一种高频液压冲击活塞副的能耗分析方法及系统与流程

本发明属于液压冲击器能耗分析技术领域，尤其涉及一种高频液压冲击活塞副的能耗分析方法及系统。

背景技术：

目前，最接近的现有技术：

液压冲击器能量利用率是活塞冲击能量与液压能的比值，它反映了液压冲击器液压能至机械能的转换效率，直接影响到液压冲击器凿岩效率。液压冲击器在高频往复工作过程中，源自冲击活塞与缸体之间间隙润滑引起的摩擦损失和间隙密封带来的泄露损失是其能量损耗主要部分。旨在提高液压冲击器能量利用率，国内外学者围绕冲击活塞副能耗计算以及活塞结构参数优化开展大量分析工作。赵宏强等构建了凿岩机冲击系统数学模型，仿真分析了冲击活塞副的摩擦与泄露损失和输入流量、活塞质量等的关系；j.y.oh等通过对液压冲击器凿岩过程进行建模仿真，分析了冲击活塞副的泄露损失和摩擦损失；杨国平等基于层流状态下的雷诺方程构建液压冲击器数学物理模型，分析了冲击器冲击活塞运动所产生的摩擦损失；flegner等测试了不同钻压和转速下液压冲击器凿岩过程的活塞摩擦和磨损，从避免过早磨损的角度提出了增强润滑效果的活塞结构参数设计方法并确定了活塞参数的取值范围；田文元等在建立回油型液压冲击器性能仿真模型时综合考虑泄露和摩擦损失后给出了活塞与缸体间隙以及密封长度的计算方法。

表面织构是指通过一定的加工技术在摩擦副表面加工制备出具有一定尺寸、形状和排列的微几何结构，如微坑或微沟槽等，其原理主要是利用织构产生的附加动压润滑效应来提高表面承载能力并降低表面摩擦，并且改善润滑条件降低摩擦副摩擦和磨损。表面织构作为一种降低摩擦、减小磨损和提高表面承载力的有效手段也已经得到了广泛认可。凹坑织构应用于内燃机缸套表面，改善活塞副润滑性能大大降低了活塞环与缸套间的摩擦；凹槽型织构应用于轴承表面，减小轴承表面摩擦力同时也提供了更好的稳定性参数；而在众多的分析中也表明，不同微织构形貌以及微织构的参数(面积率、深度比)对表面摩损也有很大影响。

综上所述，现有技术存在的问题是：

(1)不能降低传统间隙密封结构下高频液压冲击活塞副的能耗，不能有效地提升液压冲击器能量利用率。

现有技术中，仍未能摆脱常规的冲击活塞副设计因间隙造成的困难：增加间隙降低摩擦损失，但泄露损失增加；减小间隙降低泄露损失，但摩擦损失增加。这样导致当前的液压冲击器能量利用率未能得到明显提升，远低于其它液压驱动执行件。

(2)现有冲击活塞副设计优化研究中，仍局限于常规的间隙润滑与密封机理，而仅仅从活塞结构参数等进行优化。致使优化设计提升液压冲击器能量利用率的效果不明显。

(3)与内燃机活塞副相比，液压冲击活塞副的冲击活塞是在交变高低压液压油驱动工况下做高频往复运动，液压油既是活塞的驱动介质，也是润滑介质，其泄露损失是活塞副能耗的重要部分，而表面织构能够降低摩擦损耗，但是传统间隙密封结构下冲击活塞副的能耗不能得到降低。

(4)液压冲击活塞副属于低副，摩擦与泄露机理差异明显，之前的研究主要集中在表面织构参数对摩擦副减摩效果的影响方面。故虽然可以借鉴表面织构对其它活塞副的研究成果，但是未能直接降低冲击活塞副的能耗。

