第12期 李叶林等：双缓冲腔环形间隙对凿岩机缓冲系统动态特性的影响 ·1679· 缓冲活塞的动力学方程☒： 线.若忽略孔道中压力变化及损失，蓄能器压力与 Mpxp =P1A:P2A2 -F.-Fr (16) 一级缓冲腔压力可视作相等，一级缓冲腔压力曲线 式中：M,为缓冲活塞质量，M。=2.8kg;F,为黏性摩 等同于蓄能器压力曲线 擦力，N;F,为液压卡紧力，N 2.1缓冲活塞位移 黏性摩擦力： 缓冲活塞与机体的配合尺寸按6级公差加工， F=∑pmLd年 故最小环形间隙选择0.05mm.在不同环形间隙下， (17) 台1-e2o 通过仿真可得到缓冲活塞的运动规律，结果如图6 液压卡紧力团： 所示 F1=TP Lidu TP2Lad2. (18) 2.0 式中，r为液压卡紧阻力系数，T=0.022 一级缓冲腔的压力P,与缓冲蓄能器内压力相 15 8-020mm 同，缓冲蓄能器气体体积变化引起缓冲腔内部流量 变化. 1.0 6=0.10mm -0.40nm 缓冲蓄能器的油液体积陶： -0.07mm&-.09mm V.=∫(41+A)-0]d (19) 0.5 80.08nim 8T.06 缓冲蓄能器工作压力： &-0.05mm R=n(货) (20) 34 5 6 时间/ms 式中，P:和V分别为缓冲蓄能器初始压力和容积. 图6不同环形间隙下缓冲活塞位移-时间曲线 图5为缓冲系统工作原理，图中环形间隙δ连 Fig.6 Curves of damping piston stroke at different annular clear- 接一级和二级缓冲腔，配合长度为L.根据环形间隙 ances 流量理论可得到二级缓冲腔压力的： 从图6中可以看出，缓冲活塞的运动是一个动 Td 3S'AP Q,=124p(L+x, -(1+2.5s2, (21) 态过程，环形间隙δ对缓冲活塞的行程和运动周期 有较大影响，δ越大，缓冲活塞的行程和运动周期也 0,=A+220 (22) 越大.凿岩机冲击频率为60Hz,即运动周期为 △P=P2-P1. (23) 16ms,若缓冲系统选择较大的间隙，如6=0.40mm, 对应的周期接近1.0ms,最大行程为1.4mm,此种 式中：Q,为环形间隙的泄漏流量，L·min-l;δ为环形 间隙，mm. 情况虽不会影响到冲击活塞的运动，但对缓冲活塞 的缓冲效果非常不利.为了便于分析δ对缓冲活塞 Q缓冲进油 运动的影响，由图6可得到δ与缓冲活塞最大行程 缓神回油 的关系，如图7所示 从图7可看出，缓冲活塞的最大位移在0.4~ 1.5mm. 当0.05mm<8<0.1mm时，缓冲活塞的最大行 程随环形间隙呈线性关系；当δ>0.1mm时，缓冲活 塞的最大行程基本保持不变 2.2一级缓冲腔压力 一级缓冲腔压力变化的仿真结果如图8所示. 图5缓冲系统工作原理 由图8可知，一级缓冲腔压力在整个吸收回弹能量 Fig.5 Principle of the damping system 过程中，基本稳定在7~8MPa,不受环形间隙δ的影 2缓冲系统仿真 响.这是因为在速度阀的控制下缓冲系统的流量基 本保持恒定. 应用Matlab工具求解缓冲系统动力学模型，可 2.3二级缓冲腔压力 获得缓冲活塞位移和一和二级缓冲腔压力的变化曲 二级缓冲腔压力变化的仿真结果如图9所示第 12 期 李叶林等: 双缓冲腔环形间隙对凿岩机缓冲系统动态特性的影响 缓冲活塞的动力学方程［12］: Mp x ·· p = P1A1 + P2A2 － Fs － Fl ． ( 16) 式中: Mp为缓冲活塞质量，Mp = 2. 