煤礦鉆機用液控半自動上桿裝置的設計及優化

謝 杰

(中煤科工集團重慶研究院有限公司，重慶 400039)

為了保障鉆孔施工操作人員的身體健康和生命安全，同時響應國家提高煤機裝備數字化控制、自動化生產和遠程操作能力的要求，國內大多國有大型煤礦已開啟煤機設備自動化和智能化升級，但受制于資金壓力和現有設備的規模投入，一些中小型煤礦很難在短期內投入大量資金進行設備升級改造，因此市場急需一種能將常規鉆機進行簡單改造后升級為半自動化鉆機的方法[1-3]。在進行煤與瓦斯防突、探放水和卸壓等鉆孔施工作業時，目前大多數常規鉆機采用的是人工手動上鉆桿，該操作距離孔口較近，而孔口排渣返水、瓦斯突出和涌水，威脅著操作人員的人身安全。半自動上桿裝置的設計完全解決了上述問題，該裝置可作為獨立部件，在盡可能少地改變原鉆機結構的前提下，對原全方位常規鉆機進行改造，實現半自動上鉆桿的功能，減輕操作者的勞動強度，提高操作者的安全性[4-7]。

1 半自動上桿裝置總體方案設計及其動作分析

半自動上桿裝置總體結構如圖1所示，主要由鉆桿箱體、鉆桿推送機構、機械手、機械手推進機構和主機連接架組成。

1—主機連接架；2—機械手；3—鉆桿箱體；4—鉆桿推送機構；5—機械手推進機構。

鉆桿箱體主要作用是存放鉆桿，設計容量為8根?73 mm鉆桿和9根?63 mm鉆桿，可以通過更換調節條的尺寸來適應不同規格鉆桿；鉆桿推送機構主要作用是向機械手逐根推送鉆桿，該結構采用杠桿原理，極大地減小了機構尺寸，同時采用扭簧擋板，配合鉆桿箱體實現底上頂出的功能；機械手主要用于抓取鉆桿，至動力頭同軸位置，通過動力頭正轉和推進實現上扣上桿，機械手設計有軸向和徑向浮動機構，能有效降低鉆桿在上扣時的瞬時沖擊載荷；機械手推進機構主要是配合機械手將鉆桿送入動力頭同軸位置，該機構采用油缸推送、輕量化設計，在保證功能的前提下，減小了整體質量，降低了對重要部位的載荷；主機連接架功能是連接半自動機械手和機架體，為便于在常規鉆機上升級改造，該結構接口與原機架連接結構接口一致。

該裝置與全方位鉆機配合使用，能夠實現全方位鉆機在0°～360°任意傾角施工，從同一角度向鉆桿箱補充鉆桿，通過液壓閥組的控制，能夠實現聯動夾持和推送鉆桿[8-12]。

鉆桿箱體入桿口為底部，出桿口為頂部，扭簧擋板位于底部、機械手完全松開、機械手推進機構位于收回狀態時為初始狀態。當半自動上桿裝置位于初始狀態時，配合動力頭和夾持器上桿的整個動作流程如下：

1)從鉆桿箱體底部逐根裝入鉆桿；

2)扭簧擋板在推送油缸的驅動下，將整排鉆桿向頂部推送，直至接觸頂部限位塊；

3)機械手在夾緊油缸的驅動下夾緊鉆桿；

4)機械手隨鉆桿在推進油缸的驅動下，將鉆桿推至與動力頭軸線同心位置；

5)旋轉動力頭，緩慢推進動力頭，直至動力頭上主動鉆桿與機械手上鉆桿接扣完成；

6)繼續推進動力頭，直至機械手上鉆桿與夾持器所夾持鉆桿接扣完成；

7)機械手松開鉆桿，并處于最大開口狀態；

8)機械手收回至初始位置；

9)夾持器松開，動力頭旋轉推進至機架最前部；

10)夾持器夾緊，動力頭反轉卸扣，并后退至機架尾部，等待下一根鉆桿；

11)推進扭簧擋板，將下一根鉆桿推至頂部限位塊處，等待機械手第二次夾持。

按照上述流程循環，即可實現半自動上桿裝置的上桿作業。

2 關鍵零部件的相關計算

2.1 推送機構的相關計算

推送機構的作用是將鉆桿推送至機械手位置，在鉆桿箱體、滑軌、連桿、杠桿、扭簧擋板和推送油缸等機構的共同配合下完成推送動作。若推送力較小，則無法推動鉆桿，需要對推進油缸進行相應計算。推進機構結構如圖2所示，通過簡化，可得推進機構原理圖如圖3所示。

