双缓冲腔环形间隙对凿岩机缓冲系统动态特性的影响

第36卷第12期 北京科技大学学报 Vol.36 No.12 2014年12月 Journal of University of Science and Technology Beijing Dec.2014 双缓冲腔环形间隙对凿岩机缓冲系统动态特性的影响 李叶林，马飞区，耿晓光 北京科技大学机械工程学院，北京100083 ☒通信作者，E-mail:ycke@usth.edu.cn 摘要分析了液压凿岩机双缓冲系统的结构特点，应用孔口节流理论确定了缓冲活塞的静平衡位置，基于应力波传递原理 得到了缓冲活塞的回弹速度，考虑油液的压缩特性推导出一级缓冲腔压力公式，由间隙流量公式得到了二级缓冲腔压力，在 此基础上建立了缓冲活塞的运动微分方程.应用Mtlb工具对双缓冲系统的动态特性进行了仿真，分析了不同环形间隙下缓 冲活塞的运动规律，探讨了环形间隙对一级和二级缓冲腔压力的影响.提出与环形间隙和活塞最大行程的比值相关的间隙行 程系数刀.仿真结果表明，间隙行程系数与双缓冲系统的特性密切相关，存在最优范围.搭建了实验台，通过实验对缓冲系统 的数学模型进行了验证 关键词液压凿岩机：缓冲腔：间隙：动态特性：回弹 分类号TH123 Effect of annular clearance inside the double damping chamber on the dynamic characteristics of a rock drill damping system LI Ye-Hin,MA Fei,GENG Xiao-guang School of Mechanical Engineering,University of Science and Technology Beijing,Beijing 100083,China Corresponding author,E-mail:veke@ustb.edu.cn ABSTRACT The structure characteristic of the double damping system in a hydraulic rock drill was analyzed.The static balance position of the damping piston was determined by using the orifice flow law.The rebound velocity of the damping piston was derived from the transmitting principle of stress waves.The pressure equation of the Ist order damping chamber was deduced by considering the compressibility of hydraulic oil.The pressure of the 2nd order damping chamber was gained according to the equation of clearance flow rate.The motion differential equation of the damping piston was established based on these above foundations.The dynamic character- istics of the double damping system were simulated in Matlab.The movement laws of the damping piston were analyzed in different annular clearances.The relationships between annular clearance and the pressure in the Ist order and 2nd order damping chambers were discussed.The clearance-stroke coefficient was proposed,which was related to the ratio of annular clearance to maximum damping piston stroke.Simulation results show that the clearance-stroke coefficient is closely related to the damping system characteristics and has an optimal range.The mathematical model of the damping system was verified on the test platform. KEY WORDS hydraulic rock drills;damping chamber:clearance;dynamic characteristics;rebound 液压凿岩机作为旋转冲击式钻孔设备，广泛用 会有部分应力波从钻杆与岩石的接触面反射回钻 于矿山和隧道的凿岩作业.