趙宏強(qiáng), 傅斯龍, 周茂賢, 陳　慶

(1. 中南大學(xué) 高性能復(fù)雜制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 湖南 長(zhǎng)沙 410083;2. 山河智能裝備股份有限公司 國(guó)家級(jí)企業(yè)技術(shù)中心, 湖南 長(zhǎng)沙 410100)

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液壓鑿巖機(jī)配流閥零位開(kāi)口設(shè)計(jì)與實(shí)驗(yàn)研究

趙宏強(qiáng)1,2, 傅斯龍1, 周茂賢1, 陳慶1

(1. 中南大學(xué) 高性能復(fù)雜制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 湖南 長(zhǎng)沙 410083;2. 山河智能裝備股份有限公司 國(guó)家級(jí)企業(yè)技術(shù)中心, 湖南 長(zhǎng)沙 410100)

液壓鑿巖機(jī)配流閥零位正開(kāi)口設(shè)計(jì)的定位導(dǎo)向精度要求高,增加了其制造難度,系統(tǒng)內(nèi)泄量大,降低了鑿巖機(jī)的工作效率.針對(duì)此不足,通過(guò)比較分析零位正開(kāi)口與零位負(fù)開(kāi)口的優(yōu)點(diǎn)和不足,提出了一種零位負(fù)開(kāi)口的設(shè)計(jì)方法和零位開(kāi)口壓力增量的計(jì)算方法,從蓄能器的耦合和局部阻力角度建立配流閥零位開(kāi)口的數(shù)學(xué)模型,得出了閥芯開(kāi)口運(yùn)動(dòng)的非線(xiàn)性方程.利用Simulink對(duì)閥芯零位開(kāi)口進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真,分析對(duì)比了不同開(kāi)口形式對(duì)鑿巖機(jī)沖擊性能和系統(tǒng)壓力的影響,并與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,驗(yàn)證了仿真的準(zhǔn)確性.結(jié)果表明:液壓鑿巖機(jī)配流閥零位負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)優(yōu)化了導(dǎo)向方式,降低了制造難度,其工作效率提高了9.2%,單次最大沖擊能提高了12.5%.零位負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)的高可靠性和高效率優(yōu)勢(shì)更符合實(shí)際工況要求.

液壓鑿巖機(jī); 配流閥; 零位負(fù)開(kāi)口; 制造工藝; 蓄能器耦合

液壓鑿巖機(jī)因其效率高、能耗低、安全等優(yōu)勢(shì),逐步應(yīng)用于隧道、礦山、水電工程等鉆鑿工況中[1-2].作為液壓鑿巖機(jī)的重要組成部分,配流閥通過(guò)行程反饋,和活塞形成一個(gè)快速匹配系統(tǒng),而閥芯的開(kāi)口量會(huì)隨著活塞控制邊的運(yùn)動(dòng)發(fā)生很大變化.這種變化很多時(shí)候會(huì)使系統(tǒng)產(chǎn)生很大的壓差,甚至發(fā)生二次沖擊和零位泄漏的現(xiàn)象[3],降低鑿巖機(jī)的工作效率.因此,閥芯開(kāi)口的設(shè)計(jì)與研究對(duì)液壓鑿巖機(jī)的整機(jī)性能有著重要作用.目前,對(duì)閥芯開(kāi)口的研究主要集中在正開(kāi)口和正開(kāi)口量方面[4-8],對(duì)閥芯開(kāi)口形式和配流閥的導(dǎo)向、制造工藝的研究很少,而對(duì)零位負(fù)開(kāi)口情況下閥芯開(kāi)口運(yùn)動(dòng)進(jìn)行非線(xiàn)性建模、動(dòng)力學(xué)仿真的研究則更少.為了研究和改善液壓鑿巖機(jī)配流閥的性能,本文結(jié)合閥芯的制造工藝和定位導(dǎo)向的分析,基于液壓鑿巖機(jī)的配流控制原理和閥芯的運(yùn)動(dòng)規(guī)律,耦合蓄能器,建立了閥芯開(kāi)口運(yùn)動(dòng)的數(shù)學(xué)模型,對(duì)閥芯開(kāi)口進(jìn)行設(shè)計(jì)和運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真研究,最后分析了閥芯開(kāi)口對(duì)液壓鑿巖機(jī)沖擊性能的影響.

