檀潤娥，郭文亮，2，馮應恒，2

（1.太原理工大學機械與運載工程學院，山西 太原 030024；2.精密加工山西省重點實驗室，山西 太原 030024）

1 引言

在煤炭生產(chǎn)中，瓦斯事故是非常嚴重的災害之一，因此對瓦斯合理的抽采顯得尤為重要。本煤層抽采是瓦斯抽采的主要形式，不僅可以實現(xiàn)瓦斯的抽采，而且也能消除瓦斯聚集產(chǎn)生的危害?，F(xiàn)在利用鉆孔來抽采、排放瓦斯是消除煤層與瓦斯突出危險性的主要方法[1]。而打鉆技術的高效、合理對于松軟煤層瓦斯抽采工作顯得尤為重要。

國內(nèi)外對松軟煤層瓦斯鉆機的研究非常關注，目前松軟煤層瓦斯抽采坑道鉆機有2種類型：一種是依靠人工搬運或依靠步履機構來進行短途移動，遷移速度慢，勞動強度大的分體式全液壓坑道鉆機，最早的有美國長年公司生產(chǎn)的HC-150型鉆機；另一種能實現(xiàn)在煤礦井下快速遷移和穩(wěn)固要求，而且鉆進輔助時間短，效率較高的履帶式全液壓坑道鉆機，比較成熟的產(chǎn)品文獻[1]。傳統(tǒng)的瓦斯鉆機在工作時，需要不斷地使鉆機停機來接續(xù)下一根鉆桿，這對于已進入煤層的鉆具的損害很大，容易使鉆桿斷裂，而且也會使煤孔壁坍塌，發(fā)生安全事故[1-4]。瓦斯鉆機自動化前動力頭裝置[3]，實現(xiàn)對鉆桿的夾緊、導向和松開。在此過程中無需停止鉆機，避免了由于停鉆帶來的不利影響，而且也使鉆孔的效率有了很大的提高，對改善安全生產(chǎn)條件具有重要的意義[6]。

2 整體結構介紹

前動力頭結構三維示意圖，如圖1所示。該結構由箱體、動力齒輪、調(diào)速齒輪、卡盤架、盤絲、卡爪、液壓馬達、以及傳動齒輪等組成。動力齒輪和調(diào)速齒輪分別轉動地設置在箱體內(nèi)。

圖1 前動力頭三維示意圖Fig.1 Three-Dimensional Diagram of the Front Power Head

卡盤架位于動力齒輪和調(diào)速齒輪之間，第一端面上沿著周向均勻設置有三個卡爪槽，第二端面上沿著內(nèi)邊緣設置有卡盤架凸臺。

盤絲轉動地套在卡盤架凸臺外，第一端面上設置有螺旋槽，第二端面與調(diào)速齒輪固定連接。卡爪滑動設置在卡爪槽內(nèi)，朝向盤絲的側面上設置有與盤絲的螺旋槽嚙合的卡爪牙。前動力頭安裝于鉆機前面，在接續(xù)鉆桿時，無需停止鉆機動力頭。

