李志國，李夕兵，王斌

(中南大學(xué) 資源與安全工程學(xué)院，湖南 長沙，410083)

沖擊鑿巖機是礦山開采、隧道掘進的主要設(shè)備。根據(jù)活塞加速運動的動力源不同，沖擊鑿巖機分為氣動、液壓、電動、內(nèi)燃等。目前普遍采用液壓或氣動(風(fēng)壓)沖擊鑿巖機，而隨著巖體工程安全開掘和環(huán)境保護的要求越來越高及開掘作業(yè)節(jié)能、高效的需要，用高壓水代替壓縮空氣或礦物油作為鑿巖機工作介質(zhì)，即水力鑿巖機的研制越來越引起人們的廣泛關(guān)注[1-3]。水力鑿巖機是以純水為傳遞能量介質(zhì)的閥控液缸系統(tǒng)，其工作過程服從流體運動和機械運動規(guī)律，且受多種因素的影響與制約，運動規(guī)律十分復(fù)雜。傳統(tǒng)的設(shè)計方法不僅研制周期長、費用高，而且所設(shè)計的產(chǎn)品性能有很大的隨意性，難以達到性能最優(yōu)的要求。隨著計算機技術(shù)的飛速發(fā)展，用計算機對系統(tǒng)特性進行數(shù)字仿真與優(yōu)化設(shè)計研究，具有成本低，迅速快捷的優(yōu)點，能方便地分析各參數(shù)對系統(tǒng)特性的影響。對于水力鑿巖機沖擊機構(gòu)運動仿真的研究，國際上尚無統(tǒng)一試驗標準。參照以往液壓沖擊器運動仿真經(jīng)驗，常用的沖擊器運動仿真方法有以下幾種：準勻加速度法[4-5]，該方法校正計算相對較難，有時難以達到理想的計算精度；基于Matlab/Simulink的液壓沖擊器動態(tài)仿真法[6-7]，該方法不但可以方便地分析各個參數(shù)對沖擊器性能的影響，還可以優(yōu)化設(shè)計參數(shù)，但需利用Simulink仿真環(huán)境下的Stateflow 實現(xiàn)系統(tǒng)狀態(tài)轉(zhuǎn)換；基于AMESim的新型數(shù)字控制液壓沖擊器仿真法[8]，該方法計算過程有高位壓力跳躍的現(xiàn)象產(chǎn)生，降低了仿真精度；基于功率鍵合圖法的液壓沖擊器動態(tài)特性數(shù)字仿真研究法[9-11]，功率鍵合圖的突出優(yōu)點是可對所研究的各種典型動態(tài)影響因素予以較全面的考慮和描述，與系統(tǒng)實際特征較為符合，可全面、準確地揭示系統(tǒng)的動態(tài)特性及其各部分的動態(tài)變化規(guī)律，然而其運算過程需借助其他應(yīng)用軟件進行狀態(tài)方程簡化與計算，如 Matlab等平臺；基于虛擬樣機技術(shù)的方法[12-13]，該方法將實體設(shè)計軟件CAXA創(chuàng)建好的樣機幾何模型轉(zhuǎn)換和導(dǎo)入到 Adams/View環(huán)境中，對樣機幾何模型添加約束、載荷,進行機構(gòu)運動學(xué)和動力學(xué)特性仿真，該仿真分析方法僅進行了機構(gòu)各構(gòu)件運動學(xué)和動力學(xué)仿真，未能實現(xiàn)機構(gòu)運動與液壓傳動融合。以上各仿真平臺建模均使用單向信號流，不足以表達液壓系統(tǒng)網(wǎng)絡(luò)中的流體運動，其中壓力會發(fā)生傳遞并且流動方向也會改變。而SimHydraulics是液壓傳動和控制系統(tǒng)的建模和仿真專業(yè)工具，擴展了Simulink的功能。使用這個工具可以建立通常所見的控制系統(tǒng)單向信號流框圖，而模型中信號則是雙向傳遞。并且可以將該部分模型同使用傳統(tǒng) Simulink 模塊建立的物理對象模型和其他Simulink工具箱建立的物理對象模型部分連接起來，可以建立起含有液壓和機械元件的物理網(wǎng)絡(luò)模型，用于跨專業(yè)領(lǐng)域系統(tǒng)的建模。本文作者基于SimHydraulics建立水力鑿巖機流體/機械混合實物模型，對自行研制的SYYG65型水力鑿巖機的性能、結(jié)構(gòu)及活塞運動等參數(shù)進行了計算驗證，并針對水力鑿巖機高壓蓄能器有效容積及充氣壓力開展了優(yōu)化計算，得到了較為理想的匹配參數(shù)。

