风动凿岩机设计基础(一)

一、风动凿岩机的基本要求

风动凿岩机使用面广，用量大，特别它是以高速、高频运动的活塞对钎杆、钎头产生大的冲击力来钻凿岩石，并且在凿岩过程中孔底和孔壁岩石对钻具产生较大的阻力矩，工作负荷较重而又复杂，因此对风动凿岩机的设计有如下要求:

①  最大限度地提高产品的三化(标准化、系列化和通用化)水平。

②  结构和性能参数要先进合理，要最大限度地采纳现代科学技术成果，构造不要复杂，要好用、好修、好造、好看，凿岩效率要高。

③  重量适当，操作方便，工作安全，并保证有较好的工作条件(振动和噪声尽量要小) 。

④  零件，特别是主要零件的选材要合理，并采用先进合理的冷、热加工工艺，最大限度地提高其使用寿命。

⑤  要符合经济原则，力争单位重量出力最大，单位凿深耗气量最少，单位功率凿岩速度最快，并加工制造成本低。

总之:要可靠、耐用、经济、高效;要好用、好修、好造、好看。

二、风动凿岩机的主要、技术指标

(一)压缩空气压力

我国风动凿岩机一般均采用4~6公斤/厘米² (表压力)的压气为动力。通常以5公斤/厘米²为标准工作压力。在标定凿岩机的参数时，如无特殊说明，都是指在这一标准压力下测定的结果。国外的风动凿岩机的使用气压一般在7公斤/厘米²左右，特别是有的国家潜孔钻机所用的压气压力已提高到17公斤/厘米²。通常，在许用力情况下，凿岩机的凿速与压气压力成正比(见图5-1)。因此，在设计计算凿岩机有关参数如冲击功、扭矩、频率、后座力等，都应按标准压力进行；使用凿岩机时，也应保持适当的气压(4~6公斤/厘米²)才能使凿岩机发挥应有的效能。

(二)工作机构的运动速度

凿岩机的工作机构是活塞冲击系统及转钎装置。它们的运动速度是指活塞每分钟冲击钎子的次数及钎子每分钟的回转数。对内回转凿岩机来说，活塞冲击一次，便带动钎子回转一定角度，故活塞冲击次数的增减，钎子回转数也随之成正比例地增减。独立回转凿岩机则无此联系。

在气压一定的情况下，活塞的冲击次数是与气缸的直径及活塞的行程有关的。现代风动凿岩机活塞冲击频率一般在1600~3500次/分之间。在保持活塞单次冲击功不变的情况下，提高活塞的冲击频率可提高凿岩机的功率；相应地可提高凿岩机的凿岩速度。根据国外有人所做过的试验证明，从破岩角度看，冲击频率有一临界值，这个临界值随岩石坚固程度和单次冲击功大小不同而异，当岩石坚固时临界值小，冲击功大时临界值高。在冲击功不足1公斤·米，较之普通凿岩机的冲击功小5~10倍的情况下，临界频率则达10000次/分以上。据此，完全可以认为目前凿岩机的频率远远未靠近其临界值。美国R.W.艾德金斯曾指出:频率必须低到足以使两次脉冲之间的冲击能得到消散；频率也不应高到使凿岩机运转时出现失效和发生故障。由于冲击频率与凿岩机工作效率成正比关系，因此近10年来高频凿岩机发展很快。高频风动凿岩机的显著特点是气缸直径大，活塞行程短。由于高频凿岩机工作机构运动速度快，因此对其零件的材料选择及热处理工艺等有较高的要求。

关于钎子的回转数，除与活塞的行程、冲击频率成正比外，具体转速又取决于设计转钎机构的参数(螺旋棒导程、升角等)和各转动零件的转动惯量。活塞冲击一次钎子转角的大小与凿岩速度有直接关系。对于同一种岩石，在冲击功一定情况下，其凿岩机转角有一最优值。此最优值应是能使相邻两次冲击间的岩石充分破碎，而又不至于使冲击能量过分地消耗在已被破碎了的岩屑上。钎子每次冲击转角的最优值是随凿孔直径(即钎头直径)的增加而减小的，一般小直径的要求转角较大，大直径的要求转角较小。现代内回转式风动凿岩机活塞每次冲击后钎子转角在16°~38°之间；独立回转式凿岩机的转速可以随意调节。潜孔凿岩机活塞每冲击一次钎刃转角在9°~14°之间。

