CC BY
21
Оригинальная статья
УДК 622.232:62-31/-32 © К.Б. Кызыров, А.А. Митусов, ВЛ. Исаев, С.А. Жакенов, О.С. Решетникова, 2020
Оптимизация конструктивных параметров цапфенного распределителя гидроударника
DOI: http://dx.doi.org/10.18796/0041-5790-2020-4-51-56
Выработаны требования к определению оптимальных параметров цилиндрического вращающегося распределителя гидроударника из условия наилучшего воспроизведения идеального закона движения бойка в реальном механизме. В качестве критерия оптимизации принята ударная мощность ударного механизма, а ограничения - потери мощности в распределителе. Разработана методика решения задачи оптимизации, заключающаяся в выявлении параметров с узкой зоной влияния, установлении оптимальных зависимостей между параметрами распределителя внутри рассматриваемых зон. Определены зависимости оптимальных значений ширины напорных и сливных щелей от энергии и частоты ударов, давления питания, свойств жидкости и других параметров. Исследования проводились в рамках выполнения научной темы «Создание и исследование гидравлического механизма ударного действия для производства горных и строительных работ» по грантовому финансированию по заказу МОН РК на 2018-2020 гг. Ключевые слова: гидроударник, рабочий цикл, цапфенный распределитель, критерий оптимизации, целевая функция, ударная мощность, потери мощности, щель золотника.
Для цитирования: Оптимизация конструктивных параметров цапфенного распределителя гидроударника / К.Б. Кызыров, А.А. Митусов, В.Л. Исаев и др. // Уголь. 2020. № 4. С. 51-56. 001: 10.18796/0041-5790-2020-4-51-56.
ВВЕДЕНИЕ
Одной из важных задач при проектировании гидроударников горных машин являются расчет и обоснование конструктивных параметров системы распределения рабочей жидкости, реализующих оптимальный рабочий цикл [1]. Рассмотрим цапфенные распределители, применяемые в высокочастотных гидроударниках бурильных машин, машин для ремонта горных выработок в угольных шахтах и др. [2, 3, 4].
Гидроударник (рис. 1) включает корпус К, в котором размещен дифференциальный поршень-боек ПБ, образующий две рабочие камеры: неуправляемую камеру холостого хода Кх х и управляемую камеру рабочего хода Кр х. Цапфенный распределитель включает золотник З, неподвижную гильзу Г, в которой выполнены два ряда распределительных окон, смещенных друг относительно друга и соединенных проточками корпуса с напорной и сливной линиями, и третий ряд окон, постоянно соединяющий внутреннюю полость распределителя с камерой рабочего хода. В результате вращения цилиндрического зо-
КЫЗЫРОВ К.Б.
Канд. техн. наук,
профессор кафедры «Технологическое оборудование, машиностроение и стандартизация», КарГТУ, 100027, г. Караганда, Республика Казахстан, e-mail: kyzyrovkairulla@gmail.com
МИТУСОВ А.А.
Доктор техн. наук,
профессор кафедры «Инженерные сети, теплотехника и гидравлика» ФГБОУ ВО «Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова», 656038, г. Барнаул, Россия, e-mail: anatmitusov@mail.ru
ИСАЕВ В.Л.
Канд. техн. наук,
старший преподаватель кафедры «Энергетические системы» КарГТУ, 100027, г. Караганда, Республика Казахстан
ЖАКЕНОВ С.А.
Советник директора ТОО «Торговый дом Каргормаш-М», 100000, г. Караганда, Республика Казахстан, e-mail: td_kargormashm@mail.ru
РЕШЕТНИКОВА О.С.
Старший преподаватель кафедры «Технологическое оборудование, машиностроение и стандартизация» КарГТУ, 100027, г. Караганда, Республика Казахстан, e-mail: olga.reshetnikova.80@mail.ru
лотника от автономного привода управляемая камера рабочего хода попеременно соединяется со сливной и напорной линиями, формируя оптимальный рабочий цикл поршня-бойка, оканчивающийся ударами по инструменту.