前動力頭整體結構的參數(shù)，如表1所示。

表1 前動力頭整體結構的參數(shù)Tab.1 Parameters of Overall Structure of Front Power Head

3 工作原理

前動力頭替代目前的夾持器安裝于鉆機前面，前動力頭的結構示意圖，如圖2所示。

圖2 前動力頭結構示意圖Fig.2 Schematic Diagram of Front Power Head Structure

啟動鉆機后，鉆桿穿過前動力頭，調(diào)節(jié)動力源的輸出值，使動力齒輪、調(diào)速齒輪的轉速與鉆桿轉速相同，動力齒輪帶動卡盤架和卡爪轉動，調(diào)速齒輪帶動盤絲轉動，卡盤架以及卡盤架上的卡爪和盤絲之間的相對速度為零，卡爪保持初始狀態(tài)。在接續(xù)鉆桿時，保持動力齒輪的轉速不變，調(diào)節(jié)調(diào)速齒輪的轉速，使盤絲和卡盤架之間產(chǎn)生正向速度差，盤絲相對卡盤架正向轉動，與盤絲的螺旋槽嚙合的卡爪向內(nèi)伸出，實現(xiàn)對鉆桿的夾緊，將待接續(xù)的鉆桿接到該鉆桿上，再次調(diào)節(jié)調(diào)速齒輪的轉速，使盤絲和卡盤架之間產(chǎn)生反向速度差，盤絲相對卡盤架反向轉動，與盤絲的螺旋槽嚙合的卡爪向外伸出，實現(xiàn)對鉆桿的松開，在夾緊或松開鉆桿的過程中，卡盤架以及卡盤架上的卡爪仍處于與鉆桿同步的轉動狀態(tài)，無需停止鉆機前動力頭。

4 前動力頭夾緊力分析

在前動力頭中，盤絲所需的扭矩由調(diào)速齒輪提供，而卡爪是沿著盤絲平面螺紋而運動的，調(diào)速齒輪運動帶動盤絲運動，進而使得卡爪夾緊、松開鉆桿。

4.1 調(diào)速齒輪的受力分析

調(diào)速齒輪的受力簡圖，如圖3所示。Mn—驅(qū)動力矩，Mf—調(diào)速齒輪的摩擦阻力矩，則：

圖3 調(diào)速齒輪的受力簡圖Fig.3 Force Diagram of Speed Regulating Gear

式中：f—摩擦系數(shù)；T—調(diào)速齒輪與盤絲作用力；R1—分度圓半徑；θ—齒形壓力角。

對調(diào)速齒輪軸線O取矩得：

其中，T的切向分量Tt，產(chǎn)生有效夾緊驅(qū)動力，則有：

4.2 盤絲的受力分析

盤絲的受力分析圖，如圖4所示。調(diào)速齒輪對盤絲接觸壓力為T，盤絲平面螺紋受卡爪的法向反力為P、摩擦力FP、T的反作用力產(chǎn)生的盤絲內(nèi)孔摩擦阻力Fv作用。則有：

圖4 盤絲的受力簡圖Fig.4 Schematic Diagram of Stress on Coiled Wire

式中：Pr—盤絲平面螺紋作用于卡爪牙弧的有效徑向驅(qū)動力。

4.3 卡爪的受力分析

卡爪的受力分析圖，如圖5所示。

圖5 卡爪的受力簡圖Fig.5 Schematic Diagram of Clamping Jaw Force

卡爪在盤絲驅(qū)動力P′r和夾緊反力F下作逆時針轉動，A、B兩點與卡盤架導軌接觸，在其接觸點受到正壓力NA、NB和摩擦力fNA，fNB的作用，則有：

綜合式（4），式（8），式（12），當輸入扭矩Mn時，夾緊力F為：

由文獻［8］參考數(shù)據(jù)知，摩擦力對夾緊力的影響最大，因此在輸入一定的扭矩下，減小盤絲與卡爪的摩擦力，對于提高夾緊力有非常大的意義。摩擦系數(shù)與夾緊力的關系，如圖6所示。

圖6 夾緊力與摩擦系數(shù)的關系曲線Fig.6 Relation Curve Between Clamping Force and Friction Coefficient

5 前動力頭力學性能分析

前動力頭在進行鉆桿接續(xù)的過程中，前動力頭需要夾持前一根鉆桿，并需要帶動鉆桿做旋轉運動，此時夾持鉆桿的卡爪所受的力最為復雜，即受鉆桿帶來的壓力，又受鉆桿帶來的轉矩。因此，需要先對前動力頭的整體做力學性能分析，分析前動力頭整體力學性能是否滿足要求，然后再對前動力頭受力最嚴重部分的卡爪進行力學性能分析，由于卡爪不斷地進行夾緊、松開鉆桿，所以需要對卡爪進行疲勞壽命分析，驗證卡爪是否會發(fā)生疲勞破壞。

