液压凿岩机液压系统设计说明书样本

年4月19日液压凿岩机液压系统设计说明书文档仅供参考，不当之处，请联系改正。大学毕业设计（论文）题目液压凿岩机液压系统设计学生姓名：学生学号：指导教师：机械工程学院机械设计制造及其自动化专业班毕业设计（论文）任务书专业机械设计制造及其自动化班级班姓名下发日期-3题目液压凿岩机液压系统设计专题轻型独立回转液压凿岩机液压系统设计主要内容及要求要求：在教师指导下，独立完成设计任务，培养较强的创新意识和学习能力，获得机械工程师的基本训练。使整个设计在技术上是先进的，在经济上是合理的，在生产上是可行的。设计产品应适应市场的需求，应用面广泛，主要应用在隧道凿岩，也能够用于建筑和道路的凿碎工作!计算步骤清晰，计算结果正确；设计制图符合国家标准；使用计算机设计、计算和绘图；说明书要求文字通顺、语言简练、图示清晰。必须以负责的态度对待自己所做的技术决定、数据和计算结果。主要内容：液压凿岩机的总体结构设计；液压凿岩机液压系统设计；配流阀系统的设计；蓄能器的设计；活塞防空打装置的设计；液压冲击机构液压控制原理图。成果形式：设计说明书不少于2万字，查阅文献15篇以上，翻译与课题有关的英文资料2篇，译文字数不少于5千字，绘制图纸折合总量不少于6张A1。主要技术参数该零件图样一张，年生产纲领600件，每日一班。进度及完成日期3月6日~4月15日：布置、讲解设计题目，熟悉理解设计内容，借阅图书资料；毕业实习，调研，收集、整理、消化、翻译有关资料。4月16日~4月22日：液压凿岩机的总体机构设计，画出草图。4月23日~5月6日：分析液压凿岩机的工作原理，验证其合理性。5月7日~5月27日：英文翻译。5月28日~6月10日：编写毕业设计说明书。6月11日~6月24日：毕业设计审阅、修改，准备及答辩。教学院长签字日期教研室主任签字日期指导教师签字日期指导教师评语指导教师:年月日指定论文评阅人评语评阅人:年月日答辩委员会评语评定成绩指导教师给定成绩(30%)评阅人给定成绩(30%)答辩成绩（40%）总评答辩委员会主席签字摘要凿岩机械是采掘、建筑、工程建设等领域应用广泛的的工程机械。尽管凿岩机技术已经有很大发展，但在中国其主导产品几十年来没有大的变化。中国大量的中小矿山及一般工程施工中仍普遍使用能耗高、破岩效率低、易损零件多、寿命低、噪声高、环境污染严重的支腿式气动凿岩机,研制开发轻型独立回转液压凿岩机就是在这样的背景下提出的。用轻型独立回转凿岩机替代传统的气动凿岩机能明显提高凿岩作业效率、显著降低耗能、减少噪声污染和空气污染，迅速提高我们凿岩和工程施工的装备技术水平。本文在综合分析各类液压凿岩机冲击工作原理和轻型液压凿岩机各种结构的基础上，提出了轻型独立回转液压凿岩机的结构类型，对其主要部件进行了设计和研究。在设计中，本文重点的是设计液压凿岩机的液压系统，其包括：活塞的设计，配流阀系统的设计；蓄能器的设计；活塞防空打装置的设计；液压冲击机构液压控制原理图。针对所设计的液压凿岩机，利用计算机辅助设计软件AUTOCAD及CAXA画出了其装配图和部分典型零件图，然后对其进行分析研究，了解其结构原理，对本次设计的成果进一步巩固加深，达到设计的最终目的。关键词：凿岩机；设计；轻型；独立回转；研究；冲击机构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目录TOC\o"1-2"\h\z摘要 IAbstract II目录 III第1章绪论 11.1液压凿岩机的发展 11.2液压凿岩机的研究现状 21.3液压凿岩机的发展趋势 51.4本课题的意义及设计内容 6第2章液压凿岩机的冲击工作原理及结构分析 72.1液压凿岩机的基本结构 72.2液压凿岩机冲击机构的结构类型 92.3液压凿岩机的冲击工作原理 92.4有阀型液压凿岩机冲击机构的结构分析 132.5轻型独立回转液压凿岩机总体方案的确定 15第3章液压冲击机构数学模型的建立 183.1液压冲击机构的线性模型 183.2液压冲击机构的非线性模型 24第4章液压系统设计 284.1液压冲击机构控制原理及设计理论分析 284.2活塞系统设计 314.3配流阀系统的设计 334.4蓄能器的设计 394.5活塞防空打装置的设计 42结论 46参考文献 47致谢 48附件1 49附件2 64第1章绪论1.1液压凿岩机的发展20世纪20年代，英国人多尔曼在斯塔福德制造出第一台液压凿岩机。大约40年之后，另一位英国人萨特立夫也制成了一台液压凿岩机。不久，美国Gardner－Denver公司根据尤布科斯专利制成了MP－Ⅲ型液压凿岩机。以上几种液压凿岩机都因一些关键的技术问题没能很好地解决，因此未能在生产中得到推广应用。1970年，法国蒙塔贝特（Montabert）公司首先研制成功第一代可用于生产的H50型液压凿岩机，开始在世界范围内应用液压凿岩设备。由于液压凿岩机和气动凿岩机相比具有明显的优越性，瑞典、英国、美国、德国、芬兰、奥地利、瑞士和日本等国陆续研制出各种型号的液压凿岩机，使液压凿岩机技术和生产在30多年间有了很大发展。当前在国外，液压凿岩机已经成为导轨式凿岩机产品的主流。90年代先进国家的岩石开挖工程采用的液压凿岩设备占凿岩设备总量的80%以上。其中瑞典AasCopco、芬兰Tamock、法国Secoma等公司的液压凿岩机及配套产品在世界上具有代表性。前两者的液压凿岩设备销售量占世界销售总量的一半以上。当前国外的液压凿岩机正向重型、大功率和自动化方向发展超重型大功率液压凿岩机已能钻凿直径180-275毫米的炮孔，凿岩速度是牙轮或潜孔钻机的2-4倍，而能耗仅为潜孔钻机的1/4。中国开展液压冲击机械的研究工作起步于70年代初期，基本与国际研究水平同步，但由于当时中国液压技术发展较慢，液压凿岩机与液压碎石机未能在中国普遍推广应用。直到80年代，中国科研人员走技术引进和自行开发相结合的道路，在突破了试验研究的许多关键技术之后，取得了迅速的发展。1980年长沙矿冶研究院研制成功了中国第一台YYG—80型液压凿岩机，不久以后，由中南工业大学研制的YYG90型液压凿岩机、北京科技大学研制的YS—5000型液压碎石机和长沙矿山研究院研制D型液垫式液压碎石冲击器也相继经过了国家有关部门组织的技术鉴定。近年来，随着中国对外开放政策的深入和科学技术的长足进步，液压冲击机械这个新兴的技术产业也得到了迅猛发展，当前国内已经有十几家单位研制生产了数十种型号的液压凿岩机和液压碎石机的系列产品，在中国的能源开发、城市建筑、隧道工程建设中获得了较好的应用[13]。