耿曉光, 馬 飛, 馬 威, 周志鴻, 劉玉超

(北京科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 北京， 100083)

引 言

液壓鑿巖機(jī)以高效、清潔、安全等諸多優(yōu)勢，被廣泛用于礦山開采、隧道及巖石開挖工程中，已成為提高施工速度、改善施工條件的關(guān)鍵設(shè)備[1]。隨著礦山開采的規(guī)?；退淼谰蜻M(jìn)的大型化，重型、大功率成為鑿巖機(jī)未來發(fā)展的必然趨勢[2]。為保證設(shè)備可靠性，重型液壓鑿巖機(jī)往往配備雙緩沖系統(tǒng)[3]，而雙緩沖系統(tǒng)和沖擊系統(tǒng)之間存在耦合關(guān)系，難以建立精確的沖擊系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，導(dǎo)致理論上認(rèn)為設(shè)計(jì)合理的重型鑿巖機(jī)在實(shí)際使用中經(jīng)常出現(xiàn)問題[4]。

國內(nèi)外專家和學(xué)者對重型雙緩沖液壓鑿巖機(jī)的沖擊性能已有廣泛的研究。Oh等[5]通過搭建鑿巖機(jī)沖擊系統(tǒng)、雙緩沖系統(tǒng)和巖石的AMESim模型，模擬仿真了在鉆鑿不同巖石時(shí)鑿巖機(jī)的沖擊性能和鑿速曲線；隨后通過實(shí)驗(yàn)測試了沖擊活塞的前、后腔壓力曲線，并對前期仿真模型進(jìn)行了驗(yàn)證，進(jìn)而完成鑿巖機(jī)沖擊系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)[6]。Seo等[7]借助SimulationX軟件搭建了鑿巖機(jī)沖擊系統(tǒng)和雙緩沖系統(tǒng)的整體模型，仿真結(jié)果同應(yīng)力波試驗(yàn)結(jié)果對比，驗(yàn)證了仿真模型的正確性，進(jìn)而對沖擊系統(tǒng)和雙緩沖系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。Song等[8]運(yùn)用田口法成功篩選出鑿巖機(jī)沖擊性能的關(guān)鍵影響參數(shù)，在此基礎(chǔ)上對沖擊系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。Daniel[9]結(jié)合實(shí)驗(yàn)和Hopsan軟件仿真，分析比較了包括雙緩沖系統(tǒng)在內(nèi)的三種主流鑿巖機(jī)緩沖系統(tǒng)，證明了雙緩沖系統(tǒng)性能最優(yōu)。李葉林等[10]對不同環(huán)形間隙下緩沖活塞的運(yùn)動規(guī)律進(jìn)行了數(shù)值仿真，并探討了環(huán)形間隙對一、二級緩沖腔壓力的影響。李候清[11]在對巖石可鉆性進(jìn)行理論分析的基礎(chǔ)上，對重型液壓鑿巖機(jī)的工作參數(shù)及其配套液壓系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)研究。

上述文獻(xiàn)表明，目前對重型雙緩沖鑿巖機(jī)沖擊性能的研究主要集中在沖擊系統(tǒng)的仿真分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)上，其沖擊性能試驗(yàn)也多采取單一參數(shù)測試法。但該方法存在明顯不足，經(jīng)常出現(xiàn)下列情況，即在現(xiàn)場使用中鑿巖機(jī)單一參數(shù)滿足要求，而整機(jī)卻出現(xiàn)效率低下等問題。為此，急需結(jié)合現(xiàn)場使用條件，對整機(jī)性能開展研究。

針對新研制的某重型雙緩沖鑿巖機(jī)樣機(jī)存在的沖擊無力、機(jī)體發(fā)熱等問題，結(jié)合現(xiàn)場實(shí)際，運(yùn)用現(xiàn)代測試技術(shù)，筆者提出綜合性能試驗(yàn)方法，在此基礎(chǔ)上對樣機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)與分析，進(jìn)而提出改進(jìn)措施，并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 問題描述