5.1 整體力學性能分析

首先需要在SolidWorks 中建立前動力頭的三維模型，導入ANSYS 進行有限元分析計算。對前動力頭的三維模型進行處理，因為前動力頭是周期性對稱結構，為了使運算簡便，節(jié)省計算時間。因此在建立模型和求解時，只需選取模型的1/3進行分析。實際工況中，鉆機的轉矩為（1600～6000）N·m。前動力頭裝置的材料選用45鋼，參數(shù)，如表2所示

表2 45鋼材料參數(shù)Tab.2 45 Steel Material Parameters

對零部件采用自動網(wǎng)格劃分，劃分以后的節(jié)點個數(shù)為30973，網(wǎng)格單元格數(shù)為15759。定義各重要零件之間的接觸關系，卡爪與盤絲定義為不分離，盤絲與調(diào)速齒輪定義為綁定，卡爪與卡盤架定義為不分離，盤絲與卡盤架定義為不分離。設置前動力頭的輸出扭矩為6000N·m。通過ANSYS workbench的靜力學分析，前動力頭的總變形云圖，如圖7所示。從圖7中可以看出前動力頭的整體變形量很小，變形值大部分處于（0～0.01549）mm，最大值約為0.046mm，位于卡爪接觸鉆桿的部分。

圖7 前動力頭總變形云圖Fig.7 Cloud Atlas of Total Deformation of Front Power Head

前動力頭在結構載荷下的總應力云圖，如圖8所示。從圖8中可以看出前動力頭大部分等效應力值在（0～21.887）MPa，最大值約為196.97MPa，出現(xiàn)在卡爪與鉆桿的接觸處。前動力頭絕大部分區(qū)域的安全系數(shù)都很大。

圖8 前動力頭總應力云圖Fig.8 Total Stress Cloud of Front Power Head

根據(jù)以上仿真結果可知，在給定的材料下，前動力頭裝置的最大應力均小于材料的許用應力355MPa，且最大變形都較小，由以上可知，前動力頭的設計滿足使用要求。

5.2 卡爪的疲勞壽命分析

由整體分析可得，最大應力發(fā)生在鉆機的卡爪上，為196.97MPa，與假設一致，鉆機卡爪為易損件。

由分析得出最大應力沒有達到材料的屈服極限，但由于前動力頭在工作中卡爪頻繁夾緊、松開鉆桿，所以不能忽略疲勞破壞的發(fā)生。須對前動力頭卡爪進行疲勞分析。

在Fatigue tool中的添加Safety Factor和life可以得到前動力頭卡爪使用壽命的云圖和安全系數(shù)云圖，如圖9、圖10所示。

圖9 卡爪使用壽命云圖Fig.9 Cloud Atlas of Claw Service Life

由圖9知，卡爪全部顯示為一色，卡爪的最小循環(huán)次數(shù)為1×106，可知卡爪達到疲勞曲線的無限壽命階段，故卡爪的使用壽命是良好的。由圖10知，前動力頭卡爪所受到的最小安全系數(shù)為1.3392，此結果比1大，故認為卡爪在夾緊、松開鉆桿時是安全的。

圖10 卡爪安全系數(shù)云圖Fig.10 The Nephogram of the Safety Factor of the Claw

6 前動力頭實物樣機與試驗

6.1 前動力頭實物樣機

經(jīng)過仿真驗證了鉆機前動力頭的可行性，并對前動力頭的運轉、夾持、松開及對煤礦下的實際的工作情況進行調(diào)查，通過分析數(shù)據(jù)，制作了一臺工作樣機，并對該工作樣機進行試驗，記錄其運行情況及效率，最后得出，此樣機滿足實際要求。前動力頭樣機，如圖11所示。

