潜孔钻气动冲击器设计

I摘 要本毕业设计来源于实际生产需求，主要任务是设计在露天、粉尘、潮湿、空气质量不好的比较恶劣的环境中工作的潜孔钻用冲击器。潜孔冲击器由于其钻进效率高, 钻头寿命长, 钻进所需推进力小, 转速低以及钻孔不易偏斜等优点, 在钻孔作业中有较大的优势, 故在矿床勘探、水文地质和凿岩工程等许多领域中, 对潜孔冲击器的需求量越来越大。本文在详述国内外研究潜孔钻用冲击器现状的基础上，从参数优化, 计算机设计, 关键件设计与制造等方面对潜孔冲击器整体结构设计进行了阐述。重点是对冲击器活塞运动受力分析及结构设计。本文所设计的潜孔钻用冲击器是一种潜入孔中的以压气为动力，通过配气装置控制活塞作往复运动，并冲击钻头将能量传递至钻头而破碎岩石的机具。与这同时，冲击器还在钻机旋转装置及推进装置共同作用下，实现旋转与推进动作。于是，岩体由表及里的受到破坏，并形成具有一定孔径的爆破孔。关键词：潜孔冲击器 ; 活塞 ; 工作原理 ; 参数设计IIABSTRACTThe design graduate from actual production demand, the main task is to design in the open air, dust, humidity, poor air quality in an environment relatively poor work of the down-the-hole drilling with impactor. Down-hole drilling because of its impact with high efficiency, long life bits, for promoting the drilling of small, low-speed drilling and not skewed the advantages of the drilling operations have greater advantages, deposit it in the exploration, Hydro-geological and drilling works, and many other areas, the potential impact of Holes demand is increasing.This paper in detail at home and abroad to study potential impact of drilling holes for the status quo on the basis of the parameters optimization, computer design, the key pieces of design and manufacturing, and other aspects of the down-the-hole for the overall impact of structural design was described. Focus is on impact with the Pistons Movement Analysis, listing differential equation.In this paper, designed by the down-the-hole is the impact of drilling with a hole into the air as a driving force to pressure by the Pistons with