下均能正常运转；（2） 有较高的凿孔速度和作业效率；（3） 在各种复杂的岩层（包括含水岩层）均能正常运转作业；（4） 结构简单，便于制造、使用及维修；（5） 较高的机件使用寿命；（6） 冲击器上的连接件要有一定的互换性。当今国内外都在努力对冲击器进行优化设计，冲击器的冲击系统的能量传递效率随岩石硬度而变化，大量试验证明了这一点。对于软岩，效率随岩石硬度的变化是缓慢的，但对于硬岩，它的变化却非常快。硬岩的抗张应力和抗循环应力低，有利于冲击载荷破碎岩石，通过合理选择结构，得到较高的冲击能量传递效率来对付硬岩。潜孔冲击器的最优化设计必须满足最优活塞和钎头重量，以及岩石特性之间的数量关系，找出它们之间的相互关系，就达到了优化的目的。为了使冲击器达到最优化效果，达到较高的穿孔效率和较长的寿命，冲击器在设计上可采取以下措施：加大活塞行程；增加活塞重量；采用棒槌形细长活塞；中心排气，内缸呈光滑筒形；采用板阀配气。新型潜孔钻冲击器要达到更好的使用效果在发展趋势上还应具备以下结构特点：（1） 可以根据岩石比重不同和管路风压大小，改变配气杆中心的节流孔直径来调节耗风量和风压。（2） 考虑了风水混合的湿式凿岩和钻孔涌水情况下作业，根据用户需要可增加析水和防水密封装置。（3） 采用整体钻头。结构强度高，寿命长，能量传递好。（4） 钻头的装卸，采用弹簧挡销结构，使用方便，工作可靠。1.3本课题的研究目的及意义本毕业设计来源于实际生产需求，主要任务是设计在露天、粉尘、潮湿、空气质量不好的比较恶劣的环境中工作的潜孔钻用冲击器。潜孔钻机的工作效果，很大程度上取决于钻具的结构是否合理，良好的钻具设计应达到两个目标：较高的效率和较长的使用寿命。而本设计根据近代凿岩理论和吸取国内外经验，确立了各种参数，选取了较好的冲击器和钻头结构，采用长而重的活塞代替仿苏的短粗活塞。由于配气结构特点所决定，在条件相同时，无阀配气的冲击功要比有阀配气低，特别是我国矿山风压一般不高，而活塞直径又受孔径限制，所以为了增加冲击功，设计选择有阀配气方式，结构上采用加工简单、使用可靠的板状阀片。2潜孔钻用冲击器的总体方案设计冲击器是潜孔钻机的主要工作机构，它的性能直接影响钻机的生产率。风动工具的使用已有一百多年的历史，但到目前为止，还缺少关于活塞运行的完善计算方法。由于对冲程、回程运动，以及换向过程难以观察了解，只能依靠想象来估计活塞的运动状态。近年来，由于现代测试技术的应用，获得了活塞位移和气缸内风压变化的相对数据，对于分析活塞运动规律提供了科学依据。在这次设计中为了简化运行条件，特作两点假设：（1）活塞运行时的摩擦阻力可忽略不计； （2）缸内空气的压缩和扩散，都按等温过程进行。2.1潜孔冲击器工作原理目前，潜孔冲击器的结构型式分为无阀和有阀两大类。无阀型结构简单，寿命较长。但由于要利用气体膨胀做功，因而在高气压下工作时的效率较高。国外冲击器的工作压力一般为7176，有的甚至高达24.5，而目前国内各种气动凿岩机和气动工具均采用5的低工作压力。有阀型冲击器如能在配气、排气方式、活塞和阀的结构方面设计合理，仍然能达到较高的工作效率。通过对国内外冲击器结构的分析比较，本冲击器采用了中心杆配气，片状阀压差变位，中心排气的结构形式。 