1.2液压凿岩机的研究现状1.2.1数学模型的研究按照人们在研究冲击机构时所采用的数学模型不同，能够把研究液压冲击机构的方法分为线性模型法和非线性模型法两种。线性模型法就是抓住液压冲击机构运动的主要因素，忽略次要因素，对冲击机构作一些必要的假设，将活塞受力状态进行简化，得出用线性数学模型表示的冲击机构运动规律。这种模型揭示液压冲击机构的运动规律直接明了，有确切的数学表示式，可方便地求得解析解。但由于这种方法忽略了一些实际存在的因素，故只是粗略地描述了冲击机构的运动规律。非线性模型较多地考虑液压冲击机构的影响因素，较全面地分析了冲击机构的受力状态，用高阶非线性微分方程组描述其运动规律。这种模型能较精确地揭示液压冲击机构的物理现象，但方程求解困难，描述不直观，只能经过计算机求得数值解。但必须指出，由于液压冲击机构运动的复杂性，非线性模型也是建立在一些假设基础上的，因此也只能是近似地描述冲击机构的运动规律。1.2.2蓄能器的研究液压冲击器的所有运动体工作时始终处于剧烈的变速运动状态，其配流控制阀的换向频率高达50～60要求在极短的时间内完成大开口量的油路切换动作，压力、流量变化都非常剧烈，系统不可避免地存在压力脉动和液压冲击。因此，液压冲击器系统中设置蓄能器的目的就是为了吸收这种压力脉动和液压冲击，同时在正常工作时吸收供过于求的能量，当系统短时间内需要大量压力油时，蓄能器可补充供不应求的能量，这样可减小液压泵的容量，从而减少电机功率消耗和系统发热。冲击活塞、配流控制阀和蓄能器三者耦合运动完成液压冲击器正常而有效的工作，蓄能器是液压冲击器的重要组成部件，其设计好坏直接影响液压冲击器的整机性能，因此人们对蓄能器进行了大量的研究工作。提出了回油蓄能器的参数设计方法；以集中参数为基础，建立了高压隔膜式蓄能器的动态模型，分析了蓄能器系统的频率特性，在此基础上，进一步分析了蓄能器与液压冲击器的耦合特性，得出了最优工作参数比；经过实验测定液压碎石机的蓄能器工况，研究了蓄能器充气腔容积和充气压力的变化对液压碎石机性能的影响。1.2.3配流阀的研究有阀液压凿岩机的冲击机构是一个具有位置反馈的阀控活塞随动系统。配流阀对活塞的控制属于开关型控制，阀换向过程中的时间、位移、耗油量等都是影响冲击机构性能的重要因素。北京科技大学刘万灵教授等在《液压凿岩机换向阀的动特性分析》一文中，经过理论分析和实测的手段，对换向阀进行了研究，得出了阀的实际运动轨迹，揭示了换向阀的运动规律，确定了换向阀影响液压凿岩机的主要参数。中南大学齐任贤、刘世勋教授对换向阀控制过程进行了理论分析，同时对换向阀的造型设计和参数优化进行了研究，得出了一些有益的规律性结论：如换向阀作高速运动时，由于回油阻力的响，可能出现速度饱和现象。解决该问题的有效方法是减小阀芯重量和行程，同时适当加大油道直径等。1.2.4钎尾反弹能量吸收装置及防空打装置的研究液压冲击器工作时不可避免地会出现钎尾冲击反弹现象和空打现象，因此，钎尾反弹能量吸收装置与防空打装置的工作性能对液压冲击器的使用寿命起着很大的影响。国内有关专家系统分析了钎尾反弹的因素，探讨了钎尾反弹能量吸收的方法；建立了防空打缓冲过程的数学模型并进行了仿真研究；进行了钎尾反弹能量吸收装置及防空打装置的计算机仿真研究和优化设计；应用波动力学理论，导出了冲击器各部件的回弹速度计算公式，并指出回弹的能量可经过冲击器各部件的合理设计而加以利用；中南工业大学液压工程机械研究所研制了二级防空打缓冲装置，该装置充分利用了钎尾反弹能量吸收装置的能力，是一种创新研究。1.2.5液压冲击器输出参数调节的研究冲击凿岩破碎理论与实践表明：对于某种确定的工作对象(如岩石、路基等)，均存在一个特定单位最优冲击能与之相匹配，只有在这一最优的单位冲击能作用下，工作对象破碎过程所消耗的能量才最少。因此，在凿岩破碎作业过程中，当工作对象的物理性质(如硬度)或具体工作状挽。(如凿岩爆破工艺的平巷中深孔掘进)发生变化时，为了降低凿岩破碎成本和提高生产效率，出现了输出工作参数能够调节的液压冲击器。事实上，液压冲击器能实现变参数输出的特点也正是其取代气动冲击器的一个重要原因，因为气动冲击器只有一个恒定的活塞行程，是不可调节的。当前，世界上许多液压冲击机械制造商纷纷推出一些行程可调的液压冲击器系列产品，如瑞典Atlas.Copco公司于20世纪80年代率先推出了CoP1238系列三挡液压凿岩机；美国Gardner—Denver公司HPR—1型自动调节行程液压凿岩机；法国Emico.Secoma公司的RPH200型三挡液压凿岩机以及日本三菱商事株式会社的MKB1300型液压碎石机。中南工业大学也于80年代首先进行了这方面的研究工作，成功研制了YYG系列自动换挡液压凿岩机，并已开始用于生产实践，填补了国内空白。上述液压冲击器都是基于行程反馈原理设计的，这些液压冲击器输出工作参数的调节主要是经过改变系统的输入压力(流量)，或增设多个回程反馈信号孔，经过控制各信号孔的开关来调节活塞行程，以改变液压冲击器的冲击能和冲击频率。由于受到结构的限制(缸体上不可能设置太多回程反馈信号孔)，这种原理只能实现液压冲击器工作参数的有级调节，在使用过程中冲击能与冲击频率调节不方便，而且冲击能和冲击频率的同步增减引起主机功率变化很大，限制了液压冲击器工作范围的扩大和工作效率的提高。因此，在主机功率变化不大的情况下，开发无级调节工作参数的液压冲击器就成了研究热点。中南工业大学液压工程机械研究所提出了基于压力反馈原理独立无级调节工作参数的构想，并推出了这种新型液压冲击器产品。它主要是经过控制活塞回程压力大小来无级调节冲击器的单次冲击能；同时，经过控制变量泵的流量，无级调节冲击器的频率。这样可使冲击能与冲击频率在较大的范围内各自独立无级调节，而主机功率变化不大。对于液压冲击器工作参数调节理论的研究，国内外的许多学者作了大量的工作。为适应在不同工况下工作，如工作对象的硬度、冲击阻力和施工工艺的不同，要求液压冲击器能够自动、连续、无级地调节工作参数以满足不同工况的要求，即所谓变行程无级调节的液压冲击器。关于这种新型液压冲击机械的理论研究、结构设计与控制方法当前尚属空白，因此，开发研制这类性能更为先进的设备便成为促进液压冲击机械技术进步的重要课题。1.2.6液压冲击器计算机辅助设计(CAD)的研究1988年北京科技大学以设计工作程式为线索，将参数优化、结构尺寸计算和仿真验算统一起来，形成了液压冲击机构CAD软件。该软件的参数优化是以液压冲击机构的理想线性模型为基础，而仿真验算是以冲击机构的非线性模型为基础。1994年，中南工业大学系统地研究了多挡液压冲击器的设计理论[13]，编写了YYG系列液压凿岩机设计的仿真通用软件，实现了该系列液压凿岩机的计算机自动绘图。