氣液聯(lián)合式碎石器建模與仿真分析

趙彥軍， 毛文亮

(甘肅機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院， 甘肅天水 741001)

引言

氣穴是流體機(jī)械中常見(jiàn)的一種有害現(xiàn)象。氣穴的發(fā)生不僅影響了流體傳動(dòng)的連續(xù)性，同時(shí)受擠壓氣泡在潰滅過(guò)程中產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動(dòng)和噪聲，導(dǎo)致系統(tǒng)內(nèi)局部區(qū)域出現(xiàn)高壓、高溫，更嚴(yán)重的是會(huì)在零件表面形成氣蝕[1-3]。

作為一種沖擊振動(dòng)機(jī)械，氣液聯(lián)合式碎石器具有能量密度高、穩(wěn)定性好、結(jié)構(gòu)緊湊、適應(yīng)性強(qiáng)等特點(diǎn)，經(jīng)常與液壓挖掘機(jī)等工程機(jī)械結(jié)合[4-5]。

沖擊能體現(xiàn)著氣液聯(lián)合式碎石器的工作能力。黃雪琴等[6]建立了閥芯和沖擊活塞的動(dòng)力學(xué)模型，同時(shí)基于MATLAB平臺(tái)開(kāi)發(fā)了沖擊性能優(yōu)化設(shè)計(jì)代碼。丁問(wèn)司等[7-8]基于彈性體一維振動(dòng)瞬態(tài)應(yīng)力波傳播理論，建立了活塞與釬桿沖擊過(guò)程的雙柔性桿共軸縱向碰撞計(jì)算模型，同時(shí)分析了沖擊過(guò)程中釬桿和活塞的應(yīng)力波傳播規(guī)律及各截面的沖擊動(dòng)力特性。張立強(qiáng)等[9]分析了氮?dú)馇患靶钅芷髦袎毫εc容積等工作參數(shù)對(duì)沖擊性能的影響，同時(shí)采用正交試驗(yàn)優(yōu)化相應(yīng)的參數(shù)。劉忠等[10-11]創(chuàng)建了碎石器和巖石力學(xué)特性的數(shù)學(xué)模型，并運(yùn)用MATLAB和AMESim軟件進(jìn)行了聯(lián)合仿真，同時(shí)獲得了氮?dú)馐曳答亯毫Α⒐ぷ髁髁考皫r石特性對(duì)其工作性能的影響。

以上為碎石器沖擊性能方面的研究。然而，迄今為止，幾乎沒(méi)有公開(kāi)出版的有關(guān)氣液聯(lián)合式碎石器氣穴特性的相關(guān)研究。僅有的文獻(xiàn)是鄧龍等在闡述碎石器工作過(guò)程的基礎(chǔ)上，采用聯(lián)合仿真模型分析了碎石器工作過(guò)程中不同時(shí)刻對(duì)應(yīng)的內(nèi)部流場(chǎng)，確定了其中出現(xiàn)氣蝕的原因，同時(shí)將計(jì)算結(jié)果與實(shí)際工程中出現(xiàn)的氣蝕真相進(jìn)行了對(duì)比[12]?？墒?，該研究?jī)H僅針對(duì)現(xiàn)有參數(shù)進(jìn)行分析，并未討論結(jié)構(gòu)參數(shù)、工作參數(shù)及油液基本屬性參數(shù)變化時(shí)對(duì)氣穴強(qiáng)度的影響。鑒于此，本研究在介紹氣液聯(lián)合式碎石器工作原理的基礎(chǔ)上創(chuàng)建了主運(yùn)動(dòng)件及內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)的數(shù)學(xué)模型，同時(shí)搭建了包含動(dòng)力系統(tǒng)及控制系統(tǒng)的整機(jī)AMESim仿真模型。之后根據(jù)工況條件類(lèi)型及對(duì)應(yīng)取值范圍設(shè)計(jì)了正交試驗(yàn)方案，在此基礎(chǔ)上詳細(xì)分析了不同試驗(yàn)條件對(duì)應(yīng)活塞后腔最低壓力及沖程最大速度曲線的變化規(guī)律，獲得了主要影響因子及增加后腔最低壓力同時(shí)提高打擊速度的條件，從而為提升整體性能提供了堅(jiān)實(shí)理論基礎(chǔ)。

