潜孔钻机油气缓冲系统动态特性研究

胡均平，李　威，李科军，刘成沛

潜孔钻机油气缓冲系统动态特性研究

胡均平，李威，李科军，刘成沛

（中南大学 机电工程学院，长沙 410083）

为减小潜孔钻机冲击振动对动力头疲劳损坏，设计一套安装于动力头与钻杆之间的压力可调式油气缓冲系统，对该油气缓冲系统结构进行分析，阐述其工作原理。根据蓄能器工作原理，构建蓄能器等效模型。基于潜孔钻机和油气缓冲系统工作特性，建立带有该油气缓冲系统潜孔钻机振动模型。运用Matlab软件进行系统仿真，得到蓄能器充气体积、蓄能器预充压力、阻尼孔直径对系统动态特性综合影响规律。通过实验验证了模型的正确性，可为油气缓冲系统设计与优化提供理论参考。

振动与波；潜孔钻机；油气缓冲系统；蓄能器；振动模型；动态特性

潜孔钻机使用高压气体作为工作介质，是一种冲击、旋转结合的钻孔设备。目前，已经广泛应用于建筑、桥梁、矿山等行业。钻孔过程中，潜孔冲击器是利用活塞撞击钻头，通过钻头将活塞动能传递给岩石而完成破碎工作［1-2］。由于岩石和钻头都具有一定的弹性，再加上潜孔冲击器冲击频率高，冲击动能大，因此在工作过程中潜孔冲击器必然会存在较强的冲击振动［3］。如果潜孔冲击器的冲击振动能量通过钻杆直接作用到动力头，极易导致动力头齿轮和连接螺栓的疲劳破坏，严重影响机器使用寿命和工作可靠性［4-5］。

为解决上述问题，国内外许多专家和学者已经着手设计和研究潜孔钻机缓冲减振系统。黎中银等利用蝶形弹簧和橡胶垫设计了机械式减振系统［5］，机械式减振系统虽然结构简单，适用范围大，但稳定性差、使用寿命短；李志栋等利用高气压腔设计了气压式缓冲系统［6］，气压式缓冲系统虽然变化幅值大，缓冲效果好，但冲击性大，稳定性较差；Taher等利用电磁原理设计了电磁式减振系统［7］，电磁减振系统虽然减振效果好，可控可调，但结构较复杂，实用性不高。

为克服上述已有技术存在的不足，本文提出一种结构简单、适用范围广且缓冲减振性能良好的新型油气缓冲系统，对该缓冲系统进行结构分析，阐述其工作原理，建立潜孔钻机的振动模型，分析动态特性，优化系统工作参数，提高缓冲减振效果。通过实验验证仿真模型的正确性，证实了缓冲系统良好的减振效果，且该缓冲系统对潜孔钻机的工作效率没有影响。

1　油气缓冲系统的结构与工作原理

本文提出的潜孔钻机油气缓冲系统的结构如图1所示，潜孔冲击器冲击振动通过钻杆连接座3向上传递，压缩活塞2上腔油液，油液通过单向阀4快速回油至蓄能器6，通过压缩蓄能器内的气体缓冲向上的冲击振动；当活塞2随钻杆连接座3向下运动时，活塞2上腔油液压力减小，此时单向阀关闭，蓄能器6油液通过阻尼孔5为活塞上腔补油，活塞及钻杆连接座向下运动时受到的阻尼力较大，油气缓冲系统起到吸能减振效果。为实现油气缓冲系统油压可调，增设压力表7和电磁换向阀8调节蓄能器6压力。动力头连接座1与钻杆连接座3之间通过花键传递扭矩。

图1　油气缓冲系统结构图

2　系统数学模型

2.1蓄能器模型

蓄能器吸收冲击振动大部分能量，并提供活塞复位的峰值流量。蓄能器性能直接影响着缓冲系统的缓冲减振效果，故在此对蓄能器的动态特性进行理论研究［8-9］。

蓄能器结构一般包含有壳体、隔膜、充气阀等构件，其等效模型如图2所示。

图2　蓄能器等效模型

模型中管道的长度为L1，截面积为A1；颈部的长度为L2，截面积为A2；压力腔的长度为2L3，截面积为A3。

蓄能器等效于颈部的等效动力学微分方程为式中Ph为蓄能器工作压力，bar；x2为蓄能器等效于颈部质量位移，m。

蓄能器等效于颈部模型质量为

式中ρ为油液密度，kg/m3；mg为隔膜质量，kg。

等效黏性系数为

式中c2为颈部黏性摩擦因数；c1为连接管黏性摩擦

因数；c3为压力腔内黏性摩擦系数。

等效刚度为

式中k为等熵系数；PH为蓄能器初始压力，bar，VH为蓄能器初始体积，bar；Pd为蓄能器平均工作压力，bar。

考虑等效后蓄能器模型的频率特性，设s=jω，可以得到系统频率响应为

式中ωn为缓冲条件下固有频率，Hz；ξ1为蓄能器模型阻尼系数。

选择15 bar～25 bar为蓄能器工作压力的变化范围，图3为蓄能器固有频率与初始充氮压力和平均工作压力比值的关系图。由图3可知，在蓄能器初始充氮压力不变的情况下，工作压力越大，固有频率越高；在工作压力不变的前提下，蓄能器初始充氮压力越大，固有频率越低。