计算机辅助设计应用于液压冲击机械，大大提高了设计质量，为这种机械产品的理论设计研究和产业化提供了坚实的技术保证。1.3液压凿岩机的发展趋势液压冲击机械在过去的3O多年里得到了迅速发展和广泛应用。随着全球经济的巨大发展，资源开发和基础设施的建设显得尤为重要世界市场特别是中国市场对液压冲击设备的需求量日益扩大，对其性能的要求也越来越高，新产品不断涌现。就当前来看，液压冲击机械大致有以下发展动向:(1)产品更新换代周期短，新产品不断涌现。瑞典AtIaCopco公司推出COP1838、CoP1440系列液压凿岩机取代O0lP1238系列机型；德国的Krupp公司推出了冲击能和频率可调节的液压破碎锤，实现了液压破碎锤工作参数输出的连续控制；国内中南工业大学先后研制YYG90、YYG9IOA、YYG90B、YYG145等系列液压凿岩机。(2)产品性能向大冲击能、高频率、大扭矩方向发展。瑞典Atlas.Copco公司的COP1238HF型液压凿岩机冲击频率可达，冲击能达440J,扭矩500-700N·m；中南工业大学研制的YYG145型多挡液压凿岩机，其输出最大冲击能也达到330J，冲击频率达，扭矩为450N·m。(3)产品结构设计和钎具质量不断改进，钻凿破碎的经济性和精确性大幅度提高。瑞典Atlas.Copco公司的COP1838液压凿岩机的钻孔速度比COP1238型提高80％，钎具寿命延长80％。(4)采用智能化控制。这里指凿岩破碎过程的计算机化，它包括两个方面：一是采用电液控制技术，对液压冲击器的工作参数进行控制，使其可根据工作对象的不同物理性质自动地无级调节活塞行程，从而改变其输出的冲击能和冲击频率，以保证在最佳工况下工作；二是对液压钻车钻臂定位系统控制，使其能迅速而准确可靠地移动到指定位置，当前中南大学完成的国家“863”项目——(5)液压冲击机械性能参数测试测控的计算机化。以计算机为核心，采用各种可视化软件(Ⅶ、VC等)，实现测试技术与手段的虚拟化。(6)液压冲击机械系统设计与控制技术的信息化。任何一种机械产品从构思、设计、制造到投入使用，离不开各种信息(包括结构参数、控制参数、价格因子及市场需求等)的集中分析、储存、加工和处理，使用计算机网络技术能够实现以智能、动力、结构和传感组成的有序信息流的在线分析与处理，完成对液压冲击机械系统的信息化设计与控制。随着生产力的发展，液压冲击机械20世纪70年代问世以来，在短短30年中获得了迅速的发展，当前在国内外广泛应用于各行各业中，已形成了一个重要的新技术产业，并取得了显著的社会效益和经济效益，以液压冲击器及其控制系统为核心技术的研究也提高到了一个新水平。由于种种原因，国内产品还远远不能满足市场的需求，一些生产厂和大学研究机构投入了相当的人力和资金进行液压冲击机械的开发研究，以提高中国在这一领域的技术水平。1.4本课题的意义及设计内容凿岩机械是采掘、建筑、工程建设等领域应用广泛的工程机械。尽管世界凿岩机，特别是液压凿岩机技术有很大发展，但在中国其主导产品几十年来没有大的变化。中国大量的中小矿山及一般工程施工中仍普遍使用能耗高、破岩效率低、易损零件多、寿命低、噪声高、环境污染严重的支腿式气动凿岩机。研制开发轻型独立回转液压凿岩机就是在这样的背景下提出的。用轻型独立回转液压凿岩机替代传统的气动凿岩机能明显提高凿岩作业效率、显著降低能耗、减少噪声污染和空气污染，迅速提高中国凿岩和工程施工的装备技术水平。本文的主要设计内容如下：（1）原理介绍，介绍液压凿岩机的基本结构和冲击工作原理。（2）确定总体结构方案，分析各种类型的冲击机构的特点，然后确定轻型独立回转液压凿岩机的总体结构方案。（3）建立数学模型，导出活塞系统、配流阀系统、蓄能器、防空打装置以及配流阀换向信号孔位置的设计计算公式。（4）根据计算公式对轻型独立回转液压凿岩机的液压系统进行综合设计。第2章液压凿岩机的冲击工作原理及结构分析2.1液压凿岩机的基本结构液压凿岩机主要由冲击机构、回转机构、供水排粉装置及防尘系统等部分组成，其凿岩作业是冲击、回转、推进与岩孔冲洗功能的综合。当前各生产厂家的液压凿岩机结构都不尽相同，各有自己的特点。如有带行程调节装置的，也有无此装置的；有采用中心供水的，也有采用旁侧供水的；缸体内有带缸套的也有无缸套的；为了防止深孔凿岩时钎杆卡在岩孔内拔不出来，国外有几种新型液压凿岩机在供水装置前面还设有反冲装置。下面介绍液压凿岩机的一些基本结构：（1）冲击机构液压冲击机构由缸体、活塞、配流阀、蓄能器及前后支撑套与密封装置等组成[13]，它的作业原理如图2-1，它是冲击做功的关键部件，它的性能直接决定了液压凿岩机整机的性能。图2-1冲击式凿岩机作业原理1—活塞2—钎尾3—接钎套4—钎杆5—钎头1）活塞活塞是传递冲击能量的主要零件，其形状对破岩效果有较大影响。由波动力学理论可知，活塞直径与钎尾直径越接近越好，且在总长度上直径变化越小越好。经过对气动凿岩机和液压凿岩机两种活塞的效果比较发现，液压凿岩机的活塞只比气动凿岩机的活塞重19％，可是输出功率却提高了一倍，而钎杆内的应力峰值则减小了20％。因此，双面回油型液压凿岩机的活塞断面变化最小，且细长，是最理想的活塞形状。2）配流阀液压凿岩机的配流阀有多种形式，概括起来有套阀和芯阀两大类，芯阀按形状又可分为柱状阀和筒状阀。套阀只有一个零件，结构简单，其结构受活塞的制约，只能制成三通阀。而芯阀是一个部件，由多个零件组成，结构较为复杂，可制成三通或四通阀。三通阀适用于单面回油的机型，而双面回油型液压凿岩机则必须采用四通阀。3）蓄能器液压冲击机构的活塞只在冲程时才对钎尾作功，而回程时不对外作功，为了充分利用回程能量，需配备高压蓄能器储存回程能量，并利用它提供冲程时所需的峰值流量，以减小液压泵的排量。另外，由于阀芯高频换向引起压力冲击和流量脉动，也需配置蓄能器，以保证机器工作的可靠性，提高各部件的寿命。当前，国内外各种有阀型液压凿岩机都配有一个或二个高压蓄能器，有的液压凿岩机为了减少回油的脉动，还设有回油蓄能器。因液压凿岩机的冲击频率高，故都采用反应灵敏、动作快的隔膜式蓄能器。4）缸体缸体是液压凿岩机的主要零件，体积和重量都较大，结构复杂，孔道和油槽多，要求加工精度高。为解决此问题，各型液压凿岩机采取了不同的办法。有的加前后缸套，以利于油路和沉割槽的加工，且维修时便于更换；有的不加衬套，为便于加工，把缸体分为几段；而轻型液压凿岩机大多采用整体式缸体。5）活塞导向套活塞的前后两端都有导向套支承，其结构有整体式和复合式两种。前者加工简单，后者性能优良。当前国内多采用整体式，少数采用复合式。