ОПТИМИЗАЦИЯ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
ЦАПФЕННОГО РАСПРЕДЕЛИТЕЛЯ ГИДРОУДАРНИКА
Определение оптимальных параметров распределителя основывается на методах параметрической оптимизации, разработанных П.Л. Чебышевым [5], согласно которым задачу оптимизации сформулируем в следующем виде: определить параметры распределителя, которые
К S
S К
p р.х
Рис. 1. Конструктивная схема
гидроударника: ПБ - поршень-боек;
И - инструмент; К - корпус;
Г - гильза; З - золотник;
Ан - аккумулятор напорный;
Ас - аккумулятор сливной;Н - напор;
С - слив; К - камера холостого хода;
х.х ~
Крх - камера рабочего хода;
Sx - площадь камеры холостого хода;
Sp - площадь камеры холостого хода
Fig. 1. The design of the hydraulic hammer: ПБ - piston-hammer; И - a tool; К - housing; Г - sleeve; З - spool;Ан - pressure battery; Ac - drain battery; Н - pressure; C - discharge;Кхх - idling chamber; К - the chamber of the working course;
р х
S - is the idle chamber area;
x
S - idle chamber area
p
при заданной ударной мощности гидроударника обеспечивали бы минимум потерь мощности в распределителе. Таким образом, в качестве критерия оптимизации принята ударная мощность механизма, в качестве ограничения - коэффициент полезного действия распределителя или потери мощности в нем.
Следовательно, необходимо составить аналитическое выражение ограничения, представляющего собой функцию от параметров распределителя, а затем найти такое сочетание этих параметров, при которых функция свелась бы к минимуму. Под параметрами распределителя понимаются его геометрические размеры, которые приведены на рис. 2 в виде фрагментов по совмещенной развертке распределительной гильзы и золотника.
Для составления аналитического выражения ограничения необходимо проанализировать все виды потерь в распределителе [6], определить функциональную зависимость этих потерь от параметров распределителя и свести их к выражению вида
AN^f^HJMJ^k^X),
(1)
где АЛ - суммарные потери мощности в распределителе; Нн и Нс - ширина напорной и сливной распределительных щелей соответственно; 1щ - длина щели по дуге наружной окружности золотника; 1н и 1с - длины напорного и сливного окон по дуге внутренней окружности распределительной гильзы; I,, 12,13, 14 - длины уплотнительных поясков в осевом направлении; 1п - длина перемычки между сливными и напорными окнами распределительной гильзы; ку - коэффициент умножения частоты, соответствующий количеству ударов, приходящихся на один оборот золотника; кп - коэффициент перекрытия золотника (кп = 1п / IЩ); кс - коэффициент скорости распределителя, характеризующий долю времени насыщения площади распределительных щелей в общем цикле распределения (кс = Т/tнJ; /нас - время насыщения площади распределительных щелей; Т - время рабочего цикла.
Из выражения (1) видно, что число оптимизируемых параметров велико и исследование их на минимум представляет весьма трудоемкую задачу. В этой связи следует произвести анализ влияния каждого параметра на ограничение, выявить параметры с более узкой зоной влияния и
P
P
P
W
P
W
( \Ш/ Ч
/ \ц
'rimrtliwIjimrtfmM.uMi
nD = к к к
Рис. 2. Фрагменты совмещенной развертки распределительной гильзы и золотника и картина утечек и перетечек в распределителе во время подсоединения управляемой камеры с напорной (а) и сливной (б) магистралями соответственно Fig. 2. Fragments of the combined sweep of the distribution sleeve and spool and the picture of leaks and overflows in the distributor during the connection of the controlled chamber with the pressure (a) and drain (b) lines, respectively
l
затем, рассматривая каждую зону обособленно, решить частную задачу оптимизации для установления оптимальных зависимостей между параметрами распределителя внутри рассматриваемой зоны. Цель такого подхода состоит в том, чтобы максимально упростить целевую функцию уменьшением числа оптимизируемых параметров, а затем решить задачу оптимизации, применив, например, метод перебора параметров [7]. Рассматривая каждую зону, необходимо составить частную целевую функцию, представляющую собой потери мощности в рассматриваемой зоне. При этом каждая частная целевая функция должна быть слагаемой общей целевой функции (1).
