氮?dú)鈴椈梢簤嚎ūP的設(shè)計(jì)與分析

彭 濤， 姚亞峰， 宋海濤， 杜小山， 曹 靜

(中煤科工集團(tuán) 西安研究院， 陜西 西安 710077 )

0 引言

卡盤是鉆機(jī)重要的組成部件，安裝在動(dòng)力頭上作為鉆機(jī)夾持設(shè)備使用.卡盤的作用主要是夾持鉆具，向鉆具提供轉(zhuǎn)矩和軸向力[1].

目前，坑道鉆機(jī)常見液壓卡盤主要有常開式液壓卡盤和常閉式液壓卡盤，其中常開式卡盤主要為膠筒式卡盤，常閉式卡盤主要為碟形彈簧式卡盤.膠筒式卡盤工作時(shí)靠液壓夾緊，彈簧松開，因此對(duì)液壓系統(tǒng)要求較高，其中配油套的泄漏問題和膠筒的壽命問題嚴(yán)重影響卡盤性能.碟形彈簧式卡盤主要由油缸缸體、活塞、碟形彈簧、卡瓦座、卡瓦、空心軸組成，工作時(shí)靠彈簧彈力夾緊，液壓松開，卡盤性能取決于碟形彈簧性能，由于碟形彈簧自身特性影響，碟形彈簧式卡盤存在以下不足[2-5]：

(1)夾持力受碟形彈簧變形影響大，卡瓦磨損后夾持力損失大.

(2)增大卡盤夾持力，必須增大碟形彈簧尺寸，導(dǎo)致卡盤外形尺寸大，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大.

(3)卡盤中卡瓦嵌入空心軸中，更換卡瓦麻煩，影響生產(chǎn)效率.

針對(duì)上述常見坑道鉆機(jī)液壓卡盤存在的不足，本文選用了一種新型彈性元件——氮?dú)鈴椈?，進(jìn)行了新型常閉式液壓卡盤的設(shè)計(jì)與分析.

1 氮?dú)鈴椈煽ūP工作原理

氮?dú)鈴椈墒且环N具有彈性功能的元件，它將高壓氮?dú)饷芊庠诖_定的容器內(nèi)，外力通過柱塞桿將氮?dú)鈮嚎s，當(dāng)外力去除時(shí)，通過高壓氮?dú)馀蛎泚慝@得一定的彈壓力，是一種具有柔性功能的彈性元件[2].氮?dú)鈴椈蓮棄毫τ沙錃鈮毫Φ拇笮Q定，不同的充氣壓力下，初始彈壓力不同，可根據(jù)需要隨時(shí)調(diào)整彈壓力的大小.隨著行程的變化，彈壓力變化平緩.相比蝶形彈簧和螺旋彈簧，彈力大小相同的情況下，氮?dú)鈴椈审w積更?。惑w積相差很小時(shí)，氮?dú)鈴椈伤芴峁┑膹椓Ω?，且彈力隨形變量的變化較平緩.圖1為氮?dú)鈴椈梢簤嚎ūP結(jié)構(gòu)圖[6-9].

1.油缸缸體 2活塞 3.接頭 4.卡盤體 5.氮?dú)鈴椈?6.端蓋 7.卡瓦座 8.卡瓦 9.銅片 10.拉桿 11活塞拉套 12.防塵圈 13.軸承 14.鎖緊螺母 15.卡鍵 圖1 氮?dú)鈴椈梢簤嚎ūP結(jié)構(gòu)圖

其工作原理如下：卡盤不工作時(shí)處于夾緊狀態(tài)，氮?dú)鈴椈捎幸欢ǖ念A(yù)壓縮量.工作時(shí)，液壓油由直通接頭(3)進(jìn)入油缸缸體(1)內(nèi)，推動(dòng)活塞(2)沿軸向向左移動(dòng)，活塞(2)帶動(dòng)軸承(13)、鎖緊螺母(14)、活塞拉套(11)、拉桿(10)、卡瓦座(7)向左移動(dòng)，卡瓦座(7)壓縮氮?dú)鈴椈?5)，卡瓦(8)沿著卡瓦座(7)內(nèi)的斜面凹槽沿徑向向外移動(dòng)，卡盤開口量增大，卡盤松開；鉆桿進(jìn)入卡盤后，液壓系統(tǒng)泄壓，液壓油回油，氮?dú)鈴椈?5)伸長(zhǎng)，推動(dòng)卡瓦座(7)沿軸向向右移動(dòng)，卡瓦座(7)帶動(dòng)拉桿(10)、活塞拉套(11)、軸承(13)、鎖緊螺母(14)、活塞(2)向右移動(dòng)，卡瓦(8)沿著卡瓦座(7)內(nèi)的斜面凹槽沿徑向向內(nèi)移動(dòng)，卡盤開口量減小，卡盤夾緊.卡盤旋轉(zhuǎn)時(shí)，除油缸缸體和活塞不旋轉(zhuǎn)外，其余部件均旋轉(zhuǎn).