（2）回转机构回转机构主要用于转动钎具和接卸钎杆。在液压凿岩机中，因输出扭矩较大，因此主要采用独立外回转机构，该机构由液压马达驱动一套齿轮装置并带动钎尾作独立的回转运动。因摆线液压马达体积小、扭矩大、效率高，故液压凿岩机回转机构普遍采用这种马达。（3）供水装置液压凿岩机大都采用压力水作为冲洗介质，其供水装置的作用就是供给冲洗水以排除岩孔内的岩碴，它有中心供水式和旁侧供水式两种。中心供水式装置与一般气动凿岩机中心供水方式相同，压力水从凿岩机后部的注水孔经过水针从活塞中间孔过，进入前部钎尾来冲洗钻孔。这种供水方式的优点是结构紧凑，机头部分体积小，但密封比较困难。旁侧供水装置是液压凿岩机广泛采用的结构。冲洗水经过凿岩机前部的供水套进入钎尾的进水孔去冲洗钻孔。这种供水方式由于水路短，易于实现密封，且即使发生漏水也不会影响凿岩机内部的正常润滑，其缺点是机头部分增加了长度。2.2液压凿岩机冲击机构的结构类型液压凿岩机按其冲击机构配油方式的不同可分为两大类:有阀型和无阀型。前者按阀的结构可分为套阀式和芯阀式:按回油方式又有单面回油和双面回油两种:单面回油又分为前腔回油和后腔回油两种。其分类关系及相应代表型号见表2-1。表2-1液压凿岩机的分类[12]类型有阀型无阀型回油方式单面回油双面回油双面回油后腔回油前腔回油活塞运动三通法控差动三通法控差动四通阀控活塞自配油阀的结构套阀心阀套阀心阀芯阀无典型产品国外Tamrock公司的HE,HL系列古河株式会社的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国内TTYYG.20YYG.250BYYG.90AYYG.80系列2.3液压凿岩机的冲击工作原理液压凿岩机以液压流体作为传递能量的介质，其冲击工作原理主要是由冲击机构的配油方式决定的。（1）前腔回油后腔常压型液压凿岩机冲击工作原理[13]此型液压凿岩机是经过改变前腔的供油和回油来实现活塞的往复运动的，有套阀式和芯阀式两种。图2-1所示位套阀式的冲击工作原理。当套阀处于左端位置时，高压油进入活塞前腔A，由于活塞前腔受压面积大于后腔受压面积，活塞前端作用力远大于后端作用力，故活塞开始作回程运动(图2-1a)。当活塞回程到一定位置时，使推阀腔C与后腔B切断，与回油腔D连通，推阀腔B的油压急剧下降，于是套阀作回程换向并向右快速运动，关闭活塞前腔的压油口，开启回油口，活塞前端作用力急剧减小使活塞处于制动运行状态(图2-1b)。当活塞回程速度为零即到达回程终点时，活塞在后端作用力的作用下开始作冲程运动(图2-1c)。当活塞在冲程中离冲击点还有一定距离时，推阀腔C与压油腔B相通，套阀进行冲程换向，在此过程中，活塞高速冲击钎尾(2-1d图2-1前腔回油后腔常压型液压凿岩机冲击工作原理(a)回程(b)回程换向(c)冲程(d)冲程换向1—缸体2—活塞3—套阀4—蓄能器A—前腔B—后腔C—推阀腔D—回油腔（2）后腔回油前腔常压型液压凿岩机冲击工作原理[13]此型液压凿岩机是经过改变后腔的供油和回油来实现活塞的冲击往复运动的，也有套阀式和芯阀式两种，其套阀式液压凿岩机冲击工作原理如图2-2所示。当套阀4处于右端位置时，缸体后腔与回油相通，于是活塞2在缸体前腔高压油的作用下，向右作回程加速运动(图2-2a)。当活塞超过回程换向信号孔位A时，配流阀右端推阀面与高压油相通，因该面积大于阀左端的面积，因此配流阀向左运动进行回程换向，高压油经过机体内部孔道与活塞后腔相通，活塞向右作减速运动，后腔的油一部分进入蓄能器3，一部分从机体内部通道流入前腔，直至回程终点(图2-2b)。由于活塞轴肩后端面积大于活塞轴肩前端面积，因此活塞后端面作用力远大于前端面作用力，活塞向左作冲程加速运动(2-2c)当活塞越过冲程信号孔位B时，配流阀右推阀面与回油通道相通，配流阀进行冲程换向(2-2d)图2-2前腔常压后腔回油型液压凿岩机冲击工作原理(a)回程加速(b)回程换向、回程制动(c)冲程加速(d)冲程换向、冲击钎尾1—缸体2—活塞3—蓄能器4—配流阀A—回程换向信号孔位B—冲程换向信号孔位（3）双面回油型液压凿岩机冲击工作原理[13]此类液压凿岩机都为四通芯阀式结构，采用前后腔交替回油，其冲击工作原理如图2-3所示。在冲程开始阶段(图2-3a)，阀芯2位于左端，活塞4位于右端，高压油经油路进入缸体后腔，推动活塞向左作加速运动。活塞向左运动到预定位，打开冲程换向信号孔口，高压油经推阀油路作用在阀芯的左推阀面，推动阀芯向右运动进行冲程换向(图2-3b)配流阀右端腔室中的油经推阀油路进入活塞中间腔，再经回油通道返回油箱，为回程运动作好准备，与此同时，活塞打击钎尾。在完成冲程运动的瞬时，活塞即刻进入回程运动(图2-3c),高压油经进油路进入缸体前腔，推动活塞向右作加速运动。活塞向右运动打开回程换向信号孔口A时，高压油经推阀油路作用在阀芯的右端面，推动阀芯回程换向(图2-3d)图2-3双面回油型液压凿岩机冲击工作原理(a)冲程加速(b)冲程换向(c)回程加速(d)回程换向1—蓄能器2—配流阀3—缸体4—活塞（4）无阀型液压凿岩机冲击工作原理[13]该型液压凿岩机没有专门的配流阀，而是一种利用活塞运动位置变化自行配油的无阀结构。其特点是利用油的微量可压缩性，以较大容积的工作腔(活塞的前腔和后腔)和压油腔形成液体弹簧作用，在活塞往复运动时产生压缩储能和膨胀作功。其冲击工作过程如图2-4所示。2-4a表示无阀型液压凿岩机回程开始的情况，这时活塞前腔与高压油相通，后腔与回油相通，于是活塞向右作回程加速运动。当活塞回程运动到图2-4b的位置时，活塞的前腔和后腔均处于封闭状态，形成液体弹簧。由于活塞的惯性以及前腔高压油的膨胀，使活塞继续作回程运动，这时活塞后腔的油液被压缩储能，压力逐渐升高，直到活塞回程使前腔与回油相通，后腔与高压油相通，即活塞到达如图2-4c的位置时，活塞开始向左作冲程运动。活塞运动到一定位置，其前后腔又处于封闭状态，形成液体弹簧，活塞冲击钎尾图2-4无阀型液压凿岩机冲击工作原理(a)回程(b)前腔膨胀，后腔压缩储能(c)冲程1—活塞2—前腔3—缸体4—压油腔5—后腔无阀型液压凿岩机的特点是：只有一个运动件，结构简单;由于利用油液的微量可压缩性，因此工作腔和压油腔容积较大，致使机器尺寸和重量均较大;为了不使工作腔容积过大，就得限制每次的冲击排量，使活塞运动行程减小，冲击能减小，在这种情况下要达到一定的输出功率，只得提高冲击频率。但对凿岩作业来说，确定冲击频率的条件是一次冲击所产生的应力波不致与前一次冲击所产生的应力波重叠并累积起来，因此过高的冲击频率也未必有利。