作为缓冲减振的关键部件，蓄能器的固有频率应该避开潜孔钻机的振动频率。如果蓄能器固有频率比振动频率低，则当工作压力不变时，所需要的蓄能器初始充气压力会比较高，使得蓄能器的刚性比较大，缓冲减振效果也会相应降低；如果蓄能器固有频率比振动频率高，则当工作压力不变时，蓄能器初始充气压力较低，这样阻尼效果更明显，但是蓄能器的响应速度可能过慢。

图3　固有频率与蓄能器初始充氮压力和平均工作压力比值的关系

2.2潜孔钻机振动模型

图4为某型潜孔钻机振动模型，该模型是一个涉及到机械、液压及位移激励的3自由度联合物理模型，对该振动模型进行动力学分析［10］如下。

图4　潜孔钻机振动模型

潜孔冲击器动力平衡微分方程为

式中M1为潜孔冲击器质量，kg；k1为大地等效刚度，N/m；k2为钻杆等效刚度，N/m；c2为钻杆等效阻尼系数，N∙S/m；y0为输入位移激励，m；y1为潜孔冲击器位移，m；y2为钻杆及钻杆连接座位移，m。

钻杆动力平衡微分方程为

式中M2为钻杆及钻杆连接座质量，kg；M3为动力头及动力头连接座质量，kg；y3为动力头及动力头连接座位移，m。

动力头动力平衡微分方程为

式中A为活塞有效作用面积，m2；P1为活塞上腔油液压力，bar；c为油液黏性摩擦系数。

该油气缓冲系统的液压部分数学模型［11-12］由式（1）蓄能器等效颈部的动力学微分方程、式（10）活塞上腔流量连续性方程、式（11）和式（12）活塞上腔压力与蓄能器压力关系方程构成

式中Q1为活塞上腔流量，L/min；V1为活塞上腔体积，m3；K为油液体积弹性模量，bar；Cv、Ch分别为阻尼孔和单向阀阻尼系数；Av、Ah分别为阻尼孔和单向阀过流面积，m2。

3　系统仿真与参数分析

本油气缓冲系统是用于某公司设计研发的大孔径潜孔钻机配套产品，系统部分参数设置如表1。

表1　参数列表

由于潜孔钻机工作环境复杂多变，潜孔冲击器每次冲击时岩石的破碎程度不可预测，故很难精确描述潜孔钻机的振动特性。在此，采用振动频率等于冲击频率，振动幅值为计算得到的最大振动幅值的正弦激励：y0=A0sin（t/f0）。采用Matlab软件对系统状态方程进行仿真计算，采用控制变量法分别分析蓄能器充气体积、蓄能器预充压力、阻尼孔直径对系统动态特性的影响。

3.1蓄能器充气体积对系统动态特性的影响

分别设置蓄能器充气体积为2L、3L、4L，仿真求解得带动力头的位移、速度、加速度与时间的响应曲线分别为图5、图6、图7所示，并提取图中关键节点数据列于表2。

表中T为油气缓冲系统的稳态调整时间；s1、v1分别为动力头位移、速度的稳态平衡值；Δs1、Δv1分别为动力头位移、速度的稳态变化幅值；amax为加速度的稳态最大值。

图5　动力头位移曲线

图6　动力头速度曲线

图7　动力头加速度曲线

表2　系统动态特性数据对比

由图5、图6、图7与表2分析可得，蓄能器充气体积V0增大，位移稳态变化幅值Δs1、速度稳态变化幅值Δv1和加速度稳态最大值amax略有减小，但是稳态调整时间T和位移稳态平衡值s1都出现明显增大。

综合考虑，由于系统对稳态调整时间要求不高，在蓄能器设计安装许可的范围内可适当增大蓄能器充气体积，以改善缓冲减振效果。

3.2蓄能器预充压力对系统动态特性的影响

分别设置蓄能器预充压力为20 bar、24 bar、28 bar，仿真求解得动力头的位移、速度、加速度与实践的响应曲线和数据如图8、图9、图10，并提取图中关键节点数据列于表3。

图8　动力头位移曲线

图9　动力头速度曲线

图10　动力头加速度曲线

表3　系统动态特性数据对比

由图8、图9、图10与表3分析可得，蓄能器预充压力Po越大，稳态调整时间T和位移稳态平衡值s1均越小，但位移稳态变化幅值Δs1、速度稳态变化幅值Δv1和加速度稳态最大值均amax均有较大程度的增大。

