千米大直徑反井鉆機動力頭箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計

陳 云，余 洋

中煤科工集團寧夏天地奔牛實業(yè)集團有限公司 寧夏銀川 750001

國外從20世紀(jì)60年代開始進(jìn)行反井鉆井技術(shù)的研究和應(yīng)用，目前最大鉆孔深度已達(dá) 1 000 m，最大鉆進(jìn)直徑達(dá)到 7.0 m。近年來，國外研究大直徑反井鉆機的公司陸續(xù)推出大型號反井鉆機系列，相對于國內(nèi)目前最大的 BMC 大直徑反井鉆機，其在硬巖鉆進(jìn)方面的技術(shù)參數(shù)優(yōu)勢較為明顯?，F(xiàn)階段，國內(nèi)在水電、冶金、礦山等行業(yè)內(nèi)有著大量直徑在 7.0 m 以內(nèi)的斜井與豎井工程，目前采用反井鉆機鉆鑿直徑為1.4～3.0 m的導(dǎo)井，再通過 1～ 2 次人工爆破刷大成井，在刷大過程中，安全控制難度大，作業(yè)空間小，工作環(huán)境惡劣，因此研發(fā) 7.0 m 直徑反井鉆機進(jìn)行一次擴孔成井，市場需求廣闊。

千米大直徑智能化反井鉆機動力頭總功率達(dá)到640 kW，與 400 和 600 型反井鉆機不同，動力頭采用多點變頻驅(qū)動，動力頭箱體采用上下剖分式結(jié)構(gòu)，箱體在鉆機架體上沿軌道上下滑動工作，需要承受工作反轉(zhuǎn)矩和導(dǎo)孔拉力以及擴孔推力。箱體材料為ZG30SiMn，采用鑄造工藝。筆者以該型動力頭箱體為主要研究對象，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度分析[1-5]。

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計

千米大直徑智能化反井鉆機如圖 1 所示。反井鉆機導(dǎo)孔鉆頭冷卻水從動力頭輸出空心主軸上端進(jìn)入，經(jīng)鉆桿到達(dá)鉆頭進(jìn)行冷卻，冷卻水具有一定的壓力，將鉆渣從鉆桿和鉆孔之間的環(huán)形空間反向沖至孔口。反井鉆機動力頭上的液壓馬達(dá)或變頻電動機減速器通過 1 對圓柱齒輪將轉(zhuǎn)矩傳遞給輸出主軸。千米大直徑智能化反井鉆機總功率為 640 kW，為減小動力頭外形尺寸，采用多點小功率變頻電動機減速器驅(qū)動，如圖 2 所示。動力頭箱體不僅要承受反井鉆機導(dǎo)孔和擴孔的反轉(zhuǎn)矩，還要承受導(dǎo)孔推力和擴孔拉力。千米大直徑智能化反井鉆機額定擴孔轉(zhuǎn)矩為 980 kN·m，額定擴孔拉力為 1 600 kN，因此動力頭箱體必須滿足高強度、小變形量等要求。

圖1 千米大直徑智能化反井鉆機Fig.1 Long raise and large diameter intelligent raise boring machine

圖2 動力頭外形Fig.2 Profile of power head

反井鉆機是移動性工作設(shè)備，每次施工都需要搬遷與安裝，因此要求其結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量輕，便于運輸與安裝。千米大直徑智能化反井鉆機主機質(zhì)量超過100 t，外形尺寸超限，主機需要分解運輸。動力頭結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，裝配難度大，運輸時只能以一個大部件的形式整體運輸。動力頭的主要質(zhì)量和外形尺寸是由箱體決定的，因此在設(shè)計時，箱體要在保證強度和剛度的情況下盡量減小體積和質(zhì)量[6-7]。

1.1 動力頭上箱體設(shè)計

千米大直徑智能化反井鉆機動力頭采用 4 個 160 kW、立式安裝的變頻電動機減速器驅(qū)動，動力頭箱體采用上下剖分結(jié)構(gòu)。根據(jù)反井鉆機工作導(dǎo)孔轉(zhuǎn)矩和推力小、擴孔轉(zhuǎn)矩和拉力大的特點，將動力頭箱體的剖分面設(shè)計在箱體上端，上箱體只承受導(dǎo)孔推力，不承受導(dǎo)孔和擴孔轉(zhuǎn)矩以及擴孔拉力。4 個 160 kW的變頻電動機減速器在上箱體上對稱布置，如圖 3 所示。為減輕質(zhì)量，動力頭上箱體設(shè)計得非常緊湊，壁厚較薄，軸承安裝位置外側(cè)設(shè)有均勻布置的加強肋，以提高上箱體的整體強度。上箱體各部位厚度偏差控制在 10% 之內(nèi)，對鑄造工藝提出了較高要求。