在凿岩过程中，其冲击 杆，此时钻杆便会发生回弹现象.回弹现象使钎尾 活塞撞击钎尾，通过钎尾以及与之相连接的钻杆将 直接撞击在凿岩机缸体上，对凿岩机内部结构造成 活塞的动能以应力波的形式传递给岩石，达到破碎 破坏.同时，产生的强烈振动，影响凿岩机密封圈以 岩石的目的0.由于岩石与钻杆的阻抗不同，必然 及连接螺栓的寿命回 收稿日期：201405-22 基金项目：国家高技术研究发展计划资助项目(2011AA060401) DOI:10.13374/j.issn1001-053x.2014.12.015:http://journals.ustb.edu.cn

第 36 卷 第 12 期 2014 年 12 月 北京科技大学学报 Journal of University of Science and Technology Beijing Vol． 36 No． 12 Dec． 2014 双缓冲腔环形间隙对凿岩机缓冲系统动态特性的影响 李叶林，马 飞，耿晓光 北京科技大学机械工程学院，北京 100083  通信作者，E-mail: yeke@ ustb． edu． cn 摘 要 分析了液压凿岩机双缓冲系统的结构特点，应用孔口节流理论确定了缓冲活塞的静平衡位置，基于应力波传递原理 得到了缓冲活塞的回弹速度，考虑油液的压缩特性推导出一级缓冲腔压力公式，由间隙流量公式得到了二级缓冲腔压力，在 此基础上建立了缓冲活塞的运动微分方程． 应用 Matlab 工具对双缓冲系统的动态特性进行了仿真，分析了不同环形间隙下缓 冲活塞的运动规律，探讨了环形间隙对一级和二级缓冲腔压力的影响． 提出与环形间隙和活塞最大行程的比值相关的间隙行 程系数 η． 仿真结果表明，间隙行程系数与双缓冲系统的特性密切相关，存在最优范围． 搭建了实验台，通过实验对缓冲系统 的数学模型进行了验证． 关键词 液压凿岩机; 缓冲腔; 间隙; 动态特性; 回弹 分类号 TH123 Effect of annular clearance inside the double damping chamber on the dynamic characteristics of a rock drill damping system LI Ye-lin，MA Fei ，GENG Xiao-guang School of Mechanical Engineering，University of Science and Technology Beijing，Beijing 100083，China  Corresponding author，E-mail: yeke@ ustb． edu． cn ABSTＲACT The structure characteristic of the double damping system in a hydraulic rock drill was analyzed． The static balance position of the damping piston was determined by using the orifice flow law． The rebound velocity of the damping piston was derived from the transmitting principle of stress waves． The pressure equation of the 1st order damping chamber was deduced by considering the compressibility of hydraulic oil． The pressure of the 2nd order damping chamber was gained according to the equation of clearance flow rate． The motion differential equation of the damping piston was established based on these above foundations． The dynamic character￾istics