gas control device for reciprocating movement and energy transfer will impact drill bits and broken rock to the machines. And the same time, the impact is also promoting the rig rotary devices and devices working together, and promote the realization of spin moves. Thus, the rock Youbiaojili destruction and formation of a certain diameter of the blast hole. Keywords: Down-hole impactor ; Pistons ; Principle ; Design parametersIII目 录摘要ABSTRACT1 绪论11.1 国内外潜孔钻用冲击器的研究现状11.1.1 国内外潜孔钻用冲击器的研究发展概述11.1.2 潜孔冲击器配气方式的主要研究现状51.2 国内外潜孔钻用冲击器的发展趋势71.3 本课题的研究目的及意义82 潜孔钻用冲击器的总体方案设计92.1 潜孔冲击器工作原理92.2 潜孔冲击器原始性能数据选取122.2.1 单次冲击功的选取122.2.2 冲击器冲击频率的选取142.2.3 活塞冲击速度的选取172.2.4 空气耗用量的计算172.2.5 冲击功率的确定计算192.3 冲击器配气机构设计192.3.1 配气面积的设计计算212.3.2 配气长度的设计计算222.4 冲击器基本结构参数设计242.5 冲击器活塞运动规律的分析及其结构设计252.5.1 冲击器活塞运动分析25IV2.5.2 冲击器活塞结构和主要性能参数设计312.6 冲击器主要零件选材和工艺要求34参考文献致谢附录11 绪 论潜孔钻机主要用于露天矿山开采，建筑基础开挖,水利、电站、建材、交通及国防建设等多种工程中的凿岩钻孔。与常见的凿岩机相比，具有钻孔深、钻孔直径大、钻孔效率高、适应范围广等特点，是当前通用的大型凿岩钻孔设备。而一部潜孔钻机的钻孔效率在很大程度上取决于冲击器的性能。所以潜孔钻用冲击器的需求量越来越大，冲击器的发展也引起更多人的关注。在条件相同时，无阀配气的冲击功要比有阀配气低，特别是我国矿山风压一般不高，而活塞直径又受孔径限制，所以为了增加冲击功，设计选择有阀配气方式，结构上采用加工简单、使用可靠性高的板状阀片1.1 国内外潜孔钻用冲击器的研究现状1.1.1 国内外潜孔钻用冲击器的研究发展概述六十年代后期，我国露天矿山迅速推广了新型高效率的潜孔钻机穿凿爆破深孔，最早是由宣化风动机械厂（现宣化采掘机械厂）生产的仿苏的C 型侧排气冲击器和钎焊硬质合金片的钻头，这种冲击器和钻头由于结构原因穿孔速度低、使用寿命短，在中硬和硬岩中冲击器的寿命一般为500800 米，钻头寿命为 1050 米，穿孔成本很高，这不仅影响新型穿孔设备的推广，也使穿孔作业成为矿山生产的薄弱环节。1972 年初冶金工业部组成了潜孔钻具攻关组，并列为国家重点科目项目，参加攻关单位有长沙矿山研究院、中科院冶金所、以及一些试验矿山等。各单位科技人员发挥了各自的特长，从结构设计、材料选择、硬质合金研究、加工和热处理等方面作了大量工作。新型冲击器和钻头定名为 J 型。首先研制成功了用于大型露天矿山，可钻孔径 200220 毫米的 J-200 型冲击器和钻头，随后又研制了 J-170、J-150、J-100、J-80 冲击器和钻头，实现了潜孔钻2具系列化。