氣墊傳動(dòng)沖擊錘鉆沖擊特性影響分析

第一作者丁問(wèn)司男，博士，教授，1968年6月生

氣墊傳動(dòng)沖擊錘鉆沖擊特性影響分析

丁問(wèn)司，袁林燕，丁元文，范亞軍(華南理工大學(xué)機(jī)械與汽車(chē)工程學(xué)院,廣州510641)

摘要：針對(duì)氣墊傳動(dòng)沖擊錘鉆在傳統(tǒng)設(shè)計(jì)中需進(jìn)行繁雜試制與實(shí)驗(yàn)弱點(diǎn)，提出基于數(shù)值模擬的研究方法，以樣機(jī)測(cè)試活塞運(yùn)動(dòng)特性曲線為基礎(chǔ)，對(duì)所建仿真模型進(jìn)行細(xì)化及修正。通過(guò)模擬實(shí)際工況各種復(fù)雜影響因素，實(shí)現(xiàn)對(duì)錘鉆沖擊特性快速分析。對(duì)影響沖擊活塞沖擊動(dòng)力參數(shù)輸出的關(guān)鍵因素如O型密封圈摩擦力及補(bǔ)氣孔孔徑進(jìn)行分析、優(yōu)化，獲得摩擦阻力變化對(duì)撞擊能影響曲線及補(bǔ)氣孔徑最優(yōu)參數(shù)范圍。該模型及優(yōu)化結(jié)果為此類(lèi)產(chǎn)品快速設(shè)計(jì)與性能分析提供新的數(shù)值研究方法，對(duì)相同結(jié)構(gòu)系統(tǒng)具有實(shí)用參考價(jià)值。

關(guān)鍵詞：氣動(dòng)沖擊錘；模型；摩擦；泄漏

基金項(xiàng)目：國(guó)家自然科學(xué)

收稿日期：2014-02-08修改稿收到日期：2014-05-16

中圖分類(lèi)號(hào):TG315.3+2文獻(xiàn)標(biāo)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(dòng)沖擊機(jī)械以高壓氣體為動(dòng)力驅(qū)動(dòng)沖擊體往復(fù)運(yùn)動(dòng)，將氣體壓力轉(zhuǎn)化成機(jī)械能，并以沖擊作用為主。據(jù)氣源壓力形成方式分為空氣壓縮型與氣墊型。常見(jiàn)空氣壓縮型機(jī)械有氣動(dòng)鑿巖機(jī)、氣動(dòng)沖擊矛、潛孔沖擊器等功率較大產(chǎn)品，均以壓縮機(jī)輸入高壓壓縮氣體驅(qū)動(dòng)氣缸內(nèi)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)不斷撞擊釬頭，形成撞擊能輸出。氣墊型沖擊機(jī)械主要以手持式小功率產(chǎn)品為主，常見(jiàn)的有電錘、電鎬，以電機(jī)帶動(dòng)壓氣活塞在氣缸中往復(fù)運(yùn)動(dòng)，使中間氣墊形成周期性變化的壓強(qiáng)，不斷吸附、驅(qū)動(dòng)沖擊活塞，撞擊沖錘輸出沖擊能。

國(guó)內(nèi)對(duì)壓縮型氣動(dòng)沖擊機(jī)械研究較全面，一為此類(lèi)產(chǎn)品市場(chǎng)潛力大、應(yīng)用廣；二為因野外鑿巖或非開(kāi)挖管道鋪設(shè)等作業(yè)惡劣環(huán)境，對(duì)機(jī)器穩(wěn)定性、安全性技術(shù)要求更高。而氣墊類(lèi)手持沖擊機(jī)械因產(chǎn)品功率小、作業(yè)工況簡(jiǎn)單，主要面向海外低價(jià)格市場(chǎng)產(chǎn)品檔次低，技術(shù)、研究投入少，產(chǎn)品多為引進(jìn)及仿制。電驅(qū)動(dòng)氣墊沖擊錘設(shè)計(jì)理論薄弱主要體現(xiàn)在對(duì)沖擊活塞的動(dòng)力學(xué)變化規(guī)律、結(jié)構(gòu)參數(shù)與輸出性能之間關(guān)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(lèi)手持式?jīng)_擊機(jī)械已成為建筑施工、電氣安裝、管道安裝、室內(nèi)裝修、甚至雕塑藝術(shù)等領(lǐng)域不可或缺的常用工具，而國(guó)內(nèi)主要生產(chǎn)廠商仍以低價(jià)格經(jīng)濟(jì)實(shí)用型產(chǎn)品為主，且多處于仿制及經(jīng)驗(yàn)性試驗(yàn)試制階段，產(chǎn)品更新?lián)Q代慢，一旦市場(chǎng)發(fā)生變化，很難在短時(shí)間內(nèi)設(shè)計(jì)出適合需求產(chǎn)品[1-4]。