of the double damping system were simulated in Matlab． The movement laws of the damping piston were analyzed in different annular clearances． The relationships between annular clearance and the pressure in the 1st order and 2nd order damping chambers were discussed． The clearance-stroke coefficient was proposed，which was related to the ratio of annular clearance to maximum damping piston stroke． Simulation results show that the clearance-stroke coefficient is closely related to the damping system characteristics and has an optimal range． The mathematical model of the damping system was verified on the test platform． KEY WOＲDS hydraulic rock drills; damping chamber; clearance; dynamic characteristics; rebound 收稿日期: 2014--05--22 基金项目: 国家高技术研究发展计划资助项目( 2011AA060401) DOI: 10． 13374 /j． issn1001--053x． 2014． 12． 015; http: / /journals． ustb． edu． cn 液压凿岩机作为旋转冲击式钻孔设备，广泛用 于矿山和隧道的凿岩作业． 在凿岩过程中，其冲击 活塞撞击钎尾，通过钎尾以及与之相连接的钻杆将 活塞的动能以应力波的形式传递给岩石，达到破碎 岩石的目的［1］． 由于岩石与钻杆的阻抗不同，必然 会有部分应力波从钻杆与岩石的接触面反射回钻 杆，此时钻杆便会发生回弹现象． 回弹现象使钎尾 直接撞击在凿岩机缸体上，对凿岩机内部结构造成 破坏． 同时，产生的强烈振动，影响凿岩机密封圈以 及连接螺栓的寿命［2］．

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 ·1677· 随着凿岩机向大功率和大扭矩方向发展，缓冲 泄漏油口 系统的研发及应用越发重要.缓冲系统不仅可以吸 【缓冲活塞拐点7 收钻杆回弹产生的能量，避免钎尾与缸体之间的刚 泄回油腔 环形间隙 性撞击，而且具有降低机体振动和噪声的作用.因 此，缓冲系统性能的研究得到了越来越多学者的 重视. Oh等基于AMESim软件，建立了岩石、缓冲 和冲击的统一模型，分析了压力腔压力与活塞运 动规律之间的关系；Chiang和Elias在研究岩石 与钻头之间的相互作用时，提出了脉冲动量理论， 一级缓冲腔 一级缓冲腔 解决一维波动问题；廖义德对凿岩机缓冲装置， 1一钎尾：2一冲击活塞：3一隔套：4一缓冲活塞：5一泄漏回油 提出了缓冲间隙与缓冲面积对缓冲运动周期的影 管：6一节流阀：7一缓冲蓄能器：8一单向阀：9一斯特封 响：廖建勇和吴蒲前对单缓冲系统建立了数学 图1双缓冲系统结构 模型进行仿真计算，提出了缓冲最大压力为系统 Fig.I Structure of a double damping system 压力的1.6倍：刘智等可对双缓冲系统进行了动 力学建模仿真：鹿志新等圆对双缓冲系统环形间 式中：F。为推进力，F。=5kN:P为一级缓冲腔压力， MPa;A1和A,分别为缓冲活塞一级和二级腔有效面 隙进行设计验证.目前，国内学者大多集中在单缓 积，m2. 冲系统的研究上，而对双缓冲系统的研究仅限于 工作时由速度阀控制的缓冲系统流量是恒定 结构设计，双缓冲系统作为一种先进的减震降噪 的，假设圆孔节流阀口的回油背压为零，根据节流孔 技术在国内生产的全液压凿岩机上仍未得到推广 应用. 压降可求出泄漏回油腔的压力P,可 本文以研发的新型液压凿岩机为对象，分析钎 P。=P+ /3 (2) 2 尾反弹能量与缓冲活塞运动，建立完整的缓冲系统 动力模型，研究双缓冲腔环形间隙与活塞行程关系 式中：Q为缓冲流量，Q=7.8Lmin-(测试结果)； C为流量系数，C4=0.65;A为泄漏回油管中节流阀 1缓冲系统动力学模型 阀口过流面积，A=2×0.6π×10-6m2;P。