氣墊傳動沖擊錘鉆沖擊特性影響分析

第一作者丁問司男，博士，教授，1968年6月生

氣墊傳動沖擊錘鉆沖擊特性影響分析

丁問司，袁林燕，丁元文，范亞軍(華南理工大學機械與汽車工程學院,廣州510641)

摘要：針對氣墊傳動沖擊錘鉆在傳統設計中需進行繁雜試制與實驗弱點，提出基于數值模擬的研究方法，以樣機測試活塞運動特性曲線為基礎，對所建仿真模型進行細化及修正。通過模擬實際工況各種復雜影響因素，實現對錘鉆沖擊特性快速分析。對影響沖擊活塞沖擊動力參數輸出的關鍵因素如O型密封圈摩擦力及補氣孔孔徑進行分析、優化，獲得摩擦阻力變化對撞擊能影響曲線及補氣孔徑最優參數范圍。該模型及優化結果為此類產品快速設計與性能分析提供新的數值研究方法，對相同結構系統具有實用參考價值。

關鍵詞：氣動沖擊錘；模型；摩擦；泄漏

基金項目：國家自然科學

收稿日期：2014-02-08修改稿收到日期：2014-05-16

中圖分類號:TG315.3+2文獻標志碼：A

Impact characteristics of an air cushion transmission impact hammer

DINGWen-si,YUANLin-yan,DINGYuan-wen,FANYa-jun(School of Mechanical & Automotive Engineering, South China University of Technology, Guangzhou 510641, China)

Abstract:Aiming at complex trial manufactures and tests conducted in the traditional design process for a pneumatic impact hammer, a method based on numerical simulation was proposed here. The simulation model was refined and modified based on the kinematical characteristic curve of a prototype’s tested piston. The impact characteristic analysis of the hammer was carried out rapidly by simulating various complex influencing factors under actual working conditions. The key factors affecting the dynamic parameter outputs of the impact piston, such as, O-ring friction force and diameter of supplement gas hole were analyzed and optimized. The influence curve of friction force variation on the impact energy and the ranges of optimal parameters for the supplement gas hole diameter were achieved. The simulation model and optimized results provided a new numerical method for the rapid design and performance analysis of this kind of products. The results provided a reference for the same structure systems.

Key words:pneumatic impact hammer; model; friction; leakage

氣動沖擊機械以高壓氣體為動力驅動沖擊體往復運動，將氣體壓力轉化成機械能，并以沖擊作用為主。據氣源壓力形成方式分為空氣壓縮型與氣墊型。常見空氣壓縮型機械有氣動鑿巖機、氣動沖擊矛、潛孔沖擊器等功率較大產品，均以壓縮機輸入高壓壓縮氣體驅動氣缸內活塞往復運動不斷撞擊釬頭，形成撞擊能輸出。氣墊型沖擊機械主要以手持式小功率產品為主，常見的有電錘、電鎬，以電機帶動壓氣活塞在氣缸中往復運動，使中間氣墊形成周期性變化的壓強，不斷吸附、驅動沖擊活塞，撞擊沖錘輸出沖擊能。

國內對壓縮型氣動沖擊機械研究較全面，一為此類產品市場潛力大、應用廣；二為因野外鑿巖或非開挖管道鋪設等作業惡劣環境，對機器穩定性、安全性技術要求更高。而氣墊類手持沖擊機械因產品功率小、作業工況簡單，主要面向海外低價格市場產品檔次低，技術、研究投入少，產品多為引進及仿制。電驅動氣墊沖擊錘設計理論薄弱主要體現在對沖擊活塞的動力學變化規律、結構參數與輸出性能之間關系及氣墊能量傳遞效率等研究不足。

由于電錘、電鎬等氣墊類手持式沖擊機械已成為建筑施工、電氣安裝、管道安裝、室內裝修、甚至雕塑藝術等領域不可或缺的常用工具，而國內主要生產廠商仍以低價格經濟實用型產品為主，且多處于仿制及經驗性試驗試制階段，產品更新換代慢，一旦市場發生變化，很難在短時間內設計出適合需求產品[1-4]。