1 水力鑿巖機的工作原理及特點

以后控式SYYG65型水力鑿巖機為研究對象，圖1所示為SYYG65型水力鑿巖機的沖擊及換向機構(gòu)工作原理圖。

圖1 水力沖擊及換向機構(gòu)原理圖Fig.1 Principle of water-powered impact and reverse mechanism

圖1所示為上一次沖程結(jié)束、活塞回程開始的狀態(tài)。從高壓水泵站輸送來的高壓水P1經(jīng)高壓蓄能器進入到?jīng)_擊器缸體配流閥中，高壓水P1經(jīng)配流閥B3腔直接進入活塞的前腔A1，推動活塞向右作回程加速運動，當(dāng)活塞臺肩邊緣越過K1控制口時，高壓水P1經(jīng)活塞前腔由K1口進入閥芯的右端控制腔B1，推動閥芯迅速左移并停靠在左位，這時活塞前后腔都通高壓水，實現(xiàn)差動聯(lián)接。因活塞前后腔受力面積不同A2＞A1，活塞在壓力差的作用下作回程減速運動，直到速度為0 mm/s，回程結(jié)束。活塞在壓力差的作用下?lián)Q向，并產(chǎn)生向左的沖程加速運動，當(dāng)活塞前部臺肩后邊緣越過K2控制口時(K1口已關(guān)閉)，這時閥芯右端控制腔B1的高壓水經(jīng)過K2和K3控制口和回水口P2相通，閥芯右端失壓，閥芯在左端水壓力(常壓腔)的作用下，閥芯迅速右移換向，此時活塞正好沖擊釬尾，沖程結(jié)束。系統(tǒng)重新進入圖示工作狀態(tài)，開始活塞的下一個工作循環(huán)。這樣通過活塞運行過程中依次打開K1和K2口，從而實現(xiàn)活塞的往復(fù)運動，不斷沖擊釬尾，輸出沖擊能。

水力鑿巖機的運動過程具有如下的特點：活塞和閥芯正常運動可以分成有限的狀態(tài)[7]；各個狀態(tài)按照一定的條件轉(zhuǎn)換，但由于傳動介質(zhì)的特殊性，各個狀態(tài)的轉(zhuǎn)換并不能由活塞或閥芯的位置簡單界定，活塞和閥芯的運動具有高度耦合。SimHydraulics建立的水力鑿巖機沖擊系統(tǒng)運動實物模型恰好可以真實地反映水利鑿巖機沖擊與換向機構(gòu)的相互耦合作用。

2 水力鑿巖機的SimHydraulics模型

水力鑿巖機的 SimHydraulics模型主要由活塞及閥芯運動模型、液體配流模型，腔體、管路、傳感器等其他模塊組成。

2.1 活塞及閥芯運動模型

由水力鑿巖機運行原理，活塞或閥芯可以建立統(tǒng)一動力平衡方程：

式中：m為活塞/閥芯質(zhì)量，kg；F(p)為活塞/閥芯受到的有效液壓推力，N；f為活塞/閥芯受到的其他合力，包括摩擦力、液體黏性阻力、液動力等，N；為活塞/閥芯的加速度，m/s2。