80 年代初期研制的 QCZ 型系列冲击器。有 QCZ90、QCZ150、QCZ170，特点是：中心排气，克服了侧排气的许多缺点，在结构上有了一个飞跃，但凿孔效率不是太理想。1987 年，宣化采掘机械厂与美国英格索兰公司合资后，试制了中心排气的第二代 CIR 系列冲击器，同时引进了美国英格索兰公司的 DHD、DH 系列冲击器。1993 年，根据近代冲击器凿岩理论和实践，吸收国外的先进技术和经验，结合我国矿山的条件，开发了中心排气第三代的 CIR150A、CIR170A、CIR65 和 CIR80 型冲击器。现在实际生产中广泛使用的一系列冲击器的主要结构特点如下：（1） 单次冲击能大，有利于提高凿岩效率。（2） 活塞采用细长异径带中心孔单活塞结构形式，活塞冲击钎头时产生的应力波的峰值较低，而有效应力的作用时间较长，有利于提高岩石破碎效率和延长钎具的使用寿命。（3） 中心排气，废气经活塞和钻头中心孔排向孔底，排渣效果好，减少岩石重复破碎，提高凿孔效率和钎头寿命。（4） 采用压差式配气结构，结构简单，易于制造，阀轻，行程合适，动作灵活，气道拐弯少，断面大，密封性好，压力损失小。（5） 冲击器和钎头采用花键连接，结构简单，拆卸方便，传递扭矩大，稳固可靠，钎头不易脱落。（6） 设有防水逆止阀，当冲击器突然停止供气时，冲击器周围的气水混合物不会从冲击器的排气孔道涌进。（7） 冲击器提离孔底时，能自动停止活塞冲击，以便强吹孔底的岩渣，又防止空打产生，避免造成对冲击器和钻机回转机构的破坏。J 系列第二代冲击器（B 型）的设计，是以进一步提高穿孔速度为主要目标，作法是改进配气结构，利用高压气辅助推动阀片换向，降低活塞3工作行程时的背压，提高了冲击功，同时适当增加了活塞长度、直径和结构行程，这样，冲击器的单次冲击功又增加 50%左右。由于增加了活塞长度和重量，提高了活塞钻头的能量传递效率和钻头岩石的凿入效率。虽然由于活塞加重和行程加长，冲击频率有所下降，但实际穿孔速度提高 30%40%。表 1.1 J 型和 C 型钻具寿命比较仿苏 C 型潜孔钻头都是钎焊硬质合金片的结构，小直径潜孔钻头一般采用三翼带超前刃，而大直径钻头采用四翼或四翼带超前刃，钎尾呈圆柱状（侧边铣出一个平面） ，靠一个扁圆键与冲击器的卡钎套联结，用以传递扭矩和防止钻头掉落。由于钻头直径大不易焊接，硬质合金片易脱落或4早期碎裂；钎尾与圆键接触的平面常因过快磨损而使钻头无法使用，因此钻头使用寿命很短。如表 1.1 所示，而 J 型潜孔钻头作了较彻底的改变：（1） 采用头部呈球形或弹形的硬质合金柱齿代替传统的硬质合金片。（2） 采用过盈冷压固齿代替传统的钎焊。（3） 钻头的柄部和冲击器卡钎套之间采用花键和圆键混合联结，花键用以传递扭矩，圆键防止钻头坠落，防坠键使用寿命长，钻头更换方便，工作可靠。J 系列潜孔钻具第二代产品的主要工作指标已达到或接近国外同类产品的水平，例如冲击器、钻头的使用寿命已大大超过苏联。美国的潜孔钻具代表世界先进水平，冲击器寿命一般在 7501000 小时之间，在中硬至硬岩中，钻头寿命为 150750 米。J 系列第二代产品的鉴定和试验数据已接近或达到这一水平。J 系列潜孔冲击器是根据我国矿山风压较低的条件（56）而设计的，在这种条件下，冲击器具有较高的穿孔速度。2公 斤 厘 米美国主要生产潜孔钻具的米申公司于 1985 年试探性的购买了 J 系列潜孔钻具，根据他们在巴西某工地所作的对比试验，J 型潜孔冲击器的穿孔速度明显高于美方冲击器。表 1.2 苏联和我国潜孔钻具寿命比较5表 1.3 J 型和米申公司冲击器穿孔速度比较1.1.2 潜孔冲击器配气方式的主要研究现状目前国内外的风动冲击工具有两种配气方式：有阀和无阀。