1 主運(yùn)動(dòng)件數(shù)學(xué)模型

1.1 數(shù)學(xué)模型的假設(shè)條件

氣液聯(lián)合式碎石器內(nèi)部油道結(jié)構(gòu)復(fù)雜，表征流動(dòng)特性的相關(guān)物理量變化劇烈。這樣，即使艱難地創(chuàng)建出相關(guān)數(shù)學(xué)模型，也會(huì)因?yàn)閯傂詥?wèn)題影響求解精度，甚至出現(xiàn)無(wú)法求解的情形。因此，基于研究的主要目標(biāo)進(jìn)行必要的假設(shè)，從而實(shí)現(xiàn)既能夠準(zhǔn)確反映實(shí)際的物理過(guò)程，也能夠達(dá)到快速計(jì)算的目的。具體假設(shè)條件如下：

(1) 不考慮液壓油的黏溫及黏壓特性；

(2) 采用定量泵對(duì)碎石器進(jìn)行供液；

(3) 根據(jù)研究目標(biāo)，可忽略油液中瞬時(shí)壓力波的傳遞時(shí)間；

(4) 碎石器內(nèi)部與油液相互作用的零件視為不變形的絕對(duì)剛體，其余系統(tǒng)的部件按實(shí)設(shè)置；

(5) 忽略溫度變化對(duì)氮?dú)馇恢械獨(dú)鈱?shí)際狀態(tài)方程的影響；

(6) 蓄能器隔膜的質(zhì)量及變形視為理想狀態(tài)。

1.2 活塞的數(shù)學(xué)模型

運(yùn)動(dòng)活塞是碎石器中能量轉(zhuǎn)換的執(zhí)行部件，將液壓能及氮?dú)馓峁┑膹椥詣?shì)能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能沖擊釬桿對(duì)外做功。根據(jù)實(shí)際工作中所受作用力，可得活塞所有狀態(tài)受力平衡總方程：

(1)

式中,Fi(KL,dxp/dt) —— 液動(dòng)力

Ff(dxp/dt,Δp) —— 黏性摩擦力

Fr(pl,p1,p2) —— 液壓卡緊力

mpgcosβ—— 重力分量

mpd2xp/dt2—— 慣性力

PNAN0—— 后端面受所受氮?dú)庾饔昧?/p>

Fp(p1,p2) —— 軸向液壓力

活塞軸向液壓力方程為：

Fp(p1,p2)=p1A1-p2A2

(2)

式中，p1—— 活塞前腔壓力

A1—— 活塞前腔作用面積

p2—— 活塞后腔壓力

A2—— 活塞后腔作用面積

液壓卡緊力及黏性摩擦力方程分別為：

Fr=αldΔp

(3)

(4)

式中，α—— 阻力系數(shù)，α=0.02～0.025

l—— 環(huán)縫的密封長(zhǎng)度

d—— 起密封作用的內(nèi)圓柱面直徑

Δp—— 壓差

ε—— 環(huán)縫偏心率

h—— 同心環(huán)縫的徑向厚度

μ—— 動(dòng)力黏度

u—— 活塞速度

式中的“+”、“-”號(hào)確定原則：活塞運(yùn)動(dòng)方向與壓差方向一致時(shí)，式(4)取“-”，否則取“+”。

液動(dòng)力方程為：

(5)

式中，Cd—— 閥口流量系數(shù)

dxp/dt—— 活塞移動(dòng)速度

ρ—— 油液密度

1.3 閥芯的數(shù)學(xué)模型

閥芯是碎石器中的關(guān)鍵部件，其運(yùn)動(dòng)形式為間歇性，即當(dāng)信號(hào)孔中壓力發(fā)生變化時(shí)，閥芯才會(huì)動(dòng)作，其余時(shí)間都處于靜止?fàn)顟B(tài)。根據(jù)所受作用力，可得閥芯所有狀態(tài)受力平衡總方程：

(6)

式中，F(xiàn)f(dxv/dt,Δp) —— 黏性摩擦力

Fr(p) —— 液壓卡緊力

mvg—— 重力

mvd2xv/dt2—— 慣性力

Fv(p1,p3) —— 軸向液壓力

需要說(shuō)明的是，由于速度較低同時(shí)閥芯上設(shè)計(jì)了保壓結(jié)構(gòu)，因此可忽略液動(dòng)力的影響。結(jié)合閥芯結(jié)構(gòu)參數(shù)，可得軸向液壓力方程：

Fv(p1,p3)=p3A1v-p3A2v+p3A3v

(7)