解决上述技术问题的意义：冲击活塞表面织构能改变油液流动规律，引起冲击活塞副变为间隙与织构复合润滑、密封状态，导致冲击活塞副包括摩擦、泄露损失的能耗发生变化。通过从冲击活塞表面织构和冲击活塞间隙匹配关系角度，揭示了表面织构型冲击活塞副能耗变化规律以及能耗抑制机理，并分析了表面织构参数对能耗的影响，为设计高频液压冲击活塞副的能耗分析系统并降低冲击活塞副能耗提供了思路，为设计高能效液压冲击器提供理论依据。

技术实现要素：

针对现有技术存在的问题，本发明提供了一种高频液压冲击活塞副的能耗分析方法及系统。

本发明是这样实现的，一种高频液压冲击活塞副的能耗分析方法包括：

以高频液压冲击器冲击活塞副为分析对象，采用具有圆形微织构的冲击活塞结构，通过解析冲击活塞副能耗产生的物理力学机制，引入活塞副能耗评价指标，建立冲击活塞副的能耗分析模型；

结合reynolds方程进行数值求解，获得微织构参数对活塞副能耗的关系。

进一步，圆形微织构包括：织构呈周期性分布的结构布置使每个织构单元区域油膜厚度与油膜压力呈现周期性变化，根据周期布置特点计算整个密封区域的压力及摩擦力；

活塞表面沿轴线方向设为x轴，沿径向方向设为y轴，建立坐标系，控制单元x轴向边长为lx，控制单元y轴向边长为ly，加工的微织构面积为a，则微织构的面积率sp表示为：

进一步，织构型高频冲击活塞阀能耗分析模型包括：

冲击活塞副能耗评价指标的构建中，冲击活塞副一个运动周期内的能耗计算如下：

式中：w为一个周期内的能耗；wl为一个周期冲击活塞副的泄露损失能量；wf为一个周期冲击活塞副的摩擦损失能量；plt为t时刻的泄露损失功率；pft为t时刻的摩擦损失功率；t为高频冲击活塞副运动周期。

进一步，织构型高频冲击活塞阀能耗分析模型进一步包括：

活塞副泄露损失能量计算公式由下式表示：

式中：δpt为t时刻冲击活塞副两端的压差，由冲击活塞副工作条件确定；qlt为t时刻的泄露流量；

用完全同心的环形间隙液压油的体积流量公式计算：

式中：d为冲击活塞的直径；ht为t时刻的泄露间隙；η为液压油动力粘度；l为流道长度；vt为t时刻活塞与缸体的相对运动速度；

各微织构单元的结构一致且呈对称布置，t时刻的泄露间隙用微织构单元的最小膜厚表示：

ht＝minh(x，y)

其中：h(x，y)为微织构单元的膜厚分布函数，采用圆柱型微织构的控制单元流场截面模型，v为活塞的运动速度，h0为缸体和活塞的最小初始单边间隙；hg为圆柱型微织构单元高度；在油膜压力作用下产生的接触变形，表示为：

