液壓開孔機(jī)關(guān)鍵件設(shè)計(jì)及其流體分析

齊鐵力

【摘? 要】活塞桿是液壓開孔機(jī)中能量轉(zhuǎn)換的主要零件，其強(qiáng)度對(duì)開孔機(jī)的工作效率和使用壽命有著至關(guān)重要的影響。論文基于流體力學(xué)理論對(duì)活塞桿緩沖部位與后腔液壓油之間的影響進(jìn)行了流體分析，得到了活塞桿沖擊部分不同凸肩結(jié)構(gòu)下后腔的壓力分布和活塞桿前后端面上的壓力分布，為開孔機(jī)的開發(fā)設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

【關(guān)鍵詞】開孔機(jī);活塞桿;凸肩;設(shè)計(jì);流體分析

【中圖分類號(hào)】TH122? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?【文獻(xiàn)標(biāo)志碼】A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?【文章編號(hào)】1673-1069（2022）07-0127-03

1 引言

液壓開孔機(jī)即液壓鑿巖機(jī)，因其工作效率高、鑿巖速度快，現(xiàn)已廣泛應(yīng)用于建筑工程和采礦工程[1]?；钊麠U是開孔機(jī)中將液壓能轉(zhuǎn)化為沖擊能的主要零件，其強(qiáng)度限制著碰撞沖擊釬尾時(shí)的最大沖擊末速度，從而直接影響開孔機(jī)的工作效率[2]。本文對(duì)開孔機(jī)的關(guān)鍵部件——活塞桿進(jìn)行設(shè)計(jì)，在其沖擊部分增加了緩沖凸肩結(jié)構(gòu)以限制活塞桿的最大沖擊速度，減緩應(yīng)力集中現(xiàn)象。同時(shí)，為避免緩沖凸肩造成過大能量損失，對(duì)不同結(jié)構(gòu)凸肩進(jìn)行流體分析，從而得到緩沖效果最好的凸肩。

2 活塞桿設(shè)計(jì)

目前，開孔機(jī)的供油壓力一般為10～15 MPa，沖擊功率為200～350 J，沖擊頻率為50 Hz[3]，沖擊末速度VL一般不大于10 m/s。綜合各方面因素，本文選擇沖擊末速度為10 m/s、沖擊壓力為10 MPa、沖擊頻率為50 Hz、沖擊能為300 J。綜合技術(shù)水平和經(jīng)濟(jì)性考慮，活塞桿材料選擇40Cr表面鍍鉻，鍍層厚度0.03～0.5 mm，鍍后拋光。

活塞桿設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)如圖1所示，具體尺寸選取如下。

2.1 活塞桿各部分長(zhǎng)度的確定

通常錐部長(zhǎng)度H1的取值范圍是15～30 mm[4]，本設(shè)計(jì)取15 mm;采用組合密封方式，結(jié)合密封設(shè)計(jì)手冊(cè)，活塞前端和密封長(zhǎng)度H3=S1（密封長(zhǎng)度）+S2（運(yùn)動(dòng)距離）+S3（運(yùn)動(dòng)余量）+S4（伸出長(zhǎng)度和其他余量）+S（前導(dǎo)向長(zhǎng)度）=40+35+20+40+24=159 mm;中間支撐長(zhǎng)度H4=110 mm;緩沖凸肩H5=12 mm;過度凸肩H6=12 mm;活塞后部長(zhǎng)度H2的長(zhǎng)度包括運(yùn)動(dòng)長(zhǎng)度、密封長(zhǎng)度、運(yùn)動(dòng)余量和其他余量，選取H2=128 mm。故活塞桿的總長(zhǎng)Hz=H1+H2+H3+H4+H5+H6=436 mm。

2.2 活塞桿各部分直徑的確定

根據(jù)沖擊能E=1/2mV2（其中沖擊能E=300 J，最末沖擊速度VL=10 m/s）計(jì)算的活塞桿質(zhì)量為6 kg，密度為7.8×103 kg/m3，再由以上所確定的活塞桿的總長(zhǎng)Hz=436 mm。將數(shù)據(jù)代入公式m=πR2ρHz，得R=0.023 m。