式中，p3—— 回油壓力

A1v—— 閥芯下端作用面積

A2v—— 閥芯上端作用面積

A3v—— 閥芯信號(hào)端作用面積

閥芯所受液壓卡緊力及黏性摩擦力同活塞，此處不再贅述。

1.4 蓄能結(jié)構(gòu)的數(shù)學(xué)模型

傳統(tǒng)蓄能機(jī)構(gòu)包括高低壓蓄能器。對(duì)于碎石器來(lái)說(shuō)，也可將氮?dú)馇粴w入蓄能結(jié)構(gòu)中。

蓄能器的氣體狀態(tài)方程：

(8)

式中，p0—— 初始?jí)毫?/p>

V0—— 初始容積

pa0—— 工作壓力

Va0—— 工作容積

C0—— 初始狀態(tài)常數(shù)

k—— 氣體絕熱指數(shù)，常取k=1.3～1.5

獲取氮?dú)庾兓^(guò)程中最大容積變化量方程：

ΔV=Vnmax-Vnmin=An0s

(9)

式中， ΔV—— 最大變化容積

Vnmax—— 最大容積，即初始容積

Vnmin—— 最小容積

An0—— 活塞端部面積

s—— 活塞行程

由此可得氮?dú)馇还ぷ魅莘e比方程：

(10)

在活塞運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，假設(shè)某一點(diǎn)的位移為x，對(duì)應(yīng)氮?dú)鈮毫閜n，則氮?dú)馇惑w積為：

Vn=Vnmin+An0x

(11)

在碎石器工作過(guò)程中，由于沖擊頻率較高，氮?dú)馇粌?nèi)的熱量來(lái)不及與外界交換，故按絕熱變化可得氮?dú)馇恢械膲毫Γ?/p>

(12)

式中，pnmax—— 最大壓力

pnmin—— 最小壓力，即初始?jí)毫?/p>

在單個(gè)沖程運(yùn)動(dòng)中，氮?dú)馇粚?duì)活塞所做的功為：

(13)

式中，Φ—— 氮?dú)馀c液壓力做功比

K—— 考慮沖程運(yùn)動(dòng)阻力引入的修正系數(shù)

E—— 單次沖擊功

整合上述方程可得氮?dú)馇坏某跏既莘e、初始?jí)毫白畲髩毫?，?jiàn)以下方程：

(14)

(15)

(16)

1.5 內(nèi)部流道的數(shù)學(xué)模型

碎石器內(nèi)部流道由很多形狀各異的孔槽組成，是一個(gè)多容腔互聯(lián)系統(tǒng)。容腔內(nèi)部與容腔之間的物理參數(shù)變化很大，同時(shí)參數(shù)之間的耦合性很強(qiáng)。因此，在建模過(guò)程中必須重視這種劇烈變化，否則會(huì)導(dǎo)致結(jié)果嚴(yán)重失真。

基于連續(xù)性方程可得碎石器的流量平衡基本微分方程。其中，高壓油流量平衡總方程為：

(17)

式中,Qi—— 液壓泵輸出流量

Qha(dVh/dt) —— 高壓蓄能器排液流量

Ql(dxp/dt,Δp) —— 內(nèi)部總泄漏流量

Qp(dxp/dt) —— 活塞運(yùn)動(dòng)所需流量

Qv(dxv/dt) —— 閥芯運(yùn)動(dòng)所需流量

Qc(dp/dt) —— 油液壓縮流量

低壓油液流量平衡總方程為：

(18)

式中，Qpvo(dxp/dt,dxv/dt) —— 經(jīng)活塞及閥芯流入回油通道的流量

Qo(dxo/dt)—— 回油通道的總流量

2 AMESim仿真模型及正交試驗(yàn)方案

2.1 主運(yùn)動(dòng)件仿真模型

1) 活塞運(yùn)動(dòng)分析及仿真建模

從運(yùn)動(dòng)過(guò)程可知活塞一直處于回程與沖程的連續(xù)往復(fù)動(dòng)作狀態(tài)中(忽略活塞打擊后停頓的時(shí)間)。其動(dòng)力來(lái)源于高壓油和氮?dú)鈮毫?，即高壓油通過(guò)油道進(jìn)入缸體全圓周開(kāi)口環(huán)縫中進(jìn)一步作用于活塞凸肩，氮?dú)庵苯幼饔糜诨钊蠖嗣?。首先獲取活塞結(jié)構(gòu)原理圖，見(jiàn)圖1。