(三)扭矩

扭矩之值为钎杆半径与克服作用在钎上阻止钎杆回转的外力之积，其单位是公斤·厘米。这个外力的大小等于钎头与孔底由于轴向推力而引起的摩擦阻力和孔壁阻止钎杆回转的摩擦阻力以及钎托对钎杆的摩擦阻力之和。凿岩机扭力矩的大小是决定凿岩机工作稳定性的重要因素，扭矩过小，不能克服钎子转动的阻力，凿岩机停止运转，特别是在节理发育、多裂隙的坚硬岩石上凿岩，最易发生卡钎事故，影响凿岩工作的正常进行。凿岩机的扭力矩不能盲目过大，特别是手持式和气腿式凿岩机，过大的扭力矩，将引起凿岩机的过分振动，引起操作者的过分疲劳。

对于一定的凿岩机，扭力矩的大小与压气压力成正比关系。设计时，必须选择适当的扭力矩。现代气腿式凿岩机扭力矩一般在110~180公斤·厘米(如YT24大于130；YT25(7655)、YT26大于150；YTP26大于180)。对于用于接杆凿岩的中深孔凿岩机，其扭矩在400~1200公斤·厘米(YGP35为680；YG40为380；YG80为1000)。独立回转凿岩机的扭矩值取决于回转马达的功率及减速机构的减速比等。

(四)冲击功

凿岩机的冲击功是指活塞对钎钎单次冲击所做的功(公斤·米)。活塞单次冲击功，在一定意义上表明了凿岩机的工作能力。在压气压力一定的情况下，冲击功的大小取决于活塞直径的大小及活塞行程的长短。

现代有实用价值的凿岩机的单次冲击功，由于受活塞、钎杆及钎头所能承受的应力的限制，一般不大于41.5公斤·米。根据破碎岩石的研究成果认为，用高冲击功破碎岩石比相同功率的高频低冲击功有效得多。因此，要增大冲击式凿岩机的输出功率，在提高频率的同时，还要在活塞、钻具强度允许范围内尽量把活塞对钎杆的单次冲击功取得大些。根据国外一些资料介绍，凿岩机的冲击功有一个低限，即冲击功低于此限便不能有效地破碎岩石。这个低限有的介绍为15公斤·米/厘米(刃长)；有的介绍为41公斤·米/厘米；也有的认为冲击功没有上限，即从破碎岩石角度看，凿岩机单位钎刃换度上所得到的冲击功值越大越好，越大越能有效地破碎岩石。但目前我国矿用钨钻类硬质合金片所能承受的冲击功值一般不大于1.8~2.0公斤·米/厘米(钎刃长)，这与上述要求还有较大距离，因此可以认为，按目前硬质合金片的性能设计的凿岩机冲击功值是不会有效地破碎岩石的。另外，提高冲击功值还受到合金片的镶焊质量的影响等。

在凿孔直径一定时，增大冲击功的途径有增高气压，提高活塞冲击末速度，和增加活塞重量等儿方面。由于受空压机及矿山条件等限制，增高气压恐怕是不现实的，但设计时力求使进入凿岩机内部的孔道等畅通，尽量减少现有压气压力的损失；另外还要十分注意压气漏损的问题，采用合理的配合间隙及良好的管路系统密封，以防压气漏损降压。根据高能冲击的特点，在活塞断面与钎杆断面相等，且是钢对钢冲击时，冲击后在二者中产生的初始应力与活塞的冲击末速度有如下关系:

σ=206V(公斤/厘米²)