該方程由雙作用往復(fù)液壓缸模塊、液壓缸摩擦模塊及質(zhì)量模塊共同描述。

其中，液壓缸摩擦模塊(圖2)描述函數(shù)如下：

式中：vth為速度閥值，一般取10-4～10-6m/s；F為總摩擦力，N；FC為庫侖摩擦力，N；Fpr為預(yù)載荷，N；fcfr為庫侖摩擦因數(shù)，N/Pa；pA，pB為水壓缸內(nèi)腔壓力，Pa；Kbrk為靜摩擦力增長系數(shù)；cv為遷移系數(shù)，s/m；v為C端與R端相對速度，m/s；vR，vC為R端和C端絕對速度，m/s；fvfr為黏性摩擦因數(shù)，Ns/m。

流量平衡由SimHydraulics模型網(wǎng)絡(luò)自動保證，增加相應(yīng)的位移參照及傳感器模塊后建立的活塞運動模型如圖3所示。

閥芯運動模型與活塞模型類似，僅模塊參數(shù)的設(shè)置不同。

圖2 液壓缸摩擦模塊Fig.2 Cylinder friction

2.2 液體配流模型

該部分實現(xiàn)活塞與閥的相互控制功能，模擬A1—K1和A3—K1各腔間壓力水流動，A1和A2腔外泄漏以及B2—B3，B3—B5各腔(圖1)壓力水互通。其中A1—K1，A3—K1，B2—B3，B3—B5由變面積槽式孔口模塊(圖4)模擬。

其描述方程如下：

圖4 變面積槽式孔口Fig.4 Orifice with variable area slot

式中：q為流量，m3/s；p為壓差，Pa；pA，pB為A，B點壓力，Pa；CD為流量系數(shù)；A(h)為孔口面積，m2；b為開口槽寬度，m；x0為孔口初始開度，m；x為滑閥位置(相對初始位置)，m；h為孔口開度，m；or為符號量，若滑閥正向移動增大開口量，則or取+1；反正，or取-1；ρ為流體密度，kg/m3；DH為瞬時孔口水力直徑，m；α為流體動黏滯系數(shù)，Pas；Aleak為滑閥完全關(guān)閉后泄漏面積，m2；A1和A2腔(圖1)外泄漏由環(huán)形節(jié)流器(圖5)描述。

圖5 環(huán)形節(jié)流器Fig.5 Annular orifice

該節(jié)流器流量按照 Hagen-Poiseuille 公式[14]計算：

式中：R為閥套半徑，m；r為閥體半徑，m；e為偏心距，m；ε為偏心率。

2.3 SYYG65型水力鑿巖機沖擊系統(tǒng)模型

基于以上模塊分析，針對自行設(shè)計的GYYG65型導(dǎo)軌式水力鑿巖機沖擊系統(tǒng)建立了 SimHydraulics實物模型，模型由活塞運動子系統(tǒng)、配流閥運動子系統(tǒng)、理想定量泵、減壓閥、傳感器等組合而成，圖6所示為系統(tǒng)頂層模型圖。

該模型假設(shè)輸入流量為定值，摩擦力、液體黏性阻力、液動力、液體傳熱、缸體剛度等因素在模型中均有相應(yīng)模塊參數(shù)反映。

模型從Matlab工作空間讀入?yún)?shù)，并向工作空間輸出活塞和閥芯的位移、速度、加速度，活塞前、后腔壓力，回水流量，進出蓄能器流量等數(shù)據(jù)，并可采用Matlab腳本語言方便定制相應(yīng)輸出變量，以供后續(xù)分析使用。

