D0I:10.13374/i.issn1001-053x.1980.03.002 北京钢铁学院学报 1980年第3期 有阀型液压凿岩机有关问题的探讨 矿机教研室液压凿岩机科研组 执笔李大诒 摘 要 本文根据研制TYYG-20型液压凿岩机过程中的体会及测试结果，就机器的类 型、结构及设计中一些主要问题，作了初步分析。其中有的问题已在测试中得到验 证，有的问题尚待进一步研究，但可参照进行基本的设计计算。 一、概 述 有阀型是液压凿岩机的主要结构型式，现在国外试验用于生产並积累一定进尺量的都属 于有阀型，国内正在研制中的也多属于此类型。这是利用静压传动、由滑阀与活塞组成的拖 动系统，按阀控活塞的结构可以分为两大类型：【一单面回油（即差动油缸），【一双面回 油（图1）。 压油 三 (1)后腔回油钎尾(2)前腔阿油纤尼 图1a单面回油 图1b双面回油 液压凿岩机与风动凿岩机相同，活塞只在冲程（冲击钎尾行程）对外作功，而在回程则 完全不作功，在I-类型（单面回油）中，钎杆可在活塞小面积一端（后腔回油)，也可在 大面积一端（前腔回油），因而衍化出I~1、I-2两类型。不论液压凿岩机结构如何变化， 其工作原理基本上都属于以上类型。 虽然有阀型液压凿岩机是滑阀活塞组成的拖动系统，但它和一般的阀控随动系统不同， 阀总是快速换位，在全开口量、全流量工作，而不是利用阀的缝隙进行控制调节，因此，它具有 较高的能量利用效举，一般阀腔随动系统的理论和要求，对液压凿岩机来说就不完全适用。 9
北 京 钢 铁 学 院 学 报 年第 期 有阀型液压凿岩机有关问题的探讨 矿机教研 室 液 压 凿岩机 科研 组 执笔 李大 谙 摘 要 本文根 据 研 制 一 型 液 压 凿岩机过 程 中的体会及 测试 结果 ， 就机器 的类 型 、 结 构 及 设 计 中一 些 主要 问题 ， 作 了初 步分 析 。 其 中有 的 问题 已在测试 中得 到验 证 ， 有 的 问题 尚待进 一 步研 究 ， 但 可参 照进 行墓本的设 计计算 。 概 述 有 阀型 是液压 凿岩机 的主要结 构型 式 ， 现在 国外 试 验 用 于生产 业积 累 一 定进尺 量的都属 于有阀型 ， 国 内正 在 研制 中的 也 多属 于此 类型 。 这 是利 用静压传动 、 由滑 阀 与活塞组成的拖 动系统 ， 按 阀控 活 塞的 结构可 以 分 为两 大 类型 一 单面 回油 即 差 动 油 缸 ， 一双 面 回 油 图 。 回油 压油 后 腔回汕 钎尾 前腔 回 油扦尾 图 单面 回 油 图 双 面 回 油 液压 凿岩机 与风 动 凿岩机相 同 ， 活塞 只在 冲程 冲击钎尾 行 程 对外 作功 ， 而在 回程 则 完全不 作 功 ， 在 一 类型 单面 回油 中 ， 钎杆可在 活 塞 小面 积一端 后腔回油 ， 也可 在 大面积 一端 前腔回 油 ， 因而衍 化出 一 、 一 两 类型 。 不论 液压 凿岩机结构如 何变 化 ， 其工 作原理 从 木上都属 于 以 上 类型 。 虽然有阀型 液压 凿岩机 是滑 阀活塞组 成 的拖 动系统 ， 但 它 和 一般 的 阀控 随 动系统不 同 ， 阀总 是快 速换 位 ， 在 全开 口 量 、 全 流量工 作 ， 而不 是利 用 阀 的缝 隙进行控 制调节 ， 因此 ， 它 具有 较高 的能 量利 用 效率 ， 一般 阀腔随 动 系统 的理论和 要求 ， 对 液压 凿岩机来说 就不完 全适 川 。 ＤＯＩ：１０．１３３７４／ｊ．ｉｓｓｎ１００１－０５３ｘ．１９８０．０３．００２
二、各型結构及此較 1.】-1型：单面回油、后腔回油、三通阔配油。 国外多数厂家的产品采用这种类型结构。图2为TYYG-20型结构原理，已对国外同类 结构作了较大改进，实验中证明是可用的。其工作原理如下： 压油 S回油 5提冲 闲换位前 0 F. F+F=F 前 F ③ 后 ⊙在冲击点 阀换位后 回油 ①套阀，②活塞，③推阀面，④反馈孔路，⑤蓄能器。 图21-1型结构原理 (1)二位三通阀配油。因为阀只与后腔联通，可采用与活塞同腔同轴运动的套阀，因而 有较简单的结构。 (2)活塞前腔受压面积为后腔的一半(F:≈女F2),並与压油常通，后腔进压油並回 油。在进压油时因受力大于前腔一倍，推动活塞冲击钎尾作功，在回油时活塞在前腔油压作 用下被推回后瑞终点。 (3)阀上三个受压面F:'+F,'=Fg',由于F,'恒受压油力，F,'恒受回油力，因此当 F,受压油力时，阀向前运动，F。'受回油力时阀向后运动，並自动在前或后位上定位。 (4)为推阀孔路。活塞回程运动中F,面越过推阀孔④1，反馈压油至阀F,'面，推阀至 前位，使后腔由回油变为进压袖。在冲程接近终点时，活塞上环槽联通推阀孔④2、④，阀 F,'接回油，阀自前位向后位运动，使后腔回油。由于活塞与阀的协调运动，在处理好冲程 与回程能量分配关系后，可形成连续有效的向前冲击。 (5)为蓄能器。由于活塞在回程与冲程中速度均由0至最大值变化，随之进排油的瞬时 流量变化增大，根据冲程、回程能量分配的要求，並且须在回程蓄能，因此在压油管路接蓄 能器⑤，兼作蓄能与消减油压脉动用。在回油管路因系间歇回油，且瞬时流量峰值较大，亦 宜接入消振用蓄能器。 I-2型：前腔回油，结构原理基本相同，但钎杆在图2后端，反馈袖孔位应作相应变 动，属于这类型的国外结构有AD一101型。 10