由圖1可知，活塞結(jié)構(gòu)為一系列具有臺(tái)階面的圓柱體，其上凸肩與缸體內(nèi)部孔道共同配合組成的閥口形式為滑閥。因此，將缸體通油結(jié)構(gòu)并入活塞仿真模型之中。對(duì)應(yīng)結(jié)構(gòu)包括活塞前部與中部的液壓密封，后部氣壓密封；前端常高壓油道、中部信號(hào)通道與回油通道以及這些通道對(duì)應(yīng)液壓容腔。根據(jù)軸肩與對(duì)應(yīng)缸體油道構(gòu)成的閥口形式建立活塞仿真模型，見(jiàn)圖2。

圖1 活塞結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of piston structure

圖2 活塞仿真模型Fig.2 Piston simulation model

2) 閥芯運(yùn)動(dòng)分析與仿真建模

從運(yùn)動(dòng)過(guò)程可知閥芯是間歇性動(dòng)作的，即在活塞回程末段閥芯緩慢開(kāi)啟；在活塞沖程到低壓腔與信號(hào)腔溝通時(shí)緩慢關(guān)閉，其余時(shí)間均處于靜止?fàn)顟B(tài)。閥芯開(kāi)啟過(guò)程中，信號(hào)腔中高壓油作用于環(huán)縫端面上，從而克服重力及兩端壓差打開(kāi)閥芯；在關(guān)閉過(guò)程中，在端面壓差及自重的共同作用下關(guān)閉閥芯。首先獲取閥芯結(jié)構(gòu)原理圖，見(jiàn)圖3。

圖3 閥芯結(jié)構(gòu)示意圖Fig.3 Schematic diagram of spool valve structure

由圖3可知，閥芯結(jié)構(gòu)同樣是一系列具有臺(tái)階面的圓柱體，其上凸肩與閥套內(nèi)部孔道共同配合組成的閥口形式也為滑閥。因此，將閥套通油結(jié)構(gòu)并入閥芯仿真模型之中。對(duì)應(yīng)結(jié)構(gòu)包括高低壓容腔的間隙密封，回油通道孔徑，各種油道及對(duì)應(yīng)容積。根據(jù)閥芯軸肩與對(duì)應(yīng)閥套油道構(gòu)成的閥口形式建立閥芯仿真模型，見(jiàn)圖4。

圖4 閥芯仿真模型Fig.4 Spool simulation model

3) 蓄能機(jī)構(gòu)仿真建模

在仿真建模時(shí)高壓蓄能器直接調(diào)用液壓庫(kù)中標(biāo)準(zhǔn)模型同時(shí)考慮進(jìn)口阻尼。對(duì)于氮?dú)馇?，則選擇氣壓庫(kù)中帶壁面的可變?nèi)萸患纯伞?/p>

2.2 內(nèi)部油道模型分析

為模擬碎石器內(nèi)部流道的沿程及局部阻尼損失，就需要利用管道子模型及液壓阻尼元件。為了選擇符合實(shí)際的管道子模型，結(jié)合碎石器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，可參考以下3個(gè)重要物理量來(lái)進(jìn)行。

1) 長(zhǎng)度/直徑(L/D)

當(dāng)比值小于6時(shí)，可忽略流體質(zhì)點(diǎn)間及流體與管壁間的摩擦力，此時(shí)可選擇不考慮壓降的管道子模型，即沒(méi)有阻性的管道。

2) 耗散數(shù)Dn

當(dāng)該值小于1時(shí)，意味著管道中流體質(zhì)點(diǎn)的波動(dòng)效應(yīng)非常明顯；當(dāng)該值介于0.001～1之間，則需要考慮與頻率相關(guān)的摩擦模型。其方程為：

(19)

式中,ν—— 運(yùn)動(dòng)黏度

c—— 流體中的聲速

R—— 管道半徑

L—— 管道長(zhǎng)度

3) 管道中壓力波的傳輸時(shí)間方程為：

(20)

在管道中若波動(dòng)效應(yīng)起主導(dǎo)作用，就必須考慮慣性，同時(shí)時(shí)間步長(zhǎng)要小于壓力波傳輸時(shí)間。

2.3 整機(jī)仿真模型

根據(jù)主運(yùn)動(dòng)件及內(nèi)部油道的建模分析可得氣液聯(lián)合式碎石器的AMESim模型。作為執(zhí)行元件，需要?jiǎng)恿ο到y(tǒng)供能后才能正常工作。因此，獲取碎石器所在液壓系統(tǒng)，其原理見(jiàn)圖5。

1.油箱 2.吸油過(guò)濾器 3.溢流閥 4.動(dòng)力源 5.單向閥6.氣液聯(lián)合式碎石器圖5 氣液聯(lián)合式碎石器系統(tǒng)原理圖Fig.5 Schematic diagram of gas-liquid combined lithotripter system