1　閥芯零位狀態(tài)定位導(dǎo)向分析

液壓鑿巖機(jī)的配流原理及相關(guān)參數(shù)如圖1所示.閥芯和活塞的運(yùn)動(dòng)匹配是一個(gè)行程位置反饋系統(tǒng),閥芯的運(yùn)動(dòng)實(shí)質(zhì)上可以理解為閥芯開(kāi)口量Z0=Z1-Z2的變化過(guò)程.因此作為配流閥的重要參數(shù)之一,零位開(kāi)口對(duì)鑿巖機(jī)工作效率、后腔壓力峰值和配流閥的制造難度有很大的影響.當(dāng)圖示的Z2=0時(shí),閥芯處于零位狀態(tài),此時(shí),若Z0>0,則閥芯的零位狀態(tài)為正開(kāi)口,在此開(kāi)口狀態(tài)時(shí),閥芯右控制腔、活塞后腔和回油腔有一個(gè)短暫的三腔溝通狀態(tài);若Z0<0,則閥芯的零位狀態(tài)為負(fù)開(kāi)口,在此開(kāi)口狀態(tài)時(shí),活塞后腔和回油腔不會(huì)溝通,因此,活塞后腔因不能直接回油而出現(xiàn)憋壓,壓力上升.相關(guān)研究表明,閥芯的正開(kāi)口設(shè)計(jì)消除了后腔壓力峰值[4].但由上述分析可知,這個(gè)短暫的三腔溝通狀態(tài)不是鑿巖機(jī)的有效工作狀態(tài),所以其在一定程度上降低了液壓鑿巖機(jī)的工作效率.同時(shí),在此開(kāi)口狀態(tài)下,閥芯的定位導(dǎo)向由配流閥的左右端蓋來(lái)實(shí)現(xiàn),但由于閥芯、左右端蓋和閥體的同軸度都存在誤差,這種誤差的累積在很大程度上增加了配流閥的導(dǎo)向精度要求和加工難度.而零位負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)能保證閥芯和閥體時(shí)刻有兩端接觸,這直接實(shí)現(xiàn)了閥芯的導(dǎo)向要求,同時(shí)降低了配流閥的加工難度.同時(shí),由于不存在三腔溝通的狀態(tài),只要控制后腔壓力峰值在系統(tǒng)允許的范圍內(nèi),負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)能提高液壓鑿巖機(jī)的工作效率.

1—釬尾;2—活塞;3—缸體;4—高壓蓄能器;5—配流閥;6—低壓蓄能器.a—活塞前腔;b—活塞回油腔;c—活塞后腔;e—配流閥右控制腔;f—配流閥回油腔;g—配流閥左控制腔.圖1　液壓鑿巖機(jī)配流原理及相關(guān)參數(shù)Fig.1　The distributing principle and related parameters of hydraulic rock drill

2　數(shù)學(xué)模型的建立

為了便于分析,這里認(rèn)為零位狀態(tài)下活塞的后腔壓力峰值等效為后腔的壓力和壓力增量之和.所以,本文從閥芯運(yùn)動(dòng)出發(fā),耦合蓄能器,建立壓差模型,計(jì)算后腔壓力;基于油液壓縮,分析閥芯零位狀態(tài),計(jì)算壓力增量,從而建立閥芯運(yùn)動(dòng)開(kāi)口狀態(tài)的數(shù)學(xué)模型.

2.1閥芯的零位狀態(tài)后腔壓力分析

當(dāng)回程反饋油道打開(kāi)時(shí),如圖2(a)所示,閥芯開(kāi)始右移,當(dāng)閥芯位移yv逐漸趨于Z2,即閥芯處于零位狀態(tài)時(shí),活塞后腔與閥體右控制腔開(kāi)始溝通,閥芯開(kāi)始回程減速,此時(shí)供給液壓鑿巖機(jī)的壓力油,只有一部分用于閥芯的換向和活塞的回程,其余進(jìn)入高壓蓄能器蓄能,此外,后腔的回油也進(jìn)入蓄能器,所以,進(jìn)入蓄能器的油液體積Vh1為

(1)

式中:Q為系統(tǒng)供給的流量;up，uv為活塞、閥芯的速度;A1，A2，A3為活塞后、前腔的通流面積和閥芯左控制臺(tái)階面面積.

