坑道巖心鉆機調(diào)角機構(gòu)設(shè)計與分析

王瑞澤

（中煤科工集團西安研究院有限公司，陜西 西安710077）

隨著我國礦業(yè)系統(tǒng)工程技術(shù)和開采裝備的發(fā)展，探礦、采礦效率大幅提高[1-2]。淺部資源在人類常年高強度持續(xù)開采過程中日漸枯竭，礦產(chǎn)開發(fā)邁向縱深方向已成為必然選擇[3-4]。在深部探礦中，坑道勘探相對于地面勘探能夠節(jié)省大量的鉆探工作[5-6]，同時，可實現(xiàn)坑道內(nèi)多角度鉆探施工，達到沿礦床層帶鉆探的目的[7]，是深部資源勘探的理想方法?？拥楞@機是坑道勘探的核心裝備，其能否高效可靠地進行多角度工位調(diào)節(jié)，從而適應(yīng)不同方向鉆孔的需要，是衡量鉆機能力的關(guān)鍵因素[8-9]。目前，國外坑道鉆機調(diào)角方式多采用油缸自動調(diào)角機構(gòu)，代表機型有瑞典阿特拉斯科普柯公司的Diamec系列巖心鉆機和美國寶長年公司的LM系列鉆機。但國內(nèi)坑道鉆機目前多以油缸直推調(diào)角方式為主，調(diào)角過程中需要人工輔助調(diào)節(jié)，而且存在安全隱患，尤其當進行上揚孔施工時需要人工拆卸吊轉(zhuǎn)機身，極易發(fā)生安全事故[10]。

在總結(jié)現(xiàn)有坑道鉆機調(diào)角機構(gòu)優(yōu)缺點的基礎(chǔ)上，結(jié)合井下鉆探施工需求，基于MATLAB數(shù)值模擬方法設(shè)計了一款調(diào)角機構(gòu)，使用油缸組合直接進行-90°～+90°范圍內(nèi)調(diào)角，無需人工拆裝機身，降低勞動強度的同時提高了鉆機自動化程度。

1 調(diào)角機構(gòu)設(shè)計

坑道巖心鉆機采用分體式結(jié)構(gòu)，由主機、泵站、操縱臺3部分構(gòu)成。主機結(jié)構(gòu)如圖1，主要由底座、雙級調(diào)角機構(gòu)、給進機身以及動力頭等組成。雙級調(diào)角機構(gòu)主要由底盤、主梁、導軌座、1支上調(diào)角油缸和2支下調(diào)角油缸組成，上調(diào)角油缸一端鉸接于導軌座，另一端交接于主梁，下調(diào)角油缸對稱布置，一端鉸接于主梁，一端鉸接于底座。通過雙級調(diào)角機構(gòu)，巖心鉆機主機可實現(xiàn)-90°～+90°范圍內(nèi)任意調(diào)角，2個極限位置的調(diào)角姿態(tài)如圖2。鉆機可用于全方位鉆孔施工，滿足了不同角度的勘探施工需求。

圖1 巖心鉆機主機結(jié)構(gòu)

圖2 極限調(diào)角姿態(tài)

2 受力分析

調(diào)角油缸在機身調(diào)角過程中所需要產(chǎn)生克服機身旋轉(zhuǎn)的力較小，其最大的負荷來自于鉆機在鉆進過程中巖壁對鉆機產(chǎn)生的反力。為對調(diào)角機構(gòu)進行受力分析，繪制調(diào)角機構(gòu)簡圖,對調(diào)角油缸受力情況進行分析（圖3），建立力學模型。圖3中 C、D、E、N分別為上、下調(diào)角油缸的鉸支點，A、B為調(diào)角機構(gòu)主梁的上下轉(zhuǎn)軸；F1為上調(diào)角油缸推力，F(xiàn)2為下調(diào)角油缸推力，F(xiàn)g為鉆機可提供的最大給進力，F(xiàn)q為鉆機最大起拔力,其中，F(xiàn)g=Fq=85 kN，G為鉆機主機自重，根據(jù)三維建模軟件得到G=8 kN。

圖3中，使 α1=∠DAN，α2=∠CBE，α3=∠CEB，α4=∠DNA，β=∠BAQ，δ=∠BAT，根據(jù)鉆機結(jié)構(gòu)幾何關(guān)系可得機身與水平面夾角θ=α1+α2-38.5°；對于△AND和△BEC，根據(jù)正余弦定理可得：

