煤礦全液壓動力頭式鉆機振動測試與分析

張幼振，劉焱杰，鐘自成，劉若君，張 剛

（1.煤炭科學研究總院，北京 100013；2.中煤科工集團西安研究院有限公司，陜西 西安 710077）

0 引 言

全液壓動力頭式鉆機是一種廣泛應用于煤礦井下安全領域的鉆探裝備，具有體積小、質(zhì)量輕、自動化程度較高等特點，已成為煤礦井下坑道鉆探施工的主導機型［1-3］。 隨著近年來煤礦坑道鉆探功能和性能需求的快速提高，液壓鉆機工作的可靠性和安全性問題愈加復雜，尤其是鉆機振動對設備帶來的影響不容忽視［4］。 通過振動測試技術和信號分析方法，提高鉆機狀態(tài)監(jiān)測和故障診斷能力，保障井下鉆探系統(tǒng)安全穩(wěn)定運行，已成為煤礦井下坑道鉆機的重要研究內(nèi)容。

工程機械振動測試分析一直受到國內(nèi)外學者的廣泛關注。 收獲機等農(nóng)機設備在機械振動測試、駕駛位置振動舒適性分析以及減振避振優(yōu)化設計等方面進行了大量研究［5-8］。 在煤礦鉆探裝備領域，張幼振等［9］對全液壓動力頭鉆機給進機身進行了動態(tài)分析研究，實現(xiàn)了給進機身的優(yōu)化設計。 王清峰等［10］建立了鉆機動力頭齒輪傳動系統(tǒng)的動力學模型，對其傳動系統(tǒng)的動態(tài)響應進行了研究。 王建斌［11］研究了錨桿鉆機工作時鉆架的受力情況和模態(tài)分析，得出了鉆架在工作過程中的變形規(guī)律。 李曉鵬等［12］利用變幅機構(gòu)逆解分析描述了調(diào)角油缸的振動隨鉆桿振動的變化情況，對變幅機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設計進行了指導。 鐘自成等［13］通過有限元分析對鉆機多變幅機構(gòu)進行模態(tài)分析，獲得固有頻率和各階振型，并對鉆機最大給進力作用時動態(tài)響應的衰減特性進行了分析。 徐信芯等［14］針對鉆機試驗臺鉆桿振動信號特點，提出一種多層聯(lián)合信號處理方法，對鉆機振動信號進行了有效提取。 上述研究多是單一工況下針對鉆機某一部件展開的振動分析，而實際上鉆機工作狀態(tài)多變，在不同工況下整機的振動測試與分析有待進一步研究。

針對煤礦坑道全液壓動力頭式鉆機結(jié)構(gòu)和工況特點，以ZDY6500LQ 型鉆機為研究對象，基于振動測試系統(tǒng)和鉆機綜合性能檢測平臺，開展不同工作負載下整機振動測試。 得到影響整機振動的主要影響因素和不同位置、不同工作狀態(tài)下的振動特性，分析結(jié)果為鉆機結(jié)構(gòu)優(yōu)化、狀態(tài)監(jiān)測和故障診斷提供了參考，促進了煤礦鉆探系統(tǒng)安全性及可靠性的提升。

1 鉆機主要激振源分析

全液壓動力頭式鉆機整體結(jié)構(gòu)主要包括主機、操縱臺、電機泵站、履帶車體以及穩(wěn)固裝置等。 針對該類鉆機整體結(jié)構(gòu)特點，以ZDY6500LQ 型為研究對象，進行主要激振源分析，鉆機結(jié)構(gòu)如圖1 所示。其中主機作為鉆機的核心部分，是鉆柱回轉(zhuǎn)、給進的主要動力輸出，由動力頭、夾持器、給進裝置、調(diào)角裝置等組成。 實際鉆進時，電機驅(qū)動液壓泵運轉(zhuǎn)，在泵的作用下，液壓油經(jīng)膠管進入動力頭馬達，經(jīng)過二級變速轉(zhuǎn)換為卡盤動力夾持鉆柱回轉(zhuǎn)鉆進。

圖1 ZDY6500LQ 型全液壓動力頭式鉆機結(jié)構(gòu)示意Fig.1 ZDY6500LQ full hydraulic power head drilling rig structure