式中：rp为圆柱型微织构单元底面半径；v(x，y)为接触变形；

式中：v(x，y)为接触变形；e为等效弹性模量；p(s，z)为油膜压力分布。

进一步，织构型高频冲击活塞阀能耗分析模型进一步包括：

活塞副摩擦损失能量计算公式由下式表示：

式中：vt为t时刻冲击活塞的运动速度，根据实验测试数据输入；fft为t时刻冲击活塞所受摩擦力；

各个微织构单元所产生的摩擦力相同，冲击活塞视为刚体，则t时刻冲击活塞所受摩擦力表示为：

fft＝kffd

式中：ffd为单个微织构所产生的摩擦力；k为微织构单元总数量，其中

单个微织构单元的摩擦力ffd为：

式中：h为油膜厚度；p为油膜压力；v为冲击活塞与缸体的相对运动速度。

等温条件下不可压缩流体的reynolds方程为：

式中：ρ为液压油密度；

忽略油液密度和黏度变化，化简为：

式中：∧＝6vη0为简化系数，η0为液压油动力粘度的初始值；

油膜压力呈周期性分布的，采用流体润滑中的reynolds空化边界条件，有：

p(x，y)≥0，且p(x，y)＝0时，

冲击活塞两侧压力呈线性变化，则单个微织构单元有一定的压降δp，得油膜边界条件形式如下：

式中：δp为无量纲化冲击活塞密封段两端压力差；pi为高压端供油压力；p0为低压端供油压力；m为织构单元沿x方向的节点数。

油膜压力分布应满足载荷平衡方程，如下式所示：

式中：fl为载荷，根据边界条件可确定为

代入边界条件，对油膜压力进行求解，若满足载荷平衡方程，得到织构单元压力分布。

进一步，织构型高频冲击活塞副能耗数值求解的方法：

确定织构单元尺寸后，沿x轴方向均匀划成m个节点，在y轴方向均匀划成n个节点；取计算步长为δt，一个周期内的能耗由下式进行数值求解：

式中：i为一个周期内的时间段数，1＝t/δt，δt表示计算步长；δpi为i×δt时刻冲击活塞密封段两端压差；qi为i×δt时刻液压油泄露流量；ffi为i×δt时刻活塞所受摩擦力；vi为i×δt时刻冲击活塞运动速度；

采用复合梯形公式求解摩擦力，计算如下：

式中：m为织构单元沿x方向的节点数；n为织构单元沿y方向的节点数；hi，j为x方向节点i与y方向节点j交汇处的油膜厚度；pi，j为x方向节点i与y方向节点j交汇处的压力；ri，j为系数矩阵，为：

接触变形采用阶梯函数逼近法简化求解，即：

式中：vij为节点xi＝iδx，yj＝jδy处的弹性变形；为节点xk＝kδx，yl＝lδy处单位节点力在节点xi＝iδx，yj＝jδy处产生的变形；

式中，δx为x方向的网格长度，δx＝lx/(m-1)；

δy为y方向的网格长度，δy＝ly/(n-1)；

采用差分公式进行处理，得压力求解迭代计算公式：

式中，带上标k的为未修正压力；带上标k+1的为已修正压力；i为x方向节点号；j为y方向节点号；b，c，d，f，g为计算系数，用下式表示：

式中，δx为x方向的网格长度；δy为y方向的网格长度；i为x方向节点号；j为y方向节点号；

采用超松驰迭代法进行修正，即：

式中，p为油膜压力，i为x方向节点号；j为y方向节点号；带上标k的为未修正压力；带上标k+1的为已修正压力；ω为松弛迭代因子；

收敛判断采用相对精度进行，具体如下式：

求解收敛后，将求解压力对高频冲击活塞副所受摩擦力进行计算，根对冲击活塞副能耗进行计算。

本发明的另一目的在于提供一种实施所述高频液压冲击活塞副的能耗分析方法的高频液压冲击活塞副的能耗分析系统。

本发明的另一目的在于提供一种实施所述高频液压冲击活塞副的能耗分析方法的表面织构型高频液压冲击器。

本发明的另一目的在于提供一种搭载所述表面织构型高频液压冲击器的液压凿岩机。

综上所述，本发明的优点及积极效果为：

为了降低传统间隙密封结构下高频液压冲击活塞副的能耗，有效地提升液压冲击器能量利用率。本发明在分析高频液压冲击活塞副的能耗基础上，引入了圆形微织构，综合考虑了活塞副的摩擦与泄露损失后构建了能耗评价指标。并利用平均雷诺方程建立织构型高频液压冲击活塞副的能耗分析模型，分析活塞织构参数对能耗的影响。

本发明将以高频液压冲击器冲击活塞副为分析对象，采用具有圆形微织构的冲击活塞结构。通过解析冲击活塞副能耗产生的物理力学机制，引入活塞副能耗评价指标，建立冲击活塞副的能耗分析模型，结合reynolds方程进行数值求解，获得微织构参数对活塞副能耗的影响，为表面织构型高频液压冲击器的设计提供理论依据。