鑒于此，以電驅(qū)動(dòng)氣墊沖擊錘為對(duì)象，結(jié)合實(shí)驗(yàn)測(cè)試，提出基于AMESim的數(shù)值研究方法，為該類(lèi)產(chǎn)品的快速設(shè)計(jì)與性能改進(jìn)提供依據(jù)。

1氣墊傳動(dòng)沖擊錘鉆結(jié)構(gòu)原理

圖1為氣墊傳動(dòng)沖擊錘鉆結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖。其中1為導(dǎo)向缸，2為沖錘，3為空行程孔，4為補(bǔ)氣孔，5為曲柄搖桿，6為減速齒輪，7為鉆頭，8為轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，9為氣缸，10為沖擊活塞，11為壓氣活塞，12為氣動(dòng)系統(tǒng)，13為錘鉆外殼，14為電機(jī)。沖擊鉆孔原理為：電機(jī)經(jīng)減速齒輪6帶動(dòng)曲柄搖桿5工作，曲柄搖桿將回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換成壓氣活塞11在氣缸中的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，中間氣墊在壓氣活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)下產(chǎn)生交變壓力，不斷吸附和驅(qū)動(dòng)沖擊活塞10在導(dǎo)向缸1中做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，沖錘2受到?jīng)_擊活塞10的周期性沖擊，驅(qū)動(dòng)鉆頭7做沖擊輸出；電機(jī)通過(guò)齒輪將回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)傳遞給轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)8，驅(qū)動(dòng)鉆頭做回轉(zhuǎn)鉆進(jìn)運(yùn)動(dòng)。

圖1　氣墊傳動(dòng)沖擊錘鉆整體結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 Fig.1 Diagram of electric hammer

結(jié)構(gòu)錘鉆中，鉆頭回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)主要通過(guò)齒輪傳動(dòng)獲得，傳動(dòng)效率固定，而沖擊運(yùn)動(dòng)通過(guò)中間交變氣墊傳遞。氣動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理會(huì)直接影響沖擊輸出效果。氣墊傳動(dòng)沖擊錘鉆設(shè)計(jì)關(guān)鍵在于氣動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及參數(shù)。本文以此為對(duì)象進(jìn)行數(shù)學(xué)建模并模擬分析。

氣動(dòng)系統(tǒng)見(jiàn)圖1中模塊12。主要由曲柄搖桿機(jī)構(gòu)、壓氣活塞、帶有補(bǔ)氣孔及空行程孔的氣缸結(jié)構(gòu)、氣墊、沖擊活塞組成。補(bǔ)氣孔用于維持氣墊氣體質(zhì)量平衡，防止高頻交變往復(fù)運(yùn)動(dòng)中氣墊因活塞與汽缸壁間隙泄漏，造成壓氣活塞被吸附到?jīng)_擊活塞上?？招谐炭子糜诖_定沖擊活塞沖擊運(yùn)動(dòng)完成后的行程。當(dāng)空載或負(fù)載很小時(shí)，撞擊后的沖擊活塞將運(yùn)動(dòng)到空行程孔左邊，致中間氣墊腔通過(guò)空行程孔與大氣溝通，此時(shí)氣墊的壓差交變不足以吸附?jīng)_擊活塞回程，形成空打時(shí)的鎖錘狀態(tài)。當(dāng)對(duì)鉆頭施加軸向頂推力時(shí)，迫使沖擊活塞運(yùn)動(dòng)到空行程孔右邊，氣墊腔被密封，壓氣活塞回程時(shí)將形成吸附效應(yīng)致沖擊活塞回程運(yùn)動(dòng)形成正常撞擊能量輸出。