圖2　零位狀態(tài)下閥芯運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)化模型Fig.2　Simplified model of the core at zero position

由氣體狀態(tài)方程,可得此狀態(tài)下的蓄能器工作壓力Ph1為

(2)

式中:Pah為高壓蓄能器預(yù)充壓力;Vah為高壓蓄能器預(yù)充體積;λ為氣體絕熱狀態(tài)參數(shù).

此時(shí),閥芯的右控制腔直接和高壓蓄能器、活塞后腔連通,后腔進(jìn)油通道逐步打開(kāi).因此,考慮局部阻力損失,建立蓄能器和活塞后腔的壓差模型[9],可得此狀態(tài)下活塞后腔的壓力P1為

(3)

式中:ξ6為局部阻力系數(shù);ρ為壓力油的密度;A7為閥芯回油腔連接活塞后腔的閥口面積.

當(dāng)活塞反向沖程運(yùn)動(dòng)打開(kāi)沖程反饋油道后,如圖2(b),閥芯左控制腔與活塞回油腔連通,在壓力差的作用下,閥芯開(kāi)始沖程換向,和上述不同的是,有小部分回油將用來(lái)控制閥芯的運(yùn)動(dòng),沖程運(yùn)動(dòng)所需的壓力油遠(yuǎn)大于系統(tǒng)所供給的壓力油,所以,蓄能器所排出油液體積Vh2為

(4)

同理,可得此狀態(tài)下蓄能器的工作壓力Ph2為

(5)

在此狀態(tài)中,后腔進(jìn)油通道逐步關(guān)閉,閥口開(kāi)口隨之減小,所以,可得到此狀態(tài)下活塞后腔的壓力P2為

(6)

2.2閥芯零位狀態(tài)壓力增量的計(jì)算

由于系統(tǒng)的局部阻力損失在上述分析過(guò)程進(jìn)行了計(jì)算,這里可不考慮,所以在零位時(shí),閥芯的速度uv0為

(7)

式中:Pq為系統(tǒng)壓力油的壓力,考慮到換向時(shí)間非常短,這里視為恒力;mv為閥芯的質(zhì)量;A4，A5為閥芯各臺(tái)階面的面積;Pk為系統(tǒng)回油壓力;Fsv，F(xiàn)lv為閥芯在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中受到的黏性摩擦阻力、液壓卡緊力.

由于閥芯速度uv0與閥芯負(fù)開(kāi)口量Z0的比值很大,這里認(rèn)為閥芯在此狀態(tài)下,閥芯以速度uv0作勻速運(yùn)動(dòng),則閥芯在零位開(kāi)口狀態(tài)下的時(shí)間tv0為

(8)

同理,活塞在時(shí)間tv0內(nèi)的運(yùn)動(dòng)也可作勻速運(yùn)動(dòng)處理,則活塞的速度up0為

(9)

式中:P1，P2為活塞后、前腔壓力,由于零位時(shí)間非常短,這里視為恒力;mp為活塞的質(zhì)量;Fs，F(xiàn)l，F(xiàn)f為活塞所受到的黏性摩擦阻力、液壓卡緊力和斯特封的密封阻力.

所以基于油液的可壓縮性,在該狀態(tài)下,活塞后腔的液壓油壓縮量ΔV為

(10)

式中:d，d1為活塞各臺(tái)階面的外徑;Ql1，Ql2為活塞后腔內(nèi)外各圓柱面的泄漏量.

根據(jù)偏心環(huán)形縫隙的流量計(jì)算公式，可知活塞后腔內(nèi)外圓柱面的泄漏量Ql為

(11)

式中:ε為內(nèi)外圓柱面的偏心量;di為密封內(nèi)外圓柱面的直徑;hi為內(nèi)外圓柱面的配合間隙;μ為液壓油的動(dòng)力黏度系數(shù);u0為內(nèi)外圓柱面的相對(duì)速度;li為內(nèi)外圓柱面配合長(zhǎng)度;ΔPi為內(nèi)外圓柱面的壓差.