1—箱體；2—滑軌；3—杠桿；4—推送油缸；5—扭簧擋板；6—連桿。

圖3 推進機構原理圖

推動鉆桿時，考慮滑軌與扭簧擋板存在摩擦，鉆桿與鉆桿箱體存在摩擦，根據推進機構原理圖建立力學平衡方程式：

(1)

式中：FN1為鉆桿推進所需的力，N；R1為動力臂長度，mm；R2為阻力臂長度，mm；FPj為推送油缸推進力，N；α為杠桿與連桿的夾角，(°)；μ1為滑軌與扭簧擋板的摩擦因數；μ2為鉆桿與鉆桿箱體的摩擦因數；x為鉆桿數量，取值8；m為單根鉆桿質量，取12 kg/根；g為重力加速度，取9.81 m/s2。

R1=110 mm，R2=440 mm，μ1=0.25，μ2=0.5，根據式(1)可知,α越大，FPj所需力就越大，αmax=45°，計算可得FPjmax=3 657.1 N；考慮極端工況下正常運行，安全系數k1=2，可得油缸推進力FPj=7 314.2 N。

查閱《機械設計》手冊，計算缸筒內徑:

(2)

式中:Dj1為油缸缸筒內徑，mm；p1為推送油缸正常工作時的壓力，取14 MPa。

取整后按照設計標準GB/T 2348，可以得到油缸缸筒內徑Dj1為28 mm，油缸缸筒壁厚為5 mm。

查閱《機械設計》手冊，計算活塞桿內徑：

(3)

式中:dj1為油缸活塞桿內徑，mm；φ為往復運動比，取φ=2.5。

取整dj1=18 mm。

由以上計算可知，推送油缸主要參數：dj1=18 mm，Dj1=28 mm，筒壁厚為5 mm，推進行程為150 mm。

2.2 機械手的設計與計算

機械手的作用是夾緊鉆桿，為防止接桿時軸向抱死，對機械手推進機構造成較大沖擊載荷，因此機械手夾緊處設計有彈簧浮動卡瓦；同時為防止接桿時螺紋接口回縮速度與動力頭推進速度不匹配，對機械手推進機構造成較大沖擊載荷，因此機械手軸向方向設計有彈簧浮動機構。在上下卡瓦、浮動卡瓦、夾緊油缸、上下卡瓦座等機構的共同配合下完成上鉆桿動作。若機械手夾緊力不夠，在大角度鉆孔施工時，會導致鉆桿從機械手內滑落，因此需對夾緊油缸和周向浮動彈簧力進行相應計算。機械手結構如圖4所示，經過簡化，機械手原理圖如圖5所示。

1—上卡瓦；2—上卡瓦座；3—夾緊油缸；4—連接座；5—軸向浮動彈簧；6—周向浮動彈簧；7—下卡瓦座；8—浮動卡瓦；9—下卡瓦。

圖5 機械手原理圖

建立受力分析方程式:

(4)

式中:Fqj為夾緊油缸夾緊力，N；FN2為機械手夾緊鉆桿夾持力，N；R3為動力臂長度，mm；R4為阻力臂長度，mm。

為保證鉆桿在鉆孔傾角θmax=90°施工時鉆桿不脫落，該處使用2根彈簧，即彈簧提供的彈力如下：

(5)

(6)

式中:Ft1為周向浮動彈簧提供的彈力，N；FN2min為安全系數下機械手夾緊鉆桿時鉆桿最小夾持力，N；μ3為浮動卡瓦與下卡瓦摩擦因數，取μ3=0.1；k2為安全系數，考慮極端工況下正常運行，取值2。

將有關參數值代入式(4)～(6)計算可得：FN2min=2 400 N,Ft1min=1 200 N。

工作時彈簧的受力分析如圖6所示。

圖6 彈簧受力分析圖

在x′ 點處受到最大切應力τ：

τ=τ′+τ″

(7)

式中:τ為彈簧所受最大切應力，N；FA1為彈簧所受壓力，N；dA1為彈簧絲直徑，mm；DA1為彈簧中徑，mm；C為彈簧指數(旋繞比)；Ks為彈簧理論曲度系數。

考慮彈簧螺旋角β的影響，切應力分析截面應為橢圓截面，引入修正曲度系數K1：

(8)