3 仿真實驗

3.1 SYYG65型水力鑿巖機仿真模型參數(shù)

SYYG65型水力鑿巖機活塞(圖1)主要基本參數(shù)如下：活塞質(zhì)量為4.97 kg，活塞前端臺肩直徑為43 mm，活塞前腔后臺階直徑為47 mm，后端直徑為38 mm；活塞最大位移為56 mm，K1開口距前腔前端39 mm，K2到K1距離為21 mm；密封間隙為50 μm；設(shè)置活塞庫侖摩擦因數(shù)、黏性摩擦因數(shù)、靜摩擦力增長系數(shù)、遷移系數(shù)等(式(2)、(3)中相應(yīng)參數(shù))。

配流閥(圖1)的主要基本參數(shù)：閥芯質(zhì)量為0.2 kg，閥套內(nèi)徑為34 mm，閥芯外徑為30 mm，閥套B2腔寬度為20 mm，B3腔寬度為23 mm，B5腔寬度為23 mm；閥芯臺肩寬度為5 mm；最大位移為9 mm；閥芯兩端摩擦副配合間隙為20 μm；閥芯前腔B4臺肩直徑為29 mm，后腔B1后臺階直徑為13 mm；設(shè)置相應(yīng)摩擦因數(shù)。

A2到B2腔水路管徑為10 mm，其余內(nèi)部管路直徑均為8 mm。鑿巖機進水管直徑為18 mm，出水管直徑為20 mm。

其他參數(shù)，如活塞前腔有效面積、活塞后腔有效面積、水缸前腔體積、后腔體積等參數(shù)均由以上參數(shù)計算得出。

Simulink版本為7.1(R2008a)，設(shè)置流體介質(zhì)為純水(water)，求解器選取適用于剛性方程的ode15s變步長求解器，該求解器是基于數(shù)值微分公式(NDFs)的變階多步求解器，能有效求解該模型。打開求解器的過零檢測選項，設(shè)置自適應(yīng)過零監(jiān)測，以保證對水介質(zhì)傳動的有效仿真。

圖6 SYYG65型水力鑿巖機沖擊系統(tǒng)仿真模型Fig.6 Simulation model of water-powered percussive rock drill SYYG65

3.2 仿真結(jié)果及與實測結(jié)果分析對比

3.2.1 系統(tǒng)運行實驗

參照實物系統(tǒng)，設(shè)定泵供水流量為120 L/min，減壓閥設(shè)定卸荷壓力為16 MPa，蓄能器充氣壓力為4.5 MPa，容積為0.15 L，運行仿真模型。該鑿巖機基本性能如表1所示。

表1 SYYG65型水力鑿巖機性能Table 1 Performance of SYYG65 water powered percussive rock drill

圖7和8所示分別為活塞前后腔壓力仿真和實驗曲線。

對比圖7與圖8發(fā)現(xiàn)：仿真曲線與實測曲線前后腔壓力波動趨勢基本一致，壓力相符，由于仿真模型對部分因素采取了理想假設(shè)，故仿真曲線比實測曲線顯得平滑?；钊灰魄€如圖9所示。對比圖7和圖9可見：仿真與實測曲線基本重合，但由于活塞與缸體的接觸計算采用理想黏彈性模型[14]計算，計算結(jié)果與真實接觸有差異，故活塞的最大與最小位移仿真值與實測結(jié)果有少許偏離。

圖7 前后腔壓力仿真曲線(單個運動循環(huán))Fig.7 Simulated pressure curves of front and back cavity of rock drill (single cycle)

圖8 前后腔壓力實測曲線(單個運動循環(huán))Fig.8 Measured pressure curves of front and back cavity of rock drill (single cycle)

圖9 活塞位移曲線Fig.9 Displacement curves of piston

由表1可見：仿真輸出參數(shù)與實測數(shù)據(jù)基本一致，相比實測結(jié)果最大偏離不超過 6%。該模型較真實地再現(xiàn)了水力鑿巖機沖擊機構(gòu)內(nèi)部的運動規(guī)律，為沖擊系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計及驗證提供了經(jīng)濟、有效的途徑與工具。