由于存在上述不足，故尚未见到无阀型液压凿岩机在凿岩作业中推广应用。2.4有阀型液压凿岩机冲击机构的结构分析前腔回油后腔常压型、后腔回油前腔常压型和双面回油型液压冲击机构由于配油方式的不同而具有各自的特点[12]：1)活塞回程制动阶段的吸空问题在活塞回程制动阶段，前腔常压型冲击机构从原理上不会产生前腔的吸空问题，而后腔常压型和双面回油型冲击机构则必然会产生前腔的吸空现象，这对活塞、缸体及回油管都是有害的。对于相同规格的液压冲击机构而然，双面回油型的前腔受压面积比较小，因而空穴现象的危害程度也较小，而后腔常压型的前腔面积比双面回油型的前腔面积大得多，因而空穴现象的危害程度也大得多。2)活塞冲程阶段的前腔油压液流动阻力问题在冲程阶段，前腔常压型的前腔油液要被压到后腔，因而产生一定的阻力，但因其前腔受压面积较小，因此阻力也较小。而双面回油型和后腔常压型的前腔是接通回油的，此时会产生回油阻力。双面回油型的前腔面积小，因而回油阻力小，而后腔常压型的前腔面积大得多，因而回油阻力也大得多。3)配油阀的耗油量和工艺性前腔常压型与后腔常压型是利用了差动活塞的原理，因此只需采用三通阀，而双面回油型则必须采用四通阀。四通阀的典型结构是三槽二台肩，四通滑阀的典型结构是五槽三台肩，三通阀比四通阀少一个台肩，因而能够做得比较短，能够减轻阀芯重量，节省阀芯运动时的耗油量。三通阀只有三个关键尺寸和一条通向油缸的孔道，结构简单，工艺性好，而四通阀则有五个关键尺寸和二条通向油缸的孔道，结构复杂，工艺性差。相应的双面回油型的油缸缸体结构也比较复杂，加工难度大。4)活塞运动中的排油问题在活塞的冲程和回程中，双面回油型冲击机构都存在排油过程，排油时间长，排油比较均匀，流量峰值小，有利于减少回油管的流量压力脉动，减小回油阻力。与之对比，前腔常压型配油阀只在活塞回程中由后腔排油，排油时间短，流量峰值大，回油阻力大，回油压力脉动大，这是前腔常压型的主要缺陷，一般经过安装回油蓄能器来减小其不利影响。5)活塞形状双面回油型的活塞形状最为合理，活塞各台阶的直径差小，能够做得细长，撞击时产生的应力峰值小，持续时间长，有利于提高活塞和钎具的寿命，增强破岩效果。相比之下，前腔常压型和后腔常压型的活塞直径差要大一些，因此效果也差一些。经过以上分析可得如下结论：后腔常压型液压冲击机构在回程制动过程中存在严重的吸空现象以及回油阻力过大等问题，缺点比较明显，实践证明是一种不可取的结构，当前己经被淘汰。前腔常压式液压冲击机构具有结构简单，没有吸空现象，配流阀耗油量少，能量利用率高等优点，可作为中重型液压凿岩机的首选结构形式。但由于其回油压力脉动较大，因此在设计轻型液压凿岩机时应尽量避免采用这种结构。双面回油型液压冲击机构具有不间歇回油、排油时间长、回油压力脉动小以及活塞形状好等优点，但其缸体和配油阀结构比较复杂，加工工艺性较差，配油阀的耗油量稍高。2.5轻型独立回转液压凿岩机总体方案的确定如图2-5所示轻型液压凿岩机按其回转机构的结构特点可分为两大类：（1）内回转式这种结构的液压凿岩机沿用气动凿岩机冲击活塞带动钎杆旋转的传动方式，在利用液压振动原理实现活塞冲击的同时又实现了转钎，结构十分紧凑。可是，它存在两方面的不稳定性，一是卡钎，二是回油管爆裂。卡钎是由于液压凿岩机的固定参数与不固定的外界条件所致，内回转结构的凿岩机是靠施于活塞上的液压力在克服钎杆转动阻力后才得以推动活塞作回程加速运动的。在正常情况下，旋转所需分力和活塞冲击能可互相调节。但当钎杆所需的回转分力即阻碍钎杆转动力矩过大时，液压力不足以克服转钎阻力，活塞将被迫中止冲击或降速运动，这时会因回转阻碍力矩突增而产生卡钎现象。若设计使施加于活塞上的力过大，或转钎所需分力变小，则活塞回程加速度增大，导致冲击能加大，凿岩机反弹振动力加大，钎杆易断，工作不稳。两者的矛盾很难用一种固定的设计参数来统一。特别在不匀质岩层，内回转液压凿岩机常常无所适从，无法连续工作。油管爆裂是设计凿岩机时保护不当所致。一般设计液压凿岩机时重视高压油管的保护，都设有高压蓄能器。低压油管受到的振动破坏性很大，特别是单面回油型液压凿岩机，由于是间歇回油，瞬时排油的压力脉动形成的振动往往大于高压油管的振动，故回油管破坏率高。由于内回转液压凿岩机在工作原理上的缺陷无法从根本上解决，因此这种结构的支腿式液压凿岩机已被市场所淘汰。（2）外回转式外回转液压凿岩机在结构上都设置有油马达以驱动减速器带动钎杆转动。根据不同的油路配置又可分为三种：a.独立供油外回转结构；b.内部分流供油外回转结构；c.冲击与回转机构串联供油的外回转结构。独立供油外回转结构是中重型液压凿岩机普遍采用的结构，它是分别向冲击和回转两部分直接供油的独立外回转结构。当前国内尚没有这种结构的轻型液压凿岩机问世。图2-5回转机构[13]1—冲击活塞2—缓冲活塞3—传动长轴4—小齿轮5—大齿轮6—钎尾7—三边形花键套8—缓冲套筒内部分流外回转液压凿岩机具有单一输入输出油管的结构形式，经过设在机体内的分流阀将输入的液压油分别供给冲击机构和回转机构。这种结构的液压凿岩机由于分流阀设在机体内部，因此增大了凿岩机的结构尺寸和能量损失，而且分流阀的调节技术比较复杂，凿岩时工人很难根据具体的施工条件控制操作，因此尚未得到推广应用。当前国内应用比较成功的支腿式液压凿岩机采用的都是冲击与回转机构串联供油的外回转结构。这种结构保留了单一输入输出油管，结构简单，且利用回转油路作为冲击机构的高背压，其间以柔性相连，缓和了油路的高频振动，降低了振幅。但由于冲击机构的背压较高，导致了这种结构的液压凿岩机的冲击能和冲击频率都较低，又由于油马达的供油为冲击机构的回油，因此其回转扭矩也不高。由于这种结构的支腿式液压凿岩机与相同档次的气动凿岩机相比在性能上没有明显的优势，因此其推广应用受到了一定程度的限制。尽管各厂家生产的轻型液压凿岩机的回转机构在结构形式上各有不同，但其采用的冲击机构在工作原理上却完全相同，即全部采用前腔常压后腔回油型液压冲击机构。而前腔常压型液压冲击机构却存在回油阻力大及回油压力脉动大的缺点，这也是这种液压凿岩机回油管易于爆裂的原因。解决这一问题的办法是安装回油蓄能器，而这样势必会增加凿岩机的尺寸和重量。供水装置是液压凿岩机的一个重要组成部分。由于旁侧供水装置会增加机头部分的结构尺寸，增大凿岩机的重量，这对于对重量要求较为苛刻的轻型液压凿岩机来说是无法忍受的，因此，轻型液压凿岩机大都采用中心供水方式。综上所述，本文确定轻型独立回转液压凿岩机的总体结构为：双面回油型液压冲击机构＋独立供油外回转机构＋中心供水方式。