二 、 各型桔构及 比 较 一理 单 面 回油 、 后 胜 回油 、 三通门砚油 。 国外 多数厂 家的产验叩口 结 构作了较大改进 ， 实 采用这种类型结构 。 图 为 一 型 结构原理 ， 已对 国外 同类 中证 明是可用 的 。 其工作原理如下 卿京习 入 匀端铸岌薰彝交勿 一 扭回 色 ，翻 断 口口 喝 前 回知 卜 一 ‘换位前 峪 阵一一 二 ‘ 必 一在冲击点 ① 套阀， 二位三通 阀配油 。 有较简单的结构 。 ② 活塞， ③ 推 阀面 ， ④ 反 馈 孔 路， ⑤ 蓄 能器 。 图 一 型 结 构 原 理 因为阀只 与后腔联通 ， 可采 用 与 活 塞 同腔 同轴运 动的套 阀 ， 因而 活塞前腔受 压 面积 为后腔的 一半 ， “ 士 ， 业 与压油 常通 ， 后腔 进压油 业 回 油 。 在进 压 油时 因受 力大 于前腔 一倍 ， 推 动 活塞冲 击钎尾 作功 ， 在 回 油 时活 塞在 前腔油压作 用 下被 推 回 后端 终点 。 阀上三个受压 面了 ‘ ， 由于 尹 恒受压油力 ， ’ 恒受 回 油力 ， 因此 当 声 受压油 力时 ， 阀向前运 动 ， 产 受 回油 力时 阀 向后运 动 ， 业 自动在前或后 位 上定位 。 为推 阀孔路 。 活 塞 回程运 动 中， 面越过推阀孔 ④ ，， 反 馈压油 至 阀 ‘ 面 ， 推 阀至 前位 ， 使后腔 由回油 变 为进压油 。 在 冲程接近 终点 时 ， 活 塞 上环槽联通 推 阀孔④ 、 ④ ， 阀 声 接 回油 ， 阀 自前位 向后位运 动 ， 使 后腔回油 。 由于 活塞 与 阀的协调运 动 ， 在处理好 冲程 与 回程 能 量分 配关系后 ， 可形成连 续有效 的向前 冲 击 。 为蓄能 器 。 由于活 塞在回程与 冲程 中速 度 均 由 。 至 最大 值变 化 ， 随 之 进排 油 的 瞬 时 流 量变 化增大 ， 根据 冲 程 、 回程 能量 分配的要求 ， 业且须 在 回程 蓄 能 ， 因此在压 油 管路接 蓄 能 器⑤， 兼作蓄 能 与 消减 油压 脉 动用 。 在 回油 管路 因系间 歇 回 油 ， 且瞬 时流量峰 值较大 ， 亦 宜 接入 消 振用 蓄能器 。 一型 前腔回 油 ， 结 构原理 基本 相 同 ， 但 钎杆 在 图 后端 ， 反 馈油孔 位应 作 相应 变 动 ， 属于这 类型 的 国外结 构有 一 型
2.I型：双面回油、四通 回0 P压 阔配油 工作原理与I一型基本相 同，国外型号是C0p1038,其 特点是： (1)活塞在前后腔受压积 大致相等，前后腔交替回油， (2)四通阀配油，因此必须 用芯阀。阀上前后有两个推阀 面，推阀孔路有不同布置。 3.比较：对三类型结构可 以作如下比较： (1)能量利：二类型在合 钎尾 理设计中均可实现回程能量利 用，达到相近的能量利用效率。 F ⊙OQF: (2)阀的配置：I一类型可 (图示回程起点，阀已换位) 以用芯阀，也可以用套阀，套阀 ①芯阀，②活塞，④推阀反馈孔路，⑤着能器。 可有较简单结构。【一类型则必 图3I-型结构原理 须用芯阀。 (3)瞬时流量：在I一类型结构中，一腔进油回油，活塞受压面积约为另一腔的二倍， 两腔间回流量大，通过孔路的瞬时流量峰值约为【一类型的二倍，要求各孔路有较大面积。 这是I一类型不如I一类型处。 (4)蓄能器的容积：不受结构不同的影响，各类型基木相同。 (5)内漏因素：I一类型因一腔常通压油，在活塞结构大体相似时，比I一类型约大H出 50%。 从以上比较看：各类型主要条件差别不大，结合具体应用，I一类型套阀的结构简单， 重量小，较适宜于小型机器；大型机器耗油量大，要求蹶时流量和回油量小，I一类型可能 更适宜些。 三、两个关使部件一一閥和蓄能器 阀：冲击部的运动件是活塞和阀。参考国外经验，活塞应是长园柱形，断面变化次数 少，直径变化小。由于油压比风压高20~30倍，处理好缸体、油腔间的结构布置，这个要求 是比较容易实现的。 滑阀则是一个颇为关键的问题，简化整体结构，提高能量利用效率，在很大程度上取决 于滑阀结构。各类型机器采用两种滑阀：芯阀（图3）、套阀（图2）。 1.对滑阀的要求： (1)换向时间短，尽可能减少换位时对活塞腔油压的影响。一般可取滑阀运动时间为活 塞运动时间10~20%，不大于25%。 (2)耗油量少。换向快，要求推阀力大，耗油量相应加大，初步计算表明，当阀换向时 11
型 双面 回油 、 四 通 阁砚 油 工 作 原理 与 一 型 从 木 相 同 ， 国外型 号 是 ， 其 特点是 活塞在 前后腔受 压 而积 大致 相 等 ， 前后腔交 替 回油 四 通 阀配油 ， 因此 必须 用 芯 阀 。 阀上 前后 有 两 个 推 阀 雨 ， 推 阀孔 路 有不 同布置 。 比较 对 三 类 型 结构可 以作如下 比较 能量利 用 三 类型 在 合 理设 计 中 均可实现 回程 能 量利 用 ， 达 到相 近 的能 鼠利 用 效 率 。 阀的 配 贸 一 类型 可 以 用 芯 阀 ， 也可 以 用 套阀 ， 套 阀 可 有较简单结 构 。 一 类型 则 必 须 用 芯 阀 。 图示回租起点 ， 阅已换位 ①芯 阀 ② 活 塞， ④ 推 阀反 馈 孔 路， ⑤ 蓄能 器 。 