彈簧絲的剪切扭轉強度條件如下:

(9)

根據彈簧截面的剪切、扭轉強度條件，可以得到彈簧絲最小直徑：

(10)

彈簧受載后的軸向變形量λ：

(11)

式中:G為切變模量;n為有效圈數。

將Ft1min=1 200 N，考慮結構尺寸限制DA1取20 mm，代入式(7)～(11)中計算可得：nA1=5，dA1=4 mm。

為實現接桿時機械手的軸向浮動，同時又保證大角度施工時機械手不發生軸向竄動，因此需對軸向浮動彈簧進行計算。機械手受力分析如圖7所示。

圖7 機械手受力分析圖

水平狀態彈簧預壓縮后長度:

H1=H0-λt1

(12)

式中:H1為彈簧預壓縮后長度，mm；H0為彈簧自由長度,mm；λt1為彈簧預壓縮量，mm。

在大角度時軸向浮動彈簧主要受到鉆桿重量和機械手自重影響，且該機構裝有2組彈簧對頂，每組2根，在最大傾角狀態下，建立受力平衡公式[13-16]：

(13)

式中：dB1為彈簧絲直徑，mm；Δλt2為彈簧再受力后變形量，mm；mj為機械手自重，取30 kg。

考慮結構尺寸限制，DB1取28 mm，Δλt2取5 mm，代入式(7)～(13)計算可得：nB1=4，dB1=3.6 mm。

3 關鍵結構件有限元分析

3.1 機械手推進機構的有限元分析

機械手推進機構位置關系決定了機械手夾持鉆桿與動力頭中心的同心位置關系，該機構為懸臂結構，受力點較為集中，故對其進行有限元分析。將機械手推進機構的三維模型進行簡化并進行網格劃分和導入，分別對機械手收回位置和伸出位置進行有限元分析，結果如圖8～11所示[17-20]。

圖8 機械手推進機構收回狀態位移云圖

圖9 機械手推進機構收回狀態應力云圖

圖10 機械手推進機構伸出狀態位移云圖

圖11 機械手推進機構伸出狀態應力云圖

經過分析，機械手推進機構在機械手收回狀態時，最大應力值為26.03 MPa，在滑軌前端；最大位移值為0.411 8 mm，在推進機構尾部。機械手推進機構在機械手伸出狀態時，最大應力值為8.643 MPa，在推進架的尾部；最大位移值為0.117 7 mm，在鉆桿處，該最大應力值和最大變形值均符合設計要求。

3.2 主機連接架的有限元分析

主機連接架用于連接機架和上桿裝置，該機構為懸臂結構，位置關系決定了機械手夾持鉆桿與動力頭中心的同心位置關系，故對其進行有限元分析。將主機連接架的三維模型進行網格劃分和導入，對上桿裝置進行簡化，有限元分析結果如圖12和圖13所示。

圖12 主機連接架位移云圖

圖13 主機連接架應力云圖

為避免上桿裝置發生較大位移形變，在主機連接架正面和背面分別增加了加強筋，底部采用槽鋼加強，經過優化，最大應力值為58.25 MPa，出現在機架螺栓連接處，其值遠小于許用應力；最大變形值約為0.85 mm，出現在鉆桿箱支撐板末端，模擬鉆桿處最大變形值約為0.53 mm，變形極小，符合設計要求。

4 樣機試制

對半自動上桿裝置樣機進行試制，對機械手、機械手推進機構和鉆桿推進機構各運動件單獨進行了動作測試，結果表明動作靈活穩定。將半自動上桿裝置配備在常規遙控鉆機上進行測試，分別將鉆機傾角調至0°、45°、90°、135°、180°進行測試。單獨進行鉆桿抓取、推送測試時，各機構動作穩定可靠，無卡阻、抓偏等現象；進行加接鉆桿測試時，單次共連續加接6根鉆桿，加接時鉆桿對中、機械手浮動等功能正常；進行135°和180°大傾角加接鉆桿測試時，機械手推出時鉆桿中心發生偏移，但符合有限元分析的變化量，能夠完成對中加接鉆桿。

5 結語

對煤礦全方位常規鉆機改造升級用半自動上桿裝置進行了研究，首先分析了工作流程并進行了總體方案設計，然后對運動部件、受力部件和關鍵零件進行了相應計算和有限元分析，最后進行了樣機試制。試驗結果表明：該半自動上桿裝置設計合理，動作平穩，無卡阻、抓偏等現象，滿足實際需求。