依此设计轻型独立回转液压凿岩机，该型液压凿岩机具有如下特点：1）冲击机构的活塞在往复运动过程中双面回油，排油时间长，排油比较均匀，流量峰值小，有利于减少回油管的流量压力脉动，减小回油阻力。2）活塞细长，冲击端面积与钎尾的断面积相近，有利于能量传递，延长钎具寿命。3）由于回油压力脉动小，因此无须配置回油蓄能器，因此，该机只配置一个高压蓄能器以供给活塞运动的峰值流量及减小配流阀换向时的冲击压力。4）采用独立供油的摆线液压马达驱动齿轮减速器带动钎杆转动，回转扭矩大。5）采用独立中心供水方式，冲洗水压力可达1Mpa以上，有利于清渣。第3章液压冲击机构数学模型的建立液压冲击机构是以液体为工作介质，将压力能转换为动能，活塞以往复运动形式经过冲击钎尾进行能量传递的。它的输入参数是液体的工作压力和流量，输出的参数是活塞的冲击能和运动频率。研究活塞的运动规律，建立液压冲击机构的理论模型是十分有意义的，这是设计液压凿岩机冲击机构的理论基础。3.1液压冲击机构的线性模型液压冲击机构的线性模型是当前在工程设计和一般的理论分析中广泛应用的一种数学模型。根据活塞在一个运动周期中的回程加速、回程制动和冲程加速等三种运动状态，该模型有两种描述方法。一种使用较多的方法是假设供油压力恒定，将活塞上述三种运动状态中的加速度在数值上分为两种，即回程加速一种，回程制动与冲程加速的加速度在数值上相等，由此可导出一系列简明的表示式，本文称之为活塞运动的二段分析法，该法的活塞运动速度示意图如图3-1所示[13]。另一种方法本文将其称为活塞运动的三段分析法，它根据活塞在回程制动与冲程加速这两种运动状态下的加速度数值有较大差别的实际工况，将三种状态的加速度分为数值不同的三种，由此导出更完善、更符合实际工况的表示式。图3-1活塞运动速度图Vm—冲击末速度Vrm—回程最大速度tr1—回程加速时间tr2—回程制动时间tr—回程时间ts—冲程时间T—活塞运动周期3.1.1活塞运动的二段分析法采用该法分析活塞运动规律时的假设条件为[12,15]：（1）油液是不可压缩的；（2）在活塞和阀芯运动过程中，机械摩擦损失、流体压力损失、漏损均为零；（3）忽略活塞冲击钎尾后的短暂停顿和反弹速度；（4）系统工作压力无波动，回油背压为零；（5）配油阀是瞬时切换的，且忽略换向时所需流量。根据以上假设，可建立活塞运动方程为：（3-1）式中：——活塞质量，kg；——活塞加速度，；p——工作压力，Pa；A1、A2——活塞前后腔受压面积，；——活塞回程加速时间，s；T——活塞运动周期，s。由上式可得活塞运动加速度为：（3-2）如图3-1所示，活塞的运动速度为：（3-3）活塞的运动位移为：（3-4）经整理可得活塞回程加速阶段加速度为：（3-5）活塞回程制动和冲程加速阶段加速度为：（3-6）活塞回程最大速度为：（3-7）活塞冲击末速度为：（3-8）活塞回程加速行程为：（3-9）回程制动行程为：（3-10）活塞运动行程为：（3-11）活塞运动周期为：（3-12）活塞的冲击频率为：（3-13）3.1.2活塞运动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动阶段与油压形成的减速力方向相同，而在冲程加速阶段这些力与驱动活塞加速的油压力方向相反，显然回程制动加速度在数值上大于冲程的加速度。基于上述分析，综合考虑各种阻力和回油背压对活塞运动的影响，可得活塞运动微分方程为[12.13]：（3-14）式中：k——综合阻力系数；——回油背压，Pa。则活塞运动加速度为：（3-15）活塞运动速度为：（3-16）活塞的位移为：（3-17）经计算可得回程加速阶段加速度为：（3-18）回程制动阶段加速度为：（3-19）冲程加速阶段加速度为：（3-20）其它如回程最大速度、冲击末速度、活塞行程以及运动周期等表示式与二段分析法完全相同。这样，当冲击机构的主要性能参数（冲击能E、冲击频率f、供油压力p、冲击速度）确定后，就能够根据上述两种方法确定的解析表示式来计算确定冲击机构的结构尺寸。3.1.3液压冲击机构的变加速模型尽管液压冲击机构线性模型在工程设计上也适用，但条件简化太大，特别是其中的二段分析法距离冲击机构的实际工况相差甚远，其结果可能会对产品研制的周期和试制成本产生影响。如前所述，线性模型方法将活塞运动视为等加速过程，而事实上活塞的运动规律十分复杂，在运动过程中要受到各种阻力的影响，其运动过程是一变加速过程。因此有必要在分析和研究冲击活塞这一变加速运动过程的基础上直接对反映其运动规律的数学模型求解，以提高液压凿岩机冲击机构的设计精度。为了分析与计算上的方便，同时又不失其精确性，作如下假设[12,14,15]：1）油液是不可压缩的，且粘性不随温度和压力而变化；2）系统工作压力及回油背压无波动；3）忽略活塞冲击钎尾后的短暂停顿和反弹速度；4）换向阀是瞬时切换的。基于以上假设，根据动力学原理，得活塞的运动微分方程为：(3-21)式中：——粘性摩擦阻力系数，N·s/m；——密封摩擦阻力，N；F——活塞所受的有效液压推力，N。根据流体力学可导出粘性阻力系数为：(3-22)式中：l——密封长度，m；d——密封面内圆柱直径，m；δ——半径间隙，m；μ——油液的动力粘度，Pa·s；ε——偏心比。密封摩擦阻力为：（3-23）式中：f——摩擦系数；L——密封圈的密封宽度，m。活塞所受的液压推力为：（3-24）根据以上分析可知，活塞在各个运动阶段所受的液压推力和密封阻力均可视为常量，将二者相加后，活塞的运动方程可表示为：（3-25）式中：考虑活塞各个运动阶段的初始条件，求解微分方程（3-25）可得活塞运动加速度为：（3-26）活塞运动速度为：（3-27）活塞的位移为：（3-28）根据活塞运动各个阶段的终止条件，即可由式（3-26）、（3-27）、（3-28）求得活塞运动的所有运动学参数。3.2液压冲击机构的非线性模型如前所述，应用线性模型在一定程度上可基本满足工程设计的需要，而且有确切的代数表示式，求解方便。但它毕竟忽略了很多影响因素，需用经验系数进行修正。实际上，冲击机构在工作过程中，推动活塞运动的油液流量由于活塞运动速度的变化始终是变化的，而蓄能器与冲击活塞的工作是紧密配合的，蓄能器不断地充油或排油造成本身液腔的容积变化，从而又迫使蓄能器气腔容积作相应的变化，这时气腔压力也作相应的变化，这样系统的工作压力就不断地变化。因此，将活塞、配流阀和蓄能器作为一个互相制约的运动系统来研究，是十分必要的。这就需要建立这一系统的非线性数学模型。为了分析与计算上的方便，同时又不失其必要的精确性，在建立数学模型时，作如下假设：1）液压泵的供油量为定值；2）忽略油液的可压缩性；3）油液的工作温度保持不变，且忽略油液粘度随压力的变化；4）蓄能器气腔工作为等熵过程；5）忽略活塞和阀芯运动的机械摩擦阻力；6）忽略管路系统的弹性。