2 卡盤夾持力計(jì)算

根據(jù)鉆機(jī)的設(shè)計(jì)工作參數(shù)，轉(zhuǎn)矩1 450 Nm，給進(jìn)/起拔力80 kN，液壓系統(tǒng)壓力21 MPa，鉆桿直徑Φ50 mm，計(jì)算卡盤夾持力.

(1)計(jì)算卡盤負(fù)荷

卡盤承載能力一般根據(jù)正常鉆進(jìn)和強(qiáng)力起拔兩種工況中的最大載荷來確定.

強(qiáng)力起拔工況下，卡盤負(fù)荷：

Pb=αkPsmax

(1)

式中：αk-安全系數(shù)，αk=1.25～1.6，取αk=1.6；Psmax-給進(jìn)機(jī)構(gòu)最大上頂力，取Psmax=80 KN.

正常鉆進(jìn)工況下，卡盤負(fù)荷：

(2)

式中：Pz-作用于鉆桿上的軸向力，一般取最大加(減)壓給進(jìn)力，取Pz=80 KN；Py-作用于鉆桿上的圓周力，KN.

Py=2Mn/d

(3)

式中：Mn-回轉(zhuǎn)器次低速輸出轉(zhuǎn)矩，取Mn=1 450 Nm；d-鉆桿直徑，取d=Φ50 mm.

將求得的兩個(gè)載荷Pb、Pg進(jìn)行比較，取其大者作為最大工作載荷Pmax，即

Pmax=max{Pb,Pg}

(4)

計(jì)算得Pb=128 KN，Pg≈158 KN，此卡盤在正常鉆進(jìn)工況下載荷最大，取其為卡盤的最大工作載荷，即

Pmax=Pg≈158 KN

以載荷Pmax來計(jì)算等效夾緊力.

(2)計(jì)算等效夾緊力

等效夾緊力(簡(jiǎn)稱夾緊力)是指卡盤承受最大載荷Pmax所必需的夾緊力，表示為

Q=Pmax/f

(5)

式中：Pmax-卡盤承受的最大載荷，KN；f-卡瓦與鉆桿間的摩擦系數(shù)，取f=0.45.

則等效夾緊力為：

Q=Pmax/f=158/0.45≈351.11 KN

卡盤中間傳力機(jī)構(gòu)采用斜面増力機(jī)構(gòu)，根據(jù)增力比公式

(6)

式中：α-卡瓦斜面角，度；φ-斜面摩擦角，度；F-總軸向力，KN.

在卡盤基本參數(shù)(夾持能力，夾持范圍)一定時(shí)，減小α角可相應(yīng)減小所需的總軸向力(彈簧力)F，一般取α≈6 °～9 °.為保證卡盤工作可靠性，考慮到自鎖條件，這里取α=7 ° .

則總軸向力為

F=Qtan(α+φ)

(7)

式中：Q-等效夾緊力，KN；α-卡瓦斜面角，度；φ-斜面摩擦角，度.

計(jì)算得：F≈79.19 KN.

根據(jù)氮?dú)鈴椈蓮棄毫μ匦?，結(jié)合卡盤外形尺寸，結(jié)構(gòu)特點(diǎn)等，本設(shè)計(jì)選取氮?dú)鈴椈深~定彈壓力為7 400 N，經(jīng)驗(yàn)算，滿足卡盤可靠夾緊需要的彈力.

3 建模與仿真分析

由于氮?dú)鈴椈商匦郧€為非線性曲線，對(duì)于這種微小變形量下彈簧彈力的取值直接進(jìn)行數(shù)學(xué)計(jì)算得出的值變化極小，無法反映真實(shí)的情況.因此，本文針對(duì)這種微小變形情況下彈簧彈力的變化進(jìn)行了仿真分析.仿真的內(nèi)容主要有：

(1)分析關(guān)鍵部件的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性，如位移曲線、速度曲線等；

(2)分析卡瓦在微小位移下，氮?dú)鈴椈蓮椓ψ兓€.