式(11)中,當(dāng)相對(duì)運(yùn)動(dòng)方向與壓差方向相同時(shí),“±”取“+”,反之取“-”,所以結(jié)合活塞運(yùn)動(dòng)狀態(tài),如圖1所示,可得到活塞后腔內(nèi)外圓柱面的泄漏量Ql1，Ql2為：

(12)

(13)

因此,根據(jù)油液的壓縮方程,可得零位狀態(tài)下后腔的壓力增量ΔP為

(14)

式中:K為液壓油體積彈性模量;V0為零位狀態(tài)下活塞后腔的油液體積.

(15)

式中[Pmax]為液壓鑿巖機(jī)的最大允許壓力.

3　閥芯開(kāi)口狀態(tài)仿真模型建立

前面通過(guò)對(duì)閥芯零位狀態(tài)下的運(yùn)動(dòng)和蓄能器充排油分析,并結(jié)合氣體狀態(tài)方程和蓄能器耦合,得到后腔壓力P1的方程,共計(jì)6個(gè)方程,這6個(gè)方程一起構(gòu)成了一組非線(xiàn)性代數(shù)方程組,用來(lái)描述零位狀態(tài)下閥芯的運(yùn)動(dòng)學(xué)特征和后腔的壓力變化;通過(guò)對(duì)閥芯零位狀態(tài)的分析，獲得6個(gè)描述系統(tǒng)在零位狀態(tài)下壓力增量ΔP的計(jì)算方程,并通過(guò)代入和積分變換,得到后腔的壓力增量ΔP計(jì)算方程式(14).仿真模型分為2個(gè)模塊,模塊1用于求解P1,模塊2用于求解ΔP.考慮到使用Simulink建立動(dòng)態(tài)仿真后,每個(gè)狀態(tài)進(jìn)行切換時(shí),都需要對(duì)活塞位移yp進(jìn)行1次求解和判斷,所以,為了實(shí)現(xiàn)模型的參數(shù)化仿真,利用MATLAB強(qiáng)大的數(shù)值計(jì)算功能,編寫(xiě)MATLAB函數(shù)實(shí)現(xiàn)yp的求解和判定[10].在Simulink平臺(tái)建立的基于MATLAB函數(shù)的液壓鑿巖機(jī)動(dòng)力學(xué)仿真模型如圖3所示.

通過(guò)以上仿真模型,可以對(duì)配流閥閥芯開(kāi)口狀態(tài)進(jìn)行分析,特別是不同開(kāi)口形式對(duì)液壓鑿巖機(jī)的整機(jī)特性的研究.由于液壓鑿巖機(jī)常處在高頻、強(qiáng)沖的工況,流量和壓力的變化是其顯著的特點(diǎn),所以將主要對(duì)系統(tǒng)壓力和單次最大沖擊能等特性進(jìn)行研究,并分析開(kāi)口形式對(duì)其的影響.

4　仿真實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

以山河智能機(jī)械股份有限公司研制的某型液壓鑿巖機(jī)為研究對(duì)象,主要的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)定如表1所示.

表1　模型的主要參數(shù)

為了增強(qiáng)正開(kāi)口和負(fù)開(kāi)口兩種形式下液壓鑿巖機(jī)沖擊性能和運(yùn)動(dòng)匹配的可比性,保證運(yùn)動(dòng)參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)不變,對(duì)MATLAB函數(shù)和Simulink仿真模型的輸入進(jìn)行相應(yīng)修改,即可得到開(kāi)口量Z0分別為0.2 mm和-0.2 mm時(shí)2種形式下的仿真模型.同時(shí),采用仿真結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果進(jìn)行比對(duì)的方式來(lái)驗(yàn)證模型的可靠性.

4.1開(kāi)口設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)方案

沖擊能和系統(tǒng)壓力是評(píng)定液壓鑿巖機(jī)性能的重要指標(biāo),所以同仿真一樣,實(shí)測(cè)對(duì)象包括不同開(kāi)口形式下的液壓鑿巖機(jī)后腔壓力和沖擊能,實(shí)驗(yàn)測(cè)試方案和現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)如圖4所示.方案中,以鉆機(jī)為平臺(tái),系統(tǒng)供給流量由調(diào)速閥控制,主要包括2個(gè)測(cè)試模塊,分別是以5060測(cè)試儀為主的流量壓力測(cè)量模塊和以多普勒激光測(cè)試儀為主的活塞速度測(cè)量模塊,沖擊能是通過(guò)活塞速度換算得到的.2個(gè)模塊共用PC機(jī)的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng).其中在測(cè)試活塞速度時(shí),后缸體尾部開(kāi)孔并貼有防油聚光的膜片,以保證測(cè)試的準(zhǔn)確性.