結(jié)合圖5同時(shí)參考主機(jī)液壓系統(tǒng)管路布置，選擇液壓庫(kù)中的對(duì)應(yīng)元件從而搭建包含動(dòng)力及控制系統(tǒng)的整機(jī)AMESim仿真模型，見(jiàn)圖6。

圖6 整機(jī)AMESim仿真模型Fig.6 AMESim simulation model of whole machine

需要說(shuō)明的是：圖6中下部為活塞AMESim模型，上部為閥芯AMESim模型，其余為內(nèi)部油道及供液系統(tǒng)對(duì)應(yīng)的模型；內(nèi)部流道中容積變化較大的容腔全部采用可變?nèi)莘e元件來(lái)表征；為了模擬回油背壓，在換向閥回油側(cè)及系統(tǒng)回油通道分別添加了可變及固定阻尼孔。

根據(jù)以上分析，結(jié)合碎石器結(jié)構(gòu)參數(shù)及工作參數(shù)，列出整機(jī)仿真模型的主要參數(shù)，見(jiàn)表1。

表1 整機(jī)仿真模型主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of whole machine simulation model

2.4 正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)

正交試驗(yàn)方法是利用正交表科學(xué)地安排與分析多因素的研究手段。該方法主要包括試驗(yàn)?zāi)繕?biāo)選擇、因子-水平表確定、正交試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)以及試驗(yàn)結(jié)果統(tǒng)計(jì)分析等步驟。

1) 因子-水平表

影響碎石器內(nèi)部氣穴現(xiàn)象的因素有工況參數(shù)及結(jié)構(gòu)參數(shù)等，其為多因子、多水平的實(shí)際條件。因此確定可變的因子為：工作壓力A、蓄能器壓力B、氮?dú)馐页跏既莘eC及活塞質(zhì)量D等4個(gè)，同時(shí)假定A的水平取值分別為：25，27，29 MPa；B的水平取值分別為：5.0，6.5，8.0 MPa；C的水平取值分別為：13，16，19 L；D的水平取值分別為：280，290，300 kg。這樣，將所考察的因子和水平列成如表2所示的形式。

表2 正交試驗(yàn)因子水平表Tab.2 Orthogonal test factor level table

2) 正交試驗(yàn)方案

由表2可知，需要設(shè)計(jì)一個(gè)4因子、3水平的等水平正交表L9(34)。這樣，可得9個(gè)具體的試驗(yàn)條件，對(duì)應(yīng)的試驗(yàn)方案見(jiàn)表3。

表3 L9(34)正交試驗(yàn)方案Tab.3 L9(34) Orthogonal test scheme

3 計(jì)算結(jié)果與分析

3.1 活塞后腔瞬時(shí)壓力分析

由文獻(xiàn)[12]可知，碎石器沖程打擊釬桿時(shí)由于補(bǔ)液不足造成活塞后腔出現(xiàn)氣穴現(xiàn)象。根據(jù)前文正交試驗(yàn)方案，在AMESim平臺(tái)中設(shè)定相應(yīng)變量，同時(shí)設(shè)置仿真時(shí)間(10 s)與步長(zhǎng)(0.0001 s)，最后運(yùn)行仿真。待計(jì)算完成后獲取4.0～4.5 s之間不同試驗(yàn)對(duì)應(yīng)活塞后腔瞬時(shí)壓力psh，見(jiàn)圖7。

圖7 不同試驗(yàn)條件下活塞后腔瞬時(shí)壓力曲線對(duì)比Fig.7 Comparison of instantaneous pressure curves of piston rear cavity under different test conditions

由圖7可知，不同試驗(yàn)對(duì)應(yīng)瞬時(shí)壓力曲線呈連續(xù)周期性變化，變化周期非常接近，大約為0.25 s?；钊\(yùn)動(dòng)至下死點(diǎn)時(shí)后腔壓力最小，之后在回彈力的作用下活塞加速回程，后腔油液快速積累，出現(xiàn)了壓力脈沖。隨后在液壓力與氣壓力的共同作用下活塞緩慢減速回程，對(duì)應(yīng)的后腔壓力浮動(dòng)很小，此過(guò)程一直持續(xù)到后腔與常高壓腔溝通。此后，由于高壓油急速進(jìn)入后腔，使得活塞瞬間降速，很快達(dá)到上死點(diǎn)，同時(shí)后腔壓力迅速升高。

