多功能錨桿鉆機鉆桅和動臂的有限元分析

關(guān)麗杰，喬伊娜，趙偉民，張興蓮

(1. 東北石油大學(xué) 機械科學(xué)與工程學(xué)院，黑龍江 大慶 163318；2. 渤海裝備遼河重工有限公司，遼寧 盤錦124209)

多功能錨桿鉆機鉆桅和動臂的有限元分析

關(guān)麗杰1，喬伊娜1，趙偉民1，張興蓮2

(1. 東北石油大學(xué) 機械科學(xué)與工程學(xué)院，黑龍江 大慶 163318；2. 渤海裝備遼河重工有限公司，遼寧 盤錦124209)

為研究和改善多功能錨桿鉆機鉆桅和動臂的力學(xué)性能，采用SolidWorks對鉆機工作機構(gòu)進行建模，并對鉆桅和動臂的受力情況進行計算，最后通過SolidWorks Simulation對鉆桅和動臂模型進行有限元分析．研究結(jié)果表明：鉆桅和動臂的應(yīng)力安全系數(shù)均在2以上且最大位移值在安全范圍內(nèi)；鉆桅箱體與滑軌焊接處需要加強；鉆桅變幅油缸與動臂連接鉸耳處筋板需要加強．將有限元分析方法應(yīng)用于多功能錨桿鉆機設(shè)計，為產(chǎn)品研發(fā)與優(yōu)化提供了重要依據(jù)．

多功能錨桿鉆機；鉆桅；動臂；有限元分析

隨著國內(nèi)基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)的投入加大，建筑施工對安全系數(shù)的要求越來越高．多功能錨桿鉆機在巖土錨固工程的邊坡支護、深基坑支護、涵洞孔壁支護等方面具有突出的保護支撐作用，大大提高了施工的安全系數(shù)，具有廣闊的市場前景[1]．

由于錨桿鉆機在鉆進和提升過程中需要承受很大的推力、拉力和扭矩，而鉆桅和動臂是主要的承載部件．為了保證施工安全，需要確保鉆桅及動臂的強度和剛度滿足施工要求．傳統(tǒng)的設(shè)計方法主要是憑借經(jīng)驗，常常因為過于強調(diào)安全性，將各結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計偏大，這也導(dǎo)致不易發(fā)現(xiàn)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)中的薄弱環(huán)節(jié)[2]．采用有限元分析方法，在產(chǎn)品設(shè)計的早期就能發(fā)現(xiàn)并修正存在的問題，為產(chǎn)品的設(shè)計和優(yōu)化提供了很大的便利[3-4]．

本文以MZ130型多功能錨桿鉆機為例，建立了鉆桅和動臂的有限元模型，并在動臂舉升最高鉆桅水平鉆進工況下，進行了應(yīng)力及位移分析，進而根據(jù)有限元分析結(jié)果對機構(gòu)進行了改進．

1 錨桿鉆機結(jié)構(gòu)及工作原理

多功能錨桿鉆機主要由底盤、鉆桅、動臂、動力頭、夾持器和操控臺等組成，其結(jié)構(gòu)如圖1所示．通過操作鉆桅變幅油缸6、鉆桅滑動油缸3、鉆桅擺動油缸4和動臂變幅油缸7來調(diào)整鉆桅姿態(tài)及鉆孔作業(yè)位置至指定要求．

1—動力頭；2—鉆桅；3—鉆桅滑動油缸；4—鉆桅擺動油缸；5—夾持器；6—鉆桅變幅油缸；7—動臂變幅油缸；8—動臂；9—液壓支腿；10—底盤；11—行走履帶圖1 錨桿鉆機整體結(jié)構(gòu)Fig.1 The overall structure of hydraulic drilling rig

錨桿鉆機的基本工作原理是依靠動力頭提供扭矩作用在鉆桿上，鉆頭旋轉(zhuǎn)切削的同時，鉆桅內(nèi)部加壓油缸通過動力頭傳遞加壓力給鉆桿和鉆頭，鉆桿進給方式采用油缸倍速給進式．當(dāng)鉆桅內(nèi)加壓油缸縮回時，帶動動力頭使鉆桿向前進給；當(dāng)加壓油缸伸出時，拖動動力頭牽引鉆桿縮回，利用油缸縮回力驅(qū)動進給和伸出時拖動動力頭縮回的布局，能夠滿足拔鉆時需要較大的牽引力這一要求[5]．

