潛孔鉆機(jī)油氣緩沖系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性研究

胡均平，李　威，李科軍，劉成沛

潛孔鉆機(jī)油氣緩沖系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性研究

胡均平，李威，李科軍，劉成沛

（中南大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，長(zhǎng)沙 410083）

為減小潛孔鉆機(jī)沖擊振動(dòng)對(duì)動(dòng)力頭疲勞損壞，設(shè)計(jì)一套安裝于動(dòng)力頭與鉆桿之間的壓力可調(diào)式油氣緩沖系統(tǒng)，對(duì)該油氣緩沖系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，闡述其工作原理。根據(jù)蓄能器工作原理，構(gòu)建蓄能器等效模型。基于潛孔鉆機(jī)和油氣緩沖系統(tǒng)工作特性，建立帶有該油氣緩沖系統(tǒng)潛孔鉆機(jī)振動(dòng)模型。運(yùn)用Matlab軟件進(jìn)行系統(tǒng)仿真，得到蓄能器充氣體積、蓄能器預(yù)充壓力、阻尼孔直徑對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性綜合影響規(guī)律。通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的正確性，可為油氣緩沖系統(tǒng)設(shè)計(jì)與優(yōu)化提供理論參考。

振動(dòng)與波；潛孔鉆機(jī)；油氣緩沖系統(tǒng)；蓄能器；振動(dòng)模型；動(dòng)態(tài)特性

潛孔鉆機(jī)使用高壓氣體作為工作介質(zhì)，是一種沖擊、旋轉(zhuǎn)結(jié)合的鉆孔設(shè)備。目前，已經(jīng)廣泛應(yīng)用于建筑、橋梁、礦山等行業(yè)。鉆孔過程中，潛孔沖擊器是利用活塞撞擊鉆頭，通過鉆頭將活塞動(dòng)能傳遞給巖石而完成破碎工作［1-2］。由于巖石和鉆頭都具有一定的彈性，再加上潛孔沖擊器沖擊頻率高，沖擊動(dòng)能大，因此在工作過程中潛孔沖擊器必然會(huì)存在較強(qiáng)的沖擊振動(dòng)［3］。如果潛孔沖擊器的沖擊振動(dòng)能量通過鉆桿直接作用到動(dòng)力頭，極易導(dǎo)致動(dòng)力頭齒輪和連接螺栓的疲勞破壞，嚴(yán)重影響機(jī)器使用壽命和工作可靠性［4-5］。

為解決上述問題，國內(nèi)外許多專家和學(xué)者已經(jīng)著手設(shè)計(jì)和研究潛孔鉆機(jī)緩沖減振系統(tǒng)。黎中銀等利用蝶形彈簧和橡膠墊設(shè)計(jì)了機(jī)械式減振系統(tǒng)［5］，機(jī)械式減振系統(tǒng)雖然結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，適用范圍大，但穩(wěn)定性差、使用壽命短；李志棟等利用高氣壓腔設(shè)計(jì)了氣壓式緩沖系統(tǒng)［6］，氣壓式緩沖系統(tǒng)雖然變化幅值大，緩沖效果好，但沖擊性大，穩(wěn)定性較差；Taher等利用電磁原理設(shè)計(jì)了電磁式減振系統(tǒng)［7］，電磁減振系統(tǒng)雖然減振效果好，可控可調(diào)，但結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，實(shí)用性不高。

為克服上述已有技術(shù)存在的不足，本文提出一種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、適用范圍廣且緩沖減振性能良好的新型油氣緩沖系統(tǒng)，對(duì)該緩沖系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，闡述其工作原理，建立潛孔鉆機(jī)的振動(dòng)模型，分析動(dòng)態(tài)特性，優(yōu)化系統(tǒng)工作參數(shù)，提高緩沖減振效果。通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證仿真模型的正確性，證實(shí)了緩沖系統(tǒng)良好的減振效果，且該緩沖系統(tǒng)對(duì)潛孔鉆機(jī)的工作效率沒有影響。