图2.1 冲击器工作示意图如图2.1所示，潜孔冲击器开始工作时，压缩空气由后接头经逆止阀进入缸体内，后分两路：一路是强吹风气路，经阀盖、导向管、配气座、活塞中心孔，以及钎头的中心孔进入孔底，直接吹扫孔底岩碴；另一路是完成工作配气气路，返回行程开始，阀片和活塞均处于图示位置，压缩空气，经阀片上面进入阀盖的孔道然后进入内缸间的环形槽，到活塞的前腔，推动活塞上举，当活塞后端面与配气座的配气杆开始配合时，后腔的排气孔道被关闭，后室处于密封压缩状态，阀片前端受到逐渐升高的背压作用。阀片迅速移向阀盖一端，关闭了前室的进气气路，准备作冲击行程，配气完成了活塞返程过程。冲程开始时，活塞和阀片均处于极上端位置，压气经阀盖和阀片下端进入阀座和气缸的后腔，推动活塞向下运动，此时活塞以很高的速度冲击钎尾，导向套的槽被关闭，前腔压力开始上升，活塞的后端离开配气座的配气杆，于是，后腔的压力降低工作行程完成。活塞在冲击钎尾的瞬间，阀片由于其前后的压力差作用换向，然后活塞重复返回行程动作，完成一个工作循环。详细工作过程：图2.2中活塞12处于冲程末了回程即将开始的位置。阀片10位于左面位置。从压气管路来的高压气体经阀右侧，阀盖4内的气路，气缸的外环形气道和回程进气孔进入缸体前气室，推动活塞向后作回程运动。这时缸体后气室与活塞中心排气孔相通。当活塞回程到一定位置时，配气座8上的配气杆进入活塞中心排气孔，使缸体后气室处于封闭状态。随着活塞不断地惯性后退，缸体后气室的气体被压缩而压力逐渐增高，阻止活塞后退。当压力增高到一值时，推动阀片10克服右侧的压力而移到右面的位置，使气流换向。这时，压气经阀左侧和阀座11（与配气杆合为一体）中的冲程进气孔直接进入缸体后气室推动活塞向前作冲程运动。此时前气室已早与前部的排气道相通。当活塞冲程到一定位置时，活塞中心 图2.2 冲击器示意图1、后接头 2、止逆塞 3、蝶形簧 4、阀盖 5、钢垫圈 6、胶垫圈 7、密封圈 8、配气座 9、节流块 10、阀片 11、阀座 12、活塞 13、外缸 14、内缸15、导向套 16、密封圈 17、逆止阀 18、圆键 19、垫圈 20、钎头排气孔与配气杆离开，后气室与中心排气孔相通而突然降压，阀在右侧常压力作用下又移到左面位置，切断后气室的进气通路。这时活塞继续作惯性运动，并在密闭的前气室压力升高之前，以较高的冲击速度打击钎头，然后在前气室压力的作用下又开始下一循环的回程运动。如此不断反复，即形成活塞的连续冲击运动。在冲击器工作过程中，除了利用中心排气排粉外，还应始终有一般压气吹到凿岩面上，以提高冲击器的排粉能力，因而在配气杆中开有一中空孔道。2.2潜孔冲击器原始性能数据选取冲击器性能参数或冲击器凿孔参数，主要有冲击功、冲击频率、冲击能量以及压缩空气耗用量（简称耗气量）。它们表征一台潜孔冲击器具有的做功本领。以往在设计冲击器是，最关心的是单次冲击功和冲击频率两个指标，而在确定单次冲击功时，又常常过分担心合金片的强度；在结构上则尽量使冲击器短而轻巧，以利于加工和使用，所以采取短而轻巧的活塞和较小的活塞行程。按一般公式计算这种冲击器，虽然单次冲击功较低，但是冲击频率提高了，冲击功率也比较高。然而，生产实践表明，这种冲击器不仅效率不高，而且寿命也比较低。从岩石破碎观点来看，活塞的单次冲击功、冲击速度和频率，在汽缸直径一定的情况下，这三者又是互相制约的，正确选择三者的关系，不仅可以提高凿岩效率，而且可以提高钻具的使用寿命。