由上述工作原理可知，鉆機主要激振源為電機、液壓泵，動力頭液壓馬達、減速箱以及鉆柱。 鉆機正常工作時，電機保持額定轉(zhuǎn)速，通過操縱臺手柄改變鉆機的給進、起拔及回轉(zhuǎn)動作。 鉆柱轉(zhuǎn)速已知時，通過動力頭減速箱傳動比，可以得到齒輪及液壓馬達對應轉(zhuǎn)速。 電機、液壓馬達、鉆柱的理論振動頻率可由公式（1）計算。

式中：f為理論激振頻率，Hz；n為各部件的轉(zhuǎn)速，r／min。

全液壓動力頭式鉆機所用液壓泵一般為柱塞泵，主要依靠柱塞在缸體內(nèi)旋轉(zhuǎn)運動，使密閉容積產(chǎn)生變化實現(xiàn)吸油、壓油。 根據(jù)其結(jié)構(gòu)特點及工作原理，柱塞泵脈動激振頻率可由公式（2）計算。

式中，z為柱塞泵柱塞數(shù)量，個；N為自然數(shù)，N＝1，2，3，…，M（M為最大諧波次數(shù)）；n1為柱塞泵驅(qū)動軸的轉(zhuǎn)速，r／min。 所用液壓泵含有7 個柱塞，結(jié)合式（1）可知，柱塞泵脈動激振頻率為電機傳動軸轉(zhuǎn)頻的7 倍。

動力頭中減速箱齒輪振動不可避免，振動頻率主要是嚙合頻率。 齒輪嚙合頻率是從一個輪齒開始進入嚙合到下一個輪齒進入嚙合，齒輪的嚙合剛度就變化一次。 ZDY6500LQ 型鉆機動力頭為二級復合輪系，第一級為行星輪系，液壓馬達驅(qū)動太陽輪轉(zhuǎn)動，行星輪與太陽輪外嚙合帶動行星架回轉(zhuǎn)；第二級為定軸輪系，小齒輪外嚙合大齒輪減速傳動。 由傳動比計算出齒輪轉(zhuǎn)速后，根據(jù)齒數(shù)和式（3）得到行星輪系、行星架、定軸輪系振動頻率。

式中：fz為嚙合頻率，Hz；n2為齒輪軸的轉(zhuǎn)速，r／min；Z為齒輪的齒數(shù)，個。

不同運行狀態(tài)下，鉆柱轉(zhuǎn)速不同，導致鉆機主要部件振動頻率有所差異。 以低速高轉(zhuǎn)矩運行狀態(tài)為例，當鉆柱轉(zhuǎn)速66.0 r／min 時利用傳動比及式（1）—式（3）計算出主要激振源理論振動頻率，見表1。

表1 鉆機主要激振源理論振動頻率Table 1 Theoretical vibration frequency of main vibration source of drilling rig

2 振動測試方案與設備

2.1 振動測試原理

鉆機振動測試試驗的主要設備連接如圖2 所示。 鉆機與性能檢測臺連接，由檢測臺提供轉(zhuǎn)矩負載。 振動傳感器和轉(zhuǎn)速傳感器在鉆機指定位置安裝，通過信號采集器將測試數(shù)據(jù)傳入振動采集系統(tǒng)，計算機處理軟件利用傅里葉變換得到對應狀態(tài)下信號的頻譜特征。

圖2 鉆機振動測試示意Fig.2 Schematic of drilling rig vibration measurement

2.2 試驗方案和測點布置

鉆機工作過程中，轉(zhuǎn)矩是重要的監(jiān)控參數(shù)，通過控制鉆機檢測平臺固定轉(zhuǎn)矩大小的方法進行測試。測試根據(jù)轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及是否加載劃分3 種運行狀態(tài)，測試中通過鉆機性能檢測平臺同步記錄對應狀態(tài)運行參數(shù)，結(jié)果見表2。

表2 鉆機不同測試狀態(tài)劃分及運行參數(shù)Table 2 Division of different measurement conditions and operation parameters of drilling rig

試驗遵循MT／T790-2006《煤礦坑道勘探用鉆機》相關要求，測試現(xiàn)場如圖3 所示。 回轉(zhuǎn)加載時，用鉆柱將鉆機回轉(zhuǎn)器主軸與轉(zhuǎn)矩儀、轉(zhuǎn)速儀以及回轉(zhuǎn)加載裝置連接，在停止給進的狀態(tài)下，回轉(zhuǎn)加載裝置由低到高逐漸加載，用轉(zhuǎn)矩儀和轉(zhuǎn)速儀測得回轉(zhuǎn)器各擋位的主軸輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以電動機輸入功率達到定值為額定工況。