圖11 前動力頭的實物樣機Fig.11 Physical Prototype of Front Power Head

6.2 前動力頭試驗

實驗室條件下，用60步進電機驅(qū)動齒輪轉動，前動力頭在空負載的情況下能運行順暢，能夠?qū)崿F(xiàn)設計所要求的夾緊、松開等功能。

然后對其進行接續(xù)鉆桿的測試，在PLC的控制下，前動力頭可以夾持直徑為73mm，質(zhì)量為7kg的模擬鉆桿，并可以帶動鉆桿進行運轉與接續(xù)工作。

卡爪夾持的范圍為（50～110）mm。前動力頭動作試驗的觀察結果，如表3所示。

表3 前動力頭動作試驗Tab.3 Action Test of Front Power Head

前動力頭的運動過程分析：

步進電機在輸入一定的轉矩的條件下，前動力頭在啟動10s后，動力齒輪、調(diào)速齒輪的轉速與鉆桿轉速相同為2.5r/s，動力齒輪帶動卡盤架和卡爪轉動，調(diào)速齒輪帶動盤絲轉動，卡盤架以及卡盤架上的卡爪和盤絲之間的相對速度為零，卡爪保持初始狀態(tài)，運行10s后，在接續(xù)鉆桿時，保持動力齒輪的轉速不變，調(diào)節(jié)調(diào)速齒輪的轉速增加，使盤絲和卡盤架之間產(chǎn)生正向速度差，盤絲相對卡盤架正向轉動，與盤絲的螺旋槽嚙合的卡爪向內(nèi)伸出，運行5s時，實現(xiàn)對鉆桿的夾緊后，再運行5s后，待接續(xù)的鉆桿剛好接到該鉆桿上后，再次調(diào)節(jié)調(diào)速齒輪的轉速，使其轉速低于初始轉速，使盤絲和卡盤架之間產(chǎn)生反向速度差，盤絲相對卡盤架反向轉動，與盤絲的螺旋槽嚙合的卡爪向外伸出，運行5s后，實現(xiàn)對鉆桿的松開。

根據(jù)運算得出運動分析圖，如圖12所示。

圖12 系統(tǒng)運動圖Fig.12 System Motion Diagram

7 結論

設計了一種瓦斯鉆機前動力頭裝置，該裝置能夠完成不停機夾緊、松開接續(xù)鉆桿作業(yè)，避免了由于停鉆帶來的不利影響。

（1）通過對夾緊力的研究，發(fā)現(xiàn)摩擦力對前動力頭夾緊力的影響較大，應采取適當?shù)拇胧﹣斫档湍Σ亮A緊力的影響。

（2）通過運用ANSYS workbench對鉆機前動力頭進行整體有限元仿真，前動力頭的整體變形量很小，變形值大部分處于（0～0.01549）mm，最大值約為0.046mm，位于卡爪接觸鉆桿的部分。前動力頭大部分等效應力值在（0～21.887）MPa，最大值約為196.97MPa，出現(xiàn)在卡爪與鉆桿的接觸處。前動力頭絕大部分區(qū)域的安全系數(shù)都很大。在給定的材料下，前動力頭裝置的最大應力均小于材料的許用應力355MPa，且最大變形都較小，前動力頭的設計滿足使用要求。

（3）對受力最大的前動力頭卡爪進行疲勞壽命分析，卡爪全部顯示為紅色，卡爪的最小循環(huán)次數(shù)為1×106，卡爪達到疲勞曲線的無限壽命階段，故卡爪的使用壽命是良好的。前動力頭卡爪所受到的最小安全系數(shù)為1.3392，此結果比1大，故認為卡爪在夾緊、松開鉆桿時是安全的。

（4）物理樣機實驗表明，前動力頭裝置能完成不停機夾緊、松開接續(xù)鉆桿的作業(yè)，動作滿足設計要求。