Параметрами с узкой зоной влияния является ширина напорной Нн и сливной Нс щелей. Увеличение ширины щели ведет, с одной стороны, к возрастанию ее сечения и, следовательно, к снижению гидравлических потерь, с другой - к увеличению фронта перетечек и повышению объемных потерь. Рациональное значение может быть определено при совместном анализе гидравлических и объемных потерь.
Гидравлические потери энергии возникают в моменты протекания жидкости через напорные и сливные щели золотника, представляющие собой местные сопротивления.
Фаза разгона бойка при холостом ходе охватывает промежуток времени от момента начала холостого хода до момента переключения управления, в этой фазе управления камера рабочего хода Кр х соединена со сливной магистралью [8,9]. Мгновенная потеря давления в окнах распределителя определяется по формуле [10]:
АР--
2-г
2-В
(2)
х„ =-
(3)
где Хд- скорость бойка. Подставив выражение (3) в (2), получим:
ДЛГ
йА
Учитывая, что =—, запишем:
¿и
М:
л.
(4)
где = Н • I • k - площадь сливной щели.
Интегрируя выражение (4) в пределах продолжительности фаз торможения и рабочего хода, а затем их просуммировав, определим гидравлические потери энергии в напорных окнах золотника:
1 2-Я-5н2 '
Л,
(6)
где 5н = Нн • 1щ • ^ - площадь напорной щели.
В выражениях (5), (6) скорость бойка в соответствии с уравнениями движения, приведенными в [1 ], можно представить в виде функции по времени: - в фазе разгона при холостом ходе: х6=к-иу+а1^, (7)
с-Л
где с.\ =-- ускорение бойка в рассматриваемой фазе,
с=,
т
м.
Ы
- в фазе торможения и рабочего хода: хе — хп —а2 • t, хъ=а2-с^!
(8) (9)
где а2 =--(1-е) - ускорение бойка в фазе торможения
т
и рабочего хода.
Подставив (7) в (5), (8) и (9) в (6) и проинтегрировав их, получим:
АА =
Д4=-
Ъ-уБ'-т
(10)
(11)
где Е, - коэффициент местного сопротивления щелей' g -удельный вес жидкости. у - скорость жидкости в щели. Тогда мгновенная потеря мощности в щелях золотника:
Гидравлические потери мощности в соответствующих окнах распределителя определим, умножив потери энергии в них на частоту ударов:
ДАТ
где <2 = БЩ -хх - расход жидкости через щели золотника. - площадь распределительных щелей золотника. С учетом уравнения неразрывности приведем скорость жидкости в щели к скорости бойка:
т_=-
8 в-с^^Т \-ySl-m
:[*=+°т4}
(12)
(13)
2 ■ ^ ■
Интегрируя полученное выражение (4) в пределах продолжительности фазы разгона при холостом ходе, определим гидравлические потери энергии в сливных окнах золотника:
Величины в уравнениях (12) и (13) выразим через исходные параметры распределителя, к которым относятся энергия удара А, время рабочего цикла Т, коэффициент отскока к и параметры рабочей жидкости удельный вес g и коэффициент динамической вязкости т.
Установлено, что величина коэффициента местного сопротивления при незначительном открытии щели (~ 0,15 мм) стабилизируется и принимает постоянное значение = 3,1 [11].
Площадь поверхности бойка в камере рабочего хода выразим через усилие Я1 и давление питания Р:
р р
Подставив выражение (24) из [1] в (14), получим: >/2 А-т а
РТ
с(1-с)
(14)
(15)
где а = \1к*-к-с + с+к-с + с-к. (16)
Подставив (15) и площадь сливной щели £ в (12), а (15) и площадь напорной щели 5 в (13), а также воспользовав-
б,
шись выражениями для хп (18) из [1] и иу, получим окончательное выражение для гидравлических потерь мощности в соответствующих окнах распределителя: 43 -0
Щ =-
где 0 =
^■уА3
g-P -Т -Н2 г -к
а
А 1-е)
AN =
(к2 -к2 -с + с)2 -к*
Ъ, ■ у • А2 ■ со
g-P Т Н2 -I2 -к.2
где
(0 =
а
с(1-с)
(к2-к2-с + с)2 +1 1-е
(17)
(18)
(19)
(20)
Объемные потери обусловлены перетечками жидкости через зазоры между распределительной гильзой и золотником. Из рис. 2 следует, что от размера ширины окон зависят лишь радиальные утечки, которые существуют в течение всего цикла, но направление их различно в зависимости от фаз распределения. Утечки через щели золотника являются двусторонними, поэтому фрикционный перенос жидкости можно не учитывать.