2 鉆桅和動臂有限元分析

2.1 建立幾何模型

錨桿鉆機工作裝置裝配部件多、結(jié)構(gòu)復(fù)雜．鉆桅同變幅機構(gòu)構(gòu)成了錨桿鉆機的工作裝置，鉆桅立柱采用箱型截面，內(nèi)部根據(jù)載荷情況設(shè)置了加強筋板，吊錨架處安裝有滑輪，鉆桅安裝有加壓油缸、卷揚機、滑輪組．采用SolidWorks軟件建立錨桿鉆機工作裝置的三維實體模型如圖2所示．

圖2 錨桿鉆機工作裝置模型Fig.2 The working device model of hydraulic drilling rig

在鉆進過程中，由于鉆桅自重會影響鉆桅變形，通過三維模型的建立可以準(zhǔn)確獲得鉆桅各零部件的質(zhì)量屬性，包括質(zhì)量、質(zhì)心位置和轉(zhuǎn)動慣量，以便在鉆桅分析過程中施加載荷和約束時，能夠準(zhǔn)確獲得重力大小和位置[6]．

2.2 鉆桅有限元分析

2.2.1 鉆桅受力分析

由于錨桿鉆機在水平鉆進工況下鉆桅鉆進反力、鉆進驅(qū)動力在數(shù)值上是相等的，所以為鉆桅內(nèi)部加壓油缸提供力為50 kN.選用克虜伯動力頭，其輸出額定扭矩為13 kN·m．通過對受力情況的分析，本文主要探討在水平鉆進工況下鉆桅變形量及受力情況．

2.2.2 鉆桅有限元前處理

鉆桅實際結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，如果不分巨細(xì)，完全按照實物建立有限元分析模型，將會導(dǎo)致計算工作量非常巨大或計算失敗，實際上也無此必要. 因此，分析前需要對模型進行簡化：保留受力較大區(qū)域的細(xì)節(jié)結(jié)構(gòu)；忽略不重要區(qū)域的小孔及小尺寸結(jié)構(gòu)[7]；焊縫強度相當(dāng)于母材強度．根據(jù)上文受力原則，簡化鉆桅模型．

在進行鉆桅模型的有限元分析之前，還需要對模型進行相應(yīng)的處理，包括選擇分析類型、定義材料屬性、約束、載荷和網(wǎng)格劃分等．

(1) 分析類型. 鉆進過程近似勻速，所以采用靜態(tài)分析算例．

(2) 定義材料屬性. 由于鉆桅是直接承受外力的關(guān)鍵部件，對鉆桅的安全系數(shù)要求較高，故采用Q460鋼．

(3) 載荷和約束. 在水平鉆進工況下，鉆桅的載荷主要包括鉆桅滑輪架夾持器及動力頭的重力、動力頭輸出扭矩以及鉆進過程對鉆桅產(chǎn)生的反力．

由于鉆桅與鉆桅滑動油缸連接方式為銷軸連接，所以對該處采用“固定鉸鏈”約束．另外，鉆桅與滑移架為面接觸，所以對鉆桅與滑移架連接處采用“滾柱滑桿”約束，施加載荷和約束后的模型如圖3所示．

圖3 鉆桅載荷約束圖Fig.3 Mast load constraint graph

(4) 網(wǎng)格劃分. 對于鉆桅模型網(wǎng)格劃分采取整體大網(wǎng)格、局部小網(wǎng)格的原則，從而保證計算精度．劃分網(wǎng)格后的模型參數(shù)如下：網(wǎng)格類型為實體網(wǎng)格，所用的網(wǎng)格器是基于曲率網(wǎng)格，雅克比點數(shù)為4點，最大單元與最小單元分別為40和8 mm,網(wǎng)格品質(zhì)選擇高質(zhì)，節(jié)點總數(shù)為218 210，單元總數(shù)為11 921．