1　油氣緩沖系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與工作原理

本文提出的潛孔鉆機(jī)油氣緩沖系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)如圖1所示，潛孔沖擊器沖擊振動(dòng)通過鉆桿連接座3向上傳遞，壓縮活塞2上腔油液，油液通過單向閥4快速回油至蓄能器6，通過壓縮蓄能器內(nèi)的氣體緩沖向上的沖擊振動(dòng)；當(dāng)活塞2隨鉆桿連接座3向下運(yùn)動(dòng)時(shí)，活塞2上腔油液壓力減小，此時(shí)單向閥關(guān)閉，蓄能器6油液通過阻尼孔5為活塞上腔補(bǔ)油，活塞及鉆桿連接座向下運(yùn)動(dòng)時(shí)受到的阻尼力較大，油氣緩沖系統(tǒng)起到吸能減振效果。為實(shí)現(xiàn)油氣緩沖系統(tǒng)油壓可調(diào)，增設(shè)壓力表7和電磁換向閥8調(diào)節(jié)蓄能器6壓力。動(dòng)力頭連接座1與鉆桿連接座3之間通過花鍵傳遞扭矩。

圖1　油氣緩沖系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

2　系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

2.1蓄能器模型

蓄能器吸收沖擊振動(dòng)大部分能量，并提供活塞復(fù)位的峰值流量。蓄能器性能直接影響著緩沖系統(tǒng)的緩沖減振效果，故在此對(duì)蓄能器的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行理論研究［8-9］。

蓄能器結(jié)構(gòu)一般包含有殼體、隔膜、充氣閥等構(gòu)件，其等效模型如圖2所示。

圖2　蓄能器等效模型

模型中管道的長(zhǎng)度為L(zhǎng)1，截面積為A1；頸部的長(zhǎng)度為L(zhǎng)2，截面積為A2；壓力腔的長(zhǎng)度為2L3，截面積為A3。

蓄能器等效于頸部的等效動(dòng)力學(xué)微分方程為式中Ph為蓄能器工作壓力，bar；x2為蓄能器等效于頸部質(zhì)量位移，m。

蓄能器等效于頸部模型質(zhì)量為

式中ρ為油液密度，kg/m3；mg為隔膜質(zhì)量，kg。

等效黏性系數(shù)為

式中c2為頸部黏性摩擦因數(shù)；c1為連接管黏性摩擦

因數(shù)；c3為壓力腔內(nèi)黏性摩擦系數(shù)。

等效剛度為

式中k為等熵系數(shù)；PH為蓄能器初始?jí)毫?，bar，VH為蓄能器初始體積，bar；Pd為蓄能器平均工作壓力，bar。

考慮等效后蓄能器模型的頻率特性，設(shè)s=jω，可以得到系統(tǒng)頻率響應(yīng)為

式中ωn為緩沖條件下固有頻率，Hz；ξ1為蓄能器模型阻尼系數(shù)。

選擇15 bar～25 bar為蓄能器工作壓力的變化范圍，圖3為蓄能器固有頻率與初始充氮壓力和平均工作壓力比值的關(guān)系圖。由圖3可知，在蓄能器初始充氮壓力不變的情況下，工作壓力越大，固有頻率越高；在工作壓力不變的前提下，蓄能器初始充氮壓力越大，固有頻率越低。

作為緩沖減振的關(guān)鍵部件，蓄能器的固有頻率應(yīng)該避開潛孔鉆機(jī)的振動(dòng)頻率。如果蓄能器固有頻率比振動(dòng)頻率低，則當(dāng)工作壓力不變時(shí)，所需要的蓄能器初始充氣壓力會(huì)比較高，使得蓄能器的剛性比較大，緩沖減振效果也會(huì)相應(yīng)降低；如果蓄能器固有頻率比振動(dòng)頻率高，則當(dāng)工作壓力不變時(shí)，蓄能器初始充氣壓力較低，這樣阻尼效果更明顯，但是蓄能器的響應(yīng)速度可能過慢。