图 一 型 结构 原 理 瞬 时 流量 在 一 类型 结构 「户 ， 一腔进 油 回油 ， 活塞 受 压 面积 约 为另一腔 的二倍 ， 两腔间 回 流 量 大 ， 通 过 孔 路 的瞬 时 流最 峰 值 约 为 一 类型 的二倍 ， 要求 各孔 路 有较大 面 积 。 这 是 一 类型不如 一 类型 处 。 蓄 能器 的容 积 不受 结 构不 同的影 响 ， 各类型 基本相 同 。 内漏 因素 一类 型 因一腔 常通 压油 ， 在 活塞 结构大 体相 似 时 ， 比 一 类型 约大 出 。 从 以 上 比 较看 各类型 主要 条件差 别不 大 ， 结 合具 体应 用 ， 一 类型 套 阀的结构简 单 ， 重 量 小 ， 较适 宜 于 小 型机 器 ， 大 型机 器 耗 油 量大 ， 要求瞬 时 流量和 回油 量 小 ， 一 类型 可 能 更适 宜 些 。 三 、 两 个 关键 部件一一 阴和 蓄能器 阀 冲击 部的运 动 件 是活塞和 阀 。 参考 国外 经验 ， 活塞应 是 长 园柱 形 ， 断 而变 化次 数 少 ， 直 径 变 化小 。 由于油压 比 风压 高一 倍 ， 处 理 好 缸休 、 油 腔 间的结 构布置 ， 这个要求 是比 较容 易 实现的 。 滑 阀 则是一个颇 为关键的问题 ， 简 化整 体结构 ， 提 高 能量利 用效 率 ， 在很 大程 度上取 决 于 滑 阀结 构 。 各类型 机器 采 用 两 种 滑 阀 芯 阀 图 、 套 阀 图 。 对 滑 门的共 求 换 向 时间短 ， 尽 可 能减 少换位 时对 活塞腔 油 压 的 影 响 。 一般可取 滑 阀运 动时间 为活 塞运 动时间 一 ， 不 大 于 。 耗油 最 少 。 换 向 快 ， 要 求推 阀 力大 ， 耗 油 量相应 加大 ， 初步计 算 表 明 ， 当阀换 向时
间为活塞运动时间25%时，耗油量为冲击部耗油量5~10%，当减少至15~20%时，耗油冠 增加至10~18%。 (3)尺寸小，重量轻。为了统一换向快、耗油量小矛盾的两个方面，结构上要求运动件 尺寸小、重量轻，並在保证必要的通流面积和封油长度的条件下减少行程。 (4)终点撞击小。滑阀本身是一个近似的等加速运动，且终点速度大，不可能完全避免 撞击，但应考虑可能的缓冲结构。 2。雨类型滑阀比较： 类·型 芯阀（图3） 套阀（图2） 结构特点 有单独的壳体，阀芯在 只有一个阀套，在活塞腔内套 壳体内运动配油。 在活塞上作同轴运动。 结构复杂性 滑阀本身形成一个组件，构造复 结构简单，重量较芯阀为小， 杂，重量大，油路也较复杂。 油路较简单。 面积梯度 较小，油压受影响稍大。 较大，油压迅速升降，能量 利用较好。 阀芯按本身结构定尺寸，容易做 阀套受活塞制约，尺寸不可 耗油量与内漏 到尺寸小，重量轻，耗油量与内 能太小，耗油量与内漏均可 漏均较小。 能较大。 适用性 可制成三通阀或四通阀，用于单 只能制成三通阀，用于单面 面、双面回油。 回油。 8.阔的改进： 参照以上分析比较，可对阀结构作出相应改进，图2所示套阀，即经改进过並在使用中 证明是可用的： (1)它避免了国外套阀用活塞顶推时的碰撞， (2)能自动柚压定位， (3)推阀面面积可适当安排，不受结构限制， (4)终点有缓冲腔。 蓄能器：它的作用一是活塞每循环速度均由0至最大值变化，通过活塞及通油孔路的瞬 时流量也相应变化，其峰值可达泵的恒定流量5~9倍，须用蓄能器予以调整，其次为实现回 程能量利用，在回程制动阶段须蓄积一定量压油。 用作图法（图4）可以较准确地确定工作循环中蓄能器容积变化△V大，用下式计算充 气蓄能器容积： V= △V大 ne(1-(1)六) 式中， V。一蓄能器充气容积， △V大一由作图法求得蓄能器各次容积变化的最大值， a一工作压力比， 12
间为活塞运 动时间 时 ， 耗油 量 为冲击部耗油 量 当减少至 时 ， 耗油量 增加 至 。 尺寸小 ， 重 量轻 。 为了统 一换 向快 、 耗油 量小矛盾的两个方 面 ， 结构 上要求运 动件 尺 寸小 、 重 轻 ， 业在 保证必要 的通 流面积 和封油长 度的 条件下减少行程 。 终点撞 击小 。 滑 阀本身是一个近 似 的等加速运 动 ， 且 终点速 度大 ， 不可能完全避免 掩击 ， 但 应考虑 可能的缓 冲结构 。 氮 雨经过滑阔比较 类 型 芯阀 图 套 阀 图 只有一个阀套 ， 在 活塞 腔内套 在 活塞 上作 同轴运 动 。 阀芯在 。 ，油 有壳单体独内运的壳动配体 结构特点 结构 复杂 性 滑阀本身形成一个组件 ， 构造复 杂 ， 重量大 ， 油路也较复杂 。 面积梯度 较小 ， 油 压受影 响稍大 。 耗油里 与内漏 阀芯按本身结构定尺 寸 ， 容 易做 到尺寸 小 ， 重 量轻 ， 耗油 量与 内 漏 均较小 。 适 用 性 可制成三通 阀或 四 通 阀， 用 于 单 面 、 双 面 回油 。 结 构简单 ， 重 量较芯 阀 为小 ， 油路 较简单 。 较大 ， 油 压迅速 升降 ， 能 量 利 用 较好 。 阀套受 活塞 制 约 ， 尺 寸不 可 能太 小 ， 耗油 量 与内漏 均可 能较大 。 只 能制成 三通 阀 ， 用 于单 面 回油 。 阅的改进 参照 以 上分析比 较 ， 可对 阀结 构作 出相应 改进 ， 图 所 示套阀 ， 即经改进过 业 在使 用 中 证 明 是可用 的 它避免 了国外 套阀用 活塞顶推 时的碰 撞 能 自动油压 定位， 推 阀面 面积 可适 当安排 ， 不受 结 构限制， 终点有缓 冲腔 。 蓄 能器 它 的作用一 是 活塞 每循环 速度均 由 至 最大 值变 化 ， 通 过 活塞 及通 油孔路 的瞬 时 流也相应 变化 ， 其峰值可达泵 的恒定 流 量倍 ， 须用 蓄 能器予 以 调整 其次 为实现 回 程能量利用 ， 在 回程制 动阶段须蓄积 一 定量压油 。 用作图法 图 可 以较准确地 确定 工 作循环 中蓄能器容积 变 化 △大 ， 用下式计 算充 气蓄能器容积 △大 ， 、 止 、 刀 七 一 气丫丁 少 ’、 改 式 中 。 — 蓄能器充气容积 ， △大— 由作图法求得 蓄能器 各次容积 变 化的最大值， — · 工 作压 力比