8 kg; Fs为黏性摩 擦力，N; Fl为液压卡紧力，N． 黏性摩擦力［13］: Fs = ∑ 2 i = 1 μρπLidpi x · p 槡1 － ε2 ·σ ． ( 17) 液压卡紧力［13］: Fl = τP1 L1 dp1 + τP2 L2 dp2 ． ( 18) 式中，τ 为液压卡紧阻力系数，τ = 0. 022． 一级缓冲腔的压力 P1与缓冲蓄能器内压力相 同，缓冲蓄能器气体体积变化引起缓冲腔内部流量 变化． 缓冲蓄能器的油液体积［14］: Va = ∫［x · p ( A1 + A2 ) － Qp］dt． ( 19) 缓冲蓄能器工作压力: Ph = PH ( VH V ) a 1. 4 ． ( 20) 式中，PH和 VH分别为缓冲蓄能器初始压力和容积． 图 5 为缓冲系统工作原理，图中环形间隙 δ 连 接一级和二级缓冲腔，配合长度为 L． 根据环形间隙 流量理论可得到二级缓冲腔压力［15］: Q1 = πdp3 δ 3 ΔP 12μρ( L + xp ) ( 1 + 2. 5ε2 ) ， ( 21) Q1 = A2 x · p + L2 L1 + L2 Qp， ( 22) ΔP = P2 － P1 ． ( 23) 式中: Q1为环形间隙的泄漏流量，L·min － 1 ; δ 为环形 间隙，mm． 图 5 缓冲系统工作原理 Fig． 5 Principle of the damping system 2 缓冲系统仿真 应用 Matlab 工具求解缓冲系统动力学模型，可 获得缓冲活塞位移和一和二级缓冲腔压力的变化曲 线． 若忽略孔道中压力变化及损失，蓄能器压力与 一级缓冲腔压力可视作相等，一级缓冲腔压力曲线 等同于蓄能器压力曲线． 2. 1 缓冲活塞位移 缓冲活塞与机体的配合尺寸按 6 级公差加工， 故最小环形间隙选择 0. 05 mm． 在不同环形间隙下， 通过仿真可得到缓冲活塞的运动规律，结果如图 6 所示． 图 6 不同环形间隙下缓冲活塞位移–时间曲线 Fig． 6 Curves of damping piston stroke at different annular clear￾ances 从图 6 中可以看出，缓冲活塞的运动是一个动 态过程，环形间隙 δ 对缓冲活塞的行程和运动周期 有较大影响，δ 越大，缓冲活塞的行程和运动周期也 越大． 凿 岩 机 冲 击 频 率 为 60 Hz，即 运 动 周 期 为 16 ms，若缓冲系统选择较大的间隙，如 δ = 0. 40 mm， 对应的周期接近 1. 0 ms，最大行程为 1. 4 mm，此种 情况虽不会影响到冲击活塞的运动，但对缓冲活塞 的缓冲效果非常不利． 为了便于分析 δ 对缓冲活塞 运动的影响，由图 6 可得到 δ 与缓冲活塞最大行程 的关系，如图 7 所示． 从图 7 可看出，缓冲活塞的最大位移在 0. 4 ～ 1. 5 mm． 当 0. 05 mm ＜ δ ＜ 0. 1 mm 时，缓冲活塞的最大行 程随环形间隙呈线性关系; 当 δ ＞ 0. 1 mm 时，缓冲活 塞的最大行程基本保持不变． 2. 2 一级缓冲腔压力 一级缓冲腔压力变化的仿真结果如图 8 所示． 由图 8 可知，一级缓冲腔压力在整个吸收回弹能量 过程中，基本稳定在 7 ～ 8 MPa，不受环形间隙 δ 的影 响． 这是因为在速度阀的控制下缓冲系统的流量基 本保持恒定． 2. 3 二级缓冲腔压力 二级缓冲腔压力变化的仿真结果如图 9 所示． · 9761 ·