本分析中各構(gòu)件運(yùn)動(dòng)關(guān)系如下：油缸(YOUGANG)為固定件、端蓋(DUANGAI)相對(duì)卡盤體(KAPANTI)固定、卡瓦1，2，3 (KAWA_1，2，3)相對(duì)卡瓦座(KAWAZUO)移動(dòng)、卡瓦座(KAWAZUO)相對(duì)卡盤體(KAPANTI)移動(dòng)，相對(duì)活塞(HUOSAI)轉(zhuǎn)動(dòng)、活塞(HUOSAI)相對(duì)油缸(YOUGANG)移動(dòng)、卡盤體(KAPANTI)相對(duì)油缸(YOUGANG)轉(zhuǎn)動(dòng)、鉆桿(ZUANGAN)相對(duì)油缸(YOUGANG)移動(dòng).具體約束關(guān)系如圖2所示.

圖2 卡盤約束關(guān)系設(shè)置

本分析中主要對(duì)卡盤工作時(shí)的狀態(tài)進(jìn)行分析，研究的是卡盤由常閉-松開-加鉆桿-夾緊-松開-減鉆桿-常閉這樣一個(gè)過程，實(shí)際是對(duì)鉆進(jìn)作業(yè)過程中加減鉆桿的一個(gè)工況模擬.需要添加的驅(qū)動(dòng)主要是在平移副上添加的鉸驅(qū)動(dòng)，驅(qū)動(dòng)關(guān)系如下：

MOTION_1 connects HUOSAI with YOUGANG (Point Motion)

MOTION_2 constrains JOINT_7 (Translational Motion)

MOTION_1驅(qū)動(dòng)活塞軸向移動(dòng)，帶動(dòng)卡瓦座移動(dòng)，用于仿真卡瓦運(yùn)動(dòng)軌跡，模擬卡盤松開及夾緊工況；MOTION_2驅(qū)動(dòng)鉆桿軸向移動(dòng)，模擬加減鉆桿工況.

由于卡盤中各構(gòu)件之間的運(yùn)動(dòng)關(guān)系存在時(shí)間差，因此各驅(qū)動(dòng)之間的運(yùn)動(dòng)關(guān)系需由函數(shù)來定義，主要用到的函數(shù)為STEP函數(shù).STEP函數(shù)中，自變量可以是時(shí)間或時(shí)間的任一函數(shù)[10,11]，對(duì)于時(shí)間的設(shè)定如下：

(a)常閉-松開：考慮實(shí)際操作因素，取為1 s；

(b)加鉆桿：由于加鉆桿為人工操作，實(shí)際時(shí)間較長(zhǎng)，而且這部分時(shí)間對(duì)本分析中其他參數(shù)沒有影響，分析結(jié)果只是延長(zhǎng)了直線部分的時(shí)間，但是也不宜設(shè)置過小，過小會(huì)產(chǎn)生極大的峰值，與實(shí)際也不符.為方便仿真，假設(shè)為1 s；

(c)夾緊：假設(shè)為0.5 s，夾緊后保持1 s；

(d)夾緊-松開：取為0.5 s；

(e)減鉆桿：此過程也為人工完成，同上，假設(shè)為1 s；

(f)閉合：假設(shè)為0.44 s.

各驅(qū)動(dòng)上定義的程序如下：

MOTION_1：STEP(time,0,0,0.22,20.4)+STEP(time,1.22,0,1.42,-12.22)+STEP(time,2.42,0,2.56,12.22)+STEP(time,3.56,0,4, -20.4)

MOTION_2：STEP(time,0.22,0,1.22, 300)+STEP(time,2.56,0,3.56,-300)

本分析中，將氮?dú)鈴椈捎肁dams/View中柔性連接中的彈簧替代，在定義彈簧參數(shù)時(shí)，將氮?dú)鈴椈商匦郧€轉(zhuǎn)換為系統(tǒng)中Spline曲線，如圖3所示.

圖3 彈簧特性Spline曲線

為了分析卡盤在承受最大載荷時(shí)的工況，在鉆桿上施加一個(gè)單向力(SFORCE_1)和一個(gè)扭矩(SFORCE_2).根據(jù)前文分析，卡盤承受最大載荷時(shí)，其承受的最大軸向力大小為80 kN，轉(zhuǎn)矩為1 450 Nm，力的作用時(shí)間由函數(shù)來定義，分別如下：

SFORCE_1 Function：STEP(time,1.22,0,1.42,-80 000)+STEP(time,1.42,0,2.42,0)+STEP(time,2.42,0,2.56, 80 000)

SFORCE_2 Function：STEP(time,1.22,0,1.42,1 450 000)+STEP(time,1.42,0,2.42,0)+STEP(time,2.42,0,2.56, -1 450 000)

4 仿真結(jié)果分析

運(yùn)行上述仿真模型，得出氮?dú)鈴椈梢簤嚎ūP重要部件的運(yùn)動(dòng)學(xué)曲線如圖4所示.