2.2.1单次冲击功的选取冲击功表征冲击器一次冲击能量。实践表明，不同的凿孔孔径及工作压气压力应取不同的冲击功，确保一定的“钎头单位冲击功”，以便有效的破碎岩石以及获得较经济的凿碎比和相宜的凿孔速度。在钻头直径一定的情况下，不同的单次冲击功破碎单位体积岩石所消耗的冲击功（称单位功耗）是不同的，而且差别较大，许多研究资料表明：以单位刃长平均冲击功计算，对于坚硬岩石，最优冲击功是在1.62.7千克米厘米之间。冲击器活塞对钎尾所做的冲击功，在不变的气体压力及略去活塞重量和运动体无摩擦的理想条件下，可按物体在恒力作用下沿直线运动状态计算。物体在恒力作用下沿直线运动，其功A的大小为力F与所经路程S之乘积。对于气缸内的活塞相应有： 式（2.1） 式中冲程活塞受力面积，； P管路压气压力，； S活塞结构行程，米； 活塞行程利用系数，一般设计取0.9。A=（105140.5）焦实际上，活塞所受之压力远非恒压，冲击器性能测试显示了活塞所受压力变化情况如图2.3；活塞的实际行程小于其结构上可能允许的行程；运动件也存在着摩擦阻力；还有运动件本身自重、运动件相互撞击时的附加作用力等等。因而有（0.50.67）的冲击功折算系数。如表（2.1）国内外典型冲击器冲击功折算系数，可以得到冲击器冲击图2.3 冲击器气缸压力变化曲线表2.1 冲击功折算系数功折算系数取0.53。显然，某一台机器的冲击功折算系数越大，说明其结构及配气设计，愈近合理，机器的经济效果愈佳。2.2.2冲击器冲击频率的选取冲击频率是指活塞在单位时间内的冲击次数，一般以每分钟计。表（2.2）列出了国内外主要冲击器冲击频率。从中可以看出，今年来生产的冲击器的冲击频率，在低气压下，多数在1000次分以下。这同早年高频的产品成鲜明对比。这是因为在冲击功一定的条件下，增加冲击频率可提高冲击功率，但是，在气缸直径一定的情况下，要提高冲击频率就得减小活塞行程，这样反使冲击功减低，冲击器的冲击总功率也随之下降。因此在冲击功与冲击频率相互制约的条件下，取大一点冲击功、低一点的冲击频率是相宜的。冲击器冲击频率的选取范围较宽，理论冲击频率应在求出冲击循环时间后求出。如冲击循环时间以秒单位计，则冲击频率f应为： ，次分 式（2.2）式中为冲程时间，并以冲程时间乘以大于2的比例系数K表示全循环时间。又视冲程阶段活塞的运动是初速度为零的匀加速运动，则全行程S中，活塞的运动时间为： ，秒 式（2.3）于是得到： ,分 式（2.4）实际上，如前面所讲的，活塞的运动状态受气缸结构形式、工作气体热力状态变化、机件运动的摩擦、活塞异端背压等诸多因素影响，因而可以用下式表示冲击器冲击频率： ，次分 式（2.5）式中 冲击频率折算系数，该值以现有冲击器，用上式反演求出。 m活塞质量。 G活塞重量 41.16牛顿典型冲击器冲击频率折算系数列于表（2.2）中。表 2.2 各类型冲击器系数比较由表（2.2）引出 ，次分 式（2.6.）式中冲击频率折算系数=23.5系表（2.2）中冲击频率折算系数的平均值。所以10252.2.3活塞冲击速度的选取 活塞冲击速度也有一个最优范围，过低或过高的冲击速度都会显著地增加单位功耗，室内试验资料表明，对于坚硬岩石，最优冲击速度在57.5米秒之间。 