沖擊過(guò)程中，沖擊活塞的摩擦阻力及補(bǔ)氣質(zhì)量變化對(duì)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)特性、沖擊反彈速度及撞擊能輸出效率有重要影響?，F(xiàn)有研發(fā)通過(guò)試湊試驗(yàn)法確定氣動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)十分困難[5]。

2交變氣墊沖錘系統(tǒng)數(shù)值模型

以沖錘氣動(dòng)系統(tǒng)的物理結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)，利用AMESim系統(tǒng)構(gòu)建沖錘氣動(dòng)系統(tǒng)數(shù)值模型，見(jiàn)圖2。其中1為壓氣活塞質(zhì)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(huán)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(zhì)量，12為補(bǔ)氣孔，13為氣體屬性模型，14為氣墊模型，15為補(bǔ)氣孔處外界流入的氣體溫度壓力模型。氣動(dòng)系統(tǒng)數(shù)值模型參數(shù)設(shè)定與氣墊沖錘物理參數(shù)一一對(duì)應(yīng)[6-8]。數(shù)值模型能實(shí)現(xiàn)對(duì)物理系統(tǒng)復(fù)雜條件下各工況分析。

圖2　氣墊傳動(dòng)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(zhì)、尺寸、壓縮率(配合狀態(tài))、潤(rùn)滑狀態(tài)、配合面粗糙度、密封腔介質(zhì)壓力、運(yùn)動(dòng)狀態(tài)等因素有關(guān)。在密封圈摩擦力模塊(圖2中7)構(gòu)建中對(duì)因現(xiàn)有結(jié)構(gòu)參數(shù)固定不影響摩擦力變化的要素(材質(zhì)、尺寸、配合面粗糙度等)進(jìn)行簡(jiǎn)化，考慮O型圈斷面壓縮率、表面潤(rùn)滑工況、密封氣腔壓力變化、沖擊活塞的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)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(rùn)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(fù)值。

沖擊過(guò)程活塞發(fā)生交變運(yùn)動(dòng)，其過(guò)程為非平衡問(wèn)題。O型圈的靜摩擦力需據(jù)活塞動(dòng)力學(xué)方程解出。F0在0～±F0max間變化。一般，最大靜摩擦力(F0max)略大于運(yùn)動(dòng)過(guò)程的滑動(dòng)摩擦。

受壓縮率及潤(rùn)滑工況影響摩擦力F1模型見(jiàn)圖3。

圖3　不同狀態(tài)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(jì)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(yùn)動(dòng)過(guò)程中摩擦力F除受壓縮率及潤(rùn)滑工況影響外，亦受氣腔壓力變化影響。需對(duì)摩擦力因運(yùn)動(dòng)過(guò)程中氣壓變化使O型圈與氣缸接觸壓力改變導(dǎo)致的變化進(jìn)行修正。摩擦力模型中主要輸入的結(jié)構(gòu)參數(shù)為氣缸壁直徑、活塞凹槽直徑、密封圈截面直徑。材料參數(shù)為密封圈材料楊氏模量。而與運(yùn)動(dòng)相關(guān)的參數(shù)通過(guò)活塞運(yùn)動(dòng)方程實(shí)現(xiàn)動(dòng)態(tài)運(yùn)算獲得。

2.2泄漏模型

泄漏模塊(圖2中8)氣體泄漏質(zhì)量dm計(jì)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(shù)；lc為密封圈與氣缸壁接觸長(zhǎng)度(m)。

定義泄漏模型的主要參數(shù)為D，Cr，lc。

2.3主要參數(shù)設(shè)置

模型參數(shù)與物理模型結(jié)構(gòu)參數(shù)一一對(duì)應(yīng)，即曲柄半徑(壓氣活塞行程)R=0.012 5 m、搖桿長(zhǎng)度L=0.035m、氣缸直徑D=0.028 m、補(bǔ)氣孔直徑d=0.000 8 m、補(bǔ)氣孔位置l=-0.003 8 m、氣室初始長(zhǎng)度S0=0.019 5 m、壓氣活塞質(zhì)量m1=0.113 84 kg；輸入量為曲柄轉(zhuǎn)速n。模擬大氣環(huán)境參數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓強(qiáng)P0=1.013 bar、標(biāo)準(zhǔn)大氣溫度T0=273.15 K、空氣比熱比為k、氣體常數(shù)為r；T環(huán)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(jī)測(cè)試結(jié)果與模擬計(jì)算結(jié)果對(duì)比