圖3 鉆機負載狀態(tài)下振動測試現(xiàn)場Fig.3 Vibration measurement site of drilling rig under load

測試時，首先將三軸加速度傳感器與圓形磁鋼固定吸附在測點位置。 傳感器安裝時，注意將X、Y、Z三軸通道分別對應鉆機的前后、左右、上下方向。再將信號線接入振動信號采集器，采集器通過網(wǎng)線與計算機相連。 設置實時數(shù)據(jù)采集方式為原始波形數(shù)據(jù)，采樣頻率為2 048 Hz，分析頻率800 Hz，時域點數(shù)32 768 個，振動信號每個工況采集3 次，取其中1 組進行分析。 在檢測平臺控制室同步記錄鉆機振動對應時刻的系統(tǒng)壓力、輸入／輸出功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、回轉(zhuǎn)效率等參數(shù)。

為準確獲得各部件的實際振動情況，根據(jù)鉆機的結(jié)構(gòu)特點，將測點主要布置在工作部件和激振源附近，測試時共布置8 個測點。 動力頭是鉆柱回轉(zhuǎn)的主要驅(qū)動源，在動力頭減速器上、下分別設置1、2兩個測點。 拖板對動力頭起支撐、移動作用，設置為測點3。 鉆柱鉆進時拖板帶動動力頭在導軌上前移，將導軌設置為測點4。 回轉(zhuǎn)卡板上方為主機，下方與回轉(zhuǎn)器連接，設置為測點5。 車體前方設置為測點6，車體后方操縱臺設置為測點7，行走履帶設置為測點8。

2.3 振動測試系統(tǒng)

振動測試系統(tǒng)包括JM-B-3ZD 型振動監(jiān)測系統(tǒng)和鉆機綜合性能檢測平臺。 振動監(jiān)測系統(tǒng)軟件部分包含數(shù)據(jù)采集軟件、數(shù)據(jù)庫與網(wǎng)絡服務軟件、系統(tǒng)配置管理軟件和監(jiān)測分析軟件等。 硬件設備主要為動態(tài)信號采集儀、壓電式三軸加速度傳感器、霍爾磁敏轉(zhuǎn)速傳感器，主要性能參數(shù)見表3。

表3 振動測試系統(tǒng)主要性能參數(shù)Table 3 Main performance parameters of vibration measurement system

為充分模擬井下鉆進工況，通過鉆機綜合性能檢測平臺對鉆機施加負載。 檢測平臺由上位機控制系統(tǒng)、鉆機測試平臺和冷卻系統(tǒng)等構(gòu)成［15］。 其中，上位機控制系統(tǒng)主要負責對測試平臺的控制；鉆機測試平臺主要分為2 部分：一部分利用各種傳感器將鉆機的轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速、系統(tǒng)壓力等非電學物理量轉(zhuǎn)換為電學物理量送入上位機；另一部分為電渦流加載系統(tǒng)，主要負責機械加載，并將信號采集、變換，發(fā)送到上位機。

3 鉆機整機振動分析

3.1 頻域分析

在8 個測點X、Y、Z方向上測得的時域信號中，選取信號穩(wěn)定的部分經(jīng)傅里葉變換得到頻譜圖。 低速高轉(zhuǎn)矩是坑道鉆機深孔鉆進時的常規(guī)工作狀態(tài)，以X方向為例，圖4 所示為8 個不同測點的時域波形圖和頻譜圖。 由于鉆機工況較為復雜，運行期間轉(zhuǎn)速存在波動，當鉆機鉆柱轉(zhuǎn)速在66.0～83.2 r／min 時，綜合選取頻譜圖中振幅較大的4 個峰值及對應振動頻率依序排列，8 個測點各方向的頻域結(jié)果見表4。

圖4 不同測點低速高轉(zhuǎn)矩狀態(tài)下X 方向波形圖和頻譜圖Fig.4 Waveform diagram and spectrum diagram in X direction under low-speed and high-torque at different measuring points

表4 鉆機不同測點振幅峰值及振動頻率Table 4 Peak amplitude and vibration frequency of different measuring points of drilling rig