确定活塞冲击速度时还必须考虑冲击器零件（主要是活塞、内缸和钻头）的疲劳破坏，而活塞和钎杆的疲劳破坏主要取决于最大应力（应力波的振幅），而与冲击功大小无关，而应力大小又与冲击速度成正比。由此，把此次设计的潜孔冲击器的活塞冲击速度确定在78米秒之间。2.2.4空气耗用量的计算空气耗用量与冲击器结构、冲击频率、气腔容积以及配气短路情况等有关。冲击器的耗气量由两部分组成：工作耗气量和强吹排粉耗气量。现在分别计算如下：（1）工作耗气量 式（2.7）式中： 气缸内压气充满系数=0.85 配气孔道容积增加系数=1.5 排气口打开后高压气短路系数=1.4 前腔活塞工作面积 后腔活塞工作面积，管道风压（绝对压力）0.8aS结构行程，S=0.12米 =8.53 （2）直吹渣耗气量一般岩石采用节流孔径为6毫米 式（2.8）式中 ： 强吹孔面积，孔径厘米。 （） 强吹气体流速，取=250米秒。由此可算出=0.424（）总耗气量：=8.53+0.424=8.952.2.5冲击功率的确定计算冲击功率是指单位时间内冲击器所作的总功。在主要凿岩参数冲击功、冲击频率确定以后，冲击功率即已相应确定。冲击功率多以马力分来表示。 图 2.4 冲击器冲击功率计算图冲击功率较冲击功、冲击次数更直观的表达凿一定孔径所需冲击能量。按冲击功率定义有：马力分 =167马力分显而易见，在潜孔钻用冲击器的气缸直径被钻孔孔径限定的条件下，提高风压是提高潜孔冲击器冲击能量的根本和唯一途径。据此，高风压冲击器在国外发展迅速，为潜孔冲击器赋予了新的生命力。2.3冲击器配气机构设计前面已经提到，冲击器配气机构，无论是有阀还是无阀，其类型很多。因而要事先选好配气类型。有关各种配气类型的详细比较，本设计说明书在前已经叙述，在本设计中我们选择的是有阀型，中心排气冲击器。在选定配气类型以后，我们就着手配气面积与配气长度的设计计算。这种配气尺寸上的设计计算关系到供、排气速度，供、排气时间，关系到活塞运行行程的大小。所以说配气尺寸设计是至关重要的。如图2.5、2.6所示阀盖、阀座。是配气机构的主要组成部分。图2.5 阀盖 图2.6 阀座配气杆一体结构配气机构尺寸设计是遵照流体相似准则进行的。2.3.1配气面积的设计计算配气面积是指工作气体流经各通道的气路面积。这个气路面积与气缸工作面积的比值有一定范围，称为“配气面积比”。以符号k表示配气面积比；，显然，通道面积可通过k，求得。图2.7 冲击器配气孔道示意图如以图2.7 所示配气尺寸表示冲击器配气面积，则统计指出：主进气管面积与气缸冲程工作面积比是： =（0.170.25）冲程进气面积与气缸冲程工作面积比是： =（0.150.20）返程阀箱进气面积与返程工作面积比是： =（0.120.25） 返程气道面积与气缸返程工作面积比是： =（0.180.28）气缸排气面积与气缸冲程工作面积比是： =（0.130.20）2.3.2配气长度的设计计算冲击器配气机构配气长度包括：进气长度活塞运行过程中，进压气的长度；膨胀长度活塞运行过程中，借压缩气体膨胀做功的运行长度；滑行长度活塞运行中，借惯性运行的长度；排气长度活塞运行中，气室与大气相遇，向外排气长度；压缩长度活塞运行中，关闭气室排气口后，活塞运行的长度。而有阀型潜孔冲击器的配气长度主要有以下几项：进气长度、滑行长度、排气长度、压缩长度。上述几种配气长度与冲击器结构行程长度之比，也有一定范围，并用配气长度比来表示： ， 式(2.9)式中 相应的配气长度； S结构行程长度。