圖4　氣錘沖擊試驗(yàn)平臺(tái) Fig.4 The test platform of electric hammer

將威克士氣錘作為試驗(yàn)樣機(jī)建立實(shí)測(cè)平臺(tái)，見(jiàn)圖4。實(shí)測(cè)采集氣錘沖擊活塞及壓氣活塞運(yùn)動(dòng)信號(hào)。

壓氣活塞及沖擊活塞實(shí)測(cè)運(yùn)動(dòng)曲線見(jiàn)圖5、圖7,兩類(lèi)活塞基于仿真模型計(jì)算結(jié)果見(jiàn)圖6、圖8。仿真模型中沖擊頻率設(shè)為30 Hz，與樣機(jī)實(shí)測(cè)頻率一致。

圖5 壓氣活塞速度實(shí)測(cè)曲線Fig.5Thekinematicvelocitycurveofpneumaticpiston圖6 壓氣活塞模擬計(jì)算曲線Fig.6Thesimulationcurveofpneumaticpiston圖7 沖擊活塞速度實(shí)測(cè)曲線Fig.7Thekinematicvelocitycurveofimpactpiston

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

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

對(duì)比分析樣機(jī)實(shí)測(cè)與數(shù)值模擬計(jì)算結(jié)果可知，沖擊活塞、壓氣活塞的運(yùn)動(dòng)曲線在周期與變化趨勢(shì)上實(shí)測(cè)值與模擬值吻合，說(shuō)明數(shù)值計(jì)算模擬的沖擊活塞運(yùn)動(dòng)規(guī)律較準(zhǔn)確。壓氣活塞運(yùn)動(dòng)曲線與仿真結(jié)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(dòng)，其運(yùn)動(dòng)特性受干擾較小。沖擊活塞實(shí)測(cè)值與計(jì)算值在打擊點(diǎn)附近存在一定差異。原因?yàn)椋孩贈(zèng)_擊活塞運(yùn)動(dòng)主要由氣墊吸附、驅(qū)動(dòng)作用產(chǎn)生,見(jiàn)圖9，而氣墊受時(shí)變性影響不確定性較大，模型調(diào)整困難。此即通過(guò)實(shí)驗(yàn)試制難以準(zhǔn)確研究沖擊活塞撞擊性能的原因。②機(jī)器沖擊時(shí)自身振動(dòng)明顯，對(duì)測(cè)試傳感裝置及采集系統(tǒng)有附加影響，造成測(cè)試曲線局部抖動(dòng)。③數(shù)值模型中沖擊模塊由彈簧-阻尼系統(tǒng)近似模擬，不能完整還原樣機(jī)錘擊響應(yīng)。實(shí)際沖擊過(guò)程受沖擊對(duì)象屬性、鉆頭約束狀態(tài)、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(jìn)一步減小。

4O型密封圈摩擦力對(duì)沖擊性能影響

由AMESim模型可計(jì)算活塞交變往復(fù)過(guò)程中O型密封圈的摩擦力幅值及方向變化，見(jiàn)圖10。其中正值代表活塞工作在沖擊運(yùn)動(dòng)階段，負(fù)值則代表活塞處于回程狀態(tài)。由圖10可知，每個(gè)工作周期中沖擊活塞回程時(shí)間長(zhǎng)、摩擦力變化幅度小，沖程階段時(shí)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(cè)壓差及沖擊活塞速度變化影響。回程階段末期由于活塞換向，摩擦力出現(xiàn)由動(dòng)摩擦力轉(zhuǎn)為靜摩擦力并反向過(guò)程。由于靜摩擦力較動(dòng)摩擦力稍大，出現(xiàn)摩擦力突變(圖中1處)，之后變?yōu)榱阒?，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(fā)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(wěn)，將其作為單個(gè)沖擊周期中沖擊能計(jì)算的變化參量。對(duì)本文沖擊電錘由計(jì)算知，當(dāng)密封圈摩擦力在0～15 N范圍內(nèi)變化時(shí)，其摩擦力與撞擊能關(guān)系曲線見(jiàn)圖11。由圖11知：