为泄漏回 缓冲活塞在凿岩机机体内做往复运动.为便于 油腔压力，MPa;P为回油背压，P=OMPa;p为液压 公式推导，在建立模型时，对细微影响因素予以忽 油密度，p=0.836×103kgm3 略.模型假设条件为： 由泄漏回油腔压力P,和一级缓冲腔压力P,可 (1)忽略密封圈泄漏量（经实验测定，密封圈 以得到泄漏油口过流面积，进而可计算出活塞的平 泄漏对活塞运动的影响甚微). 衡位置 (2)工作时凿岩机机体本身不做振动，应力波 号√2P,-Po)p Ao= (3) 反射能量完全由缓冲系统吸收 1.1缓冲活塞平衡位置 式中，A,为泄漏油口过流面积，m2. 凿岩机钻孔定位后，缓冲系统同时受到轴向推 由于泄漏油腔油路存在倾斜角度，所以与活塞 进力与岩石反作用力的作用，达到静平衡位置时，缓 接触的横截面为椭圆.经测量短轴a=2mm为泄漏 冲压力与岩石反作用力平衡 油管路直径，长轴b=3.1mm.图2中阴影部分为泄 凿岩机缓冲系统结构如图1所示圆.在工作过 漏油口过流面积A。,由A,可以得到x. 程中缓冲活塞依靠一级、二级缓冲腔油液的压力以 图3中缓冲活塞拐点所处的位置，即为工作前 及连接缓冲腔之间单向阀的控制进行往复运动，缓 静平衡位置，此时x=1.3mm. 冲压力与缓冲活塞作用面积形成的油压作用力与推 1.2钻杆回弹模型 进力互为反作用力.缓冲活塞平衡位置由缓冲活塞 借鉴刘德顺教授建立的活塞冲击回弹速度模 拐点与泄漏回油腔形成的阀口大小确定 型@，并假设冲击缓冲活塞与隔套之间为刚性作用 缓冲活塞静平衡方程： (图4)，建立缓冲活塞回弹速度模型. F。=P1(A1+A2). (1) 入射波表达函数：

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 随着凿岩机向大功率和大扭矩方向发展，缓冲 系统的研发及应用越发重要． 缓冲系统不仅可以吸 收钻杆回弹产生的能量，避免钎尾与缸体之间的刚 性撞击，而且具有降低机体振动和噪声的作用． 因 此，缓冲系统性能的研究得到了越来越多学者的 重视． Oh 等［3］基于 AMESim 软件，建立了岩石、缓冲 和冲击的统一模型，分析了压力腔压力与活塞运 动规律之间的关系; Chiang 和 Elias［4］在研究岩石 与钻头之间的相互作用时，提出了脉冲动量理论， 解决一维波动问题; 廖义德［5］对凿岩机缓冲装置， 提出了缓冲间隙与缓冲面积对缓冲运动周期的影 响; 廖建勇和吴蒲前［6］对单缓冲系统建立了数学 模型进行仿真计算，提出了缓冲最大压力为系统 压力的 1. 6 倍; 刘智等［7］对双缓冲系统进行了动 力学建模仿真; 鹿志新等［8］对双缓冲系统环形间 隙进行设计验证． 目前，国内学者大多集中在单缓 冲系统的研究上，而对双缓冲系统的研究仅限于 结构设计，双缓冲系统作为一种先进的减震降噪 技术在国内生产的全液压凿岩机上仍未得到推广 应用． 本文以研发的新型液压凿岩机为对象，分析钎 尾反弹能量与缓冲活塞运动，建立完整的缓冲系统 动力模型，研究双缓冲腔环形间隙与活塞行程关系． 1 缓冲系统动力学模型 缓冲活塞在凿岩机机体内做往复运动． 为便于 公式推导，在建立模型时，对细微影响因素予以忽 略． 模型假设条件为: ( 1) 忽略密封圈泄漏量( 经实验测定，密封圈 泄漏对活塞运动的影响甚微) ． ( 2) 工作时凿岩机机体本身不做振动，应力波 反射能量完全由缓冲系统吸收． 1. 1 缓冲活塞平衡位置 凿岩机钻孔定位后，缓冲系统同时受到轴向推 进力与岩石反作用力的作用，达到静平衡位置时，缓 冲压力与岩石反作用力平衡． 凿岩机缓冲系统结构如图 1 所示［8］． 在工作过 程中缓冲活塞依靠一级、二级缓冲腔油液的压力以 及连接缓冲腔之间单向阀的控制进行往复运动，缓 冲压力与缓冲活塞作用面积形成的油压作用力与推 进力互为反作用力． 缓冲活塞平衡位置由缓冲活塞 拐点与泄漏回油腔形成的阀口大小确定． 缓冲活塞静平衡方程: F0 = P1 ( A1 + A2 ) ． ( 1) 1—钎尾; 2—冲击活塞; 3—隔套; 4—缓冲活塞; 5—泄漏回油 管; 6—节流阀; 7—缓冲蓄能器; 8—单向阀; 9—斯特封 图 1 双缓冲系统结构 Fig． 1 Structure of a double damping system 式中: F0为推进力，F0 = 5 kN; P1为一级缓冲腔压力， MPa; A1和 A2分别为缓冲活塞一级和二级腔有效面 积，m2 ． 工作时由速度阀控制的缓冲系统流量是恒定 的，假设圆孔节流阀口的回油背压为零，根据节流孔 压降可求出泄漏回油腔的压力 P0 ［9］． P0 = P + ρ ( 2 Q Cd ) A 2 ． ( 2) 式中: Q 为缓冲流量，Q = 7. 8 L·min － 1 ( 测试结果) ; Cd为流量系数，Cd = 0. 