圖4　測(cè)試方案和現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)Fig.4　Experimental scheme and field experiment

4.2開(kāi)口設(shè)計(jì)對(duì)后腔壓力的影響

液壓鑿巖機(jī)工作的主要特點(diǎn)是流量和壓力的變化.在行程位置反饋中,閥芯的開(kāi)口量會(huì)隨著活塞控制邊的運(yùn)動(dòng)發(fā)生很大變化[4].這種變化很多時(shí)候會(huì)使系統(tǒng)產(chǎn)生很大的壓差.所以,保證輸入流量不變,進(jìn)行仿真,可得不同開(kāi)口形式下后腔的壓力曲線(xiàn)，并與實(shí)測(cè)曲線(xiàn)進(jìn)行比較,如圖5所示.

由圖5(a)仿真曲線(xiàn)可知,在正開(kāi)口情況下,后腔的壓力峰值約為12.6 MPa,而在負(fù)開(kāi)口情況下,后腔的壓力峰值約為16.4 MPa.這是因?yàn)樵诹阄回?fù)開(kāi)口狀態(tài)時(shí),活塞后腔因不能回油而憋壓,因此，后腔的壓力會(huì)有一個(gè)增量,但這個(gè)峰值壓力是在系統(tǒng)的最大允許范圍內(nèi).而對(duì)比圖5(b),可以發(fā)現(xiàn)正開(kāi)口設(shè)計(jì)的后腔壓力峰值約為13.2 MPa,負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)的后腔峰值壓力可以達(dá)到17.1 MPa.但曲線(xiàn)的整體變化情況是一樣的,峰值壓力誤差約為4.7%,這是因?yàn)樵趯?shí)際工況中,存在配流閥和膠管的蓄能效應(yīng)[7],故該模型是合理的.這表明了配流閥負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)的可行性.同時(shí),由于缸體后腔憋壓時(shí)間較短,出現(xiàn)峰值壓力的狀態(tài)是一個(gè)很短暫的過(guò)程,也就是說(shuō)只要采取合適的負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì),后腔的壓力峰值是可以控制在系統(tǒng)的最大壓力允許范圍內(nèi)的.

圖5　不同開(kāi)口形式下后腔壓力的仿真曲線(xiàn)和實(shí)測(cè)曲線(xiàn)Fig.5　Simulating and measured curve of pressure in back cavity under different opening types

4.3開(kāi)口設(shè)計(jì)對(duì)沖擊性能的影響

由上述分析可知,采用負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)的配流閥會(huì)有一個(gè)很大的壓力峰值,這主要是負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)避免了正開(kāi)口的三腔溝通狀態(tài),這樣,系統(tǒng)的內(nèi)泄量將減小,而這在一定程度上將會(huì)影響液壓鑿巖機(jī)的沖擊性能.所以,保證輸入流量不變,進(jìn)行仿真,可得不同開(kāi)口形式下系統(tǒng)沖擊能曲線(xiàn),并與實(shí)測(cè)曲線(xiàn)進(jìn)行比較,如圖6所示.

圖6　不同開(kāi)口形式下液壓鑿巖機(jī)沖擊能的仿真曲線(xiàn)和實(shí)測(cè)曲線(xiàn)Fig.6　Simulating and measured curve of impact-energy of hydraulic rock drill under different opening types

由圖6(a)仿真曲線(xiàn)可知,當(dāng)配流閥采用零位負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)時(shí),活塞的沖擊末速度約為9.12 m/s,單次沖擊最大沖擊能可達(dá)到225 J,而在同等輸入的情況下,采用正開(kāi)口設(shè)計(jì),活塞的沖擊末速度約為8.2 m/s,沖擊能約為200 J.同時(shí),在頻率上,采用負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)可達(dá)到33.85 Hz,而采用正開(kāi)口設(shè)計(jì),其頻率約為31 Hz.而對(duì)比實(shí)測(cè)曲線(xiàn)圖6(b),可以看出負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)的液壓鑿巖機(jī)單次最大沖擊能約為218 J,正開(kāi)口情況下,沖擊能也略有下降,同時(shí)頻率也有一定程度的減小,這是因?yàn)榉抡孢^(guò)程中忽略了油液泄漏和沖擊應(yīng)力波在鑿巖機(jī)機(jī)體上的耗散等因素,但誤差僅為3.2%,是在可以允許的范圍內(nèi).這表明了在同等情況下,采用負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)的液壓鑿巖機(jī)的單次沖擊最大沖擊能約提高12.5%,工作效率約提高9.2%.