本发明针对高频液压冲击活塞副运动周期化、运动频率高的特点，建立了织构型冲击活塞副的能耗分析模型。采用该模型对yg45型液压凿岩机冲击活塞副额定工况的能耗进行了分析，结果表明：

冲击活塞副的能量损耗占液压冲击器总损失能量的29.77％。降低冲击活塞副的能耗可以有效提高液压冲击器的能量利用率。

在液压冲击器冲击活塞副表面加工圆形微织构后能耗降低，降低幅度占比在1.32％～10.98％。改变微织构的面积率对也能降低能耗，且面积率在0.64～0.70时冲击活塞副能耗达到最小。

在不同深度比下微织构活塞副的能耗也有所降低，但能耗占比降低幅度较小，仅为3.21％～5.68％。织构深度比在1～1.1时冲击活塞副能耗降到最低。

织构型活塞副能降低冲击活塞副能量损耗，是提高液压冲击器能量利用率的有效形式，打破了常规冲击活塞副设计能耗降低难以突破的难题。

附图说明

图1是本发明实施例提供的高频液压冲击机构示意图。

图中：1、后支撑座；2、活塞后腔；3、冲击活塞；4、高压油路；5、活塞前腔；6、缸体；7、液压马达；8、前支撑座；9、回油口；10、气缸。

图2是本发明实施例提供的冲击活塞表面圆形微织构几何模型图。

图3是本发明实施例提供的微织构控制单元几何模型图。

图4是本发明实施例提供的微织构控制单元流场截面模型图。

图5是本发明实施例提供的周期内能耗损失求解示意图。

图6是本发明实施例提供的冲击活塞副有无织构能耗对比图。

图7是本发明实施例提供的不同面积率下微织构冲击活塞副能耗图。

图8是本发明实施例提供的不同面积率下微织构活塞副能耗占比图。

图9是本发明实施例提供的不同深度比下微织构冲击活塞副能耗图。

图10是本发明实施例提供的不同深度比下微织构冲击活塞副能耗占比图。

具体实施方式

为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合实施例，对本发明进行进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

现有技术中，不能降低传统间隙密封结构下高频液压冲击活塞副的能耗，不能有效地提升液压冲击器能量利用率。

为解决上述问题，下面结合具体方案对本发明作详细描述。

本发明实施例提供的高频液压冲击活塞副的能耗分析方法包括：以高频液压冲击器冲击活塞副为分析对象，采用具有圆形微织构的冲击活塞结构，通过解析冲击活塞副能耗产生的物理力学机制，引入活塞副能耗评价指标，建立冲击活塞副的能耗分析模型；结合reynolds方程进行数值求解，获得微织构参数对活塞副能耗的关系

下面结合具体实施例对本发明作进一步描述。

1.织构型高频液压冲击活塞副物理模型包括：

1.1高频液压冲击活塞副结构几何模型：

高频冲击活塞副广泛应用在各类冲击机械中，图1中给出的yg-45液压凿岩机冲击机构活塞副即属于此类，包括：后支撑座1、活塞后腔2、冲击活塞3、高压油路4、活塞前腔5、缸体6、液压马达7、前支撑座8、回油口9、气缸座10。它具有运动周期化、运动频率高等特点。该冲击机构由冲击活塞3、缸体6、气缸座10、前支撑座8、后支撑座1、活塞前腔5、活塞后腔2等部分组成。活塞前腔常通高压油路4，活塞后腔交替通高压油，冲击活塞3在前后腔的压力作用下做冲击运动。回油口9开设在气缸座10上；前支撑座8与缸体6前端紧固连接；液压马达7紧固在前支撑座8上。

