有阀型液压凿岩机有关问题的探讨.pdf_大学文库

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

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