表1為樣機(jī)主要性能指標(biāo)。樣機(jī)完成后，按照導(dǎo)軌式液壓鑿巖機(jī)標(biāo)準(zhǔn)(JB/T 7169-2004)進(jìn)行了出廠試驗(yàn)，包括沖擊啟動平穩(wěn)性和耐壓試驗(yàn)、沖擊流量和沖擊頻率測試等。經(jīng)檢驗(yàn)，除頻率略低于設(shè)計(jì)指標(biāo)外，沒有發(fā)現(xiàn)其他異常。隨后裝機(jī)進(jìn)行了現(xiàn)場鉆孔試驗(yàn)，試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)，樣機(jī)存在沖擊無力且機(jī)體發(fā)熱的問題。已知采石場巖石的普氏硬度系數(shù)約為f11，鉆鑿孔徑為89 mm，而第一根鉆桿的鑿速僅為0.8 m/min，接桿后鑿速更慢，為0.6 m/min。不但樣機(jī)大功率的優(yōu)勢未能發(fā)揮，其機(jī)體發(fā)熱的問題也嚴(yán)重影響了正常的鑿巖作業(yè)。

表1 樣機(jī)主要性能指標(biāo)

2 試驗(yàn)分析

2.1 應(yīng)力波試驗(yàn)

針對樣機(jī)的沖擊無力問題，首先對其沖擊能進(jìn)行測試。目前，國際上應(yīng)用最多的是應(yīng)力波法[12-13]。

2.1.1 試驗(yàn)系統(tǒng)

圖1為測試系統(tǒng)及試驗(yàn)場景圖，測試系統(tǒng)主要由電機(jī)油泵組、臥式試驗(yàn)臺架、立式標(biāo)定臺架、超動態(tài)應(yīng)變儀及數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)等組成。

圖1 測試系統(tǒng)及試驗(yàn)場景圖Fig.1 Test system and scene graphs of prototype′s impact property with stress wave method

2.1.2 試驗(yàn)原理

首先采用自由落錘法，對測試系統(tǒng)進(jìn)行標(biāo)定。

由波動力學(xué)理論可知

(1)

其中：σ為應(yīng)力波振幅；φ為應(yīng)力系數(shù)；E為測桿彈性模量；v為質(zhì)點(diǎn)速度；c為應(yīng)力波在測桿中的傳播速度。

故應(yīng)力峰值為

(2)

其中：g為重力加速度；h為落錘下落高度。

建立應(yīng)力幅值和采樣點(diǎn)量化值的關(guān)系式

Bs=σmax/nmax

(3)

其中：Bs為應(yīng)力標(biāo)定系數(shù)；n為應(yīng)力波各采樣點(diǎn)量化值。

已知鑿巖機(jī)沖擊能計(jì)算公式為

(4)

其中：Ep為鑿巖機(jī)沖擊能；A為測桿橫截面積；τ為應(yīng)力波持續(xù)時(shí)間。

將式(3)代入式(4)，可獲得標(biāo)定后的沖擊能表達(dá)式

(5)

由式(5)可知，在測試系統(tǒng)標(biāo)定后，只需測試測桿某一點(diǎn)的應(yīng)力歷程，即可求得鑿巖機(jī)沖擊能。

2.1.3 試驗(yàn)結(jié)果

試驗(yàn)獲取了連續(xù)25次沖擊的測桿某點(diǎn)應(yīng)力歷程，圖2為其中的4條采樣曲線(電壓信號)，試驗(yàn)結(jié)果表明：a. 樣機(jī)的沖擊壓力正常，能夠維持在20 MPa左右，因此排除了沖擊泄漏過大等因素的影響；b. 樣機(jī)沖擊頻率為44.4 Hz，比設(shè)計(jì)值略低；c. 樣機(jī)沖擊能為239.1 J，沖擊功率為10.6 kW，比設(shè)計(jì)值低的較多。