Расход жидкости по перетечкам через плоскую щель определяют по формуле Пуазейля [11]:
12 ц/
где Ф - фронт перетечек; ё - величина зазора; Р - перепад давления; т - коэффициент динамической вязкости жидкости; I - длина перетечек.
Большое значение имеет выбор правильного зазора между распределительной гильзой и золотником [12, 13]. При малом зазоре возможно защемление золотника вследствие теплового расширения деталей во время работы. Увеличение зазора ведет к прогрессивному росту объемных потерь, так как утечки пропорциональны величине зазора в третьей степени.
Основываясь на [14, 15], при соблюдении рекомендованного поля допусков предположим, что закон распределения зазоров в сопряжениях нормальный. Тогда, можно вывести аппроксимирующий полином первой степени, выражающий зависимость средней величины радиального
зазора в распределительной паре от диаметра золотника: 8 = 48-Ю"6-кс-ку ■/щ + 8.7-10"6, (м). (21)
Полученная зависимость очень удобна при исследовании распределителя, так как дает возможность автоматически ставить в соответствие величину радиального зазора от его параметров. Согласно [11] формула Пуазейля неприменима в зоне малых длин перетечек (0-2 мм). В этом случае можно использовать формулу В.А. Лещенко, имеющую вид [11]:
- при длине перетечек 0-0,2 мм
0.87-Ф-8133 -Р-Ю033 ,_„
АО =-г;—; (22)
0.6-у -(1 + 2940 -Л5)
- при длине перетечек 0,2-2 мм
г-Ф-^Р (23)
где г, q - постоянные коэффициенты; а, Ь - показатели степени при соответствующих параметрах.
Поскольку аналитически определить расход утечек при малых длинах перекрытия золотника не представляется возможным, то, основываясь на эмпирических зависимостях (22) и (23), с некоторым приближением были построены графики изменения расчетной длины перетечек у, позволяющей рассчитывать действительный расход утечек по формуле Пуазейля во всем диапазоне длин перетечек, в зависимости от фактической величины перекрытия золотника I (рис. 3).
Из рис. 3 следует, что увеличение фактического перекрытия I от 0 до 2 мм соответствует росту расчетной длины перетечек 10 до 2 мм и принимается равной фактическому перекрытию золотника.
Начальная длина перетечки 10 выведена из условия равенства расходов утечек по формуле (22) и уравнению Пуазейля:
5.65-10"2 -8167
L
, м,
(24)
гдеv - кинематический коэффициент вязкости жидкости.
Следует отметить, что на графиках кривая 2 является зеркальным отображением кривой 7, следовательно, объем утечек в обе стороны через соответствующую щель одинаков.
Определим эквивалентные длины перетечек через кромки напорной I и сливной I щелей, при которых объ-
Рис. 3. Зависимость изменения длин перетечек через напорные и сливные щели золотника от фактической величины перекрытия: а, б - соответственно через напорные и сливные щели; 1,2 - соответственно в направлении и против вращения золотника Fig. 3. The dependence of changes in the lengths of overflows through the pressure and drain slots of the spool on the actual value of the overlap: a, b - respectively, through the pressure and drain slots; 1,2 - respectively in the direction and against the rotation of the spool
емы утечек через соответствующие кромки за один цикл движения бойка равны действительным:
2-Ю"3 Ч
Í —+1 J л,а\ i
1
di
у«) ,.„з у(!)
Г
Í —+ f
J vCA j
di
УН) Jo 3 УН) Г
, м,
, м,
(25)
(26)
y(i) = k +
210~3 -/,
M; при / 3 2x10-3 мy(l) = l.