65; A 为泄漏回油管中节流阀 阀口过流面积，A = 2 × 0. 62 π × 10 － 6 m2 ; P0为泄漏回 油腔压力，MPa; P 为回油背压，P = 0 MPa; ρ 为液压 油密度，ρ = 0. 836 × 103 kg·m － 3 ． 由泄漏回油腔压力 P0和一级缓冲腔压力 P1可 以得到泄漏油口过流面积，进而可计算出活塞的平 衡位置． A0 = Cd Q 2( P1 － P0 槡 ) /ρ． ( 3) 式中，A0为泄漏油口过流面积，m2 ． 由于泄漏油腔油路存在倾斜角度，所以与活塞 接触的横截面为椭圆． 经测量短轴 a = 2 mm 为泄漏 油管路直径，长轴 b = 3. 1 mm． 图 2 中阴影部分为泄 漏油口过流面积 A0，由 A0可以得到 x． 图 3 中缓冲活塞拐点所处的位置，即为工作前 静平衡位置，此时 x = 1. 3 mm． 1. 2 钻杆回弹模型 借鉴刘德顺教授建立的活塞冲击回弹速度模 型［10］，并假设冲击缓冲活塞与隔套之间为刚性作用 ( 图 4) ，建立缓冲活塞回弹速度模型． 入射波表达函数: · 7761 ·

·1678· 北京科技大学学报 第36卷 将式(5)和式(6)联立，经积分可得 子+2-7)e-0=0 (7) 由式(7)可确定撞击后缓冲活塞复位时间T 结合式(4)~式(7)，由动量守恒可得 T+0 M,.=,S油 (8) 式中，.为缓冲活塞回弹速度，ms1. 经计算得到缓冲活塞反弹速度为 0。=0.248o- (9) 图2洲漏油口过流面积（单位：mm) 1.3缓冲系统模型 Fig.2 Flow area of the leak oil port (in mm) 考虑油液的压缩特性，可得到油液的压缩微分 方程： K=-vd业 (10) dv 式中：K为液压油弹性模量，K。=7O0MPa;V为液压 油体积. 因缓冲系统流量不变，在t时刻，缓冲系统内油 液体积变化： 图3缓冲活塞静平衡位置 dV=-Q-dV +(A:+A2)p +Qp. (11) Fig.3 Original position of the damping piston 一级缓冲腔压力在1时间内变化量： 钻杆 轩尾 冲击活塞 d识，=-kg (12) 00e 由式(9)~式(11)可得 冲击 dn,=-K,0+.-A+x- Q+dV.-(A1+A2)x。-Qp 。(13) 岩石 隔套缓冲活塞 将式(12)积分得到一级缓冲腔压力： 图4凿岩一缓冲系统结构 Fig.4 Drilling-damping system H-水：泛是aw 式中：x,为缓冲活塞位移，mm;V.为缓冲蓄能器内部 2, 0<t <toi (4) 油液体积，m3:Q为缓冲流量，速度阀控制流量为 0, t>to 8L·mim-;Q。为缓冲活塞斯特封泄漏流量，L· 式中：J为入射波力值，N:m为活塞与钻杆波阻， min1;V。为缓冲活塞斯特封泄漏油液体积，m3. m=20000N·sm-1;t为活塞撞击初速度，。=10m· 缓冲系统潜在的油液泄漏主要存在于缓冲活塞 s1;t为撞击时间，lo=2l,/c,,为钻杆长度，m;c为 与前、后导套配合处，应用流体力学理论可得到油液 钻杆材料纵波速度，c=5000m·s-1. 泄漏体积的计算公式网： 反射波表达函数： V。=Qdt= S= 2m,(1-2e), 1 0<1<o:(5) m(1-2e-2)e8a-w,t>to. 宫1品15+，小业 式中：B=K/m,K为岩石加载刚度，N·m;y= (15) m2/(M·K),M,为缓冲活塞与隔套质量之和，kg:T 式中：L,和L2分别为缓冲活塞与前、后导套配合长 为撞击后缓冲活塞复位时间，s 度，L,=44.5mm,L2=23.25mm;dn和d2分别为缓 在撞击时间内，缓冲活塞保持静止，即 冲活塞与前、后导套配合处直径，d,=80m,d2= 2sdt =0. 70mmμ为油液运动黏度，4=6.8×10-5m2·s-1;8 (6) m Jo 为偏心率，e=0.2;c为配合间隙，c=0.022mm

北 京 科 技 大 学 学 报 第 36 卷 图 2 泄漏油口过流面积( 单位: mm) Fig． 2 Flow area of the leak oil port ( in mm) 图 3 缓冲活塞静平衡位置 Fig． 3 Original position of the damping piston 图 4 凿岩--缓冲系统结构 Fig． 4 Drilling-damping system J = 1 2 mv0， 0 ＜ t ＜ t0 ; 0， t ＞ t0 { ． ( 4) 式中: J 为入射波力值，N; m 为活塞与钻杆波阻， m = 20000 N·s·m － 1 ; v0为活塞撞击初速度，v0 = 10 m· s － 1 ; t0为撞击时间，t0 = 2lz / c，lz为钻杆长度，m; c 为 钻杆材料纵波速度，c = 5000 m·s － 1 ． 