基于以上假设，根据动力学原理和液体连续性方程，以不装回油蓄能器的液压凿岩机为对象，可建立基本数学模型如下：（1）活塞及配流阀的动力平衡方程考虑到活塞运动过程中，受粘性阻力、密封阻力和受液压冲击而不断变化的有效液压推力对活塞运动的影响，建立活塞运动的基本动力方程如下：（3-29）式中：——活塞受到的粘性摩擦阻力，N；Δp——密封面两端的压力差，Pa。配流阀在换向过程中，油液流速的大小及方向不断发生变化，阀芯不但受到粘性阻力及液压推力的作用，还会受到稳态液动力和瞬态液动力影响，这就使得阀芯的运动十分复杂，阀芯的动力平衡方程可表示为：（3-30）式中：——阀芯的质量，kg；——阀芯受到的粘性摩擦阻力，N；——稳态和瞬态液动力，N；——阀芯受到的有效液压推力，N；——阀口两侧压差，Pa；——阀芯的位移，m；——速度，；——加速度，。（2）油液流量平衡方程活塞在一个运动周期内，运动速度是不断变化的，因此，液压冲击机构活塞运动所需要的高压油流量和所排出的流量也是不断变化的，而液压泵所提供的流量却能够认为是基本不变的，这样，蓄能器就始终处于充油或排油状态。根据液体连续性方程可建立流量平衡方程如下：高压油流量平衡方程为：（3-31）式中：——系统供油流量，；——活塞运动时的耗油量，；——阀芯运动时的耗油量，；——活塞部分的油液泄漏量，；——配流阀部分的油液泄漏量，；——蓄能器气腔工作容积的变化量，。低压油流量平衡方程为：（3-32）式中：——系统回油管路流量，；——活塞回油腔的排油量，；——配流阀推阀腔的排油量，；——活塞部分排到回油管路的泄漏量，；——配流阀部分排到回油管路的泄漏量，。（3）高压蓄能器气体状态方程高压腔内油液压力变化与蓄能器内气体压力变化处于动态平衡状态。由于活塞冲击运动发生在极短的时间内，因此近似认为蓄能器内气体压力能转换过程为可逆，因此有如下气体状态方程；（3-33）式中：——蓄能器工作压力，Pa；——蓄能器充气压力，Pa；——蓄能器压力为ph时的气腔容积，；——蓄能器的最大气腔容积，；n——多变指数，n＝1.4（4）阀口及管路阻力平衡方程配流阀的基本原理是靠改变阀芯相对于阀体的位置，来实现与阀体相连的几个油路之间接通或断开，即使是接通或断开瞬间，阀芯内部油液也必须满足液体连续性条件，因此管路内部流量及压力变化与阀口处压力、流量的变化息息相关，参考液压传动对换向阀系统的研究[12,13]，列写阀口及管路阻力平衡方程如下：阀口两侧的压力差方程为：（3-34）式中：——经过阀口的流量，；——阀口流量系数；——阀口过流面积，；——油液密度，。管路两端的压力差方程为：（3-35）式中：——管路两端压差，Pa；——与局部阻力系数及流体性质有关的系数，；——经过管路的流量，；以上述基本方程为基础，考虑阀和活塞不同运动阶段的漏损及阻力变化，写出上述方程中的每一项表示式，就能建立冲击机构整个运动过程的数学模型，再运用这些数学模型进行计算机求解，就可对液压冲击机构的工作状态作较精确的分析和计算。第4章液压系统设计液压伺服控制系统是由指令装置、检测装置、比较环节、伺服放大器、控制元件、执行元件、校正环节组成。它是将输入信号（一般为机械位移或电压）与被控制装置的反馈信号进行比较，将其差值传递给控制装置，以变更液压执行元件的输入压力或流量，使负载向着减小信号偏差方向动作。液压伺服控制系统的特点是驱动力、转矩和功率大；易于实现直线运动的速度、位移及力控制；液压能的储存方便，从而可减少电气设备装机容量。由以上液压系统的性质和特点设计该液压凿岩机的液压系统。4.1液压冲击机构控制原理及设计理论分析4.1.1液压冲击机构控制原理液压控制原理简图如图4-1所示[13]：图4-1液压控制原理简图图4-2表示液压冲击机构简化后的结构模型示意图[12.13]。它主要由活塞、缸体、高压蓄能器、换向阀以及连接它们的油路组成。上部是活塞，下部是换向阀。在一个工作周期内，活塞和换向阀的各腔压力是交替变化的。冲击机构的工作状态包括四个部分：1）冲程加速：冲程开始阀芯位于左端，活塞位于右端，高压油经油路1进入缸体后腔，推动活塞向左做加速运动。2）冲程换向：活塞向左加速运动到预定位置，打开冲程换向信号孔M，高压油经推阀油路2进入配向阀左定位腔，推动阀芯向右做冲程换向，配向阀右控制腔中的液压油精推阀油路3进入活塞中间腔，经回油通道4返回油箱，为回程运动做准备，与此同时，活塞打击钎尾。3）回程加速：完成冲程瞬间，活塞进入回程运动，高压油经进油路5进入缸体前腔，推动活塞做回程加速运动。4)回程换向：活塞向右做回程加速运动到预定位置，回程换向信号孔N打开，高压油精推阀油路3进入配向阀右定位腔推动阀芯回程换向，配向阀做控制腔中的液压油经推阀油路2、活塞中间腔和回油通道4返回油箱，阀芯运动到左端，为下一循环做好准备。图4-2液压冲击机构4.1.2液压冲击机构设计理论分析：在上一章中作者详细阐述了液压冲击机构的理论研究模型，其中线性模型研究对液压冲击机构的运动作了必要的简化和假设，认为活塞的一个运动周期可分为回程加速、回程制动和冲程加速三个运动阶段，在这几个阶段内，利用活塞运动的二段分析和三段分析法进行液压冲击机构的研究和设计，不但能很快得出明确的解析表示式，而且能很方便地进行冲击机构的结构参数设计。液压凿岩机冲击机构的活塞结构参数和运动学、动力学参数是紧密相关的，当确定一组性能参数时，会得到相应的结构参数[12]。令活塞冲程加速时间与活塞运动周期之比为α，即：(4-1)α被称为冲程时间比或运动学特征系数，因为它是无量纲量，故将其定义为抽象设计变量。则根据活塞运动的三段分析法可得到下面一系列用抽象设计变量α表示的运动学参数表示式。冲程时间：(4-2)回程时间：(4-3)回程加速时间：(4-4)回程制动时间：(4-5)活塞行程：(4-6)回程加速行程：(4-7)回程制动行程：(4-8回程最大速度：(4-9)冲程加速度：(4.10)回程加速加速度：(4-11)回程制动加速度：（4-12）式中：β——回程制动加速度与冲程加速度的比值。由（3-19）和（3-20）式可求得：（4-13）由此可见，给出一个α值便确定了液压冲击机构的所有运动学和动力学参数，因此能够把α的设计视为液压冲击机构的一种设计方法。α的最优值在0.29～0.382之间。4.2活塞系统设计4.2.1活塞系统设计的基本要求活塞是液压凿岩机的关键零件，它设计的好坏直接影响机器的工作性能和寿命。活塞设计的已知参数是冲击能E和冲击频率f，由用户或生产需要而定。需要设定的参数是冲击末速度和供油压力p。