續(xù)表

由圖4 和表4 可知：

1）在測試測點1 和測點2 時，鉆機鉆柱轉(zhuǎn)速為83.2 r／min， 此時定軸輪系理論振動頻率變?yōu)?06.8 Hz，行星輪系的一倍嚙合頻率、二倍嚙合頻率分別變?yōu)?82.9、569.5 Hz，表4 中所示的測試結(jié)果與理論計算相符。 同時根據(jù)測點3 ～5 的振動頻率，可知這三個部件機械結(jié)構(gòu)互相接觸，但頻率差異較大。拖板與導軌通過凹槽在油缸推動下前后移動，上下、左右方向存在接觸間隙。 導軌受到上部動力頭與拖板雙重振動作用，同時端部與機身鉸接。 卡板下部由回轉(zhuǎn)器支撐，中間通過油缸與機身鉸接。 部件之間存在較大接觸間隙，導致頻率范圍與鉆機回轉(zhuǎn)頻率存在一定差異。

2）鉆機在X、Y、Z方向上的振動同時在測點6 取得最大值，最大值分別為13 600、21 650、29 420 mm／s2（223.2 Hz，行星輪系嚙合頻率），明顯大于其他測點幅值，且車體前方?jīng)]有實際振源，說明測試時車體前方可能發(fā)生了局部共振。 理論計算中的減速器行星輪系的2 倍嚙合激振是車體前方振動的主要誘因。 改進設計時可在拖板、導軌、卡板、回轉(zhuǎn)器與車體之間增加阻尼裝置使振動衰減［16］。 鉆機性能測試時，鉆機前端液壓支座沒有支撐是產(chǎn)生局部共振的主要原因，井下實際鉆進時，支撐機構(gòu)會同時支撐巷道頂、底板，可有效降低車體前方振動的負面影響。

3）鉆機在X、Y、Z方向上的振動分別在測點7 與測點8 達到最大值，最大值分別為1 872（223.2 Hz，行星輪系嚙合頻率）、3 184（223.2 Hz，行星輪系嚙合頻率）、2 507 mm／s2（173.81 Hz，柱塞泵脈動頻率），說明動力頭減速箱行星輪系嚙合頻率傳遞到車體履帶造成的前后振動、行星輪系嚙合頻率傳遞到車體履帶造成的左右振動、柱塞泵脈動頻率傳遞到后方操縱臺產(chǎn)生的上下振動是鉆機的最大激振源。 在設計時可以考慮增大動力頭齒輪有效齒寬，降低齒輪傳動產(chǎn)生的振動［17］。 針對柱塞泵高速回轉(zhuǎn)產(chǎn)生振動，可以在泵體與車身連接處適當增設隔振結(jié)構(gòu)減少振動傳遞［18］。

4）鉆機振動頻譜中，100 Hz 以上頻率較為明顯，100 Hz 以下較低頻率幅值較低。 測點7 可以檢測到電機振動頻率（24. 83 Hz）， 但振幅峰值僅為337.7 mm／s2，明顯低于高頻峰值。 電機（24.83 Hz）、液壓馬達（10.59 Hz）、行星架（2.85 Hz） 以及鉆柱（1.1 Hz）振幅峰值整體低于300 mm／s2，受高頻幅值影響頻譜不明顯，說明4 個部件對鉆機整機振動影響較小，在檢測電機、馬達等低頻部件時，需將分析頻率降至100 Hz 以下。 柱塞泵相對特殊，傳動軸轉(zhuǎn)動頻率為24.83 Hz，由于內(nèi)部含有7 個柱塞，脈動頻率為173.81 Hz，在動力頭上、下兩位置的X、Y、Z方向均有體現(xiàn)。

3.2 1／3 倍頻程分析

為準確對比3 種狀態(tài)下鉆機不同位置振動總量變化，對鉆機振動信號進行1／3 倍頻程分析。 該方法譜線少、頻帶寬，便于觀察信號宏觀上的能量分布［19-20］。 以均方根值（有效值）作為振動強度指標，首先對各測點頻譜中頻率進行1／3 倍頻程分析，得到對應測點在X、Y、Z方向上1／3 倍頻帶，然后利用公式（4）計算各測點單方向的振動加速度均方根值，最后對不同工況振動信號計算、整理得到圖5 所示雷達圖。