反射波表达函数: S = 1 2 mv0 ( 1 － 2e － βt ) ， 0 ＜ t ＜ t0 ; mv0 ( 1 － 2e － 2 /γ ) eTβ( t － t0) ， t ＞ t0 { ． ( 5) 式中: β = K /m，K 为岩石加载刚度，N·m － 1 ; γ = m2 /( Mz ·K) ，Mz为缓冲活塞与隔套质量之和，kg; T 为撞击后缓冲活塞复位时间，s． 在撞击时间内，缓冲活塞保持静止，即 2 m ∫ 0t 0 Sdt = 0． ( 6) 将式( 5) 和式( 6) 联立，经积分可得 2 γ + 2 1 － ( 1 ) T ( e － 2 /γ － 1) = 0． ( 7) 由式( 7) 可确定撞击后缓冲活塞复位时间 T． 结合式( 4) ～ 式( 7) ，由动量守恒可得 Mzve = ∫ T +t0 T Sdt ( 8) 式中，ve为缓冲活塞回弹速度，m·s － 1 ． 经计算得到缓冲活塞反弹速度为 ve = 0. 248v0 ． ( 9) 1. 3 缓冲系统模型 考虑油液的压缩特性，可得到油液的压缩微分 方程［11］: Ke = － V dP1 dV ． ( 10) 式中: Ke为液压油弹性模量，Ke = 700 MPa; V 为液压 油体积． 因缓冲系统流量不变，在 t 时刻，缓冲系统内油 液体积变化: dV = － Q － dVa + ( A1 + A2 ) x · p + Qp ． ( 11) 一级缓冲腔压力在 t 时间内变化量: dP1 = － Ke dV V ． ( 12) 由式( 9) ～ 式( 11) 可得 dP1 = － Ke Q + dVa － ( A1 + A2 ) x · p － Qp Qt + Va － ( A1 + A2 ) xp － Vp ． ( 13) 将式( 12) 积分得到一级缓冲腔压力: P1 = － Ke ∫ t 0 Q + dVa － ( A1 + A2 ) x · p － Qp Qt + Va － ( A1 + A2 ) xp － Vp ． ( 14) 式中: xp为缓冲活塞位移，mm; Va为缓冲蓄能器内部 油液体积，m3 ; Q 为缓冲流量，速度阀控制流量为 8 L·min － 1 ; Qp 为缓冲活塞斯特封泄 漏流量，L· min － 1 ; Vp为缓冲活塞斯特封泄漏油液体积，m3 ． 缓冲系统潜在的油液泄漏主要存在于缓冲活塞 与前、后导套配合处，应用流体力学理论可得到油液 泄漏体积的计算公式［8］: Vp = ∫ t 0 Qp dt = ∑ 2 i = 1 ∫ t [ 0 πdpiσ3 12μLi ( 1 + 1. 5ε2 ) + πdpiσ 2 x · p ] dt． ( 15) 式中: L1和 L2 分别为缓冲活塞与前、后导套配合长 度，L1 = 44. 5 mm，L2 = 23. 25 mm; dp1和 dp2分别为缓 冲活塞与前、后导套配合处直径，dp1 = 80 m，dp2 = 70 mm; μ 为油液运动黏度，μ = 6. 8 × 10 － 5 m2 ·s － 1 ; ε 为偏心率，ε = 0. 2; σ 为配合间隙，σ = 0. 022 mm． · 8761 ·

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 ·

·1680· 北京科技大学学报 第36卷 70 1.50 60 0.05mm 125 50 1.00 40 &0.06mm 0.75 30 &-0.07m 0.50 20 0.08mm 0.25 000.050.i00.150.200.250.300.350.400.45 0.09mm8-=0.20mm -0.10mm80.40mm 环形间隙，8mm 3 45 67 时间ms 图7缓冲活塞最大行程一环形间隙曲线 Fig.7 Relationship between maximum damping piston stroke and an- 图9不同环形间隙下二级缓冲腔压强一时间曲线 nular clearance Fig.9 Pressure-ime curves with different annular clearances in the 2nd order damping chamber 14 70 3 60 10 50 8 20 45678 时间ms 0.050.100.150.200.250.300.350.400.45 环形间隙，mm 图8一级缓冲腔压力时间曲线 Fig.8 Pressure-time curve in the Ist order damping chamber 图10二级缓冲腔压力峰值一环形间隙曲线 Fig.10 Peak pressure-annular clearance curve in the 2nd order 由图9可以看出，单个周期内二级缓冲腔压力先随 damping chamber 着时间的增加迅速达到峰值，然后开始逐渐下降，最 终压力与一级缓冲腔压力接近.