由于配气结构特点所决定，在条件相同时，无阀配气的冲击功要比有阀配气低，特别是我国矿山风压一般不高，而活塞直径又受孔径限制，为了增加冲击功，设计选择有阀配气方式，结构上采用加工简单、使用可靠性高的板状阀片。分析国内外潜孔冲击器的现状，我们还应看到无阀型潜孔冲击器的制造比重越来越大。无阀型冲击器结构简单可靠、取消了阀片、整机使用寿命大幅度的提升，且易于在不同的工作气压（低至 7 ，高可达2千 克 厘 米24.5 ）下运转。因而国外的高气压潜孔钻用冲击器多为无阀2千 克 厘 米型。6下面分析比较国内外几种类型冲击器的主要配气结构。如图 1.1。（1） 活塞自配气的无阀冲击器 这种冲击器主要借活塞自身的气道进行配气。因而活塞结构复杂，活塞体上布置了很多气道，削弱了活塞强度，降低了活塞使用寿命。但是，这种冲击器具有内、外缸合为一的缸体结构，可使活塞的有效工作面积加大，相应提高了冲击器的冲击能量。（2） 活塞和气缸联合配气的无阀冲击器 这种冲击器结构简单、加工方便、活塞寿命较长。因而国外广泛采用这种结构形式。（3） 中心管配气的无阀型冲击器 这种冲击器上下室的进气道都布置在一个圆管上，活塞在此管中滑动。除了要求制作精度高外，中心管寿命还较低。（4） 中心排气冲击器 这种结构形式的内缸以环形槽取代了旁侧冲击器内缸为数甚多的纵向凹槽结构，大大的减少了内缸应力集中状况，是近年来广泛采用的一种结构形式。（5） 旁侧排气冲击器 所谓旁侧排气是指排粉气路由缸体而不是由钎头中心通至孔底的。国产 C-150 型冲击器即属此类型。（6） 串联活塞冲击器 串联活塞冲击器又称双活塞（头）冲击器。该冲击器是用隔离环将气缸分成前后两个室，在同一缸径情况下，同时有7两个活塞面在工作，相应有较大的冲击功及冲击频率。与此相应的还有双重排气系统，有效的排除孔底岩石粉末。其主要弊病是结构复杂、机件需有较高的加工精度，例如活塞与其相关的零件有多达五个相配合的表面，使之应用与推广受到了限制。a b c d e f g图 1.1 各种配气方式冲击器示意图1.2 国内外潜孔钻用冲击器的发展趋势现代潜孔钻用冲击器，从使用观点出发，它更显现出以下发展趋势：（1） 良好的使用适应性，即在高低不同的压气压力下均能正常运转；（2） 有较高的凿孔速度和作业效率；（3） 在各种复杂的岩层（包括含水岩层）均能正常运转作业；（4） 结构简单，便于制造、使用及维修；（5） 较高的机件使用寿命；8（6） 冲击器上的连接件要有一定的互换性。当今国内外都在努力对冲击器进行优化设计，冲击器的冲击系统的能量传递效率随岩石硬度而变化，大量试验证明了这一点。对于软岩，效率随岩石硬度的变化是缓慢的，但对于硬岩，它的变化却非常快。硬岩的抗张应力和抗循环应力低，有利于冲击载荷破碎岩石，通过合理选择结构，得到较高的冲击能量传递效率来对付硬岩。潜孔冲击器的最优化设计必须满足最优活塞和钎头重量，以及岩石特性之间的数量关系，找出它们之间的相互关系，就达到了优化的目的。为了使冲击器达到最优化效果，达到较高的穿孔效率和较长的寿命，冲击器在设计上可采取以下措施：加大活塞行程；增加活塞重量；采用棒槌形细长活塞；中心排气，内缸呈光滑筒形；采用板阀配气。新型潜孔钻冲击器要达到更好的使用效果在发展趋势上还应具备以下结构特点：（1） 可以根据岩石比重不同和管路风压大小，改变配气杆中心的节流孔直径来调节耗风量和风压。（2） 考虑了风水混合的湿式凿岩和钻孔涌水情况下作业，根据用户需要可增加析水和防水密封装置。（3） 采用整体钻头。结构强度高，寿命长，能量传递好。