式中：ai為第i個1／3 倍頻程帶的加速度均方根值，mm／s2；a為單個方向的加速度均方根值，mm／s2；N為1／3 倍頻程帶的個數(shù)。

三軸加速度傳感器的X、Y、Z方向為互相垂直的正交坐標系，可利用公式（5）計算得單個測點的振動總量。

式中：av為各測點均方根加速度的振動總量，mm／s2；ax、ay、az分別為該測點在X、Y、Z方向上的加速度均方根值，mm／s2。 由式（4），（5）計算得各測點不同狀態(tài)下的振動總量，結(jié)果見表5。

綜合圖5 和表2、表5 數(shù)據(jù)可知：

表5 不同測點振動總量的加速度均方根值Table 5 Root mean square value of acceleration of total vibration at different measuring points

1）測點1、測點2 在X、Y、Z方向振動總量接近，振動總量介于36～37 mm／s2。 空載狀態(tài)下，動力頭上部振動總量略高于下部，主要是由于上部靠近液壓馬達，且行星輪系比定軸輪系產(chǎn)生振動更大。 負載或轉(zhuǎn)速增加時，拖板、導軌振動增大，對動力頭下部作用更加明顯，導致下部略高于上部。 由空載變?yōu)榈退俑咿D(zhuǎn)矩時，振動總量較空載減少3.11%～7.27%，說明低速高轉(zhuǎn)矩負載可以降低減速器箱體振動。 但高速低轉(zhuǎn)矩狀態(tài)振動總量較空載增加5 ～6 倍，說明轉(zhuǎn)速增加振動提高明顯。

2）測點3、測點4、測點5 振動總量與結(jié)構(gòu)連接方式有關。 由空載變?yōu)樨撦d狀態(tài)時，拖板由于需要沿導軌方向前后移動，與導軌凹槽之間存在接觸間隙，振動總量增加最大。 導軌端部設有螺栓緊固，振動總量增加值低于拖板。 回轉(zhuǎn)卡板通過回轉(zhuǎn)器直接與車體連接，振動總量增加百分比最低。 此外，拖板、導軌、回轉(zhuǎn)卡板負載狀態(tài)下與空載狀態(tài)相比在X、Y、Z方向上振動均有不同程度的增加，低速高轉(zhuǎn)矩狀態(tài)振動總量是空載的2 ～5 倍，說明其振動與負載成正相關。 除動力頭外，鉆機空載狀態(tài)下各測點振動最小，測點7 鉆機后方操縱臺、測點8 履帶也受轉(zhuǎn)速影響較大。

3）在鉆機工作狀態(tài)中，鉆機輸入功率約為92 kW，但輸出功率差異較大，低速高轉(zhuǎn)矩狀態(tài)輸出功率47.46 kW，回轉(zhuǎn)效率52%；高速低轉(zhuǎn)矩狀態(tài)輸出功率38 kW，回轉(zhuǎn)效率41%。 回轉(zhuǎn)效率降低主要是由于高速下整機振動大轉(zhuǎn)化為無用功較多。 鉆機在低速高轉(zhuǎn)矩的主要工況下有效功率大于50%，說明能耗較低。

4 結(jié) 論

1）根據(jù)煤礦坑道液壓鉆機工作原理，確定鉆機主要激振源為電機、液壓泵，動力頭液壓馬達、減速箱以及鉆柱。 根據(jù)動力頭傳動原理、柱塞泵結(jié)構(gòu)特點以及齒輪嚙合方式，分別確定了激振源理論振動頻率計算方法。

2）低速高轉(zhuǎn)矩狀態(tài)下，動力頭減速箱和柱塞泵是鉆機的最大激振源。 減速箱定軸輪系、行星輪系的嚙合頻率，柱塞泵的振動頻率均高于100 Hz，對鉆機整機振動影響較大；電機、液壓馬達、行星架和鉆柱頻率低于100 Hz 且頻率幅值較低，對鉆機整機振動影響較小。

3）在動力頭位置，低速高轉(zhuǎn)矩負載使減速器箱體振動總量較空載減少3.11%～7.27%，高速低轉(zhuǎn)矩狀態(tài)振動總量較空載增加5 ～6 倍；除動力頭外，鉆機空載狀態(tài)下各測點振動最小，拖板、導軌、卡板振動與負載成正相關；鉆機在低速高轉(zhuǎn)矩狀態(tài)下整機有效功率大于50%，能耗較低。