圖3 調(diào)角機構(gòu)受力分析

代入式(1)、式(2)可得：

2.1 上調(diào)角油缸受力分析

以給進機構(gòu)機身托板上部為研究對象，對主梁上轉(zhuǎn)軸A點取矩，可得上調(diào)角油缸推力F1表達式：

當鉆機為起拔狀態(tài)時：

當鉆機為給進狀態(tài)時：

2.2 下調(diào)角油缸受力分析

以給進機構(gòu)機身托板以下部分為研究對象，對主梁下轉(zhuǎn)軸B點取矩，可得到下調(diào)角油缸推力F2表達式：

當鉆機為起拔狀態(tài)時：

當鉆機為給進狀態(tài)時：

3 MATLAB數(shù)值分析

根據(jù)鉆機幾何關(guān)系可得機身與水平面夾角β=∠BAQ=α1+18.1°，δ=∠BAT=α2-1.6°，θ=α1+α2-38.5°；可將油缸推力計算式簡化為以α1和α2為變量的二元一次方程，調(diào)角油缸受力情況隨α1和α22個變量的變化而變化，不能直接求解。為了得出上、下調(diào)角油缸推力的變化規(guī)律，采用MATLAB對受力方程進行求解，并模擬油缸推力的變化規(guī)律[11-12]。根據(jù)鉆機幾何結(jié)構(gòu)得到調(diào)角機構(gòu)在進行+90°～-90°范圍調(diào)角變化過程中，α1與 α2的范圍為：38.6°＜α1＜131.1°，34.8°＜α2＜122.3°，將 2.1 節(jié)與 2.2 節(jié)中的 4 種情況表達式分別在MATLAB軟件中編程計算后得到云圖,起拔工況各角度F1變化云圖如圖4，給進工況各角度F1變化云圖如圖5，起拔工況各角度F2變化云圖如圖6，給進工況各角度F2變化云圖如圖7。

圖4 起拔工況各角度F1變化云圖

圖5 給進工況各角度F1變化云圖

圖6 起拔工況各角度F2變化云圖

圖7 給進工況各角度F2變化云圖

從圖4可得出，上調(diào)角油缸推力F1在起拔工況隨 α1的增加先減小再增大，在 α1最大（α1＝131.1°），α2最小時（α2＝34.8°），達到最大值 F1max＝329 kN。

從圖5可得，上調(diào)角油缸推力F1在給進工況隨α1的增大先減小再增大，在 α1最大（α1＝131.1°），α2最大時（α2＝122.3°），達到最大值 F1max＝-297 kN（正值為油缸輸出推力，負值為油缸輸出拉力）。

從圖6可得，下調(diào)角油缸推力F2在起拔工況隨α1的增大先增大再減小，隨α2的增大先減小再增大。當 α1＝72°，α2＝34.8°時，達到最大值 F2max＝433 kN。

從圖7可得，下調(diào)角油缸推力F2在給進工況隨α1增大先增大再減小，隨α2的增大先減小再增大，在 α1＝74°，α2＝122.3°時，達到最大值 F2max＝-401 kN。

將鉆機給進起拔工況上、下調(diào)角油缸的最大受力情況匯總（表1）。油缸最大推力為正值表示油缸輸出推力，負值表示油缸輸出拉力。

表1 油缸受力情況極值匯總

根據(jù)油缸受力計算結(jié)果，綜合考慮油缸安裝空間和使用效率，上調(diào)角油缸選用缸徑D＝100 mm，桿徑d＝50 mm的油缸，工作壓力設(shè)定為32 MPa，最大推力251.2 kN，最大拉力188.4 kN。下調(diào)角油缸選用缸徑D＝120 mm，桿徑d＝60 mm的油缸，工作壓力設(shè)定為32 MPa，最大推力361.7 kN，最大拉力271.3 kN。

表1中給進、起拔工況F1max和F2max均大于所選油缸的最大拉力和推力。不足以支撐鉆機的最惡劣工況，需要提高油缸能力，以保證鉆機在極限工況下穩(wěn)定運行。由于鉆機在鉆進過程中，調(diào)角油缸所受推力和拉力均屬于被動受力，因此，在油缸缸筒與缸桿的結(jié)構(gòu)強度與剛度均需滿足最大受力要求的情況下，可不增大油缸直徑，選用耐壓能力更高的油缸，通過在油路安裝液壓鎖切斷油缸進油與回油，僅使油缸內(nèi)部壓力增大，而不需要泵站連續(xù)提供較高的壓力。

根據(jù)上調(diào)角油缸受最大推力329 kN，在保持缸徑不變的情況下，計算得到油缸所需耐壓為41.9 MPa，當最大拉力為297 kN時，得到所需耐壓為50.4 MPa。同理可得下調(diào)角油缸受最大耐壓為38.3 MPa與47.3 MPa?？梢缘贸錾?、下調(diào)角油缸所需最大耐壓力為50.4 MPa。根據(jù)油缸標準耐壓等級，選取油缸結(jié)構(gòu)、密封件、液壓鎖以及膠管耐壓為61 MPa，形成坑道鉆機極限調(diào)角工況下的局部高壓回路，滿足調(diào)角機構(gòu)使用需求。

4 結(jié)語

對設(shè)計的坑道巖心鉆機調(diào)角機構(gòu)建立了受力分析模型與相應(yīng)的力學方程，應(yīng)用數(shù)學分析軟件MATLAB對油缸力學方程進行了數(shù)值分析，分別模擬出了上、下調(diào)角油缸推力隨鉆機施工角度變化的規(guī)律，并通過提高油缸局部回路的耐壓能力，在不增加油缸尺寸與泵站壓力的前提下，滿足鉆機極限調(diào)角工況的使用需求，對坑道巖心鉆機調(diào)角機構(gòu)的設(shè)計與分析起到了指導作用。