最大工作压力P大 回程 冲程 a= 最小工作压力P小 e一充气压力比， 米 e=充气压力P充 P小 K一气体绝热系数，K=1.4 246 820 141618 1一蓄能器效率，取0.9。 时间毫秒 这里有两个与工况密切相关的因 8 素： 进油 工作压力比a表达了循环中油压 的 由前腔米 脉动幅量，a不大于1.25，可保证油 2 泵正常工作。 充气压力比e表达了蓄能器容积 2 回油箱 利用率，一般应取在0.7~0.9间。这 排油 个充气压力可保证隔膜工作中在油中 浮动，不撞及壳体，同时蓄能器容积 最小，可得到充分利用。 △V大 对比图4中蓄能器压力曲线与图 充油 7中实测压力曲线，可以认为某本是 2 符合的。 液压酱岩机用蓄能器以隔膜式为 2 好，因其体形小，密封可靠。这种蓄 供油 能器一个关键结构是高压蓄能器进油 孔。此处在不工作时须承受充气高 140 压。国外某型号在隔膜心部加薄金属 120 100 片，进油孔口有多孔板支承，因而充 气压力不能过高，蒂能器容积也较 图4着能器工况 大。我们试用尼龙座板与隔膜胶结， (图中压力曲线单位公斤/厘米) 座板在不工作时封闭孔口支承隔膜，可以按要求压力充气，试验表明是可用的。 四、设计中几个问题 1.油压的形成： 一般油缸、油马达的工作油压主要决定于外加载荷。液压凿岩机不同，其工作袖压主要 决定于泵供油量，而与冲击岩石性质、纤具长短等外载荷条件无关。活塞每次排油量一定， 当流量增加时，活塞运动频率相应增加，从而活塞的运动参数￥（速度）、a(加速度)、 P(油压)、P(作用力)相应变化，当结构参数（活塞重量G、行程S、受压面积F)不变 时，油压p与流量Q有如下关系： p=KQ2 13
。 最大工 作压 力 大 “ 一 最小工 作压力 小 — 充气压力比 ， 充气压 力充 ‘ 一 小 — 气 体绝热 系数 ， 月— 蓄能器效 率 ， 取 这 里有两个与工 况 密切 相关的 因 素 工 作压 力比 表达 了循环 中油压 脉 动幅 量 ， 不大 于 ， 可保证油 泵 正 常工作 。 充气压力比 表 达 了蓄 能器容积 利用率 ， 一般 应取 在 间 。 这 个充气压力可 保证 隔膜工 作 中在 油 中 浮 动 ， 不 撞 及壳 体 ， 同时蓄 能器容积 最小 ， 可得 到充 分利用 。 对 比 图 中蓄 能 器压 力曲线 与图 中实测压 力曲线 ， 可以 认 为基 本 是 符 合的 。 液 压 凿岩机用 蓄 能器 以 隔膜式 为 好 ， 因其 体形 小 ， 密封可靠 。 这 种 蓄 能 器 一 个关 键 结 构是高压 蓄能器进 油 孔 。 此 处在不 工 作 时 须承受 充气 高 压 。 国外 某型 号在 隔膜心部加 薄金属 片 ， 进油 孔 口 有多孔板 支承 ， 因而 充 气 压 力 不能过 高 ， 蓄 能器 容 积 也较 大 。 我们试 用尼 龙座板 与隔膜胶结 ， 座 板在不工 作 时封 闭孔 口 支承 隔膜 ， 二后尹 ，辱团编 肺幽坦岁 口已 、 氯 彗 ‘ 卜土班气 卜‘‘‘‘二二二刁 函尸，日 图 蓄 能器 工 况 图 中压 力 曲线单位 公 斤厘 米 可 以 按 要求压 力充气 ， 试 验 表 明是可用 的 。 四 、 设 计 中几 个 问题 油 压 的形成 一般油 缸 、 油 马达 的工 作油压 主 要 决定 于外 加 载荷 。 液压 凿岩机不 同 ， 其工 作 油压 主 要 决定于泵供油 是 ， 当流量增 加 时 ， 而 与冲击岩石性质 、 钎具 长短 等外 载荷 条件无关 。 活塞每沈排 油 量一 定 ， 活塞运 动频 率相应 增加 ， 从而 活塞 的运 动参数 速度 、 加速度 、 油压 、 作用 力 相应 变 化 ， 当结 构 参数 活塞 重 量 、 行程 、 受 压 面积 不变 时 ， 油压 与 流量有如 下关系
