压凿岩机和液压碎石机的冲击原理一样，都是作油液为非压缩性粘性流体；油泵能够恒定供给一定11-利用活塞前后腔压力差的作用，使活塞高速往流*的液压油，为修正由此带来的误差，在流S平衡复运动，冲击钎杆破碎岩石。冲击机构的结构尺寸直方程中，对流系数结合试验数据进行设定；考虑到接影响凿岩机或破碎论文编号：1001-3954（2001）08-0042-43活塞冲击时被冲击物===液压冲击机构阀后腔缸体===bookmark1多理论棋拟和，该冲击机构由活塞P、套阀V、蓄理想气体的绝热变化，并假定封人气体容积为l5mL，封人气体压力为3.43MPa，假定油箱液面压为研究开口B的位置对活塞冲击性能的影响，假定破碎机原有其它结构尺寸不变，设缸体上开口B现有的轴向位为零，然后将其位置分沿轴向移动向为正），研究由此引起的冲击性能参数变化。

　　赵山石能器A、钎杆T和缸体C组成。其配油属于活塞前腔。常压，活塞后腔回油型。即活塞前腔R2和阀前腔R3始终作用有由油泵供给的压力油，活塞后腔和阀后腔R4则由于活塞和阀的相互控制而交替与油泵和油箱相通。由于活塞和阀前后腔的受压面积之差，活塞和阀能前进和后退。活塞的冲击能传递给钎杆破碎岩石。

　　当活塞的H形细颈段把阀的后腔与缸体上的开口B连通时，阀后控的回油油路沟通，阀开始向后移动，切断活塞后腔通向低压侧的回路，从而使活塞的回程结束，冲程开始。显然，开口B的位置，决定了阀的换向时间和活塞的行程，对冲击参数带来影响。

　　1.2理论解析模型及初始条件bookmark5根据研究棋型的结构及工作原理，可分别建立各腔室液体的流量平衡方程、阀的动力平衡方程、活塞的动力平衡方程、蓄能器的气体状态方程，根据阀及活塞在运动中处于不同位置时的各参数，建立破碎机工作过程的数学模型。

　　在建立解析模型时，首先做了以下假设：假定工压、活塞前、后腔油压、阀后腔油茁、蓄能器封入气1体压力等由乐力变换器2测定。压力变换器和应变计的输出电压经动态应变仪5后输入A/D变换器23数！

　　字化，再输入计算机24进行处理。测试活塞位移是把活塞后端面涂成白色带状，其运动信号由篼速班像机4检出、输出的电压经过幅器22后输入A/D变换器数字化，再输入计算机进行处理。

　　平均流fi是通过设在低压的累计直读式流董计10，用秒表读取液压油流5L的时间来求得。活塞的i冲击速度是通过计算机利用*小二乘法取各周期打击点前瞬间活塞位移的200个点近似为5次曲线后进行丨微分，然后取5个周期的值平均求得。

　　为研究回油口B的位置对冲击性能的影响，将油缸阀后腔回油口B处分别切削2mm和4mm（如B：处局部放大图），并与未切削时分进行，随着开口B沿活塞冲击方向向前的移动，应缩短。这与我们的分析一致，开口B向前移动使滑阀V换向提前而使活塞换向提前，缩短了行程。从理论模拟可以看出，开口B的轴向移动大小与活塞行裎变化的值大致相等。例如，当开口B向前移动2.5mm时，活塞的行程缩短2.6mm，当开口B向后移动2.5mm时，活塞的行程也相应增加2.6mm.），则可能是回程的速度过低或是阀换向减慢。从结构上分析，开口B的前移造成阀后腔的泄漏量发生变化，由此带来包括冲击频率在内的各项性能畚数发生变化，这一点还箱进一步研究。从解析模型来分析，原流置方程的各流量系数和泄漏流量系数是由原结构尺寸得出。当开口B进行切削处理后（如B处局部放大图），系数的计算应该作相应处理。

　　这些都还有待于进一步研究以S2S型液座破碎器冲击机构为研究楔型，改变阀后腔缸体回油口沿轴向的相对位置，进行性能参数的理论拟和实验结果的综合分析和研究，以下几点得到了明确。

　　（1）冲击器套阀后腔缸体开口位置沿轴向的变化，将会使活塞的行程发生变化。且理论拟和实验结果都证实：开口位S的轴向移动董与引起的活塞行程的变化置大致相等。这个定量的结果为设计行程可调的液座冲击设备，满足不同的破碎对象提供了一个可信的依据。

　　（2）开口位置沿轴向的适当前移，尽管冲击速度冲击能*都将发生变化，但变化率较小，这个结果对于设计同类轻型液压冲击设备、缩短机器本体的长度是可以作为畚考的。

　　（3）开口位置沿轴向的变化对冲击频率的影响理论模拟和实验结果呈相反的变化趋势，这一点还需进一步研究。得到冲击频率的变化规律对液茁冲击机构的设计是十分重要的。