式中 V--活塞冲击末速度，米/秒。

假如活塞的断面积是钎杆断面积的1.5倍，则在钎杆中的应力为σ杆=247V公斤/厘米²；如是2倍，则σ杆=275V公斤/厘米²。这里的V仍为活塞的冲击末速度，其单位也仍为米/秒。如果活塞的冲击末速度为10米/秒，则以上三种情况下钎杆中的应力分别为2060、2470积2750公斤/厘米。美国G-D公司对液压凿岩机和风动凿岩机钎尾的允许应力分别定为1758公斤/厘米和2812公斤/厘米²。如按此计算，目前的风动凿岩机，在活塞断面积是钎杆断面积两倍的情况下，其活塞的允许末速度被限制在10米/秒以下。但岩石在冲击载荷作用下破碎时，对载荷有一临界速度的要求，即载荷速度低于此值，岩石只是以弹性变形为主，而不能有效地被破碎，一般岩石的临界冲击速度为1.0~3.0米/秒。加大活塞重量也可增大冲击功，但相应地会使机器加重。

由上可见冲击功是冲击式凿岩机的一个最基本的工作参数，提高冲击功值对破碎岩石有利，但又受到多方面的影响，因此在设计凿岩机时要全面分析综合考虑，合理处理如上所述各种关系，达到既能提高冲击功，又不过于增加机器重量和降低活塞及钻具寿命的目的。

目前我国气腿式凿岩机的单次冲击功在6~8公斤·米，导轨式约在8~20公斤·米，恬塞冲击末速度一般在6~9米/秒。

(五)空气消耗量

它是指凿岩机在工作时，单位时间所耗压缩空气折算成自由空气的消耗量，其计算单位是米³/分自由空气。空气消耗量是风动凿岩机使用经济性的基本技术指标之一。两种功率相同的凿岩机，空气消耗量小者，则动力费用低，使用经济性好。

影响风动凿岩机空气消耗量的因素很多，除了与凿岩机的结构型式(特别是配气机构、吹洗装置)有关外，还与制造、装配质量有很大关系。

(六)重量

风动凿岩机的重量与其用途、结构、型式及功率直接有关。随着风动技术的发展，某些零件选用轻合金材料，以及洁构上的合理改进，凿岩机的重量有所减轻。目前气腿式凿岩机单位功率的重量比旧式凿岩机单位功率的重量约减轻1/5~1/4，其位功率重量在7~10公斤/马力之间。当凿岩机重量轻而冲击功很大的情况时，应采取有效的消除后座力的措施，以免影响操作者健康，降低效率。

三、凿岩机的结构设计

设计凿岩机，首先应进行调查研究，了解用户的要求(如凿炮孔直径、深度、孔向、适应矿岩种类、凿速和机器类型等)或摸清上级领导部门对新产品发展规划的有关内容。明确设计任务，吸收国内外先进技术成果和经验，制定设计方案，开展设计工作。

确定设计的原始根据是炮孔直径、凿孔深度、适应矿岩种类及在坚硬矿岩上的凿岩速度。我国浅孔凿岩孔径一般为34~42毫米，孔深在5米左右，凿岩速度300~600毫米/分，甚至高达900~1100毫米/分。中深孔凿岩孔径一般为50~80毫米，孔深8~24米，甚至深30米以上。中深孔凿岩一般采用双向回转的导轨式凿岩机，近年来多采用独立回转的导轨式凿岩机。

反映凿岩机主要技术性能的是冲击功，冲击频率、扭矩及耗气量。设计中应初步确定这些参数值，然后采用类比方法决定配气、转钎、吹洗、操纵机构的型式及各部分的结构尺寸。下面主要介绍冲击、配气和转钎三个主要机构的设计。

(一)凿岩机的冲击机构

在凿岩机中，起主导作用的是活塞及气缸的结构。图5-2表示为典型的有阀配气、无阀配气的活塞与气缸的结构型式。国内外几种凿岩机的参数值可从表5-1中查出，供设计参考用。