在缸体6的前后部分别设置了冲击活塞支撑座，支撑座支撑并引导冲击活塞，还避免了活塞与缸体之间的直接摩擦，延长了缸体的使用寿命。高压油通过进油口从高压油路流入缸体和前后腔，此时因为前后腔的受力面积不同，冲击活塞会在压力差的作用下产生向右的冲程加速度。当套阀两端受力发生变化时，会切换油路，此时冲击活塞向左做回程加速运动。冲击活塞和气缸前部的密封为间隙密封，其间隙一般在55～65um，密封安装在冲击活塞和支承套筒之间，以防止气体和水进入液压油中。

1.2冲击活塞表面织构模型：

以高频液压冲击器中的冲击活塞副为分析对象，在冲击活塞表面均匀加工一种圆形微织构，圆形微织构的分布图如图2所示。

图2中的冲击活塞直径为30mm，密封长度总长为40mm。间隙油膜厚度和微织构的径向尺寸相对于活塞尺寸较小，忽略二者间油膜曲率半径的影响，故可以将活塞表面展开成平面。织构呈周期性分布的结构布置特点使每个织构单元区域油膜厚度与油膜压力也呈现周期性变化，因此可选取单个微织构控制单元进行分析，再根据其周期布置特点计算整个密封区域的压力及其摩擦力。微织构控制单元的几何模型如图3所示。

活塞表面沿轴线方向设为x轴，沿径向方向设为y轴，建立坐标系，控制单元x轴向边长为lx，控制单元y轴向边长为ly，加工的微织构面积为a，则微织构的面积率sp表示为：

2织构型高频冲击活塞阀能耗分析模型

在建立织构型高频冲击活塞阀能耗分析模型时，做如下假设：①活塞与阀体内壁间充满液压油；②液压油在冲击阀体与活塞表面间无滑动，即贴于活塞表面的油液速度与活塞运动速度相同；③与间隙油膜厚度相比，活塞表面的曲率半径很大，因此忽略油膜曲率的影响；④液压油为牛顿流体；⑤沿间隙油膜厚度方向液压油黏度值不变；⑥缸筒-活塞属于刚性体，活塞在缸筒中无偏心；⑦忽略活塞运动过程中液压油温度的变化。

2.1冲击活塞副能耗评价指标

液压冲击器在高频往复工作过程中，其能量耗散主要源自冲击活塞与缸体之间间隙润滑引起的摩擦损失和间隙密封带来的泄露损失。本发明综合考虑一个周期内的摩擦损失与泄露损失对冲击活塞副一个运动周期的能耗进行评价。冲击活塞运动过程中，冲击活塞与缸体间隙中充满了液压油避免与缸体直接接触。其相对运动使间隙中产生动压油膜，油液的剪切力表现为动压油膜在固体表面的摩擦力。当冲击活塞的运动速度变大时，剪切力随之增大，造成摩擦力的增大。此外，冲击活塞与缸体采用的是间隙密封，在冲击活塞两端压力差作用下，冲击活塞副两端存在液压油泄露，会造成泄露损失。考虑冲击活塞副的泄露和摩擦损失，冲击活塞副一个运动周期内的能耗计算如下：

式中：w为一个周期内的能耗；wl为一个周期冲击活塞副的泄露损失能量；wf为一个周期冲击活塞副的摩擦损失能量；plt为t时刻的泄露损失功率；pft为t时刻的摩擦损失功率；t为高频冲击活塞副运动周期。

2.2泄露损耗计算

泄露损失功率由冲击活塞两端的压差和泄露流量决定，活塞副泄露损失能量计算公式可由下式表示：

式中：δpt为t时刻冲击活塞副两端的压差，由冲击活塞副工作条件确定；qlt为t时刻的泄露流量；

冲击活塞与缸体是完全同心的且密封间隙小，故可将其视为同心环形微间隙，在冲击活塞副两端压差和活塞与缸体的相对运动条件下，其泄漏量为环形微间隙中液压油的流量，可用完全同心的环形间隙液压油的体积流量公式计算：