根据中国当前钎尾允许应力计算，一般不大于10。供油压力的选择应考虑机器的整体结构尺寸、制造工艺水平和密封性能，一般在10～18Mpa范围内。具体设计时应遵循以下原则[13]：1）活塞应为细长形，并减少不必要的断面变化，以利于提高能量传递效率和钎具寿命。2）活塞冲击头部的面积应尽量与钎尾端部的面积相等或接近，并要有一定的锥部长度，以利于冲击波的传递。3）要保证活塞全行程及超行程时不致损伤两端密封结构。4）活塞应具有防空打功能，以免空打时撞坏缸体。5）活塞的材质应具有较好的机械性能，即表面硬度高，心部韧性好，且具有较好的耐磨耐冲击性能。6）保证活塞重量和前后腔受压面积等于或接近已得出的结果参数。7）应在综合考虑能量损失、加工精度与过滤精度的基础上，确定活塞与缸体间合理的配合间隙。4.2.2活塞零件的设计计算根据实际工况或用户要求确定冲击机构性能参数：冲击能E和冲击频率f；根据中国当前钎尾允许应力确定冲击末速度；根据液压系统的承载能力确定供油压力p；按近似钎杆直径确定活塞冲击端直径d1。采用抽象设计变量理论可得如下活塞计算式：活塞质量：（4-14）活塞前腔受压面积：（4-15）活塞后腔受压面积：（4-16）活塞最大直径：（4-17）活塞后腔直径：（4-18）4.2.3活塞台肩部分的设计活塞系统结构如图4-3所示：活塞在回程加速时，前腔与系统高压油相通，后腔回油；活塞回程制动和冲程加速时，后腔与高压油相通，前腔回油。显然，在活塞的往复运动过程中，由于压差和活塞相对运动的影响，油液在活塞与缸体的间隙密封段将产生缝隙流动而出现泄漏现象，另一方面，由于间隙处的油液内存在剪切应力，活塞将受到粘性摩擦阻力的作用，该力的方向始终和活塞运动方向相反。由此可见，由泄漏和摩擦引起的能量损失是活塞台肩处能量损失的两大要素，使上述能量损失之和最小是活塞台肩设计的最优目标，而活塞与缸体的间隙以及活塞台肩的长度是台肩设计的两个关键参数。图4-3活塞系统结构简图4.3配流阀系统的设计液压冲击机构配流阀有多种结构形式，根据其配流系统工作原理的不同，一般可分为行程反馈配流、压力反馈配流和电液控制强制配流二种配流方式。轻型独立回转液压凿岩机冲击机构采用行程反馈配流方式。这类冲击机构实际上是一种具有行程反馈的阀控活塞随动系统，它工作时，配流阀从缸体反馈信号孔获得高压油推动阀芯换向，以实现油路的切换，活塞则随供油规律的改变作周期性回程、冲程变速运动。具体地说，阀芯的运动是经过活塞在缸体内的行程反馈信号来控制的，从而实现了配流阀控活塞系统中阀与活塞的互动控制。4.3.1配流阀设计的基本要求配流阀是液压冲击机构的重要组成部分，它对活塞的控制属于开关型控制，阀芯的运动速度和运动时间直接决定着活塞的运动频率，因此，必须保证阀芯运动的快速性。配流阀阀芯质量越小、推阀面积越大、运动行程越小，则阀的运动频率越高。但增加推阀面积，必然会增加配流阀的耗油量，虽然阀芯运动所消耗的压力油对于液压冲击机构的工作是必不可少的，但对液压冲击机构的输出功来说却是一种能量损失，因此增加推阀面积会降低冲击机构的效率。阀芯的运动行程越小，则阀的开口量就越小，油液流经阀口时的压力损失越人，可见阀芯的运动行程也不能太小。因此，在设计配流阀时，必须在保证阀芯动作快速、稳定的基础上，使配流阀的能量损失最小。具体设计时应遵循以下原则：1)阀芯两端受力应始终处于不平衡状态，以保证阀芯稳定在冲程或回程的配油位置；2)在保证阀口全流量时不致有过大阻力的情况下，行程尽可能短些，重量尽可能轻些，以减少耗油量和提高换向速度；3)要保证最小封油长度和进入缓冲油垫的长度；4)保证阀芯两端推阀面积满足参数计算的要求。4.3.2配流阀的结构设计当前国内外有阀型液压凿岩机冲击机构的配流阀主要有芯阀、套阀二种形式，其中以三通阀和四通阀居多。本文研究的液压冲击机构配流阀为四通滑阀结构，其结构如图4-4所示[13]：通往活塞腔图4-4配流阀结构示意图配流阀的结构参数有阀芯运动行程、开口处阀芯直径、推阀腔油压作用面积和定位腔油压作用面积、的确定，主要受结构尺寸的限制，从油液流经阀口的压降越小越好出发，考虑到阀芯行程受换向时间与耗油量的限制不能大，则阀芯直径越大越好。按这一原则再根据冲击机构的整体结构确定合理的阀芯直径。然后可根据冲击机构的最大瞬时流量确定阀的最大开口量以及油路、油槽尺寸。根据最大开口量和密封长度可初步确定阀芯行程。为了确定推阀腔和定位腔的油压作用面积，可先根据已初步确定的参数估算阀芯质量，然后根据冲击机构换向时间的要求，采用理想线性模型进行计算。4.3.3配流阀行程的设计计算（1）配油阀的能量损失分析[12，16]配油阀部分由阀芯和阀体组成。在一个工作周期内，阀芯往返运动各一次，以改变冲击机构前后腔的油流状态。配油阀在左位和右位停顿时消耗的能量可分为如下三部分:a)泄漏损失根据流体力学可知，环形缝隙上由于泄漏引起的功率损失为:（4-19）式中:环形缝隙两侧的压力差，Pa油液的动力粘度，Pa；封油长度，m；d封油段公称直径，m；环形缝隙的间隙，m；相对偏心比。由于配油阀为对称结构，因此阀芯在左位与在右位时的泄漏流量是相同的。由流体力学可得阀芯在右位时的泄漏功率损失:(4-20)式中：阀芯运动行程可表示为:式中:y—负开口量，m。则在一个工作周期内，配流阀因泄漏造成的能量损失为:（4-21）b)阀口压力损失无论阀芯处于左位还是右位，在阀的进油开口处总有高压油流过。油流经阀口的压力损失为:（4-22）式中:—油液密度，kg/；—流量系数；—流量，/s。若不考虑泄漏的影响，则当活塞回程加速时，阀芯处于左位，流经阀口的流量为:当活塞回程制动时，阀芯处于右位，流经阀口的流量为:当活塞冲程加速时，阀芯处于右位，流经阀口的流量为:则高压油流经阀口的能量损失为:（4-23）整理得：（4-24）c)阀芯运动油耗损失阀芯运动是由高压油来推动的。阀芯运动所消耗的压力油对于液压凿岩机的正常工作是必不可少的，但对凿岩机的输出能来说，却是一种能量损失。在活塞的一个运动周期内，阀芯左右各换向一次所消耗的压力油体积为:(4-25)式中：因此，在一个冲击周期内，阀芯运动所消耗的能量为:(4-26)式中:k—考虑阀芯运动阻力而引入的系数。综上所述，在一个冲击周期内，配油阀的能量损失为:(4-27)上式中，、、分别由(4-21),(4-24)和(4-26)式决定。（2）运动行程的计算将(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，能够求得使配油阀能量损失最小的阀芯运动行程。由流体力学可求得配油阀的稳态液动力为:（4-29）式中