2-10"3
Решив интегральные выражения (25) и (26), получим: /_ =-;--—, м, (27)
2-10" 2-10"3-/„
, 2-10"3 , С
•In-+ ln
2-10"
L =-
2-10"
■In^ln
(28)
2-10"3 -/0 /0 2-10"3
к-83РН t
АО =-?■-
s j rr, '
б-ц-/эн Т
к -83 Р-Н t
A &= у с-(1~3
6-Мзо Т
Введем обозначение
t,
¥
(29)
(30)
(31)
тогда выражения (29) и (30) преобразуются к видам:
да =
к -53-Р-Ян-у
, А& =
Л -8 Р НС -(l-y)
W»=AQm-P =
ANC=AQ -Рс =
ку -83 -.Р2 -Ян -у
6-Изн '
Суммы гидравлических и объемных потерь мощности представляют собой частные целевые функции:
УАМ = (32)
(33)
где -1Щ - максимальная длина перетечек через
напорную щель.
= -/щ - максимальная длина перетечек че-
рез сливную щель. у(1) - функциональная зависимость, при 0 < I< 2x10-3 м
уду -_уб'^-Я.-у
Продифференцировав выражение (32) по Нн, а выражение (33) по Нс и приравняв производные нулю, получим оптимальные значения ширины щелей, соответствующих минимумам целевых функций:
я* = ----Р-(34)
ку-8Т Р1
¥
Я' =
¿у-б-Г^-Г-Р1 где р - плотность жидкости.
Л |,„„ , со
(35)
Перетечки рабочей жидкости через кромки напорных и сливных щелей происходят в определенной последовательности, связанной с фазами цикла распределения. Перетечки через кромки напорных щелей существуют во время соединения управляемой камеры со сливной магистралью, а через кромки сливных щелей - во время соединения с напорной магистралью, и их доля времени в общем цикле
t г
распределения будет составлять соответственно — и 1 —5-.
Т Т
Учитывая наличие у щели двух кромок и кратность распределителя, расходы жидкости по перетечкам AQ через кромки соответствующих щелей будут равны:
6'Мзе 6'Мэс
Потери мощности, обусловленные перетечками жидкости, составляют:
6-Мэс
где АЫн - объемные потери мощности через кромки напорных щелей' АЫс - объемные потери мощности через кромки сливных щелей.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Таким образом, оптимальная ширина щелей золотника зависит от ударной мощности (А, Т), начальных условий цикла (к), свойств рабочей жидкости (m, r), параметров золотника (1щ, kQ, ky) и давления питания P. Длины уплотни-тельных поясков l,, l2, l3, l4 также имеют узкую зону влияния в смысле потерь мощности и могут быть рассмотрены обособленно. Увеличение длин уплотнительных поясков ведет, с одной стороны, к снижению объемных потерь, с другой стороны - к увеличению площади поясков, следовательно, к увеличению потерь на вязкое трение. Рациональное значение длин поясков может быть определено при совместном анализе объемных потерь и потерь мощности на вязкое трение.
Список литературы
1. К вопросу оптимизации рабочих циклов гидрообъемных ударных механизмов / К.Б. Кызыров, А.А. Митусов, В.Л. Исаев и др. // Горное оборудование и электромеханика. 2019. № 1. С. 20-25.
2. Подэрни Р.Ю. Механическое оборудование карьеров: учебник для вузов. 8-е изд., перераб. и доп. М.: Изд-во «Майнинг Медиа Групп», 2013. 594 с.
3. Development Status of Hydraulic Hammers and Development Trends of Hydraulic Hammers Used in Oil and Gas Well Drilling. Electronic / Xueqin Huang, Gui Hu, Qingkun Meng, Xiaofeng Zheng // Journal of Geotechnical Engineering. 2016. Р. 5453-5464.
4. Новосельцева М.В. Гидроимпульсный механизм бурильных машин для алмазного бурения горных пород // Современные наукоемкие технологии. 2017. № 6. С. 72-76.
5. Геронимус Я.Л. Динамический синтез механизмов по Чебышеву. Харьков: ХГУ, 1958. 133 с.
6. CFD analysis of flow forces and energy loss characteristics in a flapper-nozzle pilot valve with different null clearances / N.Z. Aung, Q. Yang, M. Chen, S. Li. // Energy conversion and management. 2014. Vol. 83. P. 284-295.
7. Поляков В.И., Скорубский В.И. Основы теории алгоритмов. СПб.: СПб НИУ ИТМО, 2012. 51 с.
