液壓鑿巖臺車鉆臂振動特性分析

羅春雷，梁健明

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液壓鑿巖臺車鉆臂振動特性分析

羅春雷1,2，*梁健明1

（1.中南大學(xué)高性能復(fù)雜制造國家重點實驗室，湖南，長沙 410083；2.河南耿力工程設(shè)備有限公司，河南，洛陽 471100）

鉆臂作為鑿巖定位工作的直接完成者，在鑿巖沖擊反力激勵下往往會振幅過大，影響成孔質(zhì)量和液壓元器件、鉆臂的使用壽命。因此有必要對鑿巖機(jī)的激勵特性、結(jié)構(gòu)動力學(xué)特性和振動響應(yīng)進(jìn)行研究。以阿特拉斯鑿巖臺車鉆臂和Cop 1838ME型鑿巖機(jī)為研究對象，對鑿巖機(jī)活塞進(jìn)行動力學(xué)分析，并采集活塞動力學(xué)數(shù)據(jù)，得到了振動激勵的定量計算公式。利用hypermesh建立全鉆臂的有限元模型，進(jìn)行有限元模態(tài)分析，得到鉆臂結(jié)構(gòu)的動力學(xué)特性。進(jìn)而對鉆臂進(jìn)行瞬態(tài)分析，得到鉆臂的振動響應(yīng)。對通常的鉆臂、鑿巖機(jī)和其他沖機(jī)器的振動分析和減振設(shè)計、力學(xué)分析以及輕量化設(shè)計具有一定的指導(dǎo)意義。

振動特性；鑿巖臺車鉆臂；鑿巖機(jī)；模態(tài)分析；有限元分析

0 引言

液壓鑿巖機(jī)具有鉆孔速度快、自動化程度高，并且能有效提高施工安全、施工質(zhì)量，改善隧道開挖作業(yè)工作環(huán)境和實施超前鉆孔技術(shù)等優(yōu)點[1]，故而在隧道、巷道掘進(jìn)等施工中得到廣泛的應(yīng)用。

鉆臂作為鑿巖定位工作的直接完成者，在鑿巖沖擊反力激勵下往往會振幅過大，導(dǎo)致臂架劇烈抖動，影響成孔質(zhì)量和元器件的使用壽命[2]。同時也出現(xiàn)過鉆臂開裂的問題，由此導(dǎo)致安全事故多發(fā)，設(shè)備經(jīng)常返修，對企業(yè)造成嚴(yán)重的經(jīng)濟(jì)損失。目前國內(nèi)外學(xué)者對鑿巖臺車鉆臂的研究多集中于鉆臂運(yùn)動學(xué)、動力學(xué)的數(shù)學(xué)模型建立和仿真分析，以及鉆臂的自動控制和輕量化研究。李俊強(qiáng)[3]建立了阿特拉斯·科普柯公司的某型鑿巖臺車工作裝置的虛擬樣機(jī)模型，對其進(jìn)行了動力學(xué)仿真和模態(tài)分析，得到了鉆臂各部件的應(yīng)力及變形情況。喻威[4]建立了某鉆臂的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，并通過改進(jìn)橡膠頂盤結(jié)構(gòu)對鉆臂進(jìn)行了減振優(yōu)化。郝亮[5]利用有限元軟件對某鉆臂進(jìn)行了模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析，得到了鉆臂的振動特性，并提出了結(jié)構(gòu)尺寸優(yōu)化方案。宋穎鵬[6]研究了鋸齒波激勵下的鉆臂振動特性，并對大臂進(jìn)行了振動疲勞分析，得到了大臂的多工況疲勞壽命。除上述文獻(xiàn)外，國內(nèi)外學(xué)者還對鑿巖臺車鉆臂工作空間、鉆頭破巖性能等方面進(jìn)行了研究，但鮮有振動激勵特性和基于激勵特性的振動研究。以前的研究，在分析鑿巖機(jī)外部激勵時，激勵的形式并不精確，且激勵加載的位置也不準(zhǔn)確。只是簡單地將鑿巖機(jī)、活塞和釬桿作為一個整體，在釬頭處施加沖擊載荷，而忽略了鑿巖機(jī)的具體結(jié)構(gòu)和緩沖功能。載荷也是往往將靜力放大、或用鋸齒波或矩形波來替代真實的激勵。