3.2.2 蓄能器參數(shù)優(yōu)化

高壓蓄能器是鑿巖機最重要的部件之一，通常由氣腔和液腔2部分組成，有氣腔充氣壓力和液腔有效容積2項主要參數(shù)。它主要用以吸收活塞運動循環(huán)中水泵供給的多余流量，以補償沖程后期活塞運動所需的峰值流量；吸收系統(tǒng)壓力波動，延長系統(tǒng)使用壽命，提高鑿巖機沖擊系統(tǒng)的能量利用率。

水力鑿巖機沖擊系統(tǒng)的能量利用率η是衡量鑿巖機性能優(yōu)劣的一項重要指標：

式中：Ee為沖擊活塞移動到最前端具有的動能，J；Ew為沖擊機構(gòu)輸入的水壓能，J；λ為沖擊頻率，Hz；m為沖擊活塞質(zhì)量，kg；v為沖擊活塞打擊釬桿時的速度，m/s；p為沖擊機構(gòu)有效工作壓力，Pa；q為沖擊機構(gòu)工作流量，m3/s；

下面以能量利用率η為優(yōu)化目標，以蓄能器進出口峰值流量、系統(tǒng)壓力波動情況來確定水力鑿巖機蓄能器最佳充氣壓力和有效容積。在仿真基礎(chǔ)上，首先循環(huán)計算蓄能器充氣壓力2～7 MPa，每隔0.05 MPa做一組仿真實驗。編制Matlab腳本文件，運行仿真模型，結(jié)果如圖10～12所示。

從圖10可以看出：蓄能器充氣壓力為2～7 MPa時，沖擊機構(gòu)能量利用率有2組較大值，其充氣壓力范圍分別為2～3 MPa和4.75～5.80 MPa，且能量利用率隨充氣壓力增大有總體降低的趨勢；由文獻[15]知：相對較小的蓄能器進出口流量峰值可降低系統(tǒng)能量損失，則蓄能器參數(shù)的選取應(yīng)遵循最小流量峰值原則。由圖11可知：蓄能器峰值流量Q具有2組較小值，分別對應(yīng)蓄能器充氣壓力2～3 MPa和5.00～5.75 MPa。結(jié)合圖12發(fā)現(xiàn)：充氣壓力的減小使系統(tǒng)的壓力波動顯著增強，不利于系統(tǒng)的穩(wěn)定工作，影響系統(tǒng)使用壽命，故充氣壓力的選取不宜過小。

圖10 能量利用率與充氣壓力的關(guān)系Fig.10 Relationship between energy efficiency and inflation pressure of accumulator

圖11 峰值流量與充氣壓力的關(guān)系Fig.11 Relationship between peak flow and inflation pressure of accumulator

圖12 系統(tǒng)壓力波動與充氣壓力的關(guān)系Fig.12 Relationship between pressure fluctuation and inflation pressure of accumulator

充氣壓力在取2～3 MPa時，蓄能器基本沒有起到作用，峰值流量較小(圖11)，系統(tǒng)壓力波動嚴重(圖12)，故該組參數(shù)不宜選??；圖10中，系統(tǒng)得到較高的能量利用率，是由于模型計算時設(shè)置輸入流量較大，基本滿足了活塞沖程加速段的峰值流量需求，故該充氣壓力下能量利用率也取得了相對較大值。

綜上所述，蓄能器最佳充氣壓力選定為5.00～5.75 MPa，系統(tǒng)具有相對理想的工作狀態(tài)，具有較高的能量利用率(11.9%≤η≤12.07%)、較低的峰值流量(Q＜121.0 L/min)、相對小的壓力波動范圍(Δp＜0.68 MPa)。