8. Walter Franco. A model-based methodology for rapid designing of hydraulic breakers // International Journal of Fluid Power. 2017. Vol. 18. Issue 2. P. 102-110.
9. Решетникова О.С. Исследование характеристик движения бойка гидравлического молота / Труды университета. Караганда: Изд-во КарГТУ, 2014. № 2. С. 32-35.
10. Свешников В.К. Станочные гидроприводы: справочник. М.: Машиностроение, 2008. 640 с.
11. Хохлов В.А. Электрогидравлический следящий привод. М.: Наука, 1966. 427 с.
12. Designing the Controller of a Servo Valve by Simulation / N. Vasiliu, I. Costin, C. Calinoiu et al. // Studies in Informatics and Control. 2016. N 1. Vol. 25. Р. 51-58.
13. Shizurou Konami, Takao Nishiumi. Hydraulic Control Systems. Theory and Practice. Ja pa n, World Scientific, 2016. 328 p.
14. Pournazeri M., Khajepour A., Huang Y. Development of a new fully flexible hydraulic variable valve actuation system for engines using rotary spool valves // Mechatronics. 2017. Vol. 46. P. 1-20.
15. A6paMOB Е.И., Колесниченко К.А., Маслов В.Т. Элементы гидpопpивода: Спpавочник. Киев: Техника, 1977. 320 с.
COAL MINING EQUIPMENT
Original Paper
UDC 622.232:62-31/-32 © K.B. Kyzyrov, A.A. Mitusov, V.L. Isayev, S.A. Zhakenov, O.S. Reshetnikova, 2020 ISSN 0041-5790 (Print) • ISSN 2412-8333 (Online) • Ugol' - Russian Coal Journal, 2020, № 4, pp. 51-56 DOI: http://dx.doi.org/! 0.18796/0041-5790-2020-4-51-56
Title
optimization of constructive parameters of a wrist-pin valve of a hydraulic hammer
Authors
Kyzyrov K.B.1, Mitusov A.A.2, Isayev V.L.1, Zhakenov S.A.3, Reshetnikova O.S.'
1 Karaganda State Technical University, Karaganda, 100027, Republic of Kazakhstan
2 Federal State Budget Educational Institution of Higher Education "Polzunov Altai State Technical University", 656038, Barnaul, Russian Federation
3 "Trading House "Kargormash-M" LLP, Karaganda, 100000, Republic of Kazakhstan
Authors' Information
Kyzyrov K.B., PhD (Engineering), Professor of "Technological equipment,
engineering and standardization" department,
e-mail: kyzyrovkairulla@gmail.com
Mitusov A.A., Doctor of Engineering Sciences,
Professor of "Engineering networks, heat engineering and hydraulics"
department, e-mail: anatmitusov@mail.ru
Isayev V.L., PhD (Engineering), Senior Lecturer of "Energy Systems"
department
Zhakenov S.A., Director Advisor, e-mail: td_kargormashm@mail.ru Reshetnikova O.S., Senior Lecturer of "Technological equipment, engineering and standardization" department, e-mail: olga.reshetnikova.80@mail.ru
Abstract
The requirements for determining the optimal parameters of a cylindrical rotary hydraulic hammer valve are developed from the conditions of the best reproduction of the ideal law of movement of the hammer in a real mechanism. As an optimization criterion, the impact power of the impact mechanism is adopted, the restrictions are the power loss in the valve. A methodology has been developed for solving the optimization problem, which consists in identifying parameters with a narrow influence zone, establishing optimal dependencies between the parameters of the valve inside the zones under consideration. The dependences of the optimal values of widths of the pressure and drain slots on the energy and frequency of impacts, supply pressure, fluid properties and other parameters are determined.
The researches were carried out in the framework of the scientific theme "Design and research of the hydraulic impact mechanism for mining and construction works" under grant funding for the Ministry of Education and Science of the Republic of Kazakhstan for 2018-2020 years.
Keywords
Hydraulic hammer, Working cycle, A Wrist-pin valve, Optimization criterion, Objective function, Impact power, Power loss, Spool slot.