圖4 活塞質(zhì)心位移曲線

由圖4得出，當(dāng)卡盤松開至最大開口狀態(tài)時(shí)，活塞最大位移為20.4 mm(圖4中縱坐標(biāo)值280.196 3-259.816 3)；卡盤正常工作時(shí)，活塞反向運(yùn)動(dòng)距離為12.22 mm(圖4中縱坐標(biāo)值280.196 3-267.976 3)，與理論設(shè)計(jì)值相符(圖4中縱坐標(biāo)為質(zhì)心的初始位置坐標(biāo)).

圖5 卡瓦1質(zhì)心位移Z軸分量變化曲線

由圖5得出，卡盤常閉狀態(tài)，卡瓦1的Z軸坐標(biāo)值為40.346 5，最大開口狀態(tài)坐標(biāo)值為42.851 2，因此其徑向位移為2.504 7 mm，此時(shí)卡瓦開口直徑為Φ53.009 4；當(dāng)卡盤處于正常工作點(diǎn)時(shí)，卡瓦1的Z軸坐標(biāo)值為41.350 8，卡瓦徑向位移為1.500 4 mm，此時(shí)卡瓦開口直徑為Φ50.008 6 mm，理論設(shè)計(jì)卡瓦開口直徑最大值為Φ53，正常工作時(shí)直徑為Φ50，誤差分別為0.017 7%和0.017 2%.

卡瓦與鉆桿出現(xiàn)磨損時(shí)彈簧力仿真結(jié)果分析：

卡盤實(shí)際使用過程中，難免出現(xiàn)卡瓦和鉆桿磨損的現(xiàn)象，磨損的出現(xiàn)將引起卡瓦徑向移動(dòng)，卡瓦座也會(huì)軸向移動(dòng)，將導(dǎo)致彈簧壓縮量的變化，從而彈簧彈力也發(fā)生變化，最終引起卡盤夾緊力的變換.因此有必要研究在卡瓦與鉆桿之間出現(xiàn)磨損時(shí)彈簧彈力的變換情況.

本文選取卡瓦與鉆桿之間磨損量為0.1 mm、0.3 mm及0.5 mm時(shí)的情況分別進(jìn)行了仿真分析，結(jié)果如下：

圖6至圖8中F表示彈力變化曲線，F(xiàn)0為不發(fā)生磨損時(shí)彈簧彈力變化曲線；

F1為磨損0.1 mm時(shí)彈簧彈力變化曲線；

F2為磨損0.3 mm時(shí)彈簧彈力變化曲線；

F3為磨損0.5 mm時(shí)彈簧彈力變化曲線.

不發(fā)生磨損時(shí)，彈簧在工作點(diǎn)時(shí)變形量為16.28 mm，彈力為F0=9 740.96 N.損失比例按下式計(jì)算：

圖6 磨損0.1 mm彈簧彈力變化曲線

圖7 磨損0.3 mm彈簧彈力變化曲線

圖8 磨損0.5 mm彈簧彈力變化曲線

通過計(jì)算，得出以上3種磨損情況下彈力損失比例分別為1.36%、4.07%、6.78%，即使損失后卡盤的夾緊力仍較大，能夠可靠夾緊.

5 結(jié)束語

(1)氮?dú)鈴椈梢簤嚎ūP在結(jié)構(gòu)上避免了膠筒卡盤及碟簧卡盤存在的問題，結(jié)構(gòu)更加合理，卡盤效率更高.

(2)通過仿真分析得出了氮?dú)鈴椈梢簤嚎ūP主要部件的位移曲線，驗(yàn)證了氮?dú)鈴椈蓮椓εc變形量的變化關(guān)系.對(duì)卡瓦與鉆桿在不同磨損量下氮?dú)鈴椈蓮椓Φ淖兓闆r進(jìn)行了仿真，結(jié)果表明即使卡瓦與鉆桿出現(xiàn)0.5 mm磨損時(shí)，彈簧彈力損失為6.78%，但卡盤夾緊力仍較大，能夠可靠夾緊.

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