此外，环形间隙δ )为量纲一的量.将缓冲活塞的最大行程x。以及 对二级缓冲腔出现的压力瞬间峰值影响较大，由图 二级缓冲腔的峰值压力P2.m随δ的变化绘制在同 9可得到图10所示的环形间隙δ与二级缓冲腔压 一张图上，得到图11所示的结果.由图11可看出， 力峰值的关系曲线。 两个变量均在7=1附近变化剧烈，表明)=1时缓 由图10可看出，当0.05mm<δ<0.1mm时，二 冲系统具有较好的动态性能，因而系统具有优良的 级缓冲腔压力随着环形间隙增加而迅速下降.压力 缓冲效果 范围20~70MPa,是凿岩机机体可以承受的范围. 间隙行程系数的最佳范围是0.9<7<1.02，此 根据二级缓冲腔的压力峰值，结合加工制造的工艺 时对应8的取值范围为0.05mm<8<0.1mm. 水平，确定环形间隙的合理取值.当6>0.1mm时， 3实验 二级缓冲腔压力脉动较小，基本保持稳定，接近一级 缓冲腔压力，几乎丧失缓冲效果. 为了验证缓冲系统动力学模型的正确性，对液 2.4间隙行程系数 压凿岩机一级缓冲腔（缓冲进油）的压力和流量进 由图7和图10看出，环形间隙δ对缓冲活塞的 行了运行实验测试 最大行程以及二级缓冲腔的峰值压力均有较大影 实验中采用钻杆连接冲击接收油缸来模拟钻凿 响，为了选取合理的6，必须综合考虑两方面的因 岩石工况，而压力传感器和流量计接入缓冲系统的 素。为此提出了间隙行程系数7，令7=108/xm, 进油管路，用于检测一级缓冲腔的压力与流量.试

北 京 科 技 大 学 学 报 第 36 卷 图 7 缓冲活塞最大行程--环形间隙曲线 Fig． 7 Ｒelationship between maximum damping piston stroke and an￾nular clearance 图 8 一级缓冲腔压力--时间曲线 Fig． 8 Pressure-time curve in the 1st order damping chamber 由图 9 可以看出，单个周期内二级缓冲腔压力先随 着时间的增加迅速达到峰值，然后开始逐渐下降，最 终压力与一级缓冲腔压力接近． 此外，环形间隙 δ 对二级缓冲腔出现的压力瞬间峰值影响较大，由图 9 可得到图 10 所示的环形间隙 δ 与二级缓冲腔压 力峰值的关系曲线． 由图 10 可看出，当 0. 05 mm ＜ δ ＜ 0. 1 mm 时，二 级缓冲腔压力随着环形间隙增加而迅速下降． 压力 范围 20 ～ 70 MPa，是凿岩机机体可以承受的范围． 根据二级缓冲腔的压力峰值，结合加工制造的工艺 水平，确定环形间隙的合理取值． 当 δ ＞ 0. 1 mm 时， 二级缓冲腔压力脉动较小，基本保持稳定，接近一级 缓冲腔压力，几乎丧失缓冲效果． 2. 4 间隙行程系数 由图 7 和图 10 看出，环形间隙 δ 对缓冲活塞的 最大行程以及二级缓冲腔的峰值压力均有较大影 响，为了选取合理的 δ，必须综合考虑两方面的因 素． 为此提出了间隙行程系数 η，令 η = 10δ /xp，max， 图 9 不同环形间隙下二级缓冲腔压强--时间曲线 Fig． 9 Pressure-time curves with different annular clearances in the 2nd order damping chamber 图 10 二级缓冲腔压力峰值--环形间隙曲线 Fig． 10 Peak pressure-annular clearance curve in the 2nd order damping chamber η 为量纲一的量． 将缓冲活塞的最大行程 xp，max以及 二级缓冲腔的峰值压力 P2，max随 δ 的变化绘制在同 一张图上，得到图 11 所示的结果． 由图 11 可看出， 两个变量均在 η = 1 附近变化剧烈，表明 η = 1 时缓 冲系统具有较好的动态性能，因而系统具有优良的 缓冲效果． 间隙行程系数的最佳范围是 0. 9 ＜ η ＜ 1. 02，此 时对应 δ 的取值范围为 0. 05 mm ＜ δ ＜ 0. 1 mm． 3 实验 为了验证缓冲系统动力学模型的正确性，对液 压凿岩机一级缓冲腔( 缓冲进油) 的压力和流量进 行了运行实验测试． 实验中采用钻杆连接冲击接收油缸来模拟钻凿 岩石工况，而压力传感器和流量计接入缓冲系统的 进油管路，用于检测一级缓冲腔的压力与流量． 试 · 0861 ·