姚亚峰，姚宁平，宋海涛，彭 涛

（1.煤炭科学研究总院 北京 100013；2.中煤科工集团西安研究院有限公司，陕西 西安 710077）

煤矿井下钻机主要用来施工瓦斯抽采、地质勘探、探放水、防灭火等类型的钻孔，在煤矿安全保障方面起到重要作用。由于动力头式钻机具有的体积小等的优势，目前煤矿井下钻机都采用电磁及液压控制的动力头式钻机，其执行主机一般由动力头、夹持器、给进装置、变幅装置或机架组成[1-2]，其中给进装置是用来连接变幅装置与动力头和夹持器的载体，用于为钻机提供给进和起拔力，在钻进及起下钻中起到为孔内钻具施加力和速度的作用，是煤矿井下钻机的重要组成部件，其设计优劣直接影响到钻机的性能和外形尺寸。常见煤矿井下钻机的给进装置从结构上主要分为油缸给进、油缸链条给进、马达链条给进等方式[3]。油缸链条给进方式是一种倍速机构，虽然行程长，但油缸的给进和起拔力减半[4]，只适用于能力要求较小的施工工况，因此多用在一些煤矿井下地质勘探用取心钻机上。马达链条给进方式由液压马达输出给进或起拔力，由于相比给进机身来说，马达的输出转矩较小，因此产生的推进力较小，这种给进方式主要适用于给进能力更小的钻机、例如锚杆钻机、炮眼钻机、旋喷钻机等。由于常规的煤矿井下钻机给进装置一般具有外形尺寸小、给进起拔力大等特点，从经济成本、维修难易程度、结构紧凑性等方面考虑，油缸给进的方式在煤矿井下钻机得到了普遍应用[5]。

1 常见油缸给进方式的设计原则及优缺点

1.1 设计原则

油缸直接作用具有安装结构简单、作用力大等特点，针对不同的钻孔需求，在油缸给进方式的给进装置设计时应遵循以下设计原则。

1）在满足油缸活塞杆的压杆稳定性前提下，且油缸的行程满足动力头和夹持器中间加钻杆方式时，油缸的行程尽可能短，以减少给进装置的长度。

2）当油缸的进出油口设计在缸筒上时，常采用缸筒固定的方式，否则缸筒移动时油管也需要随动，容易对油管造成损坏。

3）对于多数钻机来说，为了具备较好的处理钻孔事故能力，要求起拔力较大，因此对于单活塞杆油缸来说，就要求起拔时油缸的无杆腔进油。

4）为了减小钻机的给进或起拔力作用于拖板（用于安装动力头）和给进机身导轨之间的摩擦力，要求安装油缸的轴线和动力头主轴的轴线距离尽可能小。

5）油缸的最大起拔力应和钻机的最大回转转矩相匹配。例如：最大回转转矩不超过1 900 N·m时，最大起拔力小于100 k N；最大回转转矩在1 900 N·m至4 000 N·m时，最大起拔力在100 kN至150 kN之间；最大回转转矩在4 000 N·m以上时，最大起拔力大于150 kN。

1.2 不同油缸固定方式的给进装置结构

采用油缸给进方式的给进装置按照油缸的固定方式不同，又可分为缸筒耳座固定、缸筒绞轴固定、双活塞杆固定[6-7]等。缸筒耳座固定是最常用的结构方式，采用单活塞杆油缸，油缸的无杆腔进油时作用力大，有杆腔进油时作用力小。考虑到油缸的压杆稳定性问题，这种结构方式行程短，目前常规的行程不超过1 m，适用于动力头和夹持器中间加持短钻杆。缸筒耳座固定在实际应用中有2种形式，1种是适合于不同角度的煤矿井下钻孔，给进力小于起拔力，油缸缸筒安装在夹持器下面，活塞杆在动力头下面，因此同样行程下给进装置长度短；另1种是为了尽可能适应上仰角工程钻孔的需求，将给进力设计的比起拔力大，这种结构的油缸缸筒要占用一定的给进装置长度，因此同样行程下给进装置稍长。2种单活塞杆油缸缸筒固定的给进装置示意图如图1。

图1 2种缸筒耳座固定的给进装置示意图Fig.1 Diagram of feeding device for fixed cylinder lug

为了进一步减少给进装置长度，将油缸的缸筒由传统的耳座式连接改进为对称绞轴式连接，这样可省去油缸缸筒耳座的长度，给进装置的长度也随之较少。这种缸筒对称绞轴固定的方式对给进机身的加工精度有一定的要求，常用于对外形尺寸要求更加苛刻的履带式钻机上[8]。