圖2 沖擊能測試結(jié)果Fig.2 Test results of prototype′s impact energy

綜上可知，樣機(jī)的沖擊能和沖擊功率與設(shè)計(jì)值相差較大，但沖擊壓力正常，故其沖擊無力且機(jī)體發(fā)熱的原因仍不得而知。為進(jìn)一步探究問題的原因，還需結(jié)合其他試驗(yàn)手段進(jìn)行分析。

2.2 綜合性能試驗(yàn)

與出廠試驗(yàn)和應(yīng)力波試驗(yàn)不同，綜合性能試驗(yàn)通過同步測試沖擊系統(tǒng)和雙緩沖系統(tǒng)的各腔室壓力，可分析獲取內(nèi)部元件的實(shí)時(shí)運(yùn)動規(guī)律，且試驗(yàn)在現(xiàn)場即可完成，便于解決鑿巖作業(yè)中存在的問題。

2.2.1 試驗(yàn)系統(tǒng)

圖3為樣機(jī)綜合性能試驗(yàn)場景圖，壓力傳感器直接安裝于鑿巖機(jī)機(jī)體，通過LMS采集儀，可實(shí)現(xiàn)沖擊活塞前腔和后腔、換向閥左腔和右腔、雙緩沖系統(tǒng)一級和二級緩沖腔壓力信號的同步采集。

圖3 綜合性能試驗(yàn)場景圖Fig.3 Scene graph of the comprehensive performance test

2.2.2 沖擊系統(tǒng)試驗(yàn)結(jié)果

1) 沖擊活塞前、后腔壓力對比分析

圖4為前、后腔壓力的測試曲線，可以看出，沖程換向完成后，前、后腔壓力均出現(xiàn)異常，表現(xiàn)為前腔出現(xiàn)超高壓，后腔出現(xiàn)壓力尖點(diǎn)。

圖4 沖擊活塞前、后腔壓力對比曲線Fig.4 Contrast curves of impact piston′s front-chamber and rear-chamber pressure

分析可知，后腔的壓力尖點(diǎn)是沖擊活塞撞擊回彈引起的，且打擊點(diǎn)滯后于換向完成點(diǎn)。期間，沖擊活塞撞擊前腔高壓油墊，導(dǎo)致前腔出現(xiàn)超高壓，同時(shí)沖擊活塞制動減速，動能轉(zhuǎn)化為了熱能。

2) 沖擊活塞前、后腔及對應(yīng)閥腔壓力分析

針對樣機(jī)打擊點(diǎn)滯后于換向完成點(diǎn)的問題，首先對其換向狀態(tài)進(jìn)行核實(shí)。圖5為沖擊活塞后腔和換向閥左腔的壓力測試曲線，圖6為沖擊活塞前腔和換向閥右腔的壓力測試曲線。

圖5 沖擊活塞后腔和換向閥左腔的壓力測試曲線Fig.5 Pressure curves of impact piston′s front-chamber and shuttle valve′s left-chamber

圖6 沖擊活塞前腔和換向閥右腔的壓力測試曲線Fig.6 Pressure curves of impact piston′s rear-chamber and shuttle valve′s right-chamber

由圖5和圖6可知，沖程和回程換向時(shí)間分別為1.96和2.04 ms，均在合理范圍內(nèi)。回油背壓接近0 MPa，說明閥回油路通暢，故換向閥工作一切正常。

綜上可知，樣機(jī)的打擊點(diǎn)滯后于換向完成點(diǎn)，而換向閥工作正常，所以問題的根源是沖程換向提前量過大，即在沖程換向信號孔打開瞬間，沖擊活塞和釬尾之間的距離過大，見圖7。但由于雙緩沖系統(tǒng)具有浮動特性，釬尾位置會受到緩沖活塞平衡位置的影響，所以改進(jìn)措施提出前，要對雙緩沖系統(tǒng)工作狀態(tài)進(jìn)行核實(shí)，尤其對緩沖活塞平衡位置進(jìn)行確認(rèn)。

圖7 沖擊緩沖系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)模型Fig.7 Structural model of prototype′s impact and damper system