图5--2及表5-1中各符号的意义如下

由岩石性质，凿孔直径，并考虑活塞和钎杆的应力以及钎头合金片质量与镶焊质量的影响等因素，和通过类比确定出冲击功E后，就可用下式计算出凿岩机的活塞直径:

活塞直径算出后，如有小数，可类比同类型凿岩机回整为整数值，最好符合标准直径的要求。

活塞杆的直径d₁根据经验选定，一般依d₁=(0.5~0.6)D关系决定适当值。活塞及气缸的其他尺寸，可类比国内外同类型凿岩机选定适当值(参阅表5-1)。

(二)凿岩机的配气机构

配气机构是风动凿岩机的关键部件，并有是风动凿岩机的“心脏”之称。选用不同结构型式的配气机构，对风动凿岩机的结沟、零件加工工艺性、装配工艺性、使用维修和经济性等都有一定的影响;而同一种配气机构因其质量不同，对凿岩机的冲击功、冲击频率、扭矩和耗气量等主要技术指标也有很大影响。因此，在设计时必须根据实际情况进行全面分析，合理选用配气机构;在加工、装配时要认真注意配气机构的质量。

1.配气机构的分类

现代凿岩机主要采用被动阀式、控制阀式、复合阀式及无阀式四种类型。具体分类如下:

(1)被动阀式配气机构

被动阀也有活阀之称。它是依靠活塞往复运动时，压缩气缸前后腔的气体，形成高压气垫的压力来推动气阀交换位置(换向) 而工作的。根据结构形状的不同，它有如上所述四种型式(参见图5-3、图5-4和图5-5)；环状被动阀还有带凸缘与不带凸缘之分。

(2)控制阀式配气机构

所谓控制阀式配气机构，就是阀的动作是有专门的气路控制的一种配气机构。即它是依靠活塞往复运动时，在打开排气孔前，使压气经专门的控制气路来推动配气阀交换位置(换向)，以控制活塞冲程及回程运动。根据控制阀形状的不同，它又分为碗状控制阀和筒状控制阀两种型式(参见图5-6、图5-7)。

(3)复合阀式配气机构

它是被动阀式和控制阀式两种配气机构工作原理的组合(见图5-8、图5-9)。

(4)无阀配气机构

凿岩机没有独立的配气装置，而依靠活塞运动过程中的位置变换来实现配气者，称为无阀配气机构。无阀配气机构分活塞配气和活塞尾杆配气两种型式(参见图5-10、图5-11)。

2.配气机构的分析比较

几种常用的配气机构的分析比较列于表5-2。

3.配气机构的要求

如前述，配气机构设计与加工的质量好坏，直接影响凿岩机的性能，因此在设计和加工制造时，必须符合下述要求:

①零件应有良好的尺寸精度和几何形状精度，保证有良好的密封性和较小的阀运动阻力。

② 配气机构的所有气道应简单顺畅，并应保证压气压力损失小，因此要求至气缸前、后腔的气道尽量少转弯和不急转弯。

③对被动阀和控制阀配气机构，气阀的重量要适当的轻，行程小，运动要灵活，保证活塞较高冲击次数的要求。但不能育目的减轻和减薄，以免给冷热加工带来因难；或因过薄致使在使用中变形，影响配气性能。

④配气机构的零件在工作时主要承受剧烈的摩擦及一定能量的冲击负荷，所以这一类零件应具有高的耐磨性和反复冲击载荷抗力。为满足上述要求，国内外大都采用优质合金钢材制造这些零件。但并不完全如此，国内有用20Cr钢经强烈冷却淬火强化获得低碳马氏体来保证上述要求而制造阀类零件的；也有用尼龙制造阀片的。其使用寿命均高于优质合金钢材制造的。这是节约优质合金钢材和发挥材料潜力的有效途径(但需经过试验)。例如，徐州市风动工具厂和徐州市机械研究所用20Cr钢制造的风铲配气阀，用强烈冷却淬火新工艺处理后，其硬度虽比用20Cr海碳淬火的低HRC5~10，但在受冲击的情况下，其耐磨性却比渗碳淬火处理的高65%。还如，鞍钢矿山研究所等单位研制的FC-150型潜孔冲击器的配气阀片，是选用尼龙6制造的，经试验、使用证明，其寿命在4000米/个以上，且加工容易，制造成本低。应该注意的是，采用尼龙6作阀片，需进行“回火”处型才能保证工作时不裂，有其高寿命，其处理方法是把阀片放在沸水中煮8小时(对FC-159型冲击器的阀片而言)。