圖3　固有頻率與蓄能器初始充氮壓力和平均工作壓力比值的關(guān)系

2.2潛孔鉆機(jī)振動(dòng)模型

圖4為某型潛孔鉆機(jī)振動(dòng)模型，該模型是一個(gè)涉及到機(jī)械、液壓及位移激勵(lì)的3自由度聯(lián)合物理模型，對(duì)該振動(dòng)模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析［10］如下。

圖4　潛孔鉆機(jī)振動(dòng)模型

潛孔沖擊器動(dòng)力平衡微分方程為

式中M1為潛孔沖擊器質(zhì)量，kg；k1為大地等效剛度，N/m；k2為鉆桿等效剛度，N/m；c2為鉆桿等效阻尼系數(shù)，N?S/m；y0為輸入位移激勵(lì)，m；y1為潛孔沖擊器位移，m；y2為鉆桿及鉆桿連接座位移，m。

鉆桿動(dòng)力平衡微分方程為

式中M2為鉆桿及鉆桿連接座質(zhì)量，kg；M3為動(dòng)力頭及動(dòng)力頭連接座質(zhì)量，kg；y3為動(dòng)力頭及動(dòng)力頭連接座位移，m。

動(dòng)力頭動(dòng)力平衡微分方程為

式中A為活塞有效作用面積，m2；P1為活塞上腔油液壓力，bar；c為油液黏性摩擦系數(shù)。

該油氣緩沖系統(tǒng)的液壓部分?jǐn)?shù)學(xué)模型［11-12］由式（1）蓄能器等效頸部的動(dòng)力學(xué)微分方程、式（10）活塞上腔流量連續(xù)性方程、式（11）和式（12）活塞上腔壓力與蓄能器壓力關(guān)系方程構(gòu)成

式中Q1為活塞上腔流量，L/min；V1為活塞上腔體積，m3；K為油液體積彈性模量，bar；Cv、Ch分別為阻尼孔和單向閥阻尼系數(shù)；Av、Ah分別為阻尼孔和單向閥過流面積，m2。

3　系統(tǒng)仿真與參數(shù)分析

本油氣緩沖系統(tǒng)是用于某公司設(shè)計(jì)研發(fā)的大孔徑潛孔鉆機(jī)配套產(chǎn)品，系統(tǒng)部分參數(shù)設(shè)置如表1。

表1　參數(shù)列表

由于潛孔鉆機(jī)工作環(huán)境復(fù)雜多變，潛孔沖擊器每次沖擊時(shí)巖石的破碎程度不可預(yù)測(cè)，故很難精確描述潛孔鉆機(jī)的振動(dòng)特性。在此，采用振動(dòng)頻率等于沖擊頻率，振動(dòng)幅值為計(jì)算得到的最大振動(dòng)幅值的正弦激勵(lì)：y0=A0sin（t/f0）。采用Matlab軟件對(duì)系統(tǒng)狀態(tài)方程進(jìn)行仿真計(jì)算，采用控制變量法分別分析蓄能器充氣體積、蓄能器預(yù)充壓力、阻尼孔直徑對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響。

3.1蓄能器充氣體積對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響

分別設(shè)置蓄能器充氣體積為2L、3L、4L，仿真求解得帶動(dòng)力頭的位移、速度、加速度與時(shí)間的響應(yīng)曲線分別為圖5、圖6、圖7所示，并提取圖中關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)數(shù)據(jù)列于表2。

表中T為油氣緩沖系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)調(diào)整時(shí)間；s1、v1分別為動(dòng)力頭位移、速度的穩(wěn)態(tài)平衡值；Δs1、Δv1分別為動(dòng)力頭位移、速度的穩(wěn)態(tài)變化幅值；amax為加速度的穩(wěn)態(tài)最大值。