本文以鑿巖機(jī)機(jī)體（不包括活塞和釬桿）為研究主體，結(jié)合鑿巖機(jī)的具體構(gòu)造和活塞的油壓值來研究鑿巖機(jī)活塞的的沖擊反力和釬桿壓緊反力，得到了鑿巖機(jī)的振動激勵特性。并以Atlas鑿巖臺車鉆臂和cop 1838ME型鑿巖機(jī)為例，采集其結(jié)構(gòu)參數(shù)和動力學(xué)數(shù)據(jù)。利用hypermesh建立其全鉆臂的有限模型，進(jìn)行模態(tài)分析，獲取鉆臂結(jié)構(gòu)的動力學(xué)特性。最后進(jìn)行有限元瞬態(tài)分析，得到了鉆臂的振動響應(yīng)。

1 鑿巖機(jī)激勵特性和載荷數(shù)據(jù)采集

1.1 鑿巖機(jī)激勵特性

1鑿巖機(jī)機(jī)體 2活塞 3釬桿 4巖石

如圖1所示，鑿巖機(jī)主要受到三個力：軸推力F，沖擊反力F，壓緊反力F。

軸推力F。軸推力推動鑿巖機(jī)向前運(yùn)動，并防止鑿巖機(jī)機(jī)體在沖擊反力下后座。

沖擊反力F。液壓力推動活塞變速運(yùn)動時，也會對鑿巖機(jī)形成一個相等大小的反力，稱為沖擊反力。

壓緊反力F。一般情況下，在軸推力的作用下，鑿巖機(jī)機(jī)體將釬桿壓在巖石上，壓緊反力是指鑿巖機(jī)機(jī)體受到釬桿的反力。

現(xiàn)以市場中常見的阿特拉COP 1838ME型鑿巖機(jī)為例，分析其沖擊機(jī)構(gòu)動力特性參數(shù)。該型鑿巖機(jī)為氣液聯(lián)合型雙面回油型鑿巖機(jī)，采用行程反饋控制[7]，如圖2所示。

圖2 氣液聯(lián)合式鑿巖機(jī)液壓系統(tǒng)及活塞原理圖

1.1.1 沖擊反力

沖擊反力是鑿巖機(jī)活塞前后腔液（氣）壓力的合力。可以根據(jù)鑿巖機(jī)內(nèi)部的結(jié)構(gòu)參數(shù)和液（氣）壓值求出?；钊诓煌男谐毯碗A段，其沖擊反力的大小和方向不同?；钊\(yùn)動可分為三個階段：回程加速、回程減速、沖程[8]。

1）回程加速段：前腔通壓力油，后腔回油。活塞在前腔油壓作用下，克服氮?dú)鈮毫?，向后加速運(yùn)動。由回程起點（打擊點處）開始運(yùn)動至回程開閥處；