⑤结构应简单，便于加工制造及批量生产。

为了减少压力损失，充分利用矿山现有管网压力，进一步提高凿岩机的效率，因此对供气软管直径的大小，配气机构内部孔道断面大小及相对位置和几何形状都有一定要求，排气口的排气面积与排气反压大小及噪声强度也直接有关，因此在设计时都应引起注意。

供气软管直径的大小，根据实验及分析得知，耗气量在3.5米³/分以下时，采用内径为25毫米的软管适合；耗气量在4~5米³/分时，采用内径为32毫米的软管适宜。自动注油器及操纵阀也应与软管内径有相应的尺寸；工作面的软管也不宜过长，一般不宜超过20米。

配气机构内部的气路断面的大小和其相对位置等可通过类比法、设计经验及调试等确定，力求得到合理的配气循环，以实现稳定的冲击和充分利用压气的膨胀功，进而提高凿岩机的效率。具有关资料介绍，气缸排气孔截面积按下式计算时，其凿岩机的排气噪声较小，即：

另外要将排气口的所有锐边倒钝，籍以改善噪声的频率特性。

(三)凿岩机的转钎机构

根据钎杆回转力传递方式的不同，凿岩机的转钎机构可以分为外回转、内回转两大类。外回转亦称独立回转。独立回转凿岩机(如YGZ90、YGZ70)的转钎机构由独立的发动机带动，回转是连续的，并可任意调节转速，内回转凿岩机(如YT24、YT25)则是靠活塞往返运动带动钎杆间歇转动的，转速是不可调节的。

目前内回转凿岩机的转钎机构有三种主要型式：

1.内棘轮转钎机构

这种转钎机构具有单独的螺旋棒及棘轮机构，是当前使用得最普遍的转钎机构。这种机构的优点是工作可靠、故障少。YT24、YT25、YT26、YG40、YSP45型凿岩机均采用这种转钎机构(可参见图4-5)。

2.外棘轮转钎机构

外棘轮转钎机构又分为有独立螺旋棒和无独立螺旋棒两种。前者的构造及动作原理如图5-12所示。YG80及BBC-120F导轨式凿岩机均采用它。这种转钎机构的外棘轮为螺旋棒的大头。由于此类凿岩机主要用于接杆中、深孔凿岩，常须接、卸钎杆,劳动强度较大。为了接卸钎杆机械化，要求螺旋棒能够正反转，故采用双向转钎机构。它在棘轮套中装有能使棘轮正、反转的8片两组棘爪。棘爪的动作是通过安在柄体上的滑套1及换向套2控制的。当压气经A孔进入，推动滑套1向左移动，它的凹槽便带动换向套2逆时针方向(从前向后看)旋转一定角度，这时棘爪a、c、e、g便在其柱塞弹簧作用下落入换向套2的槽中，并与螺旋棒头棘轮的外齿接触，凿岩或接钎时，螺旋棒受这些棘爪的止逆作用，只能顺时针方向旋转(图中实线箭头方向)。相反，当压气经B孔进入，推动滑套1向右移动，换向套2被带动顺时针方向转动一定角度，从面棘爪b、d、f、h落入换向套2的槽中，并在相反的方向与棘轮外齿接触，对其起止逆作用。活塞往复运动时，只允许螺旋棒逆时针方向转动(从前向后看),这时在夹钎器的配合下，即可实现机械化卸钎。如果A、B孔均不进气时，滑套1在其两端弹簧的平衡作用下，处于中间位置，棘爪全部被换向套2抬起，不与棘轮齿接触，两组棘爪对螺旋棒均不起止逆作用，活塞往复运动时，螺旋棒被带动自由转动。因此活塞只冲击，钎子不回转。滑套气路A、B由单独的手柄操纵。这种外棘轮双向转钎机构能够转钎、接钎及卸钎，结构紧凑，工作可靠。