圖5　動(dòng)力頭位移曲線

圖6　動(dòng)力頭速度曲線

圖7　動(dòng)力頭加速度曲線

表2　系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性數(shù)據(jù)對(duì)比

由圖5、圖6、圖7與表2分析可得，蓄能器充氣體積V0增大，位移穩(wěn)態(tài)變化幅值Δs1、速度穩(wěn)態(tài)變化幅值Δv1和加速度穩(wěn)態(tài)最大值amax略有減小，但是穩(wěn)態(tài)調(diào)整時(shí)間T和位移穩(wěn)態(tài)平衡值s1都出現(xiàn)明顯增大。

綜合考慮，由于系統(tǒng)對(duì)穩(wěn)態(tài)調(diào)整時(shí)間要求不高，在蓄能器設(shè)計(jì)安裝許可的范圍內(nèi)可適當(dāng)增大蓄能器充氣體積，以改善緩沖減振效果。

3.2蓄能器預(yù)充壓力對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響

分別設(shè)置蓄能器預(yù)充壓力為20 bar、24 bar、28 bar，仿真求解得動(dòng)力頭的位移、速度、加速度與實(shí)踐的響應(yīng)曲線和數(shù)據(jù)如圖8、圖9、圖10，并提取圖中關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)數(shù)據(jù)列于表3。

圖8　動(dòng)力頭位移曲線

圖9　動(dòng)力頭速度曲線

圖10　動(dòng)力頭加速度曲線

表3　系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性數(shù)據(jù)對(duì)比

由圖8、圖9、圖10與表3分析可得，蓄能器預(yù)充壓力Po越大，穩(wěn)態(tài)調(diào)整時(shí)間T和位移穩(wěn)態(tài)平衡值s1均越小，但位移穩(wěn)態(tài)變化幅值Δs1、速度穩(wěn)態(tài)變化幅值Δv1和加速度穩(wěn)態(tài)最大值均amax均有較大程度的增大。

綜合考慮，為提高油氣緩沖系統(tǒng)的緩沖減振效果，蓄能器預(yù)充壓力應(yīng)盡量接近支撐動(dòng)力頭所需壓力，不宜設(shè)置過大。

3.3阻尼孔直徑對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響

分別設(shè)置阻尼孔直徑為Φ1 mm、Φ1.5 mm、Φ2 mm。仿真求解得動(dòng)力頭位移、速度和加速度與時(shí)間的響應(yīng)曲線和數(shù)據(jù)分別如圖11、圖12、圖13，并提取圖中關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)數(shù)據(jù)列于表4。

圖11　動(dòng)力頭位移曲線

圖12　動(dòng)力頭速度曲線

圖13　動(dòng)力頭加速度曲線

表4　系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性數(shù)據(jù)對(duì)比

由圖11、圖12、圖13與表4分析可得，阻尼孔直徑d0越大，穩(wěn)態(tài)調(diào)整時(shí)間T和位移穩(wěn)態(tài)平衡值s1均越小，同時(shí)位移穩(wěn)態(tài)變化幅值Δs1、速度穩(wěn)態(tài)變化幅值Δv1和加速度穩(wěn)態(tài)最大值均amax也會(huì)相應(yīng)的減小。

綜合考慮，在避開油氣緩沖系統(tǒng)的共振頻率的前提下，可適當(dāng)增大阻尼孔直徑以提高緩沖減振效果。

4　實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了進(jìn)一步驗(yàn)證系統(tǒng)模型和仿真算法的正確性，選用某公司生產(chǎn)的潛孔鉆機(jī)進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)。由于潛孔鉆機(jī)實(shí)際施工工況復(fù)雜，且潛孔沖擊器深入孔內(nèi)，不便于測(cè)算輸入激勵(lì)，無法得到該輸入激勵(lì)下的仿真結(jié)果。在此，通過受壓蝶形彈簧組給潛孔沖擊器施加動(dòng)載荷。測(cè)試中將加速度傳感器貼附在動(dòng)力頭表面，用來測(cè)量動(dòng)力頭的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。測(cè)試中所選用的加速度傳感器為FA1105-A1-10G，該型傳感器的靈敏度為198.4 mV/g。實(shí)驗(yàn)的原理與測(cè)試平臺(tái)如圖14所示。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)中，油氣緩沖系統(tǒng)的蓄能器充氣體積為3 L，蓄能器預(yù)充氣壓力為20 bar，阻尼孔直徑為2mm，受壓蝶形彈簧組剛度為6.4×106N/m，蝶形彈簧組的預(yù)緊力為6.8×104N。