2.2.3 鉆桅有限元分析結(jié)果

鉆桅材料采用Q460鋼，屬于塑性材料，所以分析采用最大應(yīng)力準(zhǔn)則，可以得到動臂舉升最高鉆桅水平鉆進工況下鉆桅模型的應(yīng)力云圖，如圖4所示．

(a) 優(yōu)化前

(b) 優(yōu)化后圖4 優(yōu)化前后鉆桅應(yīng)力云圖Fig.4 Mast stress cloud graph before and after optimization

由圖4(a)可知，對于鉆桅的主要承載部件即箱型結(jié)構(gòu)，計算表明其優(yōu)化前最大應(yīng)力為157.8 MPa，安全系數(shù)為2.92．鉆桅受力最大的部位位于箱型結(jié)構(gòu)與滑軌底部連接處．在不影響滑移架運動的條件下，圖5為在兩滑軌之間添加寬150 mm、厚20 mm、間隔為800 mm的4條加強板的細(xì)節(jié)圖．通過分析圖4(b)應(yīng)力云圖可知，優(yōu)化后鉆桅最大應(yīng)力值為141.9 MPa，出現(xiàn)在滑軌頂部與箱型結(jié)構(gòu)連接處，安系數(shù)為2.96．

優(yōu)化后鉆桅位移云圖如圖6所示. 由圖6可知，由于整個鉆桅滑輪架端處于懸臂狀態(tài)，所以該處位移最大，且最大位移為4.463 mm，變形在鉆桅長度的千分之一范圍內(nèi)，證明鉆桅符合強度要求．

圖6 優(yōu)化后鉆桅位移云圖Fig.6 Mast displacement cloud graph after optimization

2.3 動臂有限元分析

動臂是多功能錨桿鉆機的重要組成結(jié)構(gòu)，其安全性直接影響鉆機施工安全及穩(wěn)定性，所以對其進行有限元分析是十分必要的[8]．由于在動臂舉升最高下的水平鉆進工況時，對動臂的結(jié)構(gòu)安全系數(shù)要求較高，所以選擇在此工況下對動臂進行有限元分析.

2.3.1 動臂受力理論計算

水平鉆進工況下，鉆桅保持水平，分析動臂此時的受力特性．錨桿鉆機工作機構(gòu)受力如圖7所示，包括整體工作機構(gòu)重力G、鉆進阻力F1、連接座受連桿力F2及其與水平夾角為γ、連接座受動臂力FA、曲柄受連桿力F3及其與水平夾角為β、曲柄受動臂力FB、鉆桅變幅油缸受動臂力F4及其與水平夾角為α．

圖7 動臂受力圖Fig.7 Boom force graph

對連接座A點列平衡方程，得

∑M=0

-L1F1-LGG+L2F2=0

求得

連桿為二力桿，則F3=F2. 對曲柄B點列平衡方程，得

∑M=0

-L3F3+L4F4=0

求得

對連接座列平衡方程，得

∑F=0

求得

對曲柄列平衡方程，得

∑F=0

求得

通過對動臂受力進行力學(xué)計算，最終可得出FA、FB、F4，以便后續(xù)對動臂施加載荷．

2.3.2 動臂有限元分析前處理

(1) 分析類型. 采用靜態(tài)分析算例．

(2) 定義材料屬性. 采用Q420鋼．

(3) 載荷和約束. 在鉆桅最高水平鉆進工況下，動臂與水平成33°夾角．動臂的載荷主要包括自身重力、動力頭輸出扭矩以及FA、FB以及F4的反力．

由于動臂與上車鉸座連接方式為銷軸連接，動臂受力繞軸旋轉(zhuǎn)，所以對動臂末端圓柱面采用“固定鉸鏈”約束．另外，動臂變幅油缸受力時相當(dāng)于二力桿，所以與動臂連接鉸座需要施加“方向約束”．

