液壓開孔機關(guān)鍵件設(shè)計及其流體分析

齊鐵力

（唐山學(xué)院 機電工程系，河北 唐山 063000）

1 引言

液壓開孔機即液壓鑿巖機，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]。活塞桿是開孔機中將液壓能轉(zhuǎn)化為沖擊能的主要零件，其強度限制著碰撞沖擊釬尾時的最大沖擊末速度，從而直接影響開孔機的工作效率[2]。本文對開孔機的關(guān)鍵部件——活塞桿進行設(shè)計，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，為避免緩沖凸肩造成過大能量損失，對不同結(jié)構(gòu)凸肩進行流體分析，從而得到緩沖效果最好的凸肩。

2 活塞桿設(shè)計

目前，開孔機的供油壓力一般為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 活塞桿各部分長度的確定

通常錐部長度H1 的取值范圍是15～30 mm[4]，本設(shè)計取15 mm；采用組合密封方式，結(jié)合密封設(shè)計手冊，活塞前端和密封長度H3=S1（密封長度）+S2（運動距離）+S3（運動余量）+S4（伸出長度和其他余量）+S’（前導(dǎo)向長度）=40+35+20+40+24=159 mm；中間支撐長度H4=110 mm；緩沖凸肩H5=12 mm；過度凸肩H6=12 mm；活塞后部長度H2 的長度包括運動長度、密封長度、運動余量和其他余量，選取H2=128 mm。故活塞桿的總長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）計算的活塞桿質(zhì)量為6 kg，密度為7.8×103kg/m3，再由以上所確定的活塞桿的總長Hz=436 mm。將數(shù)據(jù)代入公式m=πR2ρHz，得R=0.023 m。

根據(jù)手冊及經(jīng)驗取D5=41 mm、D6=60 mm，則可由前后腔面積差計算得出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)沖擊能計算的活塞桿質(zhì)量相差0.2 kg，結(jié)果非常接近，設(shè)計結(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，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)壓力波動時，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，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，緩沖凸肩把后腔分成兩部分，在凸肩前部形成一個緩沖區(qū)域，此區(qū)域相當(dāng)于一個開有小口的封閉空間。當(dāng)活塞桿向前做沖程運動時前部空間會逐漸減小，因為液壓油的粘滯性，會造成前部空間內(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)，實際工程中應(yīng)用圓管流的下臨界雷諾數(shù)為Re=2 000。計算分析模型雷諾數(shù)Re=VL/ν=1.4×105＞2 000（活塞桿的速度V=10 m/s，后腔長度L=69 mm，液壓油粘度ν 取4.6×10-6m/s），因此，活塞桿后腔為湍流模型。②建立分析模型?；钊麠U后腔為軸對稱圖形，為簡化分析，選取軸和腔體的四分之一截面進行流體分析，選擇2D FLOTRAN 141 單元，options 為關(guān)于Y軸對稱的軸對稱圖形，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示。

圖2 網(wǎng)格劃分結(jié)果

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。施加載荷時將活塞桿固定，給凸肩前端液壓油一個向后的大小為10 m/s 的初始速度。

⑤求解。對凸肩進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種情況進行分析。

⑥緩沖端面無倒角時壓力云圖如圖3a 所示；保持點1倒角r1=2 mm 不變，點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1、2、3 圓角分別為r1=2 mm、r2=4 mm、r3=4 mm 時壓力云圖如圖3d 所示。

圖3 壓力云圖

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

圖4 沿點1-2 時壓力分布圖

圖5 沿點3-4 時壓力分布圖

圖6 沿點5-6 時壓力分布圖

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，后端相對壓力最小。這是因為液壓油具有一定的粘性且不可壓縮，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。這是因為圓角凸肩的圓弧過渡更接近于流線型便于流體流動，同時，降低了擾流程度。當(dāng)增大點2 處圓角半徑時，由圖3b 和圖3c 可知，后腔最大壓力和相對壓差均減小，這是由于增大圓角半徑凸肩對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3 位置處的倒角，對活塞腔壓差影響不大，但最大壓力相對減小，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，從而使液體流速相對減小且速度也更為均勻。

圖4為活塞桿前面兩個端面的壓力分布情況，由圖4a可知，壓力沿點1-2 逐漸減小，液體流速逐漸增大、壓強減小，此結(jié)果與伯努利方程相吻合。對比圖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為活塞桿后面兩個端面的壓力分布情況，由圖可知，后腔內(nèi)為湍流流動，湍流的壓力和流動狀態(tài)具有不確定性，流動情況十分復(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活塞后端面點5-6 的壓力分布影響較大，對后部流體流線的擾動加劇，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，前端面平均壓強更大，在沖擊運動接近結(jié)束時緩沖效果更好，但對活塞桿最大速度的影響也最嚴(yán)重，降低了開孔機的沖擊功率。

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 點的半徑分別為r1=2 mm，r2=4 mm，3 點為尖角即無倒角時，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。