（4） 钻头的装卸，采用弹簧挡销结构，使用方便，工作可靠。1.3 本课题的研究目的及意义本毕业设计来源于实际生产需求，主要任务是设计在露天、粉尘、潮湿、空气质量不好的比较恶劣的环境中工作的潜孔钻用冲击器。潜孔钻机的工作效果，很大程度上取决于钻具的结构是否合理，良好的钻具设计应达到两个目标：较高的效率和较长的使用寿命。而本设计根据近代凿岩理9论和吸取国内外经验，确立了各种参数，选取了较好的冲击器和钻头结构，采用长而重的活塞代替仿苏的短粗活塞。由于配气结构特点所决定，在条件相同时，无阀配气的冲击功要比有阀配气低，特别是我国矿山风压一般不高，而活塞直径又受孔径限制，所以为了增加冲击功，设计选择有阀配气方式，结构上采用加工简单、使用可靠的板状阀片。2 潜孔钻用冲击器的总体方案设计冲击器是潜孔钻机的主要工作机构，它的性能直接影响钻机的生产率。风动工具的使用已有一百多年的历史，但到目前为止，还缺少关于活塞运行的完善计算方法。由于对冲程、回程运动，以及换向过程难以观察了解，只能依靠想象来估计活塞的运动状态。近年来，由于现代测试技术的应用，获得了活塞位移和气缸内风压变化的相对数据，对于分析活塞运动规律提供了科学依据。在这次设计中为了简化运行条件，特作两点假设：（1）活塞运行时的摩擦阻力可忽略不计；（2）缸内空气的压缩和扩散，都按等温过程进行。2.1 潜孔冲击器工作原理目前，潜孔冲击器的结构型式分为无阀和有阀两大类。无阀型结构简单，寿命较长。但由于要利用气体膨胀做功，因而在高气压下工作时的效率较高。国外冲击器的工作压力一般为 7176 ，有的甚至2千 克 厘 米高达 24.5 ，而目前国内各种气动凿岩机和气动工具均采用 52千 克 厘 米的低工作压力。有阀型冲击器如能在配气、排气方式、活塞2千 克 厘 米和阀的结构方面设计合理，仍然能达到较高的工作效率。通过对国内外冲10击器结构的分析比较，本冲击器采用了中心杆配气，片状阀压差变位，中心排气的结构形式。图 2.1 冲击器工作示意图如图 2.1 所示，潜孔冲击器开始工作时，压缩空气由后接头经逆止阀进入缸体内，后分两路：一路是强吹风气路，经阀盖、导向管、配气座、活塞中心孔，以及钎头的中心孔进入孔底，直接吹扫孔底岩碴；另一路是完成工作配气气路，返回行程开始，阀片和活塞均处于图示位置，压缩空气，经阀片上面进入阀盖的孔道然后进入内缸间的环形槽，到活塞的前腔，推动活塞上举，当活塞后端面与配气座的配气杆开始配合时，后腔的排气孔道被关闭，后室处于密封压缩状态，阀片前端受到逐渐升高的背压作用。阀片迅速移向阀盖一端，关闭了前室的进气气路，准备作冲击行程，配气完成了活塞返程过程。冲程开始时，活塞和阀片均处于极上端位置，压气经阀盖和阀片下端进入阀座和气缸的后腔，推动活塞向下运动，此时活塞以很高的速度冲击11钎尾，导向套的槽被关闭，前腔压力开始上升，活塞的后端离开配气座的配气杆，于是，后腔的压力降低工作行程完成。活塞在冲击钎尾的瞬间，阀片由于其前后的压力差作用换向，然后活塞重复返回行程动作，完成一个工作循环。详细工作过程：图 2.2 中活塞 12 处于冲程末了回程即将开始的位置。阀片 10 位于左面位置。从压气管路来的高压气体经阀右侧，阀盖 4 内的气路，气缸的外环形气道和回程进气孔进入缸体前气室，推动活塞向后作回程运动。这时缸体后气室与活塞中心排气孔相通。当活塞回程到一定位置时，配气座 8 上的配气杆进入活塞中心排气孔，使缸体后气室处于封闭状态。随着活塞不断地惯性后退，缸体后气室的气体被压缩而压力逐渐增高，阻止活塞后退。当压力增高到一值时，推动阀片 10 克服右侧的压力而移到右面的位置，使气流换向。