对于不同的类型的冲击器如控制阀、活阀及无阀型冲击器，各段配气长度是大不一样的，即有不同的配气长度比参阅表（2.3）。本设计中配气长度、配气长度比参阅表（2.4）选取。 表2.4 各配气阶段配气长度比配气阶段前室排气长度后室排气长度气垫厚度进气滑行压缩进气滑行压缩0.70.20.590.590.310.70.820.40.1（毫米）70205959317024922410 表2.3 各型号冲击器配气长度比此次设计的冲击器图2.8，将各段配气长度标注如下： 图2.8 配气长度示意图冲击后室进气长度：冲程后室滑行长度：（）-（）冲程前室压缩长度： 返程前室进气长度： 返程前室滑行长度： 返程后室放气长度：后室放气长度： 前室放气长度：22.4冲击器基本结构参数设计冲击器的基本结构尺寸包括气缸工作直径D和活塞结构行程S。这两个结构参数左右着冲击器的冲击性能。一般来说，缸径尽可能取大值，借以得到较大的冲击功。而结构行程S取小值时可获得高冲击频率，但冲击功要相应降低。用下式选取缸径与行程：，厘米 =8厘米，米 =0.12米 式中 k结构系数，单缸结构选用较大的系数； 凿孔直径，厘米； A、p同前。2.5冲击器活塞运动规律分析及其结构设计使用一般力学运动方程对活塞运动进行分析计算是将活塞建立在等加速运动过程的基础上的，而事实上活塞的运动是一变加速过程。求解这一变加速运动数学模型并直接用它解决冲击器活塞的设计是我们在本设计中使用的一般方法。2.5.1冲击器活塞运动分析根据动力学原理，活塞在充满气体的缸体内运动所受外力的合力等于活塞质量与其加速度的乘积。而活塞所受外力包括风压力P(t)、粘性阻力、摩擦阻力f(S)。以此列出活塞运动的数学模型f(S)或 f(S)=P(t) 式(2.10)式中 活塞质量 S活塞位移 t时间 c工作流体粘性阻力系数 k摩擦阻力系数在前面我们已做过假设，活塞运行时的摩擦阻力可忽略不计。而空气的粘性阻力也可忽略不计。所以上式中，简化去两项后为 =P(t) 式(2.11)解此二阶非齐次线性微分方程，可得活塞运动的位移、速度和加速度的一般表达式。但在此微分方程中所表示的活塞各个运动阶段所受力是很不一样的，下面我们尝试对活塞在冲程的运行状态进行分析，来对上面的微分方程进行不断细化。(1) 冲程阶段活塞在冲程阶段的特点就是初速度为零，末速度达到最大值，以便形成破岩所必须的冲击功。管路风压为，经配气机构进入气缸的后腔，推动活塞作加速运动。测试结果表明，冲程初期，后腔风压较高；而后随着活塞速度提高，后腔空间扩大，而风量的补充却受到配气机构的限制，致使风压有所下降。最后，当配气杆与活塞脱离时，风压将为最低值，不过此时速度很高，时间很短。冲程的运动形式接近匀加速运动，加速度初期最大，以后逐渐下降。若将冲程按匀加速运动处理，可使计算大为简化。经试算这是可以实现的。关键问题是必须找出后腔风压的有效值P。但这也是可以解决的。为此可使用简单公式计算冲程的平均加速度a： = =281式中：P后腔风压的有效值，；Q前腔风压，；（绝对风压）活塞后端的工作面积，；活塞前端的工作面积，；活塞质量，千克。