根據(jù)手冊(cè)及經(jīng)驗(yàn)取D5=41 mm、D6=60 mm，則可由前后腔面積差計(jì)算得出D3=54 mm，由前腔受壓面積可得出D2=50 mm、D4=48 mm，代入公式m=πR2ρHz，得m=m1+m2+m3+m4+m5=1.175+0.169+0.264+1.96+2.4+0.132=5.8 kg。該數(shù)值與根據(jù)沖擊能計(jì)算的活塞桿質(zhì)量相差0.2 kg，結(jié)果非常接近，設(shè)計(jì)結(jié)果能滿足要求，則活塞桿各部分尺寸得以確定。

3 緩沖凸肩作用原理

活塞桿后端無緩沖凸肩時(shí)，活塞桿主要受力為前腔高壓油給前端面的壓力、活塞桿受密封圈的摩擦力、活塞桿與缸套接觸部位的摩擦力以及受液壓油的阻力。其中，只有受液壓油的阻力隨速度的增加而增加，其他阻力均為定值。因此，當(dāng)系統(tǒng)出現(xiàn)壓力波動(dòng)時(shí)，如系統(tǒng)壓力增大、活塞桿受推力增大，由斯托克斯公式f=6πηvr可知：活塞桿所受液壓油的阻力和速度成正比。當(dāng)活塞桿的速度由8 m/s增加到10 m/s時(shí)，摩擦阻力增加了0.25倍，阻滯效果并不明顯。

活塞桿后端有緩沖凸肩時(shí)，緩沖凸肩把后腔分成兩部分，在凸肩前部形成一個(gè)緩沖區(qū)域，此區(qū)域相當(dāng)于一個(gè)開有小口的封閉空間。當(dāng)活塞桿向前做沖程運(yùn)動(dòng)時(shí)前部空間會(huì)逐漸減小，因?yàn)橐簤河偷恼硿裕瑫?huì)造成前部空間內(nèi)壓力升高，使凸肩前端面壓力高于后端面壓力，速度越大，壓差越大，活塞桿受到的阻力也就越大，緩沖效果越明顯，故本設(shè)計(jì)為活塞桿增加了緩沖凸肩。

4 活塞桿后端沖擊部分流體分析

①確定流體類型。流體的流動(dòng)類型包括湍流和穩(wěn)流。判斷湍流和穩(wěn)流的邊界條件是下臨界雷諾數(shù)，實(shí)際工程中應(yīng)用圓管流的下臨界雷諾數(shù)為Re=2 000。計(jì)算分析模型雷諾數(shù)Re=VL/ν=1.4×105>2 000（活塞桿的速度V=10 m/s，后腔長(zhǎng)度L=69 mm，液壓油粘度ν取4.6×10-6 m/s），因此，活塞桿后腔為湍流模型。

②建立分析模型。活塞桿后腔為軸對(duì)稱圖形，為簡(jiǎn)化分析，選取軸和腔體的四分之一截面進(jìn)行流體分析，選擇2D FLOTRAN 141單元，options為關(guān)于Y軸對(duì)稱的軸對(duì)稱圖形，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示。

③定義流體屬性。密度ρ=800 kg/s，粘度ν=0.004 6 m2/s。

④施加邊界條件和載荷?；钊麠U表面相對(duì)速度為10 m/s，上邊界初始速度為10 m/s，出口壓力為0，左右邊界速度條件為0。施加載荷時(shí)將活塞桿固定，給凸肩前端液壓油一個(gè)向后的大小為10 m/s的初始速度。

⑤求解。對(duì)凸肩進(jìn)行無倒角和倒角分析，并改變倒角半徑，取分析結(jié)果中具有代表性的倒角半徑分別為r1=2 mm，r2=2 mm;r1=2 mm，r2=4 mm;r1=2 mm，r2=4 mm，r3=4 mm這3種情況進(jìn)行分析。

⑥緩沖端面無倒角時(shí)壓力云圖如圖3a所示;保持點(diǎn)1倒角r1=2 mm不變，點(diǎn)2倒角分別為r2=2 mm、r2=4 mm的壓力云圖如圖3b和圖3c所示;點(diǎn)1、2、3圓角分別為r1=2 mm、r2=4 mm、r3=4 mm時(shí)壓力云圖如圖3d所示。

a.尖角

b.r1=2 mm，r2=2 mm

c.r1=2 mm，r2=4 mm

d.r1=2 mm，r2=4 mm，r3=4 mm

⑦緩沖部位前端面（沿點(diǎn)1-2）、后端面（沿點(diǎn)3-4、5-6）分別隨緩沖凸肩1、2、3點(diǎn)圓角變化時(shí)壓力分布分別如圖4、圖5和圖6所示。其中，橫坐標(biāo)為距離，縱坐標(biāo)為相對(duì)壓力。