2.2.3 雙緩沖系統(tǒng)試驗(yàn)結(jié)果

由于緩沖活塞即不可見，也不易測，故將通過測試一、二級緩沖腔壓力的方法間接獲取其位置，一、二級緩沖腔的壓力測試曲線見圖8。

圖8 雙緩沖系統(tǒng)壓力測試曲線Fig.8 Test curves of the double damper system′s pressure

由圖8可知：二級緩沖腔壓力存在突降點(diǎn)，說明沖擊活塞撞擊釬尾時(shí)，緩沖活塞處在將二級緩沖腔封閉的位置上；釬尾回彈時(shí)，二級緩沖腔壓力高達(dá)60 MPa，說明緩沖活塞再次將二級緩沖腔封閉。

由此可知，沖擊活塞打擊釬尾前，緩沖活塞處在正確的位置上，進(jìn)而排除了雙緩沖系統(tǒng)浮動特性對釬尾位置的影響，為改進(jìn)措施的提出提供了支撐。

3 改進(jìn)措施及效果驗(yàn)證

3.1 改進(jìn)措施

針對樣機(jī)打擊點(diǎn)滯后于換向完成點(diǎn)的問題，提出以下兩種改進(jìn)措施：a.左移沖程換向信號孔延遲換向開始時(shí)間；b.將釬尾端面右移來提前打擊時(shí)間。分析可知，后者更易實(shí)現(xiàn)，只需縮短隔套長度，不會對系統(tǒng)造成其他影響。而左移信號孔是對鑿巖機(jī)機(jī)體的改動，考慮其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工精密，所以不宜改動。

為實(shí)現(xiàn)沖擊活塞速度的最大化，隔套的縮短長度值應(yīng)為樣機(jī)的打擊滯后距離，即沖擊活塞的減速制動距離，為此須設(shè)法獲得沖擊活塞的運(yùn)動規(guī)律曲線。

基于沖擊活塞前、后腔壓力的測試數(shù)據(jù)，建立其運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)方程[14]，見式(6)～(11)，代入沖擊系統(tǒng)參數(shù)(見表2)，根據(jù)后腔出現(xiàn)壓力尖點(diǎn)的特征來判斷打擊點(diǎn)時(shí)刻，即可獲得多個(gè)周期的沖擊活塞位移時(shí)間曲線和速度時(shí)間曲線，見圖9。

(6)

(7)

(8)

Ff=πdp1bfP1+πdp4bfP2+2π(dp1+dp4)ζ

(9)

(10)

(11)

其中：mp為沖擊活塞質(zhì)量，kg；xp為沖擊活塞位移，m；Kp為黏性阻力系數(shù)；Ff為密封摩擦阻力，N；P1為沖擊活塞前腔壓力，Pa；P2為沖擊活塞后腔壓力，Pa；A1為沖擊活塞前腔有效面積，m2；A2為沖擊活塞后腔有效面積，m2；μ為動力黏度，3.9×10-2kg/m·s；ε為偏心率，ε=0.5；dpi為沖擊活塞與導(dǎo)向套和缸體產(chǎn)生相對運(yùn)動部分的直徑，m；Lpi為沖擊活塞與導(dǎo)向套和缸體產(chǎn)生相對運(yùn)動部分的長度(i=1,2,4)，m；hi對應(yīng)Lpi處的間隙高度(i=1,2,4)，m；b為斯特封寬度，m；f為斯特封與沖擊活塞之間的摩擦因數(shù)，f=0.05；ζ為與O型圈壓縮量相關(guān)系數(shù)，ζ=1。

表2 沖擊系統(tǒng)參數(shù)