K一决定于结构参数的常数。 在实验中表明，这个关系是存在的。因为液压凿岩机的输出功率和泵功率是P、Q乘积， 无论调压或调量，均将引起凿岩机工况的急剧变化，不适合于凿岩要求。因此，国外几型凿 岩机采用变行程调节，可不改变泵和凿岩机的功率，得到频率和冲击功合理匹配，适应背岩 条件。 2.油压的变化： 在风动凿岩机活塞运动过程，由于伴随话塞运动速度的变化，压气有相应的膨胀和压 缩，气压相应活塞位移变化，形成一个复杂的过程。在液压冲击腔中，容积相对甚小，可视 油为不可压缩的，而油压传播速度快(800~1200米/秒)，远远大于活塞运动速度(7~10 米/秒)，因此在活塞运动过程，除由蓄能器引起的油压变化外，可视油压不随活来运动变 化，仍属于静压传动范畴。苏联阿力木夫等的理论表明，最佳控制仍然是活塞上作用力不变状 态。瑞典Ali mak公司资料指出油压波为矩形波。图7所示测试结果，也表明一工作循环 中油压接近线性。因此，参照风动凿岩机的计算，考虑到蓄能器的作用，可以用运动学基本 定律，对冲击部作工程计算。 实际情况复杂得多，例如由于阀快速换位，引起的油压脉冲，对机器工况的影响，在图 7测试已反映出来。对整个工作循环中的规律性，尚待继续进行分析试验，作进一步探讨。 3.回程能量利用： 液压凿岩机与风动凿岩机相同，活塞往复运动，但只在冲程对外作有用功。回程要有较 高速度，才能达到要求频率，但不能对外作功。如果活塞在回程终点达到高速，冲击油液或 机体，则一方面引起管路油液冲击，加速系统有关元件损坏，同时撞击能全部转化为热能， 使油液迅速升温，对机器工作甚为不利。 在风动凿岩机上，活塞回程后段常封闭排气孔，使后腔密闭形成气垫，制动活塞並吸收 其动能，至冲程开始后，气垫膨胀对活塞作功，可将回程能量全部或部分转用于冲程。在液 压凿岩机上为了达到相同的目的，也应将回程分为加速与制动两个阶段（图6）。在加速阶 段，活塞受前腔较大压油力作用，加速至达到规定频率所需之速度，在制动阶段，改变前后 腔压力状态，使后腔接通蓄能器，制动活塞並将其速度能变为蓄能器内压能，在冲程时作用 于活塞作功，可以达到全部利用回程能量的目的。 各型结构合理安排各部分尺寸，均可达到上述目的，即冲程和回程进入机器的油压能， 除不可避免的损失外，均可用于冲击作功。结构上应考虑以下几点： (1)应使活塞在回程加速阶段自压油得到的能量，接近並稍大于制动阶段的制动能，按 此原则确定制动行程。 (2)结构上允许回程活塞行程有一变化范围，保证活塞在回程终点速度为0，不致撞及 缸体或油垫损失能量。 (3)阀在回程中间活塞高速度时换位，油压脉冲是木可完全避免的，考虑将阀做成较大 的正开口，防止前或后腔形成瞬时密闭，引起冲击，损失能量。正开口的阀也将有一定能冠 损失，但冲击波与能量损失有可能小些。这个正开口量还待试验确定，一般可取0.05~0.1毫 米，此时脉冲油压峰值可不超过工作油压150%（图7）。 4.最优行程的选择： 在一定工作参数下，选用不同行程，可以得到相近的能量利用效常，但工作状况则有明 显的差异（图5）。 14
— 决 定于 结构参数的常数 。 在实验中表 明 ， 这个关系是存在 的 。 因为液压 凿 岩机的输 出功率和泵 功 率是 、 乘积 ， 无论调压 或 调量 ， 均将 引起 凿岩机工 况 的急剧 变 化 ， 不适 合于凿岩要求 。 因此 ， 国外 几 型 凿 岩机采 用 变 行程调节 ， 可不改 变泵 和 凿 岩机的功 率 ， 得 到频 率和 冲 击功 合理 匹配 ， 适 应 背 岩 条件 。 油压 的变化 在风 动凿岩机 活塞运 动过 程 ， 由于伴随 活塞 运 动速 度的变化 ， 压气有相应的膨胀 和压 缩 ， ‘ 气压相应 活塞位 移变 化 ， 形成一个 复杂 的过程 。 在 液压 冲 击腔 中 ， 容积 相对甚 小 ， 可视 油 为不可压缩的， 而油压 传播 速度快 米秒 ， 远 远 大于 活塞运 动速度 米秒 ， 因此在 活塞运 动过程 ， 除 由蓄能器 引起的油压变 化外 ， 可视 油压不随 活来 运 动变 化 ， 仍 属于静压传动范 畴 。 苏联 阿力木夫 等的 理论 表明 ， 最佳控 制仍 然是 活塞 上作用 力不 变状 态 。 瑞典 公 司 资料指出油压 波为矩形 波 。 图 所示测试 结果 ， 也表 明一工 作循环 中油压接 近线 性 。 因此 ， 参照风动 凿 岩机 的计 算 ， 考虑 到 蓄能器的作用 ， 可 以用 运 动学 基本 定律 ， 对冲击部作工 程计算 。 实际 情况 复杂得 多 ， 例如由于阀快速换位 ， 引起的油压脉冲 ， 对机 器工况 的影 响 ， 在 图 测试 已反 映出来 。 对 整个工 作循环 中的规律性 ， 尚待 继续进行分 析试 验 ， 作进一步探讨 。 回粗能一利 用 液压 凿岩机 与风动 凿岩机相 同 ， 活塞往 复运 动 ， 但 只在冲程对外作有用 功 。 回程要 有 较 高速度 ， 才 能达 到要求频 率 ， 但不能对外 作功 。 如果 活塞在 回程终点达 到高速 ， 冲击油液 或 机体 ， 则一方 面 引起管路油 液冲击 ， 加速系统有关元 件损坏 ， 同时撞 击能全 部转化为热 能 ， 使油液迅速升温 ， 对机器工作甚 为不利 。 在风动 凿岩机 上 ， 活塞 回程后段 常封闭排 气孔 ， 使后腔密 闭形成气垫 ， 制 动活塞 业 吸 收 其动 能 ， 至 冲程开始后 ， 气垫膨胀 对 活塞作功 ， 可将 回程 能量全部或部分转用 于冲程 。 在 液 压 凿岩机上 为了达 到相 同的 目的 ， 也应将 回程分 为加速 与制 动两个阶段 图 。 在 加 速阶 段 ， 活塞受 前腔较大压油 力作用 ， 加速 至达 到规定频 率所需之速 度 在制 动阶 段 ， 改变前后 腔压 力状态 ， 使 后腔接通 蓄能器 ， 制 动 活塞业将其速 度能变 为蓄能器 内压 能 ， 在 冲程 时作用 于 活塞作功 ， 可 以达 到全部利 用 回程能量的 目的 。 各型 结构合理安排 各部分尺寸 ， 均可达 到上述 目的 ， 即冲程和 回程进 入机器 的油压 能 ， 除不可避免的损失外 ， 均可用 于冲击作功 。 