圖15為仿真與實(shí)驗(yàn)所得到的動(dòng)力頭加速度曲線，實(shí)驗(yàn)曲線與仿真結(jié)果基本吻合，因此，文中所建立的數(shù)學(xué)模型能夠較好地反映潛孔鉆機(jī)及其油氣緩沖系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性。

圖14　實(shí)驗(yàn)原理與測(cè)試示意圖

圖15　動(dòng)力頭加速度曲線

5　結(jié)語

（1）提出了一種潛孔鉆機(jī)油氣緩沖系統(tǒng)，該方案結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、適用范圍廣且緩沖減振性能良好，不需要額外的能量消耗。

（2）建立了安裝有油氣緩沖系統(tǒng)的潛孔鉆機(jī)振動(dòng)模型，包括蓄能器等效模型。

（3）通過仿真分析得到了蓄能器充氣體積、蓄能器預(yù)充壓力、阻尼孔直徑對(duì)油氣緩沖系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的綜合影響規(guī)律，結(jié)果表明：蓄能器充氣體積除了對(duì)穩(wěn)態(tài)調(diào)整時(shí)間和位移穩(wěn)態(tài)值影響較大外，對(duì)緩沖系統(tǒng)的其他各項(xiàng)指標(biāo)影響較小；蓄能器預(yù)充壓力增大，緩沖系統(tǒng)的緩沖減振效果會(huì)降低；在一定范圍內(nèi)，適當(dāng)增大阻尼孔直徑，會(huì)提高緩沖系統(tǒng)的緩沖減振效果。

（4）通過實(shí)驗(yàn)測(cè)試了設(shè)置蓄能器充氣體積為3 L、預(yù)充壓力為20 bar、阻尼孔直徑為2 mm，在給定的動(dòng)載荷作用下，動(dòng)力頭的加速度實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)值與仿真數(shù)據(jù)值吻合較好，驗(yàn)證了模型的正確性，為油氣緩沖系統(tǒng)的應(yīng)用和改進(jìn)提供了理論依據(jù)。

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Study on Dynamic Characteristics of Hydro-pneumatic Damping System of DTH Drills

HU Jun-ping，LIWei，LI Ke-jun，LIU Cheng-pei
（College of Mechanical and Electrical Engineering，Central South University，Changsha 410083，China）

To reduce the fatigue damage of the power pack of DTH drills induced by impact vibration，an adjustable hydro-pneumatic damping system is designed and installed between the power pack and the drill pipes.Its structure is analyzed and its working principle is described.The model of the accumulator is established according to its working principle.The dynamic model of a DTH drill with the hydro-pneumatic damping system installed is established and simulated with the Matlab code.Through the simulation analysis，the influences of the air volume and the pre-charge pressure of the accumulator and the diameter of the damper orifice on the system dynamic performance are obtained.The correctness of the models is proved by experiments.This work gives a theoretical basis for designing and optimizing hydropneumatic damping systems.

vibration and wave；DTH drill；hydro-pneumatic damping system；accumulator；vibration model；dynamic characteristics

TD422.1

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.03.007

1006-1355（2016）03-0032-06

2014-12-07

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（51175518）

胡均平（1965-），男，湖南邵陽人，博士，研究所所長(zhǎng)，教授，博士生導(dǎo)師，主要研究方向?yàn)闄C(jī)械結(jié)構(gòu)與液壓控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)研究。

李威（1990-），男，湖南益陽人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)橐簤簷C(jī)械與控制技術(shù)研究。E-mail：lw3074@163.com