对于一些钻进能力较大的钻机，在同样的行程下，为了提高给进油缸的稳定性，设计了一种采用双活塞杆油缸的给进装置[9]，油缸的2个活塞杆分别固定在给进装置的两端，中间是移动的缸筒，通过缸筒连接动力头。由于常规情况下缸筒上有进出油口，为了防止缸筒移动时油管随之移动，将进出油口设计在2个活塞杆上，通过活塞杆的中间孔进入到油缸的2个有杆腔，这样解决了油管移动问题。

1.3 伸缩油缸长行程给进装置

为了提高钻进效率和钻孔孔壁的稳定性，要求能够在动力头和夹持器中间加接较长的钻杆，这就需要增加给进油缸的行程，设计了一种二级伸缩油缸式的给进装置[10-11]。采用双活塞杆固定的方式，2个活塞杆分别固定在给进装置两端。为了保证钻机给进或起拔过程中给进速度的均匀性，二级伸缩油缸按照相等的油缸作用面积设计。由于二级伸缩油缸为活塞杆和缸筒嵌套式设计，因此增加了伸缩油缸的直径和给进装置的高度，造成了主轴轴线和油缸轴线距离远。另外这种结构同样尺寸下给进与起拔力较小，目前多用于钻进能力不大的钻机。

1.4 优缺点比较

常见油缸给进装置优缺点比较如下：

1）起拔力大的缸筒耳座固定给进方式。优点：结构简单；缺点：行程短；适用范围：多角度钻孔、短行程钻机。

2）给进力大的缸筒耳座固定给进方式。优点：结构简单；缺点：给进装置较长、行程短；适用范围：上仰孔、短行程钻机。

3）缸筒绞轴固定给进方式。优点：给进装置最短；缺点：精度要求较高、行程短；适用范围：多角度钻孔的履带式钻机。

4）双活塞杆固定给进方式。优点：油缸稳定性好；缺点：行程短；适用范围：钻进能力大的钻机。

5）二级伸缩油缸活塞杆固定给进方式。优点：行程长、长度小；缺点：给进装置高度大；适用范围：钻进能力小的钻机。

2 串并联组合油缸式给进装置

针对伸缩式油缸存在的问题，在钻进能力较大的ZDY6500LP钻机上，为了提高给进装置行程，开发了一种串并联组合油缸式给进装置。串并联组合油缸由1根大直径油缸和2根小直径油缸组合而成，其中的油缸都为单活塞杆油缸，2根小直径油缸的作用面积和1根大直径油缸相等。1根大直径油缸的活塞杆固定在给进装置的拖板下面，2根小直径油缸的活塞杆固定在给进装置的一端。由于缸筒需要移动，因此设计成从大直径油缸和小直径油缸的活塞杆内部进出油，3个油缸的缸筒之间仅有相对静止的油管，这样很好的解决了油管移动时损坏的问题。串并联组合油缸液压原理图如图2，串并联组合油缸式给进装置示意图如图3。

图2 串并联组合油缸液压原理图Fig.2 Hydraulic diagram of series and parallel combined cylinders

图3 串并联组合油缸式给进装置示意图Fig.3 Diagram of series and parallel combined cylinder feeding device

这种组合式油缸采用平行布置时，其高度仅是大直径油缸的高度，与单级油缸相当，因此也解决了二级伸缩油缸高度较高的问题，减少了拖板和给进机身导轨的摩擦阻力。同时，油缸的最大给进和起拔力与单根大直径油缸相当。为了满足不同长度的钻杆需求，设计了2种行程的给进装置，行程分别为1 300 mm和1 800 mm，满足动力头和夹持器中间加持1 m和1.5 m的插接式螺旋钻杆和螺纹连接的外平或宽翼片螺旋钻杆需求，并形成了系列化钻机产品。

3 给进装置关键参数

3.1 给进/起拔力和给进/起拔速度

1）有效给进力Fg。由于给进装置相对于动力头主轴是对称结构，因此可以把给进装置简化为平面图形进行受力分析，同时因动力头的重力相对于拖板所受的工作负荷来说较小，在受力分析中不予考虑。钻机给进时拖板的受力情况如图4。图中：Fg为有效给进力，既钻具作用在钻机上的反作用力；Fgc为油缸对拖板的拉力；fg为拖板和机身导轨之间的给进摩擦阻力；Mg为机身导轨对拖板的给进反力矩；L为拖板长度；L1为拖板和机身导轨接触点相对于拖板中心的最小距离；h1为钻孔中心与机身导轨的距离；h2为油缸中心与机身导轨的距离。不考虑拖板的弹性变形，由于拖板与给进机身导轨之间有一定的间隙，因此对于新的拖板，当受力时拖板与给进机身导轨的接触为线接触；拖板开始磨损后，拖板与导轨的接触为面接触，则Mg可以简单表示成图4中分布力的形式，Fg1为分布力的最大值。