这时，压气经阀左侧和阀座 11（与配气杆合为一体）中的冲程进气孔直接进入缸体后气室推动活塞向前作冲程运动。此时前气室已早与前部的排气道相通。当活塞冲程到一定位置时，活塞中心图 2.2 冲击器示意图1、后接头 2、止逆塞 3、蝶形簧 4、阀盖 5、钢垫圈 6、胶垫圈 7、密封圈 128、配气座 9、节流块 10、阀片 11、阀座 12、活塞 13、外缸 14、内缸15、导向套 16、密封圈 17、逆止阀 18、圆键 19、垫圈 20、钎头排气孔与配气杆离开，后气室与中心排气孔相通而突然降压，阀在右侧常压力作用下又移到左面位置，切断后气室的进气通路。这时活塞继续作惯性运动，并在密闭的前气室压力升高之前，以较高的冲击速度打击钎头，然后在前气室压力的作用下又开始下一循环的回程运动。如此不断反复，即形成活塞的连续冲击运动。在冲击器工作过程中，除了利用中心排气排粉外，还应始终有一般压气吹到凿岩面上，以提高冲击器的排粉能力，因而在配气杆中开有一中空孔道。2.2 潜孔冲击器原始性能数据选取冲击器性能参数或冲击器凿孔参数，主要有冲击功、冲击频率、冲击能量以及压缩空气耗用量（简称耗气量） 。它们表征一台潜孔冲击器具有的做功本领。以往在设计冲击器是，最关心的是单次冲击功和冲击频率两个指标，而在确定单次冲击功时，又常常过分担心合金片的强度；在结构上则尽量使冲击器短而轻巧，以利于加工和使用，所以采取短而轻巧的活塞和较小的活塞行程。按一般公式计算这种冲击器，虽然单次冲击功较低，但是冲击频率提高了，冲击功率也比较高。然而，生产实践表明，这种冲击器不仅效率不高，而且寿命也比较低。从岩石破碎观点来看，活塞的单次冲击功、冲击速度和频率，在汽缸直径一定的情况下，这三者又是互相制约的，正确选择三者的关系，不仅可以提高凿岩效率，而且可以提高钻具的使用寿命。2.2.1 单次冲击功的选取13冲击功表征冲击器一次冲击能量。实践表明，不同的凿孔孔径及工作压气压力应取不同的冲击功，确保一定的“钎头单位冲击功” ，以便有效的破碎岩石以及获得较经济的凿碎比和相宜的凿孔速度。在钻头直径一定的情况下，不同的单次冲击功破碎单位体积岩石所消耗的冲击功（称单位功耗）是不同的，而且差别较大 ，许多研究资料表明：以单位刃长平均 2冲击功计算，对于坚硬岩石，最优冲击功是在 1.62.7 千克米厘米之间。冲击器活塞对钎尾所做的冲击功，在不变的气体压力及略去活塞重量和运动体无摩擦的理想条件下，可按物体在恒力作用下沿直线运动状态计算。物体在恒力作用下沿直线运动，其功 A 的大小为力 F 与所经路程 S 之乘积。对于气缸内的活塞相应有：式（2.1）米千 克 6.045.71SPFA式中 冲程活塞受力面积， ；1 2厘 米P管路压气压力， ；千 克 厘 米S活塞结构行程，米；活塞行程利用系数，一般设计取 0.9。)(024.)3.06.(4)(4 222211 厘 米dDFA=（105140.5）焦实际上，活塞所受之压力远非恒压，冲击器性能测试显示了活塞所受压力变化情况如图 2.3；活塞的实际行程小于其结构上可能允许的行程；运动件也存在着摩擦阻力；还有运动件本身自重、运动件相互撞击时的附加作用力等等。因而有（0.50.67）的冲击功折算系数。14如表（2.1）国内外典型冲击器冲击功折算系数，可以得到冲击器冲击图 2.3 冲击器气缸压力变化曲线表 2.1 冲击功折算系数功折算系数取 0.53。显然，某一台机器的冲击功折算系数越大，说明其结构及配气设计，愈近合理，机器的经济效果愈佳。2.2.2 冲击器冲击频率的选取冲击频率是指活塞在单位时间内的冲击次数，一般以每分钟计。表（2.2）列出了国内外主要冲击器冲击频率。