煤礦井下鉆機長行程給進裝置設(shè)計與分析

姚亞峰，姚寧平，宋海濤，彭 濤

（1.煤炭科學研究總院 北京 100013；2.中煤科工集團西安研究院有限公司，陜西 西安 710077）

煤礦井下鉆機主要用來施工瓦斯抽采、地質(zhì)勘探、探放水、防滅火等類型的鉆孔，在煤礦安全保障方面起到重要作用。由于動力頭式鉆機具有的體積小等的優(yōu)勢，目前煤礦井下鉆機都采用電磁及液壓控制的動力頭式鉆機，其執(zhí)行主機一般由動力頭、夾持器、給進裝置、變幅裝置或機架組成[1-2]，其中給進裝置是用來連接變幅裝置與動力頭和夾持器的載體，用于為鉆機提供給進和起拔力，在鉆進及起下鉆中起到為孔內(nèi)鉆具施加力和速度的作用，是煤礦井下鉆機的重要組成部件，其設(shè)計優(yōu)劣直接影響到鉆機的性能和外形尺寸。常見煤礦井下鉆機的給進裝置從結(jié)構(gòu)上主要分為油缸給進、油缸鏈條給進、馬達鏈條給進等方式[3]。油缸鏈條給進方式是一種倍速機構(gòu)，雖然行程長，但油缸的給進和起拔力減半[4]，只適用于能力要求較小的施工工況，因此多用在一些煤礦井下地質(zhì)勘探用取心鉆機上。馬達鏈條給進方式由液壓馬達輸出給進或起拔力，由于相比給進機身來說，馬達的輸出轉(zhuǎn)矩較小，因此產(chǎn)生的推進力較小，這種給進方式主要適用于給進能力更小的鉆機、例如錨桿鉆機、炮眼鉆機、旋噴鉆機等。由于常規(guī)的煤礦井下鉆機給進裝置一般具有外形尺寸小、給進起拔力大等特點，從經(jīng)濟成本、維修難易程度、結(jié)構(gòu)緊湊性等方面考慮，油缸給進的方式在煤礦井下鉆機得到了普遍應用[5]。

1 常見油缸給進方式的設(shè)計原則及優(yōu)缺點

1.1 設(shè)計原則

油缸直接作用具有安裝結(jié)構(gòu)簡單、作用力大等特點，針對不同的鉆孔需求，在油缸給進方式的給進裝置設(shè)計時應遵循以下設(shè)計原則。

1）在滿足油缸活塞桿的壓桿穩(wěn)定性前提下，且油缸的行程滿足動力頭和夾持器中間加鉆桿方式時，油缸的行程盡可能短，以減少給進裝置的長度。

2）當油缸的進出油口設(shè)計在缸筒上時，常采用缸筒固定的方式，否則缸筒移動時油管也需要隨動，容易對油管造成損壞。

3）對于多數(shù)鉆機來說，為了具備較好的處理鉆孔事故能力，要求起拔力較大，因此對于單活塞桿油缸來說，就要求起拔時油缸的無桿腔進油。

4）為了減小鉆機的給進或起拔力作用于拖板（用于安裝動力頭）和給進機身導軌之間的摩擦力，要求安裝油缸的軸線和動力頭主軸的軸線距離盡可能小。

5）油缸的最大起拔力應和鉆機的最大回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩相匹配。例如：最大回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩不超過1 900 N·m時，最大起拔力小于100 k N；最大回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩在1 900 N·m至4 000 N·m時，最大起拔力在100 kN至150 kN之間；最大回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩在4 000 N·m以上時，最大起拔力大于150 kN。

1.2 不同油缸固定方式的給進裝置結(jié)構(gòu)