综合考虑，为提高油气缓冲系统的缓冲减振效果，蓄能器预充压力应尽量接近支撑动力头所需压力，不宜设置过大。

3.3阻尼孔直径对系统动态特性的影响

分别设置阻尼孔直径为Φ1 mm、Φ1.5 mm、Φ2 mm。仿真求解得动力头位移、速度和加速度与时间的响应曲线和数据分别如图11、图12、图13，并提取图中关键节点数据列于表4。

图11　动力头位移曲线

图12　动力头速度曲线

图13　动力头加速度曲线

表4　系统动态特性数据对比

由图11、图12、图13与表4分析可得，阻尼孔直径d0越大，稳态调整时间T和位移稳态平衡值s1均越小，同时位移稳态变化幅值Δs1、速度稳态变化幅值Δv1和加速度稳态最大值均amax也会相应的减小。

综合考虑，在避开油气缓冲系统的共振频率的前提下，可适当增大阻尼孔直径以提高缓冲减振效果。

4　实验验证

为了进一步验证系统模型和仿真算法的正确性，选用某公司生产的潜孔钻机进行现场试验。由于潜孔钻机实际施工工况复杂，且潜孔冲击器深入孔内，不便于测算输入激励，无法得到该输入激励下的仿真结果。在此，通过受压蝶形弹簧组给潜孔冲击器施加动载荷。测试中将加速度传感器贴附在动力头表面，用来测量动力头的运动状态。测试中所选用的加速度传感器为FA1105-A1-10G，该型传感器的灵敏度为198.4 mV/g。实验的原理与测试平台如图14所示。实验系统中，油气缓冲系统的蓄能器充气体积为3 L，蓄能器预充气压力为20 bar，阻尼孔直径为2mm，受压蝶形弹簧组刚度为6.4×106N/m，蝶形弹簧组的预紧力为6.8×104N。

图15为仿真与实验所得到的动力头加速度曲线，实验曲线与仿真结果基本吻合，因此，文中所建立的数学模型能够较好地反映潜孔钻机及其油气缓冲系统的动力学特性。

图14　实验原理与测试示意图

图15　动力头加速度曲线

5　结语

（1）提出了一种潜孔钻机油气缓冲系统，该方案结构简单、适用范围广且缓冲减振性能良好，不需要额外的能量消耗。

（2）建立了安装有油气缓冲系统的潜孔钻机振动模型，包括蓄能器等效模型。

（3）通过仿真分析得到了蓄能器充气体积、蓄能器预充压力、阻尼孔直径对油气缓冲系统动态特性的综合影响规律，结果表明：蓄能器充气体积除了对稳态调整时间和位移稳态值影响较大外，对缓冲系统的其他各项指标影响较小；蓄能器预充压力增大，缓冲系统的缓冲减振效果会降低；在一定范围内，适当增大阻尼孔直径，会提高缓冲系统的缓冲减振效果。

（4）通过实验测试了设置蓄能器充气体积为3 L、预充压力为20 bar、阻尼孔直径为2 mm，在给定的动载荷作用下，动力头的加速度实验数据值与仿真数据值吻合较好，验证了模型的正确性，为油气缓冲系统的应用和改进提供了理论依据。

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Study on Dynamic Characteristics of Hydro-pneumatic Damping System of DTH Drills

HU Jun-ping，LIWei，LI Ke-jun，LIU Cheng-pei
（College of Mechanical and Electrical Engineering，Central South University，Changsha 410083，China）

To reduce the fatigue damage of the power pack of DTH drills induced by impact vibration，an adjustable hydro-pneumatic damping system is designed and installed between the power pack and the drill pipes.Its structure is analyzed and its working principle is described.The model of the accumulator is established according to its working principle.The dynamic model of a DTH drill with the hydro-pneumatic damping system installed is established and simulated with the Matlab code.Through the simulation analysis，the influences of the air volume and the pre-charge pressure of the accumulator and the diameter of the damper orifice on the system dynamic performance are obtained.The correctness of the models is proved by experiments.This work gives a theoretical basis for designing and optimizing hydropneumatic damping systems.

vibration and wave；DTH drill；hydro-pneumatic damping system；accumulator；vibration model；dynamic characteristics

TD422.1

ADOI编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.03.007

1006-1355（2016）03-0032-06

2014-12-07

国家自然科学基金资助项目（51175518）

胡均平（1965-），男，湖南邵阳人，博士，研究所所长，教授，博士生导师，主要研究方向为机械结构与液压控制系统设计研究。

李威（1990-），男，湖南益阳人，硕士研究生，主要研究方向为液压机械与控制技术研究。E-mail：lw3074@163.com