令代表活塞的工作行程，则不难列出冲击速度v及冲击功A的计算方法： = =8.2米秒焦耳 =141焦耳冲程的运行时间t为： =0.028秒图2.9 活塞冲程工作图1、阀片 2、前腔进气孔 3、防空打孔 活塞与钻头的撞击预示着冲程的结束，活塞所具有的能量同时传递至钻头身上，而使钻头具有动能，从而撞击岩石。在冲击过程中取为冲击活塞的冲击速度，为钻头M的钻进速度。则作用于冲击活塞和钻头的冲击力F(t)可以表示为 式（2.12）同时根据文献所做实验得出的结论，我们利用质量弹簧系统，我们就可以得到： 式（2.13）有上述两个方程中消去F(t)，给出冲击活塞和钻头接触面积冲击速度的微分方程为： 式（2.14）该方程的初始条件可导出如下：对钻头M在冲击时刻t=0它是静止的。因而。 而且此碰撞可以看作两刚体的完全弹性碰撞，再根据动量守恒定律和动能守恒定律，利用此可列出冲击器活塞与钻头碰撞的动量方程和动能方程： 式 (2.15) 式 (2.16)在时刻，冲击器活塞撞击钻头M，当时刻，作用于钻头和岩石接触面的力F(t)和钻头M的位移x(t)，可借理想的力位移关系表示为方程：F=Kx 式中K表示为岩石在受冲击负荷时的弹性常数。 由此方程表示的力等于作用于冲击活塞端部的力。只要冲击活塞和钻头保持接触，即冲击过程没有完了，钻头便穿透岩石作功。当钻头穿透到最大值，钻头弹回。钻头对岩石做的净功等于作用于钻头上的冲击功F(t)和前进速度之积在时间上的定积分，因而有关系 而为了得到岩石对于冲击能量的最大吸收效率，根据文献得出结论，冲击器活塞与钻头的质量比应为1.97，而冲击器活塞冲击钻头钎尾时的反弹系数为0.10.3，我们取反弹系数=0.2。 式 (2.17)据此，与上几式联立解得：米秒钻头速度为：钻头质量为：M=8.27千克所以钻头获得的冲击能为： =103.4焦 （2）回程阶段回程的初速度等于回弹速度，而末速度等于零。整个运行过程包括加速和减速状态。加速阶段又因活塞前后压差的变化及活塞受力面积的改变而分成不同的阶段，但由于变化的力相对不变的力可以忽略不计，所以不同的加速阶段归结为一个近似的匀加速过程。减速状态又以阀体的换向时间为界，明显分为两个阶段。于是，回程划分为三个阶段，即加速段、第一减速段和第二减速段。现分别叙述如下：A、 加速段由回程起点开始，到活塞与导向套脱离开为止属于加速阶段。与冲程相仿，在前腔回程风压的推动下，活塞做近似匀加速运动。B、 第一减速段为便于分析，以配气座配气杆顶部为原点建立直线坐标系（如图2.10）图2.10 坐标系示意图令S代表结构行程，则此段运行起点的坐标为（），终点为阀体换向时活塞末端平面的坐标。由于活塞与配气杆接触，而将活塞中通气孔无法再通气。而且后腔排气口被关闭，后腔已成为封闭空间。随着活塞的后退，空气被压缩，风压不断上升，从而使活塞减速。显然，后腔风压P值取决于活塞末端的坐标X，并有以下关系： 式 (2.18)随着活塞的运行，后腔风压不断升高。当后腔风压接近管路风压时，及当阀片受力平衡时，为阀片换位的边界条件。此后可将阀片顶起，而使阀体换向，从而转入第二减速段。所以边界条件为：后腔气体体积压缩对阀片的力等于管路风压对阀片的力。 C、第二减速段第二减速段开始于阀体换向的瞬间，结束于活塞回程终止的时刻。回程终点习惯上称为死点，令其坐标为。这一段的边界条件是很清楚的。起点为，初速度为，末速度为零。前腔风压与第一减速段相同，仍为；后腔风压等于管路风压。