活塞沖程開(kāi)始后，隨著運(yùn)動(dòng)速度的不斷加快，后腔壓力快速遞減，此過(guò)程一直持續(xù)到活塞到達(dá)下死點(diǎn)時(shí)，壓力降至最低。此后一直循環(huán)這樣的過(guò)程。

為進(jìn)一步分析因子對(duì)活塞后腔最低壓力影響程度，同時(shí)根據(jù)平均壓力高低確定最優(yōu)水平組合，獲取不同試驗(yàn)對(duì)應(yīng)最低壓力正交試驗(yàn)分析表，見(jiàn)表4。

由極差法可知，表4中影響最低壓力的各因子主次關(guān)系為：D>C>B>A，即活塞質(zhì)量是主要因子，其次為氮?dú)馐页跏既莘e，蓄能器壓力與工作壓力對(duì)最低壓力的影響可忽略。隨著活塞質(zhì)量及氮?dú)馐页跏既莘e地增加，后腔最低壓力都不斷降低。究其原因是活塞質(zhì)量越低，相同工作條件下的運(yùn)動(dòng)速度越快，與閥芯速度的匹配程度越高；氮?dú)馐页跏既莘e越小，其中氮?dú)鈮毫ψ兓酱螅瑢?duì)活塞的做功越多。

表4 活塞后腔最低壓力正交試驗(yàn)分析表Tab.4 Orthogonal test analysis table of minimum pressure in the piston rear cavity

3.2 活塞打擊速度分析

活塞打擊速度直接影響著碎石器的工作能力，提高打擊速度對(duì)于增加沖擊能意義重大。因此，在AMESim仿真結(jié)果中獲取4.0～4.5 s之間不同試驗(yàn)對(duì)應(yīng)活塞速度Vp，見(jiàn)圖8。

由圖8可知，與瞬時(shí)壓力曲線一致，不同試驗(yàn)對(duì)應(yīng)速度曲線也呈連續(xù)周期性變化?；钊宰畲笏俣却驌翕F桿后速度瞬間減為零，隨后立即反向加速運(yùn)動(dòng)。由于此時(shí)活塞后腔壓力很低，回程速度很快達(dá)到了最大值。然而，由于回油阻尼作用，結(jié)合圖7可知，活塞后腔壓力迅速升高，活塞很快減速，之后以幅值很小的波動(dòng)速度回程，此過(guò)程一直持續(xù)到速度減為0。此后，在后腔高壓油及氮?dú)鈮毫Φ墓餐饔孟录铀贈(zèng)_程，一直加速到以最大速度打擊釬桿，之后一直重復(fù)這樣的過(guò)程。

圖8 不同試驗(yàn)條件下活塞速度曲線對(duì)比Fig.8 Comparison of piston speed curves under different test conditions

為進(jìn)一步分析因子對(duì)活塞沖程最大速度的影響程度，同時(shí)根據(jù)平均最大速度的高低確定最優(yōu)水平組合，獲取不同試驗(yàn)對(duì)應(yīng)沖程最大速度正交試驗(yàn)分析表，見(jiàn)表5。

表5 活塞沖程最大速度正交試驗(yàn)分析表Tab.5 Orthogonal test analysis table of maximum speed of piston stroke

由極差法可知，表5中影響沖程最大速度的各因子主次關(guān)系為：D>C>B>A，即活塞質(zhì)量是主要因子，其次為氮?dú)馐页跏既莘e，蓄能器壓力與工作壓力對(duì)最大速度的影響可忽略。隨著活塞質(zhì)量及氮?dú)馐页跏既莘e地增加，沖程最大速度都不斷減小，其原因與影響后腔最低壓力類(lèi)似。

4 結(jié)論

(1) 因子及對(duì)應(yīng)水平組合對(duì)活塞運(yùn)動(dòng)周期的基本無(wú)影響，不同試驗(yàn)對(duì)應(yīng)的周期都為0.25 s左右；

(2) 活塞質(zhì)量與氮?dú)馐页跏既莘e是影響活塞后腔最低壓力與沖程最大速度的主要因子。為了增加后腔最低壓力同時(shí)提高打擊速度，必須采用質(zhì)量更小的活塞及容積更小的氮?dú)馇唬?/p>

(3) 以最大速度打擊釬桿后由于回彈力作用，活塞并未經(jīng)歷停頓，而是立刻加速回程，直至活塞后腔出現(xiàn)壓力脈沖后才開(kāi)始以幅值很小的波動(dòng)速度減速回程。