鑒于此，以電驅動氣墊沖擊錘為對象，結合實驗測試，提出基于AMESim的數值研究方法，為該類產品的快速設計與性能改進提供依據。

1氣墊傳動沖擊錘鉆結構原理

圖1為氣墊傳動沖擊錘鉆結構簡圖。其中1為導向缸，2為沖錘，3為空行程孔，4為補氣孔，5為曲柄搖桿，6為減速齒輪，7為鉆頭，8為轉向機構，9為氣缸，10為沖擊活塞，11為壓氣活塞，12為氣動系統，13為錘鉆外殼，14為電機。沖擊鉆孔原理為：電機經減速齒輪6帶動曲柄搖桿5工作，曲柄搖桿將回轉運動轉換成壓氣活塞11在氣缸中的往復運動，中間氣墊在壓氣活塞往復運動下產生交變壓力，不斷吸附和驅動沖擊活塞10在導向缸1中做往復運動，沖錘2受到沖擊活塞10的周期性沖擊，驅動鉆頭7做沖擊輸出；電機通過齒輪將回轉運動傳遞給轉向機構8，驅動鉆頭做回轉鉆進運動。

圖1　氣墊傳動沖擊錘鉆整體結構簡圖 Fig.1 Diagram of electric hammer

結構錘鉆中，鉆頭回轉運動主要通過齒輪傳動獲得，傳動效率固定，而沖擊運動通過中間交變氣墊傳遞。氣動系統結構設計不合理會直接影響沖擊輸出效果。氣墊傳動沖擊錘鉆設計關鍵在于氣動系統結構及參數。本文以此為對象進行數學建模并模擬分析。

氣動系統見圖1中模塊12。主要由曲柄搖桿機構、壓氣活塞、帶有補氣孔及空行程孔的氣缸結構、氣墊、沖擊活塞組成。補氣孔用于維持氣墊氣體質量平衡，防止高頻交變往復運動中氣墊因活塞與汽缸壁間隙泄漏，造成壓氣活塞被吸附到沖擊活塞上?？招谐炭子糜诖_定沖擊活塞沖擊運動完成后的行程。當空載或負載很小時，撞擊后的沖擊活塞將運動到空行程孔左邊，致中間氣墊腔通過空行程孔與大氣溝通，此時氣墊的壓差交變不足以吸附沖擊活塞回程，形成空打時的鎖錘狀態。當對鉆頭施加軸向頂推力時，迫使沖擊活塞運動到空行程孔右邊，氣墊腔被密封，壓氣活塞回程時將形成吸附效應致沖擊活塞回程運動形成正常撞擊能量輸出。

沖擊過程中，沖擊活塞的摩擦阻力及補氣質量變化對活塞往復運動特性、沖擊反彈速度及撞擊能輸出效率有重要影響?，F有研發通過試湊試驗法確定氣動系統關鍵參數十分困難[5]。

2交變氣墊沖錘系統數值模型

以沖錘氣動系統的物理結構為基礎，利用AMESim系統構建沖錘氣動系統數值模型，見圖2。其中1為壓氣活塞質量，2為彈簧阻尼模型，3為壓氣活塞氣缸模型，4為曲柄搖桿模型，5為沖擊模型，6為大氣環境模型，7為O型密封圈模型，8為泄漏模型， 9為沖擊活塞氣缸模型，10為位移傳感器模型，11為沖擊活塞質量，12為補氣孔，13為氣體屬性模型，14為氣墊模型，15為補氣孔處外界流入的氣體溫度壓力模型。氣動系統數值模型參數設定與氣墊沖錘物理參數一一對應[6-8]。數值模型能實現對物理系統復雜條件下各工況分析。

圖2　氣墊傳動沖擊錘鉆AMESim模型圖 Fig.2 The AMESim model of electric hammer

2.1O型密封圈摩擦力模型

確定O型密封圈與氣缸間摩擦力與O型圈材質、尺寸、壓縮率(配合狀態)、潤滑狀態、配合面粗糙度、密封腔介質壓力、運動狀態等因素有關。在密封圈摩擦力模塊(圖2中7)構建中對因現有結構參數固定不影響摩擦力變化的要素(材質、尺寸、配合面粗糙度等)進行簡化，考慮O型圈斷面壓縮率、表面潤滑工況、密封氣腔壓力變化、沖擊活塞的運動狀態變化四要素確定O型圈摩擦力模型[9]，即

(1)

式中：F為總摩擦力(N)；F0為靜摩擦力(N)；F1為 受壓縮率及潤滑工況影響的摩擦力(N)；p壓差為沖擊活塞左右氣腔壓差(bar)；db為氣缸壁直徑(m)；B 為O型圈與氣缸接觸面寬度(m)；v為活塞沖擊速度(m/s)，回程為正值，沖程為負值。

沖擊過程活塞發生交變運動，其過程為非平衡問題。O型圈的靜摩擦力需據活塞動力學方程解出。F0在0～±F0max間變化。一般，最大靜摩擦力(F0max)略大于運動過程的滑動摩擦。