从中可以看出，今年来生产的冲击器的冲击频率，在低气压下，多数在 1000 次分以下。这同早年高频的产品成鲜明对比。这是因为在冲击功一定的条件下，增加冲击频率可提高冲击功率，但是，在气缸直径一定的情况下，要提高冲击频率就得减小活塞行程，这样反使冲击功减低，冲击器的冲击总功率也随之下降。因15此在冲击功与冲击频率相互制约的条件下，取大一点冲击功、低一点的冲击频率是相宜的。冲击器冲击频率的选取范围较宽，理论冲击频率应在求出冲击循环时间后求出。如冲击循环时间以秒单位计，则冲击频率 f 应为：，次分 式160KtTf（2.2）式中 为冲程时间，并以冲程时间 乘以大于 2 的比例系数 K 表示全循环1t 1t时间。又视冲程阶段活塞的运动是初速度为零的匀加速运动，则全行程 S中，活塞的运动时间为：，秒 式21pFSmt（2.3）于是得到：, 分 式21)(60SmpKf次（2.4）实际上，如前面所讲的，活塞的运动状态受气缸结构形式、工作气体热力状态变化、机件运动的摩擦、活塞异端背压等诸多因素影响，因而可以用下式表示冲击器冲击频率：，次分 式（2.5）21)(SmpFf式中 冲击频率折算系数，该值以现有冲击器，用上式反演求出。16m活塞质量。 千 克2.48.916gGmG活塞重量 41.16 牛顿典型冲击器冲击频率折算系数列于表（2.2）中。表 2.2 各类型冲击器系数比较17由表（2.2）引出，次分 式（2.6.）21)(5.3SmpFf18式中冲击频率折算系数 =23.5 系表（2.2）中冲击频率折算系数的平均值。所以1025216).4028.(53f Hz2.2.3 活塞冲击速度的选取活塞冲击速度也有一个最优范围，过低或过高的冲击速度都会显著地增加单位功耗，室内试验资料 表明，对于坚硬岩石，最优冲击速度在 357.5 米秒之间。确定活塞冲击速度时还必须考虑冲击器零件（主要是活塞、内缸和钻头）的疲劳破坏，而活塞和钎杆的疲劳破坏主要取决于最大应力（应力波的振幅） ，而与冲击功大小无关 ，而应力大小又与冲击速度成正比。 5由此，把此次设计的潜孔冲击器的活塞冲击速度确定在 78 米秒之间。2.2.4 空气耗用量的计算空气耗用量与冲击器结构、冲击频率、气腔容积以及配气短路情况等有关。冲击器的耗气量 由两部分组成：工作耗气量 和强吹排粉耗气量Q1Q。现在分别计算如下：2Q（1）工作耗气量 1式（2.7）aSPFK)(2132式中： 气缸内压气充满系数 =0.851K1配气孔道容积增加系数 =1.52 219排气口打开后高压气短路系数 =1.43K3K前腔活塞工作面积1F后腔活塞工作面积，2 013.)7.4360(222米管道风压（绝对压力）0.8 aaPS结构行程， S=0.12 米 61 108.2)013.24.(15.80 Q=8.53 分米 3（2）直吹渣耗气量 2一般岩石采用节流孔径为 6 毫米 式PpVAQ02（2.8）式中 ： 强吹孔面积，孔径 厘米。pA6.0pd（ ）28.42p2米强吹气体流速，取 =250 米秒。pVpV由此可算出=0.424（ ）2Q 分米 3总耗气量：=8.53+0.424=8.9521 分米 3202.2.5 冲击功率的确定计算冲击功率是指单位时间内冲击器所作的总功。在主要凿岩参数冲击功、冲击频率确定以后，冲击功率即已相应确定。冲击功率多以马力分来表示。图 2.4 冲击器冲击功率计算图冲击功率较冲击功、冲击次数更直观的表达凿一定孔径所需冲击能量。按冲击功率定义有：马力分mSPFAfN2)0.14(75131）（=167 马力分显而易见，在潜孔钻用冲击器的气缸直径被钻孔孔径限定的条件下，提高风压是提高潜孔冲击器冲击能量的根本和唯一途径。