模型設(shè)置蓄能器有效容積范圍為0.1～0.3 L，每隔5 mL做一組仿真實驗。重新運行仿真模型，結(jié)果如圖13～15所示。

由圖13可見：蓄能器有效容積為0.1～0.3 L時，沖擊機構(gòu)能量利用率亦有2組較大值，其有效容積范圍分別為0.11～0.14 L和0.24～0.27 L，且能量利用率隨有效容積增大有總體降低的趨勢；由圖14可知：蓄能器峰值流量Q具有2組較小值，分別對應(yīng)蓄能器有效容積為0.1～0.14 L和0.24～0.27 L；結(jié)合圖15發(fā)現(xiàn)：有效容積的減小同樣使系統(tǒng)的壓力波動顯著增強，不利于系統(tǒng)穩(wěn)定工作及系統(tǒng)壽命，故有效容積的選取不宜過小。

可見，有效容積在取較小值0.11～0.14 L時，蓄能器基本沒有起到作用。峰值流量隨有效容積減小趨勢更加明顯(圖14)，系統(tǒng)壓力波動嚴重(圖15)，故該組參數(shù)亦不宜選取。所以，蓄能器有效容積應(yīng)選定為0.24～0.27 L，系統(tǒng)具有相對理想的工作狀態(tài)，具有較高的能量利用率(11.9%≤η≤12.05%)、較低的峰值流量(Q＜121.1 L/min)、相對小的壓力波動范圍(Δp＜0.42 MPa)。

參照圖10和圖13，在已得到的最佳充氣壓力及有效容積范圍內(nèi)，選取最高能量利用率下的最優(yōu)有效容積(0.255 L)及充氣壓力(5.5 MPa)參數(shù)，通過自行研發(fā)的SYYG65型導(dǎo)軌式水力鑿巖機對上述優(yōu)化結(jié)論做實測驗證。置換有效容積為0.255 L的高壓蓄能器，并預(yù)充氮氣壓力為5.5 MPa，其他工作參數(shù)同上節(jié)實測實驗參數(shù)設(shè)定。實測結(jié)果表明：該型水力鑿巖機能量利用率達到 12.26%，活塞單次沖擊能達到 89.19 J(表2)。與表1中實測結(jié)果相比，能量利用率與單次沖擊能均有明顯提高。

圖13 能量利用率與有效容積的關(guān)系Fig.13 Relationship between energy efficiency and effective volume of accumulator

圖14 峰值流量與有效容積的關(guān)系Fig.14 Relationship between peak flow and effective volume of accumulator

圖15 系統(tǒng)壓力波動與有效容積的關(guān)系Fig.15 Relationship between pressure fluctuation and effective volume of accumulator

表2 SYYG65型水力鑿巖機性能測試結(jié)果(0.255 L)Table 2 Measured performance of SYYG65 (0.255 L) water powered percursive rock drill

4 結(jié)論

(1) 基于SimHydraulics建立的水力鑿巖機沖擊系統(tǒng)運動實物模型，建模過程中不考慮系統(tǒng)運行時的復(fù)雜狀態(tài)轉(zhuǎn)換，綜合考慮了活塞及閥芯所受的液壓力、庫侖摩擦力、液體黏性阻力等，簡單有效地實現(xiàn)了活塞和閥芯在水壓力作用下的耦合仿真計算。

(2) 通過對自行研制的SYYG65型導(dǎo)軌式水力鑿巖機的仿真實驗，得到活塞前、后腔壓力以及位移的變化規(guī)律，仿真實驗數(shù)據(jù)與實測數(shù)據(jù)吻合較好，證明了用 SimHydraulics完全可以對水力鑿巖機沖擊系統(tǒng)運動規(guī)律進行仿真，為水力鑿巖機沖擊系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計和匹配提供了有效的驗證工具和評價手段。

(3) 以系統(tǒng)能量利用率為優(yōu)化目標，以蓄能器進出口峰值流量和系統(tǒng)壓力波動指標得到SYYG65型水力鑿巖機的高壓蓄能器最佳充氣壓力為 5.00～5.75 MPa，有效容積為 0.24～0.27 L，并通過了室內(nèi)試驗驗證。

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