圖3 動力頭上箱體Fig.3 Upper part of power head box

1.2 動力頭下箱體設(shè)計

下箱體是動力頭的主要承力部件，反井鉆機擴孔拉力通過推力液壓缸缸體與下箱體的定位面作用在下箱體上，然后經(jīng)推力軸承、輸出軸傳遞給鉆具。同時，下箱體要承受輸出鉆進(jìn)的反轉(zhuǎn)矩，并通過下箱體與反井鉆機主機架作用在立柱上。如圖 4 所示，下箱體質(zhì)量超過 15 t，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，箱體壁厚盡量設(shè)計均勻，在動力頭 4 組輸入軸安裝部位兩側(cè)設(shè)有加強肋，以增加箱體強度。在確保主機架體導(dǎo)軌定位面和推力液壓缸定位面等主受力面強度和剛度的情況下，增加去重孔，避免局部位置過厚導(dǎo)致鑄造缺陷，影響箱體強度。

圖4 動力頭下箱體Fig.4 Lower part of power head box

2 減速機箱體有限元分析

2.1 箱體實體模型及材料特性參數(shù)

動力頭上箱體和下箱體之間通過螺栓和定位銷聯(lián)接，使其成為整體，因此，以動力頭上、下箱體為整體的實體模型為研究對象更加準(zhǔn)確。箱體模型如圖 5所示，其材料為 ZG30SiMn，彈性模量E=1.73×1011Pa，泊松比μ=0.3，屈服強度σs=780 MPa，抗拉強度σb=980 MPa，密度ρ=760 kg/m3。

圖5 箱體模型Fig.5 Model of box

由于箱體結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，特別是下箱體，既是輸入軸和輸出軸其中一端的軸承定位座，也是與主機架體和推力液壓缸的配合定位座，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，承受多個方向的力和轉(zhuǎn)矩，使用有限元軟件直接分析難度較大。筆者簡化箱體受力條件，分析研究箱體強度，以優(yōu)化箱體結(jié)構(gòu)。使用三維設(shè)計軟件對動力頭箱體進(jìn)行模型重建時，由于箱體內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，在后續(xù)網(wǎng)絡(luò)劃分過程中會產(chǎn)生不利影響，因此對三維模型進(jìn)行適當(dāng)簡化[8]。

2.2 動力頭箱體有限元網(wǎng)格劃分

動力頭箱體作為典型的三維結(jié)構(gòu)，選擇三維實體單元 Solid186，在 MeshTool 對話框中選擇 3 級精度，節(jié)點總數(shù)為 373 714 個，單元總數(shù)為 231 554 個，自由度數(shù)為 1 121 142 個。整體劃分結(jié)果較為理想，網(wǎng)格劃分如圖 6 所示[9]。

圖6 箱體網(wǎng)格劃分Fig.6 Mesh division of box

2.3 施加載荷

對動力頭的各種工作狀態(tài)進(jìn)行比較，最終選擇滿負(fù)荷工作狀態(tài)進(jìn)行分析。該工作狀態(tài)中，產(chǎn)生的力通過軸傳遞給軸承座，由于軸承座與箱體固定，動力頭箱體受反作用力。分別對動力頭的 4 組輸入軸和輸出主軸進(jìn)行受力分析。動力頭的傳動比為 4.76，變頻電動機減速器的傳動比為 58.23。

由于整個動力頭受力狀態(tài)較為復(fù)雜，在此對受力狀態(tài)進(jìn)行簡化。動力頭箱體受 4 組輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩(以轉(zhuǎn)矩形式加載于輸入軸安裝位)，以及 4 組輸入軸和 4 組變頻電動機及減速器自身重力，動力頭 4 組輸入軸和輸出主軸軸承安裝孔為受力部位，各部位受力根據(jù)減速器輸入端配置電動機功率、4 組減速器傳動比和動力頭傳動比進(jìn)行計算。

式中：T為轉(zhuǎn)矩，N·m；P為電動機功率，kW；n為電動機轉(zhuǎn)速，r/min。

針對 1 組變頻電動機減速器，P=160 kW，n=1 485/58.23=25.5 r/min，動力頭箱體 1 組輸入軸轉(zhuǎn)矩T1≈59 916.12 N·m。