a.尖角

b.r1=2 mm，r2=2 mm

c.r1=2 mm，r2=4 mm

d.r1=2 mm，r2=4 mm，r3=4 mm

a.尖角

b.r1=2 mm，r2=2 mm

c.r1=2 mm，r2=4 mm

d.r1=2 mm，r2=4 mm，r3=4 mm

a.尖角

b.r1=2 mm，r2=2 mm

c.r1=2 mm，r2=4 mm

d.r1=2 mm，r2=4 mm，r3=4 mm

⑧結(jié)果分析。由圖3可知，壓力沿活塞桿由前向后逐漸遞減，后端相對(duì)壓力最小。這是因?yàn)橐簤河途哂幸欢ǖ恼承郧也豢蓧嚎s，活塞桿緩沖凸肩與前端封閉區(qū)域內(nèi)液壓油相互作用，液壓油向后流動(dòng)受阻使前端壓力變大。緩沖部位有倒角的活塞腔比無倒角的壓差小，且最大壓力區(qū)域變小，后腔的壓力分布區(qū)域也較均勻。這是因?yàn)閳A角凸肩的圓弧過渡更接近于流線型便于流體流動(dòng)，同時(shí)，降低了擾流程度。當(dāng)增大點(diǎn)2處圓角半徑時(shí)，由圖3b和圖3c可知，后腔最大壓力和相對(duì)壓差均減小，這是由于增大圓角半徑凸肩對(duì)流體的阻力作用減弱，流線平穩(wěn)則壓力分布均勻。比較圖3c和圖3d可知，增加點(diǎn)3位置處的倒角，對(duì)活塞腔壓差影響不大，但最大壓力相對(duì)減小，且壓力分布更為均勻。由于凸肩后端拐角變緩有利于流體流動(dòng)，從而使液體流速相對(duì)減小且速度也更為均勻。

圖4為活塞桿前面兩個(gè)端面的壓力分布情況，由圖4a可知，壓力沿點(diǎn)1-2逐漸減小，液體流速逐漸增大、壓強(qiáng)減小，此結(jié)果與伯努利方程相吻合。對(duì)比圖4b、圖4c和圖4d可知，隨倒角逐漸增大，最大壓力和最大速度均逐漸減小，壓力分布情況基本不變，都是隨通流面積減小而減小。圖5、圖6為活塞桿后面兩個(gè)端面的壓力分布情況，由圖可知，后腔內(nèi)為湍流流動(dòng)，湍流的壓力和流動(dòng)狀態(tài)具有不確定性，流動(dòng)情況十分復(fù)雜。圖6d與圖6a、圖6b、圖6c的壓力分布差別較大，說明增加活塞桿凸肩后端倒角對(duì)活塞后端面點(diǎn)5-6的壓力分布影響較大，對(duì)后部流體流線的擾動(dòng)加劇，且凸肩后端總體壓力小于凸肩前端壓力。

5 結(jié)論

①后腔湍流作用隨倒角增加而減弱。從能量損失角度考慮，緩沖凸肩的尖角更容易造成液壓油升溫，液壓油更易變質(zhì)，如未能及時(shí)更換液壓油，將增加系統(tǒng)元件的工作壓力，元件易磨損老化，縮短系統(tǒng)工作壽命。

②緩沖部位是尖角的活塞桿腔，前端面平均壓強(qiáng)更大，在沖擊運(yùn)動(dòng)接近結(jié)束時(shí)緩沖效果更好，但對(duì)活塞桿最大速度的影響也最嚴(yán)重，降低了開孔機(jī)的沖擊功率。

③隨著倒角的增大，系統(tǒng)的工作效率有所提高，能量損失、壓力波動(dòng)減小，但緩沖效果有所降低。最終得到活塞桿緩沖凸肩中1、2點(diǎn)的半徑分別為r1=2 mm，r2=4 mm，3點(diǎn)為尖角即無倒角時(shí)，既能避免緩沖凸肩造成過大的能量損失，又能得到較好的緩沖效果。

【參考文獻(xiàn)】

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【3】吳朝陽，燕敦珍.YYG50型液壓鑿巖機(jī)的改進(jìn)設(shè)計(jì)[J].煤礦機(jī)電，2004（1）：21-22+31.

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