受壓縮率及潤滑工況影響摩擦力F1模型見圖3。

圖3　不同狀態下O型密封圈摩擦力 Fig.3 Friction of O ring under different condition

O型圈壓縮率S計算式為

(2)

式中：db為氣缸壁直徑(m)；dg為活塞凹槽直徑(m)；w為密封圈截面直徑(m)。

活塞速度運動過程中摩擦力F除受壓縮率及潤滑工況影響外，亦受氣腔壓力變化影響。需對摩擦力因運動過程中氣壓變化使O型圈與氣缸接觸壓力改變導致的變化進行修正。摩擦力模型中主要輸入的結構參數為氣缸壁直徑、活塞凹槽直徑、密封圈截面直徑。材料參數為密封圈材料楊氏模量。而與運動相關的參數通過活塞運動方程實現動態運算獲得。

2.2泄漏模型

泄漏模塊(圖2中8)氣體泄漏質量dm計算式為

(3)

式中：p壓差為沖擊活塞左右腔壓差(bar)；D為氣缸直徑(m)；Cr為活塞與汽缸壁單邊間隙(m)；ρ為左右腔均壓條件下氣體密度；μ為粘滯系數；lc為密封圈與氣缸壁接觸長度(m)。

定義泄漏模型的主要參數為D，Cr，lc。

2.3主要參數設置

模型參數與物理模型結構參數一一對應，即曲柄半徑(壓氣活塞行程)R=0.012 5 m、搖桿長度L=0.035m、氣缸直徑D=0.028 m、補氣孔直徑d=0.000 8 m、補氣孔位置l=-0.003 8 m、氣室初始長度S0=0.019 5 m、壓氣活塞質量m1=0.113 84 kg；輸入量為曲柄轉速n。模擬大氣環境參數為標準大氣壓強P0=1.013 bar、標準大氣溫度T0=273.15 K、空氣比熱比為k、氣體常數為r；T環境=293.15 K、C=0.72、db=0.028 m、dg=0.0212 m、ω=0.003 6 m、Cr=0.000 015 m、lc=30 m

3樣機測試結果與模擬計算結果對比

圖4　氣錘沖擊試驗平臺 Fig.4 The test platform of electric hammer

將威克士氣錘作為試驗樣機建立實測平臺，見圖4。實測采集氣錘沖擊活塞及壓氣活塞運動信號。

壓氣活塞及沖擊活塞實測運動曲線見圖5、圖7,兩類活塞基于仿真模型計算結果見圖6、圖8。仿真模型中沖擊頻率設為30 Hz，與樣機實測頻率一致。

圖5 壓氣活塞速度實測曲線Fig.5Thekinematicvelocitycurveofpneumaticpiston圖6 壓氣活塞模擬計算曲線Fig.6Thesimulationcurveofpneumaticpiston圖7 沖擊活塞速度實測曲線Fig.7Thekinematicvelocitycurveofimpactpiston

圖8　沖擊活塞模擬計算曲線 Fig.8 The simulation curve of impact piston

圖9　沖擊過程氣缸壓力變化曲線 Fig.9 The simulation curve of cylinder pressure

對比分析樣機實測與數值模擬計算結果可知，沖擊活塞、壓氣活塞的運動曲線在周期與變化趨勢上實測值與模擬值吻合，說明數值計算模擬的沖擊活塞運動規律較準確。壓氣活塞運動曲線與仿真結果吻合度較好，原因在于壓氣活塞由曲柄搖桿剛性連接帶動，其運動特性受干擾較小。沖擊活塞實測值與計算值在打擊點附近存在一定差異。原因為：①沖擊活塞運動主要由氣墊吸附、驅動作用產生,見圖9，而氣墊受時變性影響不確定性較大，模型調整困難。此即通過實驗試制難以準確研究沖擊活塞撞擊性能的原因。②機器沖擊時自身振動明顯，對測試傳感裝置及采集系統有附加影響，造成測試曲線局部抖動。③數值模型中沖擊模塊由彈簧-阻尼系統近似模擬，不能完整還原樣機錘擊響應。實際沖擊過程受沖擊對象屬性、鉆頭約束狀態、軸向力加載方式等諸多非線性因素影響，限制了模擬誤差的進一步減小。