图4 给进状态下拖板的受力模型Fig.4 Force model of connecting plate in feeding state

式中：μ为拖板与机身导轨的摩擦系数；x为拖板和机身导轨任意接触点相对于拖板中心的距离。

由式（1）～式（4）可得：

当L1=L/2时，Mg为集中力产生的弯矩，则有：

可得：

式中：D1、d1分别为大直径油缸的缸径和活塞杆直径，D12-d12=2（D22-d22），D12=2D22；D2、d2分别为小直径油缸的缸径和活塞杆直径；ηm为油缸的机械效率；p为系统的额定压力；ph为回油压力。

2）有效起拔力Fq。起拔状态下拖板的受力模型如图5。图中：Fq为有效起拔力；Fqc为油缸对拖板的推力；fq为拖板和机身导轨之间的起拔摩擦阻力；Fq1为分布力的最大值；Mq为机身导轨对拖板的起拔反力矩。

图5 起拔状态下拖板的受力模型Fig.5 Force model of connecting plate under pulling state

同理可知:

当L1=L/2时，则有：

3）最大给进和起拔速度。

式中：vgmax为最大给进速度；vqmax为最大起拔速度；Q1为主泵的流量；ηv为油缸的容积效率。

3.2 关键参数值

1）给进摩擦阻力fg和有效给进力Fg。已知参数为：h1=205 mm，h2=90 mm，L=800 mm，μ=0.1，ηm=0.98，p=25 MPa，ph=0.5 MPa，D1=110 mm，d1=65 mm；则得到的给进摩擦阻力fq和有效给进力随L1变化的拟合曲线如图6。由图6可知，随着拖板与给进机身导轨之间的磨损增大，即L1由大变小时，给进摩擦阻力fq也相应增大，有效给进力Fg则相应变小。图中fg的最小值为10.4 kN，Fg的最大值为138 kN。

图6 给进摩擦阻力和有效给进力的拟合曲线Fig.6 Fitting curves of frictional resistance and effective feeding force

2）起拔摩擦阻力fq和有效起拔力Fq。起拔摩擦阻力fq和有效起拔力Fq随L1变化的拟合曲线如图7。图7中，起拔摩擦阻力fq的最小值为16 kN，有效起拔力Fq的最大值为212.1 kN。

图7 起拔摩擦阻力和有效起拔力的拟合曲线Fig.7 Fitting curves of friction resistance and effective pulling force

3）最大给进/起拔速度vgmax和vqmax。已知主泵的流量为Q1=200 L/min，油缸的容积效率ηv=0.98。则最大给进速度vgmax为0.53 m/s，最大起拔速度vqmax为0.34 m/s。

4 给进装置最大给进力和起拔力测试试验

利用钻机综合性能检测试验台对ZDY6500LP钻机的最大给进力和起拔力进行检测，检测试验台硬件部分由钻机固定平台、加载系统平台和微机综合测试系统3部分组成，钻机性能检测示意图如图8，其中加载系统平台的上半部分用于给进起拔力测试。

图8 钻机性能检测示意图Fig.8 Diagram of drilling rig performance test

钻机给进力和起拔力实测数据见表1。由测试结果可知，实际测试数据略小于理论计算结果，但误差很小，满足使用要求，也验证了理论计算的可行性。

表1 钻机给进力和起拔力实测数据Table 1 Measured data of feeding force and pulling force of drilling rig

5 结 语

分析了煤矿井下钻机用油缸式给进装置的基本设计原则以及各种油缸式给进装置的结构特点、优缺点及适用性；针对在动力头和夹持器中间加接长钻杆的需求，开发了串并联组合油缸式长行程给进装置，组合油缸由3个油缸串并联组合而成，油液由小直径油缸的活塞杆内部进出油，缸筒移动时油管相对静止，可以很好解决油管容易损坏的问题；通过建立数学模型分析了串并联组合油缸式给进装置的有效给进起拔力计算方法，并通过拟合曲线分析了摩擦阻力和有效给进起拔力的变化；利用钻机性能综合检测试验台对ZDY6500LP型钻机的有效给进力和起拔力进行了测试，测试结果与理论计算结果相近，进一步验证了理论计算方法的有效性。