2）回程制動段：后腔通壓力油，前腔回油?；钊诤笄挥蛪汉偷?dú)鈮毫Φ墓餐饔孟拢蚝鬁p速運(yùn)動。運(yùn)動至回程終點，且速度變?yōu)榱悖?/p>

3）沖程加速段：受力狀態(tài)同回程制動段，活塞反向（向前）做加速運(yùn)動，并以最大速度在沖程終點處打擊釬桿。

由上述分析可知，液壓鑿巖機(jī)沖擊機(jī)構(gòu)的活塞運(yùn)動微分方程可描述如下：

式中：——活塞的質(zhì)量，kg

——活塞的位移，mm

——鑿巖機(jī)沖擊壓力，MPa

氮——氮?dú)馐业膲毫?，MPa

1、2——分別為活塞后腔和前腔的受壓面積，mm2

——氮?dú)馐业氖芰γ娣e，mm2

1.1.2 壓緊反力

壓緊反力F由軸推力F和沖擊反力F決定。其中軸推力F為液壓系統(tǒng)設(shè)定的定值。那么，壓緊反力F主要隨著沖擊反力F變化。

1）回程加速階段，活塞向左加速運(yùn)動，則沖擊力向右。巖石受到軸推力和沖擊反力的合力：F=F+F；

2）回程減速和沖程階段，活塞的加速度向右，則沖擊力向左。F=F-Fg，若沖擊力大于軸推力，那么鑿巖機(jī)機(jī)體不壓緊釬桿，鑿巖壓緊反力F為0。

綜上，壓緊反力有如下計算公式：

式中：F——壓緊反力，N

F——軸推力，N

F——沖擊反力，N

1.2 鑿巖機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)和液壓（氣）系統(tǒng)壓力值采集

為進(jìn)一步定量研究鑿巖機(jī)的激勵特性和后續(xù)振動響應(yīng)的分析，特以cop 1838ME型鑿巖機(jī)為對象，采集其結(jié)構(gòu)參數(shù)和液壓系統(tǒng)壓力值。

1.2.1 鑿巖機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)

表1 Cop 1838ME型鑿巖機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)表

1.2.2 液壓系統(tǒng)壓力值

大臂水平，鑿巖頻率約60 Hz時，使用派克的FCU1000測試系統(tǒng)測量鑿巖機(jī)氮?dú)馐覊毫?、沖擊壓力、推進(jìn)器活塞的壓力，結(jié)果如圖3-圖5。這3個數(shù)據(jù)結(jié)合鑿巖機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)，可得鑿巖機(jī)的沖擊反力F和壓緊反力F?，F(xiàn)場測量其一段數(shù)據(jù)如下：

圖3 鑿巖機(jī)氮?dú)馐覊毫r間歷程曲線

圖4 鑿巖機(jī)沖擊壓力時間歷程曲線

1）氮?dú)馐?/p>

鑿巖機(jī)氮?dú)馐覊毫r間歷程曲線如圖3所示，共0.05 s，約3個沖擊周期。氮?dú)馐业膲毫ψ兓^大，且呈非線性變化。氮?dú)馐业膲毫偷獨(dú)馐殷w積有如下公式：

式中是體積，=1.4為絕熱系數(shù)，為常數(shù)。

回程過程，氮?dú)馐冶粔嚎s，壓力變大，吸收能量。沖程過程，氮?dú)鈱钊龉Γ瑝毫ψ冃　?/p>

2）活塞的壓力值

從圖4可以看出，鑿巖機(jī)的壓力值在22.55 MPa處波動，波動范圍比較小。以往的實驗計算結(jié)果表明，在蓄能器適配的情況下，其鑿巖機(jī)的沖擊壓力值波動范圍不大，一般在5 %~10 %的范圍內(nèi)變化，因此可近似將壓力值看作一恒力[9]。

3）軸推力

推進(jìn)油缸的壓力曲線如圖5。可以看出，推進(jìn)壓力大約為9.31 MPa，采用油缸鋼繩進(jìn)行推進(jìn)，則軸推力為：

4）沖擊反力

由將測試數(shù)據(jù)和結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)代入公式（2）得鑿巖機(jī)沖擊反力，其時間歷程曲線如圖6所示：