續(xù)表2

圖9 沖擊活塞運(yùn)動規(guī)律曲線Fig.9 Curves of the impact piston′s moving law

由圖9可知：a. 沖擊活塞在距釬尾5.3 mm處具有最大沖程速度10.5 m/s，而撞擊速度為9.17 m/s，期間發(fā)生了制動減速；b. 樣機(jī)沖擊能為252.3 J，比應(yīng)力波試驗(yàn)結(jié)果略大，是因?yàn)榕鲎策^程存在能量損失；c. 樣機(jī)沖擊頻率為45 Hz，與應(yīng)力波試驗(yàn)結(jié)果一致。由此可知，綜合機(jī)理試驗(yàn)的分析結(jié)果與應(yīng)力波試驗(yàn)結(jié)果一致，沖擊活塞在沖程末段發(fā)生了制動減速，且制動距離為5.3 mm。根據(jù)前文分析，將隔套長度縮短5.3 mm，即可實(shí)現(xiàn)沖擊活塞速度最大化。

3.2 效果驗(yàn)證

圖10 樣機(jī)改進(jìn)后的前、后腔壓力測試曲線Fig.10 Test curves of the front-chamber and rear-chamber′s pressure of the improved prototype

圖11 樣機(jī)改進(jìn)后的沖擊活塞運(yùn)動速度曲線Fig.11 Impact piston′s moving law of the improved prototype

將隔套縮短，再次進(jìn)行樣機(jī)的綜合性能試驗(yàn)和應(yīng)力波試驗(yàn)。其中，綜合性能試驗(yàn)的結(jié)果見圖10和圖11。由圖10和圖11可知，樣機(jī)打擊點(diǎn)滯后于換向完成點(diǎn)的問題大大改善，打擊瞬間換向仍在進(jìn)行，此時(shí)前、后腔壓力趨于相等，沖擊活塞具有最大速度10.47 m/s，沖擊能為328.9 J。

將樣機(jī)改進(jìn)前、后的沖擊性能列入表3，可以看出，沖擊頻率和沖擊功率得到大幅提升，沖擊無力問題得以改善。另外，機(jī)體發(fā)熱問題也得到緩解。

表3樣機(jī)改進(jìn)前后的沖擊性能對比表

Tab.3Contrastofprototype′simpactpropertybeforeandaftertheimprovement

參數(shù)沖擊能/J沖擊頻率/Hz沖擊功率/kW綜合性能試驗(yàn)應(yīng)力波試驗(yàn)綜合性能試驗(yàn)應(yīng)力波試驗(yàn)綜合性能試驗(yàn)應(yīng)力波試驗(yàn)改進(jìn)前252.3239.14544.411.410.6改進(jìn)后328.930949.7749.216.415.2增長值76.669.94.774.854.6增長率/%30.429.210.610.843.943.4

4 結(jié)束語

針對新研制的某重型雙緩沖鑿巖機(jī)樣機(jī)存在的沖擊無力、機(jī)體發(fā)熱等問題，對樣機(jī)進(jìn)行了試驗(yàn)與分析。結(jié)果認(rèn)為，換向閥工作正常、緩沖活塞平衡位置合理，但沖擊活塞的打擊點(diǎn)滯后于換向完成點(diǎn)，進(jìn)而導(dǎo)致沖擊活塞在沖程末段撞上前腔高壓油墊，在發(fā)生制動減速的同時(shí)，還帶來油液和機(jī)體溫度的升高。筆者提出了縮短隔套長度的解決方案?？s短長度值為樣機(jī)改進(jìn)前沖擊活塞的制動距離。改進(jìn)后的測試結(jié)果表明，沖擊無力問題得到基本解決，沖擊能提高29.2%，沖擊功率提高43.4%，機(jī)體發(fā)熱問題得到緩解。

傳統(tǒng)的出廠試驗(yàn)和應(yīng)力波試驗(yàn)可對鑿巖機(jī)的基礎(chǔ)功能進(jìn)行驗(yàn)證，并能準(zhǔn)確獲取其沖擊能和沖擊頻率，但卻不足以發(fā)現(xiàn)和解決雙緩沖鑿巖機(jī)樣機(jī)存在的沖擊無力、機(jī)體發(fā)熱等問題。而綜合性能試驗(yàn)通過揭示鑿巖機(jī)內(nèi)部壓力的變化規(guī)律，闡明沖擊活塞的實(shí)時(shí)運(yùn)動狀態(tài)，可在現(xiàn)場直觀、精確地將問題解決。