式中：d为冲击活塞的直径；ht为t时刻的泄露间隙；η为液压油动力粘度；l为流道长度；vt为t时刻活塞与缸体的相对运动速度；

各微织构单元的结构一致且呈对称布置，t时刻的泄露间隙可用某一微织构单元的最小膜厚近似表示：

ht＝minh(x，y)(5)

其中：h(x，y)为微织构单元的膜厚分布函数，采用圆柱型微织构的控制单元流场截面模型如图4所示，图中v为活塞的运动速度，h0为缸体和活塞的最小初始单边间隙；hg为圆柱型微织构单元高度；考虑到在油膜压力作用下产生的接触变形，其可以表示为：

式中：rp为圆柱型微织构单元底面半径；v(x，y)为接触变形。

式中：v(x，y)为接触变形；e为等效弹性模量；p(s，z)为油膜压力分布。

2.3摩擦损耗计算

摩擦损失功率由冲击活塞所受摩擦力和冲击活塞运动速度决定，活塞副摩擦损失能量计算公式可由下式表示：

式中：vt为t时刻冲击活塞的运动速度，根据实验测试数据输入；fft为t时刻冲击活塞所受摩擦力；

假定各个微织构单元所产生的摩擦力相同，冲击活塞视为刚体，则t时刻冲击活塞所受摩擦力可表示为：

fft＝kffd(9)

式中：ffd为单个微织构所产生的摩擦力；k为微织构单元总数量，其中

动压油膜在固体表面的摩擦力主要是通过油液的剪切力体现，根据牛顿内摩擦定理，将与表面接触的流体层中的剪应力沿控制单元积分，进而求得单个微织构单元的摩擦力ffd为：

式中：h为油膜厚度；p为油膜压力；v为冲击活塞与缸体的相对运动速度；

2.4织构表面压力计算

基于前述假设和油膜压力形成机理，得到等温条件下不可压缩流体的reynolds方程为：

式中：ρ为液压油密度；

忽略油液密度和黏度变化，式(11)可以化简为：

式中：∧＝6vη0为简化系数，η0为液压油动力粘度的初始值；

假设其油膜压力是呈周期性分布的，采用流体润滑中的reynolds空化边界条件，有：

p(x，y)≥0，且p(x，y)＝0时，

假设冲击活塞两侧压力呈线性变化，则单个微织构单元有一定的压降δp，可得其油膜边界条件形式如下：

式中：δp为无量纲化冲击活塞密封段两端压力差；pi为高压端供油压力；p0为低压端供油压力；m为织构单元沿x方向的节点数。

此外，油膜压力分布应满足载荷平衡方程，如式(15)所示：

式中：fl为载荷，根据边界条件可确定为

代入边界条件，根据式(12)对油膜压力进行求解，若满足载荷平衡方程，可以得到织构单元压力分布。

3织构型高频冲击活塞副能耗数值求解

确定织构单元尺寸后，将其沿x轴方向均匀划成m个节点，在y轴方向均匀划成n个节点。根据式(2)、式(3)和式(8)，取计算步长为δt，一个周期内的能耗可由下式进行数值求解：

式中：i为一个周期内的时间段数，i＝t/δt，δt表示计算步长；δpi为i×δt时刻冲击活塞密封段两端压差；qi为i×δt时刻液压油泄露流量；ffi为i×δt时刻活塞所受摩擦力；vi为i×δt时刻冲击活塞运动速度。

对式(9)和式(10)采用复合梯形公式求解摩擦力，计算如下：

式中：m为织构单元沿x方向的节点数；n为织构单元沿y方向的节点数；hi，j为x方向节点i与y方向节点j交汇处的油膜厚度；pi，j为x方向节点i与y方向节点j交汇处的压力；ri，j为系数矩阵，其为：