无独立螺旋棒的外棘轮转钎 机 构如5-13所示。它把外棘轮移到活塞杆导向套的前部。外棘轮内部装有螺旋母，铣有螺旋槽及直槽的活塞杆就插入螺旋母中。当活塞在气缸中往返运动时，钎子便被带动旋转。这种转钎机构的优点是零件少，没有单独的螺旋棒。它的缺点是螺旋槽及直槽均铣在活塞杆上，降低了活塞杆的强度。YTP26及K--90型凿岩机均采用这种转钎机构。

1.滑套2.换向套3.螺旋棒4.活塞5.转动套6.钎尾套7.钎尾 A.B:左、右进气管a、c、e、g:正常凿岩、接钎用止逆棘爪 b、d、f、h:卸钎用止逆棘爪。

1.活塞 2.螺旋母 3.外棘轮4.棘爪 5.棘轮座 6.键套 7.转动套简 8.钎尾套

3.滚针(柱)式转钎机构

1.活塞 2:螺旋母 3.滚针 4.棘轮座 5.键套 6.转动套 7.钎尾套

滚针(柱)式转钎机构(图5-14)，与外棘轮转钎机构的原理类似。其差别仅在于它的螺旋母外圆上铣有四个由浅至深的滚针槽，槽的深处装入滚针，可以自由滚动;而在槽的浅部，滚针即被卡住。这样，只能允许螺旋母逆时针方向转动(按A一A剖面而育)。故当活塞冲程运动时，便带动螺旋母逆时针方向转动一个角度(A-A剖面虚线箭头)，此时滚针在槽的深部自转，其中心绕活塞中心线公转一个角度，相对看，活塞就可实现直线运动。由于活塞无转动，因此钎套、钎杆均不转动(理论的)，活塞只作直线冲程运动冲击钎尾。活塞返程时，由于活塞杆上螺旋槽的作用，带着螺旋母顺时针(按A-A剖面而育)转动极小角度，滚针即被浅槽卡住，螺旋母便不能顺时针转动了，于是迫使活塞在返程时逆时针方向转动一个角度(A-A剖面的实线箭头方向)，同时通过键套、转动套和钎尾套带动钎杆转动一个角度。

滚针式转钎机构具有零件少、结构简单、制造容易及承受扭矩大等优点。但可靠性不及棘轮式转钎机构，滚针槽磨损后，会出现打滑现象。这种转钎机构在功率较小的内燃凿岩机(YN30A)及电动凿岩机(YD30)上使用的比较成功。

下面就应用较多的内转钎机构的有关几何参数进行计算。

凿岩机的棘爪已标准化，其形状如图5-15a所示。棘爪的圆头及厚度分别为中∅9.5及4.8毫米，不同类型凿岩机的棘爪只是长度a及宽度b有所差别。棘爪的形状是对称的，可以两面使用，以延长其寿命。

棘轮的齿数一般为奇数，这样可减少钎子转数的丢失及棘轮的磨损。棘轮齿数应由计算确定。

a.棘爪b.内棘轮

图5-15b表示凿岩机工作时棘爪与内棘轮关系。从螺旋棒中心O₁到棘爪回转中心O₂的距离必须保证棘爪与棘轮内齿的正确啮合，否则便影响转钎机构的可靠工作。设图5--15b已知AB及BO₂，

这样即可确定螺旋棒(大头)中心与棘爪转动中心间距离O₁O₂为:

算出O₁O₂后，即可在半径为O₁O₂的圆周上等距对称(偶数)布置棘爪的轴心位置。

根据同样的方法，也可计算外棘轮棘爪轴心的布置位置。

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