由于两端风压稳定，活塞作匀减速运动。活塞的运行周期T等于各种状态运行时间之和即T等于冲程运动时间、回程加速段、第一减速段、第二减速段及冲击持续时间之和。其中冲击持续时间内，活塞同钻头保持接触并将冲击功转化为破岩功。持续时间长短与活塞形状及破岩凿入时间有关，约510毫秒。 求出运行周期以后,可直接计算冲击频率 赫兹2.5.2冲击器活塞结构和主要性能参数设计活塞结构及质量对冲击器整机机构及重量，对冲击器最终性能有较大的影响，并且冲击器的图纸设计是先由活塞开始的，所以活塞设计在冲击器设计中占有极重要的位置。由于细长的带有中空活塞头的活塞与钎头冲击时产生低峰值应力波形，这种应力波形持续时间长，能量传递效率高，所以国内外潜孔冲击器多采用这种理想的结构形式。本设计中所所设计的潜孔钻用冲击器的活塞呈棒锤型，中间有个断面突变，在结构上有一定弱点，但根据国内外凿岩机和冲击器的实际经验，只要正确选材和处理，仍然可以保持较高的寿命。活塞质量对冲击器性能影响较大。质量大，冲击功固然较大，但冲击频率相对降低，甚至使冲击器的冲击能量有较大的下降。重量过小，又不利于传递冲击能量，活塞冲击钎尾还有明显的反弹现象。活塞重量与活塞形状、长度及缸径有直接关系。由于现代高、低风压潜孔冲击器多采用细长形活塞，所以活塞重量主要与冲击器缸径有关。如图2.11即是活塞重量与缸径关系曲线。 图2.11 活塞质量曲线活塞的能量是以应力波的形式传递的，冲击时钎头和活塞均承受压缩应力波，此应力波再由撞击面反传至活塞上端，又形成拉伸应力波，应力波的波速在材料确定后为定值，活塞的形状尺寸决定冲击应力作用时间和幅值，活塞长度越长，应力幅值越小，应力波交替循环的次数越少，可提高活塞的疲劳寿命。活塞和钎头长度尽可能接近，以增加能量传递效率。设计活塞的同时，还应校算活塞冲击速度。活塞冲击速度也是冲击器一个重要的性能标志，它决定一次冲击功的大小，反应冲击器基本结构尺寸运用程度。由于受到机件强度及其疲劳寿命的限制，一般材质的活塞冲击速度在710米秒范围内选取，并可用下式校算冲击速度。米秒本设计中所设计的冲击器活塞可采用T10V或T8V钢。工具钢中加0.10.25%的V，可以细化晶粒，降低过热敏感性和淬火裂纹倾向，同时降低淬透性，使心部强度和任性有良好的配合。活塞在工作中，不断承受冲击应力和摩擦阻力，因此因此活塞内孔和外圆都必须耐磨, 同时, 活塞外圆和内孔应保证一定的同轴度, 其整体强度和冲击韧性都必须达到一定要求如图2.12。其部分加工工艺如下:(1) 锻造后进行球化处理以细化晶粒, 提高心部韧性, 消除内应力;(2) 粗车后进行低温回火, 以消除切削加工后的残余应力;(3) 淬火时采取适当措施以保证内孔与外圆同时淬硬;(4) 内孔进行精磨削。 图2.12 活塞热处理后表面硬度HRc5860，心部硬度为HRc4042。机械加工前毛坯应经球化处理。活塞是主要工作部件，力求提高加工质量和光洁度，所有尖楞均应倒圆。2.6冲击器主要零件选材和工艺要求（1）外缸外缸的寿命很大程度上决定了冲击器的寿命，外缸重量约占冲击器总重的40%，长度大，精度高，加工困难，从这点出发采用较好的材料是合理的，本设计我们采用40CrMnMo，我们还可以采用像35CrMo或更好的材料。因为外缸呈筒形，为了节省钢材和减少加工量，应采用厚壁无缝钢管。热处理后的硬度为HRc