据此，高风压冲击器在国外发展迅速，为潜孔冲击器赋予了新的生命力。2.3 冲击器配气机构设计21前面已经提到，冲击器配气机构，无论是有阀还是无阀，其类型很多。因而要事先选好配气类型。有关各种配气类型的详细比较，本设计说明书在前已经叙述，在本设计中我们选择的是有阀型，中心排气冲击器。在选定配气类型以后，我们就着手配气面积与配气长度的设计计算。这种配气尺寸上的设计计算关系到供、排气速度，供、排气时间，关系到活塞运行行程的大小。所以说配气尺寸设计是至关重要的。如图 2.5、2.6所示阀盖、阀座。是配气机构的主要组成部分。图 2.5 阀盖图 2.6 阀座配气杆一体结构配气机构尺寸设计是遵照流体相似准则进行的。222.3.1 配气面积的设计计算配气面积是指工作气体流经各通道的气路面积。这个气路面积与气缸工作面积的比值有一定范围，称为“配气面积比” 。以符号 k 表示配气面积比；1Fk， 2厘 米显然，通道面积 可通过 k， 求得。1图 2.7 冲击器配气孔道示意图如以图 2.7 所示配气尺寸表示冲击器配气面积，则统计指出：主进气管面积与气缸冲程工作面积比是：=（0.170.25）21211)(4dDk冲程进气面积与气缸冲程工作面积比是：=（0.150.20）2102102)(4dndnk返程阀箱进气面积与返程工作面积比是：23=（ 0.120.25）24243)(dDndnk返程气道面积与气缸返程工作面积比是：=（ 0.180.28）2432434)(dndnk气缸排气面积与气缸冲程工作面积比是：=（0.130.20）21215)(4dDdk2.3.2 配气长度的设计计算冲击器配气机构配气长度包括：进气长度活塞运行过程中，进压气的长度；膨胀长度活塞运行过程中，借压缩气体膨胀做功的运行长度；滑行长度活塞运行中，借惯性运行的长度；排气长度活塞运行中，气室与大气相遇，向外排气长度；压缩长度活塞运行中，关闭气室排气口后，活塞运行的长度。而有阀型潜孔冲击器的配气长度主要有以下几项：进气长度、滑行长度、排气长度、压缩长度。上述几种配气长度与冲击器结构行程长度之比，也有一定范围，并用配气长度比 来表示：， 式(2.9)Sl式中 相应的配气长度；lS结构行程长度。24对于不同的类型的冲击器如控制阀、活阀及无阀型冲击器，各段配气长度是大不一样的，即有不同的配气长度比参阅表（2.3） 。本设计中配气长度、配气长度比参阅表（2.4）选取。表 2.4 各配气阶段配气长度比配气阶段 进气 滑行 压缩 进气滑行 压缩前室排气长度后室排气长度气垫厚度0.7 0.2 0.59 0.59 0.31 0.7 0.82 0.4 0.1（毫米）l70 20 59 59 31 70 2 492 24 10表 2.3 各型号冲击器配气长度比25此次设计的冲击器图 2.8，将各段配气长度标注如下：图 2.8 配气长度示意图冲击后室进气长度： 121hl26冲程后室滑行长度：（ ）-（ ）hL1L冲程前室压缩长度： 7返程前室进气长度： 343)(l返程前室滑行长度： 7Lh返程后室放气长度： 1后室放气长度： )(21L前室放气长度：2 7h2.4 冲击器基本结构参数设计冲击器的基本结构尺寸包括气缸工作直径 D 和活塞结构行程 S。这两个结构参数左右着冲击器的冲击性能。一般来说，缸径尽可能取大值，借以得到较大的冲击功。而结构行程S 取小值时可获得高冲击频率，但冲击功要相应降低。用下式选取缸径与行程：，厘米孔孔 ）（ DkD68.057.)(=8 厘米，米pdApFAS)().21(21=0.12 米式中 k结构系数，单缸结构选用较大的系数；凿孔直径，厘米；孔DA、 、 、p 同前。1F