圖6 鑿巖機(jī)液壓沖擊反力時間歷程曲線

從圖6可以看出，回程的沖擊力較小，沖程的沖擊力較大，這對鑿巖機(jī)的穩(wěn)定性有較大影響。

5）壓緊反力

根據(jù)公式（1）在沖程階段，沖擊反力大于軸推力，則沖程階段壓緊反力F=0。釬桿壓緊反力時間歷程曲線如圖7所示：

圖7 釬桿壓緊反力時間歷程曲線

至此，便獲得了鉆臂外部激勵的定量值，為后續(xù)振動分析提供了可靠的振動激勵。

2 鉆臂的結(jié)構(gòu)動力學(xué)特性分析

鉆臂作為一個機(jī)械系統(tǒng)，鉆臂的振動響應(yīng)與其結(jié)構(gòu)動力學(xué)特性是密不可分的。根據(jù)線性不變系統(tǒng)振動理論，系統(tǒng)上任何一點的響應(yīng)都能通過各階模態(tài)響應(yīng)的線性疊加來表示。如果通過模態(tài)分析搞清楚了結(jié)構(gòu)在某一易受影響頻率范圍內(nèi)各階主要模態(tài)的特性，就可預(yù)言結(jié)構(gòu)在此頻段內(nèi)，各種振源作用下實際振動響應(yīng)。

模態(tài)分析能反應(yīng)結(jié)構(gòu)的基本動力學(xué)特性，是進(jìn)行其它動力學(xué)分析（如瞬態(tài)分析、諧響應(yīng)分析、譜分析等）的基礎(chǔ)。因此，在進(jìn)行其它動力學(xué)分析之前，首先進(jìn)行結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析[10-11]。

模態(tài)是指機(jī)械結(jié)構(gòu)的固有振動特性，模態(tài)參數(shù)包括結(jié)構(gòu)的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型；這些參數(shù)可以通過試驗和計算分析獲得，這樣一個計算或試驗分析過程稱為模態(tài)分析[12]。

2.1 模態(tài)分析的理論基礎(chǔ)

臂架系統(tǒng)相當(dāng)于一個多自由度的線性結(jié)構(gòu)振動系統(tǒng)，其運(yùn)動微分方程用矩陣形式可以表示為：

2.2 有限元模型的建立

鑿巖臺車鉆臂的主要結(jié)構(gòu)如圖8所示。

1臂座 2大臂 3后變幅油缸 4伸縮臂 5前變幅油缸 6補(bǔ)給油缸 7回轉(zhuǎn)油缸 8擺動油缸 9推進(jìn)機(jī)構(gòu) 10鑿巖機(jī)

2.2.1 工況的選取

鑿巖臺車鉆臂是典型的懸臂結(jié)構(gòu)，跨度大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。鉆臂的疲勞破壞主要由其最大應(yīng)力引起的，因此選取其極端工況下的模型：伸縮臂完全伸出(1250 mm)，補(bǔ)給油缸推進(jìn)1250 mm，鑿巖機(jī)向前運(yùn)動3400 mm，大臂俯30度。

2.2.2 模型的修正和簡化

為保證計算的精確，所有部件均應(yīng)采用柔性單元。具體過程如下：

1）通過Solidworks建立鉆臂的三維模型，并簡化螺栓、銷等部件。將三維模型另存為x-t格式；

2）將x-t格式的三維鉆臂模型導(dǎo)入Hypermesh，有限元整體尺寸選用10 mm，去除直徑小于5 mm倒角、圓孔等結(jié)構(gòu)；

3）鉸接處采用rbe2單元替代，并釋放繞鉸接軸線的回轉(zhuǎn)自由度；油缸采用beam單元簡化；

4）鉆臂質(zhì)量和其重心對要與實物對應(yīng)，現(xiàn)采用添加質(zhì)量點mass的方式，來平衡油缸、鉸鏈等其他簡化部件的質(zhì)量和重心，并根據(jù)Solidworks里模型對各部件進(jìn)行修正；