采用油缸給進方式的給進裝置按照油缸的固定方式不同，又可分為缸筒耳座固定、缸筒絞軸固定、雙活塞桿固定[6-7]等。缸筒耳座固定是最常用的結(jié)構(gòu)方式，采用單活塞桿油缸，油缸的無桿腔進油時作用力大，有桿腔進油時作用力小?？紤]到油缸的壓桿穩(wěn)定性問題，這種結(jié)構(gòu)方式行程短，目前常規(guī)的行程不超過1 m，適用于動力頭和夾持器中間加持短鉆桿。缸筒耳座固定在實際應用中有2種形式，1種是適合于不同角度的煤礦井下鉆孔，給進力小于起拔力，油缸缸筒安裝在夾持器下面，活塞桿在動力頭下面，因此同樣行程下給進裝置長度短；另1種是為了盡可能適應上仰角工程鉆孔的需求，將給進力設(shè)計的比起拔力大，這種結(jié)構(gòu)的油缸缸筒要占用一定的給進裝置長度，因此同樣行程下給進裝置稍長。2種單活塞桿油缸缸筒固定的給進裝置示意圖如圖1。

圖1 2種缸筒耳座固定的給進裝置示意圖Fig.1 Diagram of feeding device for fixed cylinder lug

為了進一步減少給進裝置長度，將油缸的缸筒由傳統(tǒng)的耳座式連接改進為對稱絞軸式連接，這樣可省去油缸缸筒耳座的長度，給進裝置的長度也隨之較少。這種缸筒對稱絞軸固定的方式對給進機身的加工精度有一定的要求，常用于對外形尺寸要求更加苛刻的履帶式鉆機上[8]。

對于一些鉆進能力較大的鉆機，在同樣的行程下，為了提高給進油缸的穩(wěn)定性，設(shè)計了一種采用雙活塞桿油缸的給進裝置[9]，油缸的2個活塞桿分別固定在給進裝置的兩端，中間是移動的缸筒，通過缸筒連接動力頭。由于常規(guī)情況下缸筒上有進出油口，為了防止缸筒移動時油管隨之移動，將進出油口設(shè)計在2個活塞桿上，通過活塞桿的中間孔進入到油缸的2個有桿腔，這樣解決了油管移動問題。

1.3 伸縮油缸長行程給進裝置

為了提高鉆進效率和鉆孔孔壁的穩(wěn)定性，要求能夠在動力頭和夾持器中間加接較長的鉆桿，這就需要增加給進油缸的行程，設(shè)計了一種二級伸縮油缸式的給進裝置[10-11]。采用雙活塞桿固定的方式，2個活塞桿分別固定在給進裝置兩端。為了保證鉆機給進或起拔過程中給進速度的均勻性，二級伸縮油缸按照相等的油缸作用面積設(shè)計。由于二級伸縮油缸為活塞桿和缸筒嵌套式設(shè)計，因此增加了伸縮油缸的直徑和給進裝置的高度，造成了主軸軸線和油缸軸線距離遠。另外這種結(jié)構(gòu)同樣尺寸下給進與起拔力較小，目前多用于鉆進能力不大的鉆機。

1.4 優(yōu)缺點比較

常見油缸給進裝置優(yōu)缺點比較如下：

1）起拔力大的缸筒耳座固定給進方式。優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單；缺點：行程短；適用范圍：多角度鉆孔、短行程鉆機。

2）給進力大的缸筒耳座固定給進方式。優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單；缺點：給進裝置較長、行程短；適用范圍：上仰孔、短行程鉆機。