接触变形可采用阶梯函数逼近法简化求解，即：

式中：vij为节点xi＝iδx，yj＝jδy处的弹性变形；为节点xk＝kδx，yl＝lδy处单位节点力在节点xi＝iδx，yj＝jδy处产生的变形。

式中，δx为x方向的网格长度，δx＝lx/(m-1)；

δy为y方向的网格长度，δy＝ly/(n-1)。

采用差分公式对式(12)进行处理，可得压力求解迭代计算公式：

式中，带上标k的为未修正压力；带上标k+1的为已修正压力；i为x方向节点号；j为y方向节点号；b，c，d，f，g为计算系数，可用下式表示：

式中，δx为x方向的网格长度；δy为y方向的网格长度；i为x方向节点号；j为y方向节点号；

为保证计算收敛性，采用超松驰迭代法进行修正，即：

式中，p为油膜压力，i为x方向节点号；j为y方向节点号；带上标k的为未修正压力；带上标k+1的为已修正压力；ω为松弛迭代因子。

收敛判断采用相对精度进行，具体如下式：

求解收敛后，将求解压力代入式(17)可对高频冲击活塞副所受摩擦力进行计算，根据式(16)可以对冲击活塞副能耗进行计算，具体流程如图5。

4织构型高频活塞运动副能耗分析包括：

4.1加入微织构活塞副的能耗分析

在冲击活塞与缸体的间隙密封面间设置圆形微织构单元，控制单元边长lx＝1.5mm、ly＝1.5mm，面积率sp＝30％，液压油动力粘度η＝0.06pa·s，初始油膜厚度根据初始间隙设为h0＝27.5μm，微织构深度hg＝27.5μm时，采用matlab软件按照上述求解流程图对其进行编程计算，计算得出的无织构表面活塞副和加入圆形微织构活塞副的能耗对比如图6所示。

结果表明，上述参数条件下的圆柱形微织构表面活塞副一个周期内的能耗为14.63j，相比较于无织构表面活塞副，其能耗占比降低了5.88％。这主要是由于加入了圆柱形微织构后，表面摩擦力大幅度降低改善了表面的摩擦性能，使摩擦损失大幅度减少。此外，虽然微织构的加入使泄露损失有所增加，但其增幅程度微小对能耗计算影响可以忽略，故总的来说，冲击活塞副能耗降低。且在计算中发现，冲击活塞副的能耗损失为18.24j，其能耗占比为29.77％，降低能耗可以显著的提升液压冲击器能量利用率。

4.2不同面积率下微织构活塞副的能耗分析

所加工微织构形状为圆形时，由于控制单元为正方形，导致微织构的最大面积率只能达到78.5％。故当油膜厚度为初始间隙27.5μm、微织构深度为27.5μm时，活塞副的一个周期内能耗随面积率的变化情况如图7所示，从图中可以看出，相比较于无织构表面活塞副，加工了圆形微织构后均可降低能耗，仅改变微织构的面积率sp后，能耗随着面积率的增加呈现先减小后不变的变化趋势。微织构活塞副的能耗占比(能耗在能量损失中的比值)随面积率的变化情况如图8所示，从图中可看出，不同面积率下微织构的能耗占比降低幅度在1.32％～10.98％，随着面积率的变化能耗降低幅度呈现出先加快后平缓的变化趋势，且在未达到最大面积率前，能耗占比已经达到最小。结果表明，微织构面积率在0.64～0.70时能耗可以降到最低。

4.3不同深度比下微织构活塞副的能耗分析

如图4所示，定义h＝hq/h0为圆柱形微织构的深度比。冲击活塞与缸体的初始单边间隙为27.5μm，当微织构形状为圆形、面积率在0.3～0.5时，改变微织构的深度分析不同深度比下一个周期内的能耗以及能耗占比(能耗在能量损失中的比值)如下图所示。各面积率下的不同深度比对微织构活塞副能耗的影响如图9所示，从图中可以看出，面积率一定的情况下，能耗随着深度比的增大呈现出先减小后增大的趋势。各面积率下不同深度比其能耗占比如图10，从图中可以看出，改变织构的深度使冲击活塞副能耗占比降低幅度在3.21％～5.68％，且织构深度比在1～1.1左右时达到最低。