References
1. Kyzyrov K.B., Mitusov A.A., Isayev V.L. et al. K voprosu optimizatsii rabochikh tsiklov gidroob"yemnykh udarnykh mekhanizmov [On the issue of optimizing the working cycles of hydrostatic shock mechanisms]. Gornoye oborudovani-ye i elektromekhanika - Mining equipment and electromechanics, 2019, No. 1, pp. 20-25. (In Russ.).
2. Poderni R.Yu. Mekhanicheskoye oborudovaniye kar'yerov: Uchebnik dlya vuzov. [Mechanical equipment for quarries: Textbook for universities]. 8th ed., revised. and additional. Moscow, Mining Media Group Publ., 2013, 594 p. (In Russ.).
3. Xueqin Huang, Gui Hu, Qingkun Meng & Xiaofeng Zheng Development Status of Hydraulic Hammers and Development Trends of Hydraulic hammers
Used in Oil and Gas Well Drilling. Electronic. Journal of Geotechnical Engineering, 2016, pp. 5453-5464.
4. Novoseltseva M.V. Gidroimpul'snyy mekhanizm buril'nykh mashin dlya almaz-nogo bureniya gornykh porod [Hydro-impulse mechanism of drilling machines for diamond rock drilling]. Sovremennyye naukoyemkiye tekhnologii - Modern high technology, 2017, No. 6, pp. 72-76. (In Russ.).
5. Geronimus Ya.L. Dinamicheskiy sintez mekhanizmov po Chebyshevu [Dynamic synthesis of mechanisms according to Chebyshev]. Kharkiv, HGU Publ., 1958, 133 p. (In Russ.).
6. Aung N.Z., Yang Q., Chen M. & Li S. CFD analysis of flow forces and energy loss characteristics in a flapper-nozzle pilot valve with different null clearances. Energy conversion and management, 2014, Vol. 83, pp. 284-295.
7. Polyakov V.I. & Skorubskiy V.I. Osnovy teorii algoritmov [Fundamentals of Algorithm Theory]. St. Petersburg, SPb NIU ITMO Publ., 2012, 51 p. (In Russ.).
8. Walter Franco. A model-based methodology for rapid designing of hydraulic breakers. International Journal of Fluid Power, 2017, Vol. 18 (2), pp. 102-110.
9. Reshetnikova O.S. Issledovaniye kharakteristik dvizheniya boyka gidravlichesko-gomolota [The study of the characteristics of the movement of the hammer of a hydraulic hammer]. University Proceedings. Karaganda, KarGTU Publ., 2014, No. 2, pp. 32-35. (In Russ.).
10. Sveshnikov V.K. Stanochnyye gidroprivody: Spravochnik [Machine-driven hydraulic drives: Reference]. Moscow, Mashinostroyeniye Publ., 2008, 640 p. (In Russ.).
11. Khokhlov V.A. Elektrogidravlicheskiysledyashchiy privod [Electro-hydraulic servo drive]. Moscow, Nauka Publ., 1966, 427 p. (In Russ.).
12. Vasiliu N., Costin I., Calinoiu C. et al. Designing the Controller of a Servo Valve by Simulation. Studies in Informatics and Control, 2016, No. 1, Vol. 25, pp. 51 -58.
13. Shizurou Konami & Takao Nishiumi. Hydraulic Control Systems. Theory and Practice. Japan, World Scientific, 2016, 328 p.
14. Pournazeri M., Khajepour A. & Huang Y. Development of a new fully flexible hydraulic variable valve actuation system for engines using rotary spool valves. Mechatronics, 2017, Vol. 46, pp. 1 -20.
15. Abramov E.I., Kolesnichenko K.A. & Maslov V.T. Elementy gidpoprivoda: Spravochnik [Hydraulic drive elements: Reference]. Kiev, Tekhnika Publ., 1977, 320 p. (In Russ.).
For citation
Kyzyrov K.B., Mitusov A.A., Isayev V.L., Zhakenov S.A. & Reshetnikova O.S. Optimization of constructive parameters of a wrist-pin valve of a hydraulic hammer. Ugol' - Russian Coal Journal, 2020, No. 4, pp. 51-56. (In Russ.). DOI: 10.18796/0041 -5790-2020-4-51-56.
Paper info
Received January 10,2020 Reviewed February 6,2020 Accepted March 3,2020