4O型密封圈摩擦力對沖擊性能影響

由AMESim模型可計算活塞交變往復過程中O型密封圈的摩擦力幅值及方向變化，見圖10。其中正值代表活塞工作在沖擊運動階段，負值則代表活塞處于回程狀態。由圖10可知，每個工作周期中沖擊活塞回程時間長、摩擦力變化幅度小，沖程階段時間短、間摩擦力變化幅度大。密封圈摩擦力值的變化除受壓縮率影響外亦受活塞左右兩側壓差及沖擊活塞速度變化影響?；爻屉A段末期由于活塞換向，摩擦力出現由動摩擦力轉為靜摩擦力并反向過程。由于靜摩擦力較動摩擦力稍大，出現摩擦力突變(圖中1處)，之后變為零值，并換向呈正值。在沖擊階段，由于氣腔氣壓劇烈變化(圖9)，使O型圈摩擦力值發生變化，呈不恒定特征(圖中2處)。

圖10　O型密封圈摩擦力曲線 Fig.10 The friction force curve of O ring

考慮回程階段摩擦力較平穩，將其作為單個沖擊周期中沖擊能計算的變化參量。對本文沖擊電錘由計算知，當密封圈摩擦力在0～15 N范圍內變化時，其摩擦力與撞擊能關系曲線見圖11。由圖11知：

圖11　摩擦力對撞擊能影響曲線 Fig.11 The influence curve of friction force on impact energy

(1)安裝密封圈后產生的摩擦力為影響沖擊活塞往復運動特性的主要因數之一，其對沖擊活塞撞擊能的影響呈負比例關系。該影響呈階段性，并不隨摩擦力增加將撞擊能逐漸消耗為零，當摩擦力超過臨界值(約13 N)時，撞擊能曲線出現拐點并急速下降，直至撞擊能輸出為零，即沖錘無法正常完成撞擊。此臨界值與回程中氣墊產生的最大負壓吸附驅動力對應，高于此值沖錘無法工作。

(2)在撞擊能有效輸出前提下，計算獲得摩擦力對撞擊能最大損耗比。以零摩擦力時撞擊能輸出為基準，圖中曲線拐點撞擊能作為有效輸出極值，得最大能耗比為

由于密封圈摩擦力存在會增大撞擊能輸出損耗。設計中需在保證建立交變氣壓條件下盡可能減小沖擊活塞密封圈摩擦力?？赏ㄟ^選擇特性適當的密封材料，優化密封圈溝槽尺寸，適量加入潤滑脂，降低氣缸表面粗糙度等措施減小摩擦力、提高撞擊能。

5補氣孔直徑優化

補氣孔起維持活塞與氣缸間氣體平衡作用，每周期均對泄漏氣體實現補充。補氣孔徑不僅影響氣體補充量，且影響氣墊能量的傳遞效率?？讖竭^小補氣作用不完全，氣墊會因泄漏無法實現能量傳遞作用?？讖竭^大會造成壓縮階段氣墊能量損失。優化補氣孔徑需以提高氣墊能量傳遞效率為目標。通過仿真模型計算補氣孔徑在0～5 mm范圍時對撞擊能量影響曲線，見圖12。由圖12知，在當前機器結構及輸入頻率條件下，補氣孔徑為0.6～1 mm范圍時，撞擊能損耗因氣體泄漏少而小；孔徑為0.6 mm時撞擊能輸出效率最高。

圖12　補氣孔徑對撞擊能影響曲線 Fig.12 The influence curve of complement gas hole diameteron impact energy

圖13　不同補氣孔徑條件下，氣墊氣體質量變化 Fig.13 The change of aircushion’s gas mass with different hole diameter

圖13為不同補氣孔徑下氣缸中氣墊氣體質量變化對比曲線。其中0.4 mm、0.6 mm、4 mm分別代表偏小孔徑、最優孔徑、過大孔徑。分析知，孔徑偏小或偏大均會造成氣墊氣體質量失衡。孔徑偏小會使補氣不

足，導致穩定狀態下氣墊氣體質量偏小，氣墊傳遞效率低；孔徑偏大會使氣墊氣體質量波動大，無法形成有效的能量傳遞。最優孔徑可保證氣墊氣體質量維持在初始質量附近波動。

6結論

氣動系統結構是提高交變氣墊傳動沖擊錘撞擊能輸出效率關鍵部分。本文通過建立交變氣墊沖擊機構仿真模型，實現對交變氣墊傳動沖擊錘鉆特性的快速研究。通過將試驗樣機活塞運動實測數據與仿真結果的對比，驗證仿真模型的可行性。通過數值模型分析，獲得活塞摩擦力、補氣孔徑與撞擊能間影響規律曲線?？蔀楹侠碓O計氣動系統結構參數提供依據。

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