下面结合效果对本发明作进一步描述。

针对高频液压冲击活塞副运动周期化、运动频率高的特点，建立了织构型冲击活塞副的能耗分析模型。采用该模型对yg45型液压凿岩机冲击活塞副额定工况的能耗进行了分析，结果表明：

(1)冲击活塞副的能量损耗占液压冲击器总损失能量的29.77％。降低冲击活塞副的能耗可以有效提高液压冲击器的能量利用率。

(2)在液压冲击器冲击活塞副表面加工圆形微织构后能耗降低，降低幅度占比在1.32％～10.98％。改变微织构的面积率对也能降低能耗，且面积率在0.64～0.70时冲击活塞副能耗达到最小。

(3)在不同深度比下微织构活塞副的能耗也有所降低，但能耗占比降低幅度较小，仅为3.21％～5.68％。织构深度比在1～1.1时冲击活塞副能耗降到最低。

织构型活塞副能降低冲击活塞副能量损耗，是提高液压冲击器能量利用率的有效形式，打破了常规冲击活塞副设计能耗降低难以突破的难题。

下面结合具体分析对本发明作进一步描述。

采用此能耗分析系统及方法对yg-45高频套阀式液压凿岩机的活塞运动副进行分析，额定工况下的工作压力和流量通过系统控制为常量，最大冲击速度为12.9m/s。在此次分析中，系统供油压力设定为14mpa，供油流量设为60l/min，冲击活塞的冲击频率为74.8hz，即运动周期为0.013s。能耗分析模型的压力和流量参数值可设为系统调定的压力和流量值。具体如下，活塞最大运动速度v＝12.9m/s、最大供油压力p＝14mpa、环境压力p0＝101325pa、运动周期t＝0.013s。在冲击活塞上所加工的圆形微织构单元，其控制单元边长lx＝1.5mm、ly＝1.5mm，液压油动力粘度η＝0.06pa/s，初始油膜厚度根据初始间隙设为h0＝27.5um，微织构深度hg＝27.5um，织构面积率为0～0.78时所得出的活塞副能耗以及能耗占比如下表所示。

表1不同面积率下的综合能耗以及综合能耗降低比

采用此能耗分析系统及方法对yg-45高频套阀式液压凿岩机的活塞运动副进行分析，额定工况下的工作压力和流量通过系统控制为常量，最大冲击速度为12.9m/s。在此次分析中，系统供油压力设定为14mpa，供油流量设为60l/min，冲击活塞的冲击频率为74.8hz，即运动周期为0.013s。能耗分析模型的压力和流量参数值可设为系统调定的压力和流量值。具体如下，活塞最大运动速度v＝12.9m/s、最大供油压力p＝14mpa、环境压力p0＝101325pa、运动周期t＝0.013s。在冲击活塞上所加工的圆形微织构单元，其控制单元边长lx＝1.5mm、ly＝1.5mm，液压油动力粘度η＝0.06pa/s，初始油膜厚度根据初始间隙设为27.5um，微织构面积率为0.3～0.5，深度比为0.3～1.3时所得出的活塞副能耗以及能耗占比如下表所示。

表2面积率为0.3时不同深度比下的综合能耗以及综合能耗降低比

表3面积率为0.4时不同深度比下的综合能耗以及综合能耗降低比

表3面积率为0.5时不同深度比下的综合能耗以及综合能耗降低比

由上表可以看出，此yg-45高频套阀式液压凿岩机的活塞运动副能耗占总损失能量的29.77％，而采用圆形微织构表面活塞副的能耗相比较于未采用时明显降低。微织构不同面积率能降低能耗且最优面积率在0.64～0.70，不同的微织构深度比也能降低活塞副能耗且最优深度比在1～1.1。此能耗分析系统及方法得以应用。

以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。