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。坑道鉆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節(jié)，從而適應不同方向鉆孔的需要，是衡量鉆機能力的關鍵因素[8-9]。目前，國外坑道鉆機調角方式多采用油缸自動調角機構，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。但國內坑道鉆機目前多以油缸直推調角方式為主，調角過程中需要人工輔助調節(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機身，極易發(fā)生安全事故[10]。

在總結現(xiàn)有坑道鉆機調角機構優(yōu)缺點的基礎上，結合井下鉆探施工需求，基于MATLAB數(shù)值模擬方法設計了一款調角機構，使用油缸組合直接進行-90°～+90°范圍內調角，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 調角機構設計

坑道巖心鉆機采用分體式結構，由主機、泵站、操縱臺3部分構成。主機結構如圖1，主要由底座、雙級調角機構、給進機身以及動力頭等組成。雙級調角機構主要由底盤、主梁、導軌座、1支上調角油缸和2支下調角油缸組成，上調角油缸一端鉸接于導軌座，另一端交接于主梁，下調角油缸對稱布置，一端鉸接于主梁，一端鉸接于底座。通過雙級調角機構，巖心鉆機主機可實現(xiàn)-90°～+90°范圍內任意調角，2個極限位置的調角姿態(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 巖心鉆機主機結構

圖2 極限調角姿態(tài)

2 受力分析

調角油缸在機身調角過程中所需要產生克服機身旋轉的力較小，其最大的負荷來自于鉆機在鉆進過程中巖壁對鉆機產生的反力。為對調角機構進行受力分析，繪制調角機構簡圖,對調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、下調角油缸的鉸支點，A、B為調角機構主梁的上下轉軸；F1為上調角油缸推力，F(xiàn)2為下調角油缸推力，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)鉆機結構幾何關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 調角機構受力分析

代入式(1)、式(2)可得：

2.1 上調角油缸受力分析

以給進機構機身托板上部為研究對象，對主梁上轉軸A點取矩，可得上調角油缸推力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 下調角油缸受力分析

以給進機構機身托板以下部分為研究對象，對主梁下轉軸B點取矩，可得到下調角油缸推力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)鉆機幾何結構得到調角機構在進行+90°～-90°范圍調角變化過程中，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)油缸受力計算結果，綜合考慮油缸安裝空間和使用效率，上調角油缸選用缸徑D＝100 mm，桿徑d＝50 mm的油缸，工作壓力設定為32 MPa，最大推力251.2 kN，最大拉力188.4 kN。下調角油缸選用缸徑D＝120 mm，桿徑d＝60 mm的油缸，工作壓力設定為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構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。同理可得下調角油缸受最大耐壓為38.3 MPa與47.3 MPa?？梢缘贸錾?、下調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，選取油缸結構、密封件、液壓鎖以及膠管耐壓為61 MPa，形成坑道鉆機極限調角工況下的局部高壓回路，滿足調角機構使用需求。

4 結語

對設計的坑道巖心鉆機調角機構建立了受力分析模型與相應的力學方程，應用數(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，滿足鉆機極限調角工況的使用需求，對坑道巖心鉆機調角機構的設計與分析起到了指導作用。