3）缸筒絞軸固定給進方式。優(yōu)點：給進裝置最短；缺點：精度要求較高、行程短；適用范圍：多角度鉆孔的履帶式鉆機。

4）雙活塞桿固定給進方式。優(yōu)點：油缸穩(wěn)定性好；缺點：行程短；適用范圍：鉆進能力大的鉆機。

5）二級伸縮油缸活塞桿固定給進方式。優(yōu)點：行程長、長度??；缺點：給進裝置高度大；適用范圍：鉆進能力小的鉆機。

2 串并聯(lián)組合油缸式給進裝置

針對伸縮式油缸存在的問題，在鉆進能力較大的ZDY6500LP鉆機上，為了提高給進裝置行程，開發(fā)了一種串并聯(lián)組合油缸式給進裝置。串并聯(lián)組合油缸由1根大直徑油缸和2根小直徑油缸組合而成，其中的油缸都為單活塞桿油缸，2根小直徑油缸的作用面積和1根大直徑油缸相等。1根大直徑油缸的活塞桿固定在給進裝置的拖板下面，2根小直徑油缸的活塞桿固定在給進裝置的一端。由于缸筒需要移動，因此設(shè)計成從大直徑油缸和小直徑油缸的活塞桿內(nèi)部進出油，3個油缸的缸筒之間僅有相對靜止的油管，這樣很好的解決了油管移動時損壞的問題。串并聯(lián)組合油缸液壓原理圖如圖2，串并聯(lián)組合油缸式給進裝置示意圖如圖3。

圖2 串并聯(lián)組合油缸液壓原理圖Fig.2 Hydraulic diagram of series and parallel combined cylinders

圖3 串并聯(lián)組合油缸式給進裝置示意圖Fig.3 Diagram of series and parallel combined cylinder feeding device

這種組合式油缸采用平行布置時，其高度僅是大直徑油缸的高度，與單級油缸相當，因此也解決了二級伸縮油缸高度較高的問題，減少了拖板和給進機身導軌的摩擦阻力。同時，油缸的最大給進和起拔力與單根大直徑油缸相當。為了滿足不同長度的鉆桿需求，設(shè)計了2種行程的給進裝置，行程分別為1 300 mm和1 800 mm，滿足動力頭和夾持器中間加持1 m和1.5 m的插接式螺旋鉆桿和螺紋連接的外平或?qū)捯砥菪@桿需求，并形成了系列化鉆機產(chǎn)品。

3 給進裝置關(guān)鍵參數(shù)

3.1 給進/起拔力和給進/起拔速度

1）有效給進力Fg。由于給進裝置相對于動力頭主軸是對稱結(jié)構(gòu)，因此可以把給進裝置簡化為平面圖形進行受力分析，同時因動力頭的重力相對于拖板所受的工作負荷來說較小，在受力分析中不予考慮。鉆機給進時拖板的受力情況如圖4。圖中：Fg為有效給進力，既鉆具作用在鉆機上的反作用力；Fgc為油缸對拖板的拉力；fg為拖板和機身導軌之間的給進摩擦阻力；Mg為機身導軌對拖板的給進反力矩；L為拖板長度；L1為拖板和機身導軌接觸點相對于拖板中心的最小距離；h1為鉆孔中心與機身導軌的距離；h2為油缸中心與機身導軌的距離。不考慮拖板的彈性變形，由于拖板與給進機身導軌之間有一定的間隙，因此對于新的拖板，當受力時拖板與給進機身導軌的接觸為線接觸；拖板開始磨損后，拖板與導軌的接觸為面接觸，則Mg可以簡單表示成圖4中分布力的形式，F(xiàn)g1為分布力的最大值。

圖4 給進狀態(tài)下拖板的受力模型Fig.4 Force model of connecting plate in feeding state

式中：μ為拖板與機身導軌的摩擦系數(shù)；x為拖板和機身導軌任意接觸點相對于拖板中心的距離。

由式（1）～式（4）可得：

當L1=L/2時，Mg為集中力產(chǎn)生的彎矩，則有：

可得：

式中：D1、d1分別為大直徑油缸的缸徑和活塞桿直徑，D12-d12=2（D22-d22），D12=2D22；D2、d2分別為小直徑油缸的缸徑和活塞桿直徑；ηm為油缸的機械效率；p為系統(tǒng)的額定壓力；ph為回油壓力。