(4) 網(wǎng)格劃分. 劃分網(wǎng)格后的模型參數(shù)如下：網(wǎng)格類型為實體網(wǎng)格，所用的網(wǎng)格器是基于曲率網(wǎng)格，雅克比點數(shù)為4點，最大單元與最小單元分別為30和6 mm,網(wǎng)格品質(zhì)選擇高質(zhì)，節(jié)點總數(shù)為96 192，單元總數(shù)為50 240．

動臂分析采用最大應(yīng)力準(zhǔn)則，在動臂舉升最高水平鉆進工況下，優(yōu)化前后動臂模型的應(yīng)力云圖如圖8所示．

(a) 優(yōu)化前

(b) 優(yōu)化后圖8 優(yōu)化前后動臂應(yīng)力云圖Fig.8 Boom stress cloud graph before and after optimization

由圖8(a)可以看出，連接座與動臂連接鉸耳處應(yīng)力較大，最大應(yīng)力值為181.1 MPa，安全系數(shù)為2.32．最大應(yīng)力值處于鉆桅變幅油缸與動臂連接鉸耳處，該鉸耳支撐筋厚度為15 mm．支撐筋細(xì)節(jié)如圖9所示. 對鉸耳支撐筋加厚至30 mm，通過圖8(b)應(yīng)力云圖可知，優(yōu)化后動臂最大應(yīng)力值為154.5 MPa，出現(xiàn)在動臂變幅油缸與動臂連接鉸耳處，分析后動臂受力情況有所改善，安全系數(shù)為2.72．

圖9 支撐筋細(xì)節(jié)圖Fig.9 Rib plate detailed graph

優(yōu)化后動臂位移云圖如圖10所示. 由圖10可知，由于動臂以動臂變幅油缸與動臂連接鉸耳處為支撐點，所該位置附近位移較大，最大位移值為1.401 mm，變形在動臂長度的千分之一范圍內(nèi)，因此動臂是安全的．

圖10 優(yōu)化后動臂位移云圖Fig.10 Boom displacement cloud graph after optimization

3 結(jié) 語

本文針對多功能錨桿鉆機設(shè)計存在的問題，建立了其工作裝置的有限元模型，在此基礎(chǔ)上對鉆桅和動臂的應(yīng)力和位移進行了分析．結(jié)果表明：鉆桅和動臂的應(yīng)力安全系數(shù)均在2以上且最大位移值在安全范圍內(nèi)；通過對鉆桅箱體與滑軌焊接處增加加強板，鉆桅變幅油缸與動臂連接鉸耳處筋板加厚，有效地降低了鉆桅和動臂應(yīng)力值．將有限元方法應(yīng)用于多功能錨桿鉆機設(shè)計，有利于提高產(chǎn)品質(zhì)量、降低設(shè)計成本、縮短開發(fā)周期，為產(chǎn)品研發(fā)與優(yōu)化提供了重要依據(jù)．

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Finite Element Analysis for Mast and Boom of Multifunctional Hydraulic Drilling Rig

GUANLi-jie1,QIAOYi-na1,ZHAOWei-min1,ZHANGXing-lian2

(1. College of Mechanical Science and Engineering, Northeast Petroleum University, Daqing 163318,China;2. China Petroleum Liaohe Equipment Company, Panjin 124209,China)

In order to study and improve the mechanical properties of multifunctional hydraulic drilling rig’s mast and boom, the rig agency model is established with SolidWorks. The force conditions of mast and boom are calculated and mast and boom model is analyzed by finite element method with SolidWorks Simulation. The result shows that the stress safety factors of drilling mast and boom both are more than 2 and the maximum displacement values are within safety limits. The welding between drilling mast box and rail needs to be strengthened and the stiffener plate of padeye beween drilling mast luffing cylinder and boom alse needs to be strengthened. Using finite element analysis method provides important theoretical basis for product development and optimization of multifunctional hydraulic drilling rig.

multifunctional hydraulic drilling rig; mast; boom; finite element analysis

1671-0444 (2016)04-0532-05

2015-04-25

黑龍江省教育廳科學(xué)技術(shù)研究資助項目(12541101)

關(guān)麗杰(1964—)，女，黑龍江寧安人，教授，碩士，研究方向為計算機輔助設(shè)計及工程圖學(xué). E-mail:gljws@163.com

TE 922

A