5　結(jié)　論

通過(guò)對(duì)配流閥定位導(dǎo)向和配流控制原理的分析,提出了零位負(fù)開(kāi)口的設(shè)計(jì)方法,建立了閥芯開(kāi)口運(yùn)動(dòng)的非線(xiàn)性方程和后腔峰值壓力的計(jì)算方法,快速準(zhǔn)確地計(jì)算了后腔峰值壓力.仿真和實(shí)驗(yàn)分別研究了在不同開(kāi)口形式下,液壓鑿巖機(jī)的后腔峰值壓力和沖擊能的特性變化.仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果為液壓鑿巖機(jī)配流閥的設(shè)計(jì)提供理論依據(jù).研究表明:

1)零位負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)的配流閥比零位正開(kāi)口設(shè)計(jì)的配流閥的加工難度低,工藝性能要好.

2)由于閥芯的換向速度較快,且負(fù)開(kāi)口量一般較小,缸體后腔憋壓時(shí)間較短,只要進(jìn)行合理的開(kāi)口設(shè)計(jì),便可將后腔的壓力峰值控制在系統(tǒng)允許的范圍之內(nèi).

3)在同等情況下,相比正開(kāi)口設(shè)計(jì),負(fù)開(kāi)口設(shè)計(jì)的液壓鑿巖機(jī)的單次沖擊最大沖擊能約提高12.5%,工作效率約提高9.2%.

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Design and experiment on the opening at zero positionof distribute valve of hydraulic rock drill

ZHAO Hong-qiang1,2, FU Si-long1, ZHOU Mao-xian1, CHEN Qing1

(1. State Key Laboratory of High Performance Complex Manufacturing, Central South University, Changsha 410083, China;2. National Enterprise R & D Center, Sunward Intelligence Equipment Co.,Ltd., Changsha 410100, China)

With the high accuracy requirement of the guide-localization of the distribute valve,the manufacture of the valve is more difficult when the design of positive opening at the zero position is used in the hydraulic rock drill,and the leakage of the drill is larger,which reduces the working efficiency of the hydraulic rock drill.So a design approach to the negative opening at the zero position and a computing method for the pressure increment of it were put forward to solve this problem on the basis of an analysis and comparison of advantages and disadvantages of the positive opening and negative opening at the zero position respectively.The mathematical model of the valve whose opening was at zero position was therefore established based on the coupling of the accumulator and local resistance.Through the mathematical model,the non-linear equation of the opening motion of the core was obtained.The kinematics of the opening motion at zero position of the valve was simulated in Simulink to analyze and compare the influence of different opening types on the impact property and the pressure of the drill. Compared with the experiment result,the simulation result was verified.The results showed that the design of the negative opening at the zero position of the distribute valve of the hydraulic rock drill optimized the way of guide-localization and reduced the manufacturing difficulties,in addition,the working efficiency of the hydraulic rock drill was increased by 9.2% and the impact energy at a time was increased by 12.5%.Considering the high reliability and efficiency,the design of the negative opening at the zero position is finally selected to be used in the actual working conditions．

hydraulic rock drill; distribute valve; negative opening at zero position; manufacturing process; coupling of the accumulator

2015-09-09.

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51375499).

趙宏強(qiáng)(1969—),男,湖南邵陽(yáng)人,副研究員,博士后,從事液壓傳動(dòng)與控制、工程機(jī)械機(jī)電液一體化技術(shù)等研究,E-mail:zhaohq9922@sina.com.http://orcid.org//0000-0002-0420-7880

10.3785/j.issn. 1006-754X.2016.03.015

TD 422; TH 122

A

1006-754X(2016)03-0288-07

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