结构上应考虑 以下 几 点 应使 活塞在 回程加速阶段 自压 油得 到的能 量 ， 接 近 业稍大 于制 动阶段 的制 动 能 ， 按 此原则确定制 动行 程 。 结构上允许 回程活 塞 行程有一变 化范围 ， 保证 活 塞在 回程终点速度 为 。， 不致掩及 缸体或油垫损失能量 。 阀在 回程中间活塞高速度时换位 ， 油压脉冲是不可完全避免的 ， 考虑 将阀做成较大 的正 开 口 ， 防止 前或后腔形成瞬 时密闭 ， 引起冲击 ， 损 失能量 。 正 开 口 的阀 也将有一定 能量 损 失 ， 但 冲击波与能量损失有可 能小些 。 这个正 开 口 量还待 试 验 确定 ， 一般可取 毫 米 ， 此 时脉冲油压峰 值可不超过工作油压 图 。 二 优行粗的选择 在 一定工作参数下 ， 选用不 同行程 ， 可以得 到相近的能量利用 效率 ， 但工 作状况 则有 明 显的差异 图
n% Q升1分 70 70 60 杰 18 14 12 12 10 F神 供油 10 F一F网 Fm 米 全号生号 12 10 后腔进油~ 8 6 后腔回油 20 韵腔进出油 10 2 0 0.660.71 0.770.82 0.9 0.660.71 0.770.82 0.9 图5最优行程选择 (1)对应于选定的冲击速度ⅴ神和频率f,有一相应的行程范围，其最大值， 5大=v吧 这是回程最大速度v四=V种的情况，一般v四<v冲，可减少输入能量，因此行程S应小 于上式最大值。 (2)从图5可见，随着行程的减小，各个工作参数均相应变化。耗油量略减，能量利用 效率稍有升高，但变化幅量很小，对行程选择不是主要的。随着行程减小，蓄能器容积变化 明显减小，在最大行程75%左右时达到最小值（充油与供油线交点）。瞬时流量峰值随行程 减小而迅速减小，但到达行程75%以后，减小幅量甚小，可不再考虑。 (3)因此可以认为最优行程应在最大行程70~75%左右，此时能量利用效较高，瞬时 流量峰值接近最低值，蓄能器容积变化小，因而要求蓄能器的容积最小。 (4)计算表明，其他两型也有相似的关系。 (5) 在行程可变的机器中，宜选最优行程作为经常工作的行程，並据以确定活塞尺寸， 15
一 曰口 口‘甲一 口口口 口 卜 们 一 ‘ 二 口一 厂一卜 · 一，口 · 少 · 一 ， 一 ， 多夕乙二 一 工 一 一 ‘，， 一 一 一 乙 协乙 “ ‘ 目口洲口 尸吧 回 ，户‘已 口尹尸 沪 日 洲尸尸 尹尸 尸洲产 子产尸 大 一 一 一 一 一 不 一 一 尸 ，、、、 助 详 供油 卜 ， 洲 口 一 一 绷多 一 一 一 一 一 嘿经 ‘ 口 口 口 口 口 尸 尸 二到， 一 图 最 优 行程 选择 对应 于选 定的冲击 速度 冲 和 频 率 ， 有 一相 应 的行 程范围 ， 其 最大值 。 大 一百一 冲 一万厂 峋 性 这是回程最大速度 回 冲 的情况 ， 一般 回 冲 ， 可减少输入 能量 ， 因此 行程 应 小 于 上 式 最大 值 。 从 图 可见 ， 随 着行程 的减小 ， 各个工 作 参数均相 应变化 。 耗油 量略减 ， 能 量利 用 效 率稍有升高 ， 但变化幅量 很小 ， 对行程 选 择不是主要的 。 随 着行程 减小 ， 蓄能器容积 变 化 明显 减小 ， 在 最大行程 左右时达 到最小值 充油 与供油线 交点 。 瞬 时 流量峰值 随行 程 减 小而 迅速减小 ， 但 到达行程 以后 ， 减小幅量甚 小 ， 可不再考虑 。 因此可 以认为最 优行程应在 最大行 程 左右 ， 此 时 能量利 用 效 率 较高 ， 瞬 时 流量峰 值接近最低值 ， 蓄 能器容积 变 化小 ， 因而 要求 蓄 能 器的容积 最小 。 计 算表 明 ， 其他 两 型 也有相 似 的关系 。 在 行 程可变的机器 中 ， 宜 选最 优行程 作为经 常工 作的行 程 ， 业据 以 确定活 塞尺 寸 ，
然后配合适当的变化行程。 回程 冲程 阀换位 阀换位 (6)在行程选定后，结台给定的作业 P 参数：冲击功L冲、冲击频率、冲击速度 1200 V种、工作油压p、即可进行冲击部的设 计计算。 800- 加速 制动 5.能量利用效率及损失： 冲击部的能量利用效率η表达式： 400 L种×f n=p×Q×10 S=35毫米 式中的10为单位转换常数。 行程 国外各型机器冲击部能量利用效率在 机械岸擦阻力 粘性阻力 阀换位引起 43~60%间，图7测试结果约在50%上下， 压力损失 大致是接近的，即冲击部能量损失约为 图6示功图损失 40~60%上下，它包括以下各项损失。 (1)示功图损失。主要是在阀换位时引起示功图上油压波非矩形变化的损失，因已规定 阀换位时间为活塞运动时间10~20%，压力波非矩形变化主要出现在阀0位前后的缝隙阶 段，相对来说是较小的，可从图7测试结果看出。在工程计算中这个损失可估计为5~10%。 (2)油液粘性阻力损失。因为活塞运动速度快，这个损失不容忽视，可用以下公式计 算： ds p粘=μ·d×10- 式中， P粘一粘性阳力，公斤 D、L一活塞与缸体摩擦面的直径和长度、厘米， Y'一一活塞与缸体摩擦面上的径向间隙，厘米， ds 一活塞运动速度，厘米/秒， μ一油液的绝对粘度，厘泊。 粘性阻力损失随工作情况（温度、速度、粘度）变化，计算表明，在一般工作条件下， 有可能不超过5%。 (3)活塞运动中机械摩擦损失。正常情况下活塞侧向力很小，润滑情况良好，这个损失 可忽略。 以上三项损失均为活塞自压油得到能量的直接损失，可以反映到示功图上合並为示功图 损失，计算中考虑在10~15%间，大体是接近的。 (4)内漏损失。内漏表现在两处：活塞上自压油腔向回油腔的漏损，阀上自压油腔向回 油腔的漏损，其中阀上的漏损更重要，因为活塞设计，可以考虑尽量减小漏损，而一般阀结 构中的漏油面，其封油长度不大于阀芯运动行程，比较小，因而内漏量也大。又因油压高， 配合间隙小，要求加工工艺高，有时不能完全得到保证，加大了内漏量。按一般情况考虑， 取内漏损失为10%是可以的。 (5)油压损失。这种损失也有两方面：一是因活塞速度变化引起油压脉动，在采用蓄能 器后，脉动幅量可限制在一定范围内（±10%）。对于泵的供应能量来说，不能不按高压考 16
然后 配 合适 当的变 化行程 。 在 行程选定后 ， 结 合给 定的作业 参数 冲击功冲 、 冲 击频 率 、 冲 击速度 冲 、 工 作油压 、 即可进 行 冲击 部的设 计 计 算 。 能利用 效率及摄 失 冲击部的能量利用 效 率，表达 式 回程 阀换位 冲程 阀换位 冲 月 二二丁 万丁不兀 入 、咭 入 式 中的 为单位转换 常数 。 国外 各型机器冲击部能量利 用效 率在 间 ， 图 测试 结果约在上下 ， 大致 是接近的 ， 即冲 击部 能量损失 约 为 上下 ， 它 包括 以下 各项损失 。 机林康攘阻力 行程 ，目曰之 枯性阻力 阅嘴换位 引起 压力损失 图 示 功图扳 失 示功 图损 失 。 主要 是在 阀换位 时 引起示功 图上油压 波非矩形变 化的损失 ， 因 已规 定 阀换位时时为活塞运 动 时间 。 ， 压 力波非矩 形变 化 主要 出现在 阀 。 位 前后 的缝 隙阶 段 ， 相 对来说是技小的 ， 可从 图测试 结果看 出 。 在工 程计 算中这个损失可 估计 为 。 油液 粘性 ‘ 阻力损失 。 因 为活 塞运 动速度快 ， 这个损失不容 忽视 ， 可用 以 下公式计 算 兀 枯 砂 一 ” 卜 ’ 式 中 枯 — 和性阻力 ， 公 斤 、 — 活塞 与缸体摩擦 面的直径 和 长 度 、 厘 米， 训 — 活 塞 与缸体摩擦面上的径 向间隙 ， 厘 米， 、 、 ‘ 、 二 ， 言亡一 活穿运动 速凰 厘 米秒， 卜— 油液的 绝对粘度 ， 厘 泊 。 粘性阻力损失随 工 作情况 温度 、 速 度 、 粘度 变 化 ， 计 算表明 ， 在一般工 作 条件下 ， 有可 能不 超过 。 活 塞运 动 中机械摩擦损 失 。 正 常情况 下 活塞侧 向力很 小 ， 润滑情况 良好 ， 这个损失 可忽略 。 以 上三项损失 均为活塞 自压油得 到能量的直 接损失 ， 可 以反映 到示功图 上 合业 为示功 图 损失 ， 计 算中考虑 在 间 ， 大体是接近 的 。 内漏损失 。 内漏 表现在两处 活塞上 自压 油腔向回油 腔的漏损 ， 阀上 自压油腔 向 回 油腔的 漏损 ， 其 中阀 上的漏损 更 重要 ， 因 为活塞设计 ， 可 以考虑 尽 量减小漏损 ， 而一般 阀结 构中的漏油 面 ， 其封 油长度不大于 阀芯运动行程 ， 比较小 ， 因而 内漏 量也大 。 又 因油压 高 ， 配合间隙小 ， 要求加工工艺 高 ， 有 时不 能完全得 到保证 ， 加大 了内漏 量 。 按一般情况 考虑 ， 取 内漏损失 为是可 以的 。 油压 损失 。 这 种损失也有两 方面 一 是因 活塞速度变 化引起油 压脉 动 ， 在 采 用蓄 能 器后 ， 脉 动幅量可 限制在 一定范围内 士 。 对于泵的供应 能量 来说 ， 不 能不 按 高 压 考
虑，但反映在示功图上的有效油压，则是低值或平均值，因而降低了能量利用效率。其次是 管路中油流力，这是一个多变的情况，在一次工作循环中随速度变化，也随配置的回程蓄 能器情况，管路联接情况而不同，在图7测试中因无回程蓄能器引起较大油压脉冲，形成较 大背压。在初步计算中，此损失估计为5~10%，也可考虑平均背压10公斤/厘米。 (6)阀的耗油量。对于活塞运动这是必需的，但对于活塞作功，，则又是无用的，因此应 尽可能减少，前面已估计为10~18%，设计阀的耗油量为5~7升/分，因此是接近实际情况的。 (7)综合以上各项损失，约在40~50%间，个别也可能更高些。这和闲外机器能量利用 效率数据及我们测试结果是大致符合的。 6.发热问题： 液压浒岩机的发热问题是一个共同的问题。上述能量损失就是热源，这些损失能量均以 不同形式一粘性摩擦、缝隙节流、撞击一转化为热，进入回油中流回油箱，积累升温。例如 阀的耗油量即以部分撞击、部分节流（有油垫时）的形式转化为热。损失是不可避免的，发 热也是不可避免的，但应从结构设计中力求降低损失能量，减少发热。 (1)国外最低能量损失为40%，存在进一步降低的可能性，例如提高加工精度、改进阀 结构，有可能进一步降低漏损和阀的耗油量。但从前面的几项分析看，降低幅量是有限的。 (2)因为热均经回油积累于油箱中，长期工作设各冷却装置是必须的，籍以保证袖温不 超过许可限度（例如50℃）。 (3)结构上应避免盲肠、死腔、节流孔，·尽量用单向油流，防止局部过热现象，例如蓄 能器进油口的孔板结构就可能形成局部节流发热。 五、实 验 参照上述分析，我们设计的TYYG-20型液压酱岩机的测试结果如图7，表明在一定程 冲 后 行程S 10毫秒 击 回程终 冲程 毫米50 点 11.9毫秒点 8.3 击 点 30 10 0- 150 后腔油压 公斤/阻米 100 F50 0- A150 前腔油压 公斤/厘米 100 F50 推阀腔油压200 0000 图：TYY(-(型液压凿岩机测试法界 17