2）有效起拔力Fq。起拔狀態(tài)下拖板的受力模型如圖5。圖中：Fq為有效起拔力；Fqc為油缸對拖板的推力；fq為拖板和機身導軌之間的起拔摩擦阻力；Fq1為分布力的最大值；Mq為機身導軌對拖板的起拔反力矩。

圖5 起拔狀態(tài)下拖板的受力模型Fig.5 Force model of connecting plate under pulling state

同理可知:

當L1=L/2時，則有：

3）最大給進和起拔速度。

式中：vgmax為最大給進速度；vqmax為最大起拔速度；Q1為主泵的流量；ηv為油缸的容積效率。

3.2 關(guān)鍵參數(shù)值

1）給進摩擦阻力fg和有效給進力Fg。已知參數(shù)為：h1=205 mm，h2=90 mm，L=800 mm，μ=0.1，ηm=0.98，p=25 MPa，ph=0.5 MPa，D1=110 mm，d1=65 mm；則得到的給進摩擦阻力fq和有效給進力隨L1變化的擬合曲線如圖6。由圖6可知，隨著拖板與給進機身導軌之間的磨損增大，即L1由大變小時，給進摩擦阻力fq也相應增大，有效給進力Fg則相應變小。圖中fg的最小值為10.4 kN，F(xiàn)g的最大值為138 kN。

圖6 給進摩擦阻力和有效給進力的擬合曲線Fig.6 Fitting curves of frictional resistance and effective feeding force

2）起拔摩擦阻力fq和有效起拔力Fq。起拔摩擦阻力fq和有效起拔力Fq隨L1變化的擬合曲線如圖7。圖7中，起拔摩擦阻力fq的最小值為16 kN，有效起拔力Fq的最大值為212.1 kN。

圖7 起拔摩擦阻力和有效起拔力的擬合曲線Fig.7 Fitting curves of friction resistance and effective pulling force

3）最大給進/起拔速度vgmax和vqmax。已知主泵的流量為Q1=200 L/min，油缸的容積效率ηv=0.98。則最大給進速度vgmax為0.53 m/s，最大起拔速度vqmax為0.34 m/s。

4 給進裝置最大給進力和起拔力測試試驗

利用鉆機綜合性能檢測試驗臺對ZDY6500LP鉆機的最大給進力和起拔力進行檢測，檢測試驗臺硬件部分由鉆機固定平臺、加載系統(tǒng)平臺和微機綜合測試系統(tǒng)3部分組成，鉆機性能檢測示意圖如圖8，其中加載系統(tǒng)平臺的上半部分用于給進起拔力測試。

圖8 鉆機性能檢測示意圖Fig.8 Diagram of drilling rig performance test

鉆機給進力和起拔力實測數(shù)據(jù)見表1。由測試結(jié)果可知，實際測試數(shù)據(jù)略小于理論計算結(jié)果，但誤差很小，滿足使用要求，也驗證了理論計算的可行性。

表1 鉆機給進力和起拔力實測數(shù)據(jù)Table 1 Measured data of feeding force and pulling force of drilling rig

5 結(jié) 語

分析了煤礦井下鉆機用油缸式給進裝置的基本設(shè)計原則以及各種油缸式給進裝置的結(jié)構(gòu)特點、優(yōu)缺點及適用性；針對在動力頭和夾持器中間加接長鉆桿的需求，開發(fā)了串并聯(lián)組合油缸式長行程給進裝置，組合油缸由3個油缸串并聯(lián)組合而成，油液由小直徑油缸的活塞桿內(nèi)部進出油，缸筒移動時油管相對靜止，可以很好解決油管容易損壞的問題；通過建立數(shù)學模型分析了串并聯(lián)組合油缸式給進裝置的有效給進起拔力計算方法，并通過擬合曲線分析了摩擦阻力和有效給進起拔力的變化；利用鉆機性能綜合檢測試驗臺對ZDY6500LP型鉆機的有效給進力和起拔力進行了測試，測試結(jié)果與理論計算結(jié)果相近，進一步驗證了理論計算方法的有效性。