圖11　摩擦力對(duì)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(chǎn)生的摩擦力為影響沖擊活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)特性的主要因數(shù)之一，其對(duì)沖擊活塞撞擊能的影響呈負(fù)比例關(guān)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(dāng)摩擦力超過(guò)臨界值(約13 N)時(shí)，撞擊能曲線出現(xiàn)拐點(diǎn)并急速下降，直至撞擊能輸出為零，即沖錘無(wú)法正常完成撞擊。此臨界值與回程中氣墊產(chǎn)生的最大負(fù)壓吸附驅(qū)動(dòng)力對(duì)應(yīng)，高于此值沖錘無(wú)法工作。

(2)在撞擊能有效輸出前提下，計(jì)算獲得摩擦力對(duì)撞擊能最大損耗比。以零摩擦力時(shí)撞擊能輸出為基準(zhǔn)，圖中曲線拐點(diǎn)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(huì)增大撞擊能輸出損耗。設(shè)計(jì)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^(guò)選擇特性適當(dāng)?shù)拿芊獠牧希瑑?yōu)化密封圈溝槽尺寸，適量加入潤(rùn)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(bǔ)氣孔直徑優(yōu)化

補(bǔ)氣孔起維持活塞與氣缸間氣體平衡作用，每周期均對(duì)泄漏氣體實(shí)現(xiàn)補(bǔ)充。補(bǔ)氣孔徑不僅影響氣體補(bǔ)充量，且影響氣墊能量的傳遞效率?？讖竭^(guò)小補(bǔ)氣作用不完全，氣墊會(huì)因泄漏無(wú)法實(shí)現(xiàn)能量傳遞作用?？讖竭^(guò)大會(huì)造成壓縮階段氣墊能量損失。優(yōu)化補(bǔ)氣孔徑需以提高氣墊能量傳遞效率為目標(biāo)。通過(guò)仿真模型計(jì)算補(bǔ)氣孔徑在0～5 mm范圍時(shí)對(duì)撞擊能量影響曲線，見(jiàn)圖12。由圖12知，在當(dāng)前機(jī)器結(jié)構(gòu)及輸入頻率條件下，補(bǔ)氣孔徑為0.6～1 mm范圍時(shí)，撞擊能損耗因氣體泄漏少而??；孔徑為0.6 mm時(shí)撞擊能輸出效率最高。

圖12　補(bǔ)氣孔徑對(duì)撞擊能影響曲線 Fig.12 The influence curve of complement gas hole diameteron impact energy

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

圖13為不同補(bǔ)氣孔徑下氣缸中氣墊氣體質(zhì)量變化對(duì)比曲線。其中0.4 mm、0.6 mm、4 mm分別代表偏小孔徑、最優(yōu)孔徑、過(guò)大孔徑。分析知，孔徑偏小或偏大均會(huì)造成氣墊氣體質(zhì)量失衡。孔徑偏小會(huì)使補(bǔ)氣不

足，導(dǎo)致穩(wěn)定狀態(tài)下氣墊氣體質(zhì)量偏小，氣墊傳遞效率低；孔徑偏大會(huì)使氣墊氣體質(zhì)量波動(dòng)大，無(wú)法形成有效的能量傳遞。最優(yōu)孔徑可保證氣墊氣體質(zhì)量維持在初始質(zhì)量附近波動(dòng)。

6結(jié)論

氣動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)是提高交變氣墊傳動(dòng)沖擊錘撞擊能輸出效率關(guān)鍵部分。本文通過(guò)建立交變氣墊沖擊機(jī)構(gòu)仿真模型，實(shí)現(xiàn)對(duì)交變氣墊傳動(dòng)沖擊錘鉆特性的快速研究。通過(guò)將試驗(yàn)樣機(jī)活塞運(yùn)動(dòng)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果的對(duì)比，驗(yàn)證仿真模型的可行性。通過(guò)數(shù)值模型分析，獲得活塞摩擦力、補(bǔ)氣孔徑與撞擊能間影響規(guī)律曲線。可為合理設(shè)計(jì)氣動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)提供依據(jù)。

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