虑 ， 但反 映在 示功 图 上的有效 油压 ， 则是低 值 或平 均 值 ， 因而 降低 了 能量利 用效 率 。 其次是 竹路 中油 流 阻力 ， 这 是一个 多变 的情况 ， 在 一 次工 作循 环 中随 速度 变化 ， 也随 配 置 的 回程 蓄 能 器情况 ， 管路联 接情况 而不 同 ， 在 图 测试 中因无 回程 蓄能 器 引起较大 油 压脉 冲 ， 形成 较 大 背压 。 在 初步计 算中 ， 此 损失估计 为 ， 也可考虑 平 均背压 公 斤匣 米 。 阀的耗油 量 。 对 于 活 塞运 动这 是必需 的 ， 但对 于活塞作功 ， 则 又 是无 用 的 ， 因此应 尽可能减少 ， 前面 已估计 为 ， 设 计 阀的耗油 量 为升分 ， 因此是接 近实际情况 的 。 综 合 以 上 各项损失 ， 约在 问 ， 个别 也可 能更高些 。 这 和 国外机 器 能量利 用 效 率数据 及我 们 测试 结 果 是大致 符 合的 。 发热 问厄 液压 衡岩机的发热 问题 是一 个共同的问题 。 上述 能量损失就是热 源， 这 些损失 能量 均 以 不 同形式一 粘性摩 擦 、 缝隙节 流 、 撞 击一 转 化 为热 ， 进 入 回油 中流 回油 箱 ， 积 累升 温 。 例如 阀的耗油 量 即 以部 分撞击 、 部分节 流 有油垫 时 的 形式 转化为热 。 损失 是不 可避 免的 ， 发 热也是不可避 免 的 ， 但 应 从结 构设计 中力求降低损 失 能量 ， 减少发热 。 国外 最低 能量 损 失 为 ， 存在进 一步 降低 的可 能性 ， 例如提 高加工 精度 、 改 进 阀 结构 ， 有可 能进 一步 降低 漏损和 阀的耗 油量 。 但 从前面 的几 项 分析看 ， 降低 幅量 是有限的 。 因 为热 均经 回油积 累 于油 箱 巾 ， 长 期工 作设备 冷却 装置 是 必须 的 ， 籍 以 保证 油 温不 超 过许可 限度 例 如℃ 。 结 构上应 避 免盲肠 、 死腔 、 节 流孔 ， ， 尽 量用 单 向油 流 ， 防止 局 部过 热 现 象 ， 例 如 蓄 能 器进 油 口 的孔板 结 构就 可能 形成 局 部节 流发热 。 五 、 实 验 参照 上述 分 析 ， 我 们设计 的 一 型 液压 附岩机的测试 结果如 图 ， 表 明在一 定程 毫秒 冲 后 击 回程 终 点 · 毫 秒点 行程 毫米 后腔油压 公斤厘米 盆 八 诵剐 ， 人， ︸ 前腔油压 公斤厘米 内工甘 、 推 阀腔油压 一 图 ‘ ’ 一 二型 液 压 凿 岩机测 试 咭 果
度上分析数据与实验情况是接近的。 (1)冲击功21公斤·米，频率2.980次/分，耗油量82升/分，油压约150公斤/厘米2，由 此得能量利用效率51%，与前面的估计大致符合。实验室试验：在花岗岩中钻进中60毫米 孔，速度为1.0~1.1米/分，表明上述性能指标是实际达到的。 (2)对比图4与图7中的压力曲线，表明活塞工作状况是基本符合的。 (3)阀换位时油压升降时间0.6毫秒，升降过程基本上是线性的，表明示功图损失10% 以下是可能的。 (4)工作压力比a=1.30,阀换位时脉冲幅量达1.5倍，表明蓄能器容积(110CC)尚可 以加大。回油时有较高背压脉冲，表明回油蓄能器（现在没有）仍然是必要的。 参考文献 〔1)国外液压凿岩机图册长沙矿山院等1976.5 〔2)采矿科研（液压凿岩机专辑一、二）长沙矿山院1975.21977.2 〔3)凿岩机械与风动工具1975.11976.31977.4 〔4)矿冶泽文长沙矿冶研究所1977. 〔5)结业设计及报告北京钢铁学院矿机专业197219731974.班1976液压班 〔6)液压控制系统梅里特著1976 〔7)部分国外样本。 18
度上分析数据 与实验情况 是接近 的 。 冲击功公斤 米 ， 频 率 次分 ， 耗油量 升分 ， 油压 约 公 斤厘 米 么， 由 此得能量利 用效 率 ， 与前面的估计大 致符 合 。 实验 室试 验 在 花 岗岩 中钻 进 小。毫米 孔 ， 速度为 米分 ， 表 明上述性能 指标是实际达 到的 。 幻 对 比 图 与图 中的压 力曲线 ， 表 明活塞工作状况 是基本符合 的 。 阀换位 时油压升降时间 毫 秒 ， 升降过 程 基本上 是线性的 ， 表 明示功 图损失 以下 是可能 的 。 工 作压力比 ， 阀换位时脉冲幅量达 倍 ， 表 明蓄能 器 容积 尚可 以加大 。 回油时有较高背压脉冲 ， 表 明 回油蓄能 器 现在 没有 仍 然 是必要 的 。 参 考 文 献 国外液压 凿岩机图册 长沙 矿 山院 等 幻 采矿科研 液压凿岩机专辑一 、 二 长沙 矿 山院 〕 凿岩机械 与风动工 具 〕 矿冶译 文 长沙 矿冶研究所 〕 结业设计 及报告 北京钢 铁学院矿机专业 〕 液压控 制 系统 梅里特 著 〕 部分国外样本 。 班 液压班