5）添加各部件的材料和屬性。推進(jìn)梁的材料為LY12CZ，定盤的材料為橡膠、其余材料都定義為16 Mn；

2.2.3 邊界條件

鉆臂的底座通過螺栓固定在臺車上，螺栓孔約束6個自由度；作業(yè)時，推進(jìn)梁頂盤壓在巖石上，支撐面約束x、y、z的3個自由度。建立的鉆臂結(jié)構(gòu)有限元模型，如圖9所示。

圖9 鑿巖臺車鉆臂有限元模型

2.3 有限元模態(tài)分析結(jié)果

由于臂架整體結(jié)構(gòu)受到的阻尼作用，階數(shù)越高，動態(tài)響應(yīng)中的高階部分衰減的也越快，臂架的振動是低階模態(tài)起主導(dǎo)作用，可略去階數(shù)較高的模態(tài)。同時，由于該鑿巖機(jī)的沖擊頻率約為60 Hz，為避免共振，鉆臂60 Hz附近的固有頻率也要加以觀察。故對臂架的前6階和60 Hz附近的固有頻率進(jìn)行模態(tài)分析。結(jié)果如表2所示。

表2 鉆臂固有頻率和相應(yīng)振型

從表2中可知：

1）鉆臂前3階模態(tài)為約束下的剛體模態(tài)；

2）鉆臂24階、25階的固有頻率比較接近鑿巖機(jī)60 Hz的沖擊頻率，相差約為2 Hz，這也是鉆臂振動較大的原因之一。同時，鉆臂調(diào)整姿態(tài)時，鉆臂的24階、25階容易更加接近鑿巖機(jī)的沖擊頻率60 Hz，要注意規(guī)避鉆臂發(fā)生共振。

3）4階、5階、6階、24階和25階模態(tài)仿真結(jié)果依次如圖10-圖14所示。

圖10 鉆臂4階振型云圖

圖11 鉆臂5階振型云圖

圖12 鉆臂6階振型云圖

圖13 鉆臂24階振型云圖

圖14 鉆臂25階振型云圖

3 鉆臂振動響應(yīng)分析

鑿巖臺車鉆臂的振動響應(yīng)，瞬態(tài)分析的公式為：

[]為質(zhì)量矩陣；[]為阻尼矩陣；[]為剛度矩陣；{()}為研究點的激勵力向量；

利用第2節(jié)建立的有限元模型，并在鑿巖機(jī)上施加沖擊反力和壓緊反力，取60個周期約1 s的時間。利用optistruct求解器進(jìn)行瞬態(tài)分析，步長為0.002 s，步數(shù)為500。

在hyperview里觀察有限元分析結(jié)果。

鉆臂在=0.55 s時的位移云圖如圖15所示：

圖15 鉆臂整體位移云圖

從位移云圖可以看出：

鉆臂中部的位移較大，位移最大的地方在推進(jìn)梁后端，這也與鉆臂的振型云圖的結(jié)果相對應(yīng)。因此，應(yīng)對此處進(jìn)行加強(qiáng)，并注意檢修和維護(hù)。進(jìn)一步觀察推進(jìn)梁后端某點N39780的位移如圖16所示。

圖16 推進(jìn)梁后端點N39780的位移及其X、Y、Z分量時間歷程曲線

可知：

1）其點N39780最大位移約為12.5 mm，Y方向的位移最大、X方向的位移最?。╔是垂直于紙面方向，Y是水平方向，Z是豎直方向），要重點抑制Y方向的振動。

2）Y、Z方向的位移頻率約為4.7 Hz，與鉆臂的第4階固有頻率接近；該點X方向位移變化頻率約為2.8 Hz，與鉆臂的第5階固有頻率接近。

鉆臂的振動對鑿巖機(jī)的定位和成孔質(zhì)量有較大影響。鑿巖機(jī)機(jī)體上點N11465的位移、速度、加速度各方向分量的時間歷程曲線如圖17-圖19所示。