在4 組變頻電動機驅(qū)動下，根據(jù)動力頭傳動比，可以計算出輸出主軸傳遞給箱體的轉(zhuǎn)矩TZ=4T1×4.76=1 140 803 N·m。

根據(jù)設(shè)計參數(shù)可知，4 組輸入軸重力F1=40 579 N，4 組變頻電動機減速器重力F2=105 808 N，輸出軸重力F3=189 358 N，4 組推力液壓缸作用在動力頭箱體上的拉力F=1.6×107N。具體加載位置如圖 7所示。

圖7 加載示意Fig.7 Loading sketch

2.4 分析結(jié)果及優(yōu)化

動力頭箱體的等效應(yīng)力和變形云圖分別如圖 8、9 所示。由圖 8 可以看出，整個動力頭箱體應(yīng)力分布較為均勻，應(yīng)力較大的位置位于下箱體與主推液壓缸安裝處，以及下箱體承載輸入軸的端面及里面。此外，下箱體與主推液壓缸的安裝處還有局部應(yīng)力集中的情況。產(chǎn)生這種情況的主要原因是 4 個主推液壓缸安裝處還存在 2 個方向的自由度，即繞y軸的旋轉(zhuǎn)與沿z軸的位移。此處結(jié)構(gòu)可看作懸臂梁，分析懸臂梁力學(xué)特點可知，懸臂梁的最大應(yīng)力處為懸臂梁的支座端，與有限元分析結(jié)果一致。針對此處產(chǎn)生的應(yīng)力較大情況，通過增加聯(lián)接板使相鄰的 2 個主推液壓缸安裝處相連接，從而限制其自由度。在同等載荷條件下，優(yōu)化后的動力頭箱體的等效應(yīng)力和變形云圖分別如圖 10、11 所示。

圖8 等效應(yīng)力云圖Fig.8 Equivalent stress contours

圖9 變形云圖Fig.9 Deformation contours

圖10 優(yōu)化后箱體等效應(yīng)力云圖Fig.10 Equivalent stress contours of optimized box

對比優(yōu)化前后，箱體最大應(yīng)力從 513 MPa 降低至 482 MPa，最大變形量從 2.597 mm 降低至 1.131 mm?？煽闯?，優(yōu)化后的箱體結(jié)構(gòu)受力情況及變形得到顯著改善。

由圖 10 可知，忽略局部尖點應(yīng)力集中，箱體的最大應(yīng)力為 210 MPa。ZG30SiMn的屈服強度為 780 MPa，因此箱體強度安全系數(shù)S=780/210≈3.7。ZG30SiMn的許用安全系數(shù) [S]=2.2～ 2.7，動力頭箱體最大應(yīng)力處的安全系數(shù)大于ZG30SiMn的許用安全系數(shù)，因此，在整個工作過程中，動力頭箱體強度滿足要求。

由圖 11 可知，動力頭箱體變形量最大的部位位于下箱體與主推液壓缸的安裝處，此處承受千米鉆機的擴孔拉力，箱體最大變形為 1.131 mm，滿足使用要求。

圖11 優(yōu)化后箱體變形云圖Fig.11 Deformation contours of optimized box

3 箱體樣機驗證

千米大直徑反井鉆機動力頭箱體設(shè)計完成后，根據(jù)箱體結(jié)構(gòu)的特點設(shè)計鑄造模型和鑄造工藝，進(jìn)行了樣機鑄造，如圖 12 所示，箱體樣機尺寸符合設(shè)計要求，外形變形量小于3 mm，經(jīng)檢測，箱體鑄造缺陷等級達(dá)到 2 級以上。

圖12 動力頭箱體樣機Fig.12 Prototype of power head box

動力頭裝配完成后，安裝在千米大直徑智能化反井鉆機上進(jìn)行調(diào)試和測試，如圖 13 所示。箱體油池溫度平衡后達(dá)到 42 ℃，噪聲為 63 dB。動力頭各項性能指標(biāo)正常[10]。

圖13 反井鉆機調(diào)試Fig.13 Run test of raise boring machine

4 結(jié)語

通過分析千米大直徑反井鉆機動力頭的工況條件以及工作特點，進(jìn)行了動力頭的箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計，并利用三維建模及有限元分析等手段對其進(jìn)行了結(jié)構(gòu)分析。針對動力頭在主推缸安裝處產(chǎn)生的應(yīng)力較大的現(xiàn)象，通過增加聯(lián)接板使相鄰的 2 個主推缸安裝處進(jìn)行連接，從而限制其自由度，改善了該處的受力情況。經(jīng)空載試車，樣機滿足設(shè)計要求。下一步將進(jìn)行工業(yè)性試驗，以檢驗滿負(fù)荷運行狀態(tài)下動力頭的工作情況。所作的設(shè)計研究工作，可為今后大型反井鉆機動力頭箱體研發(fā)提供借鑒。