圖17 鑿巖機(jī)上點N11465位移X、Y、Z分量的時間歷程曲線

圖18 鑿巖機(jī)上點N11465速度X、Y、Z分量的時間歷程曲線

圖19 鑿巖機(jī)上某點N11465加速度X、Y、Z分量的時間歷程曲線

可以看出，鑿巖機(jī)位移、速度和加速度的Y、Z方向分量的頻率也約為4.7 Hz，與鉆臂的第4階固有頻率接近；X方向分量頻率也約為2.8 Hz鉆臂的第5階固有頻率接近。

4 結(jié)論

1）對鑿巖機(jī)的沖擊機(jī)構(gòu)進(jìn)行簡化分析，表明鉆臂和鑿巖機(jī)（不包括活塞和釬桿）的振動激勵可簡化為鑿巖機(jī)內(nèi)部的液壓沖擊反力和釬桿對鑿巖機(jī)機(jī)體的壓緊壓力。并基于液（氣）壓系統(tǒng)壓力，得到了振動激勵的計算公式。并以阿特拉斯鑿巖臺車鉆臂和Cop 1838ME型鑿巖機(jī)為例，測量其結(jié)構(gòu)參數(shù)和液壓值，得到了振動激勵的定量值。

2）利用hypermesh建立其全鉆臂的有限模型，進(jìn)行約束下的有限模態(tài)元分析，得到其低階的固有頻率和振型。同時，發(fā)現(xiàn)鉆臂的25階和26階固有頻率與鑿巖機(jī)的沖擊頻率60Hz比較接近，可能造成鉆臂的振動過大。

3）結(jié)合前兩節(jié)，對鉆臂進(jìn)行有限元瞬態(tài)分析，得到了鉆臂振動響應(yīng)。對通常的鉆臂、鑿巖機(jī)和其他沖機(jī)器的振動激勵、振動分析和減振設(shè)計具有一定的指導(dǎo)意義。

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Vibration Characteristics Analysis of the Drilling Arm of Hydraulic Drilling Platforml

LUO Chun-lei1,2，*LIANG Jian-ming1

(1. State Key Laboratory of High Performance Complex Manufacturing, Central South University, Changsha, Hunan 410083, China;2. Henan Gengli Engineering Equipment Co., Ltd., Luoyang, Henan 471100, China)

As the direct completion of the rock drilling positioning work, the drill arm tends to have excessive amplitude under the impact of the rock impact force, which affects the quality of the hole and the service life of the hydraulic components and the boom. Therefore, it is necessary to study the excitation characteristics, structural dynamic characteristics and vibration response of rock drills. Taking the Atlas rock drilling rig and cop 1838ME rock drill as the research object, we obtain the dynamic analysis of the rock drill piston, the piston dynamics data and the quantitative calculation formula of vibration excitation.Furthermore, the finite model of the full-bore arm is established by hypermesh, and the finite element modal analysis is carried out to obtain the dynamic characteristics of the boom. Transient analysis of the drill arm results in a vibration response of the drill arm. It has certain guiding significance for the vibration analysis and vibration reduction design, mechanical analysis and lightweight design of the common drill arm, rock drill and other punching machines.

vibration characteristics; rock drilling rig drilling arm; rock drilling machine; modal analysis; finite element analysis

TD421.22

A

10.3969/j.issn.1674-8085.2019.02.012

1674-8085(2019)02-0064-08

2018-12-21；

2019-01-15

國家高技術(shù)研究發(fā)展計劃項目（863計劃）（SS2012AA041809）；高性能復(fù)雜制造國家重點實驗室自主研究課題(zzyjkt2014-08)

羅春雷(1968-)，男，江西高安人，副教授，博士，碩士生導(dǎo)師，主要從事機(jī)電液集成控制技術(shù)研究(E-mail:luoclok@163.com);

*梁健明(1993-)，男，湖北天門人，碩士生，主要從事機(jī)械設(shè)計理論與動力學(xué)仿真技術(shù)研究(E-mail:1195462859@qq.com).