冲击螺杆马达研制_王四一.pdf

第 47 卷 第 5 期 煤田地质与勘探 Vol. 47 No.5 2019 年 10 月 COAL GEOLOGY impact mechanism; hard rock; directional drilling; drilling efficiency 以单弯螺杆马达为核心钻具的煤矿井下随钻测 量定向钻进工艺技术在中硬煤层瓦斯抽采领域得到 了广泛应用，具有钻进效率高、钻孔轨迹可控、可 施工分支孔等诸多优点，已成为实现煤矿瓦斯高效 抽采的重要技术途径[1-4]。目前，煤矿井下定向钻进 装备及配套工艺已经在煤矿井下多个领域成功推广 应用，主要包括瓦斯抽采[5]、水害防治[6]、异常体探 查[7]等领域。但是在严苛的施工环境中仍然存在局 限性，煤矿井下高位瓦斯定向长钻孔、顶底板梳状 钻孔、顶底板探放水钻孔、异常体探查钻孔等均在 岩层中延伸，当钻遇硬度较大的岩层时，常规的单 弯螺杆马达配合 PDC 钻头尚存在钻进效率低、 钻具 消耗大、寿命短等问题[8-10]，一定程度上限制了煤 矿井下定向钻进工艺技术的应用范围，制约了该套 工艺技术优势的发挥。 而造成以上问题的根本原因是 ① PDC 钻头回转切削碎岩的方法从机理上不 适合于硬岩钻进。坚硬岩石的抗剪能力相当于抗压 强度的 1/121/6[11]，但是在回转钻进时岩石的破碎 是由压入压碎与剪切作用而引起的，因而一般需较 ChaoXing 226 煤田地质与勘探 第 47 卷 大的轴向压力，此时钻头上的刃具系在大的轴向载 荷作用下与岩石相互摩擦而引起非常剧烈的磨损， 因此碎岩速度很快就降低。 ② 钻压难以传递到钻头。对于长钻孔定向钻 进，当深度超过一定值时，由于钻孔弯曲，钻具与 孔壁摩擦力大[12]，给进压力难以传递到钻头。 因此，需要从碎岩机理和给进压力传递两个方 面出发，寻求解决问题的方案。 1 解决方案的提出 a. 碎岩机理 破碎坚硬岩石时，冲击钻进比回 转钻进方法更为有效[13]。冲击载荷的特点是接触应 力瞬时可达极高值，应力比较集中，所以尽管岩石 的动硬度要比静硬度大，但仍易产生裂纹，并且冲 击速度愈大，岩石脆性增大，有利于裂隙发育，因 此，用不大的冲击能例如数十焦尔，就可以破碎 坚硬岩石。而若用静压力压入方式，则需要很大的 轴向压力。 冲击回转钻进是回转和冲击两种碎岩方法的联 合，它们互相补充，发挥出各自主要优点钻头在 冲击动载作用下破碎岩石，在回转作用下剪切破碎 岩石。在一些硬质地层，例如花岗岩、砂岩、石灰 岩和白云岩等，冲击钻进工艺技术比传统钻进工艺 技术机械钻速高。 b. 从给进压力传递的角度分析 根据物理学 的知识可知，对于相同的接触面，静摩擦系数比动 摩擦系数大，滑动定向钻进时，钻杆与孔壁之间接 近静摩擦状态，增加冲击和振动则可以将钻杆与孔 壁的摩擦状态转变为动摩擦，减小摩擦阻力，利于 给进压力传递。 因此，在螺杆马达的基础上，增加冲击功能， 有利于解决硬岩钻进问题。笔者曾尝试将螺杆马达 与液动冲击器组合，实现煤矿井下冲击回转定向钻 进，取得了良好的效果，硬岩钻进效率相较常规单 弯螺杆马达提高达 200以上[1]。但是此钻具组合， 液动冲击器安装在钻头与螺杆马达之间，液动冲击 器长度超过 1 m，工具的造斜能力相比常规单弯螺 杆降低 50，在硬岩层中造斜困难。因此，考虑将 更短的冲击短节集成到螺杆马达内部，研制新型冲 击螺杆，解决煤矿井下硬岩定向钻进的难题。 2 冲击螺杆马达设计方案 2.1 总体设计方案 研制的冲击螺杆马达结构如图 1 所示。其中， 冲击机构位于弯外壳以下，钻头之上，冲击机构产 生的冲击力作用于钻头接头处。 图 1 冲击型螺杆马达结构示意图 Fig.1 Schematic structure of the impact screw motor 2.2 冲击机构设计 将冲击机构集成到螺杆马达内部，将一部分扭 矩转化成冲击力，采用一组啮合的凸轮配合压缩弹 簧来实现，如图 2 所示。冲击力可以通过调整压缩 弹簧的参数实现，冲击频率由螺杆马达转数和凸轮 机构的齿数确定。 1主轴；2外壳；3弹簧；4冲锤；5接头 图 2 冲击机构示意图 Fig.2 Schematic diagram of impact mechanism 2.3 冲击机构与单弯螺杆马达的整合 常规单弯螺杆马达传动轴总成如图 3 所示，其 功能主要体现在使用上 TC 轴承组、主轴承组和下 TC 轴承组， 保证传动轴高效的将单弯螺杆马达的扭 矩传递到钻头，同时将钻压传递到钻头。 1上 TC 轴承组；2主轴承组；3传动轴；4下 TC 轴承组 图 3 常规螺杆马达传动轴总成结构示意图 Fig.3 Structural schematic diagram of transmission shaft assembly of conventional screw motor 整合方案如图 4 所示。保留原结构中的上 TC 轴承组、主轴承组和下 TC 轴承组，为方便冲击机 构安装，将原传动轴分成上传动轴、中间轴和下传 动轴 3 个零件，同时增加一个双公接头和一个冲击 机构外壳。 上传动轴与螺杆马达万向轴连接，中间轴串联 冲击机构主要零件蓄能弹簧、冲锤和砧体，下传 动轴连接钻头。 双公接头和冲击机构外壳从外部将冲击机构主 体整合， 并与螺杆马达外壳连接， 最终组成一个整体。 冲击机构外壳内部设置有花键套，与冲锤的花 键配合，在周向实现限位如图 4 中 A–A 剖面图所 ChaoXing 第 5 期 王四一等 冲击螺杆马达研制 227 1上 TC 轴承组；2主轴承组；3双公接头；4弹簧；5冲锤；6冲击机构外壳；7砧体；8下 TC 轴承组； 9上传动轴；10中间轴；11下传动轴；12钻头 图 4 整合冲击机构后的传动轴总成结构示意图 Fig.4 Structural sketch of transmission shaft assembly after integrating the impact mechanism 示， 则轴向可运动一定距离。 中间轴内部有六方杆， 与砧体内部的六方套配合，实现扭矩传递如图 4 中 B–B 剖面图所示。 螺杆马达万向轴在螺杆转子的带动下转动，万 向轴驱动给上传动轴、中间轴转动，中间轴通过六 方配合，带动砧体转动，砧体通过下传动轴与钻头 连接，在钻压作用下，轴向运动被限制，于是推动 冲锤冲锤与外壳通过花键配合，实现周向限位上 行压缩蓄能弹簧， 当转动 1/nn 为冲锤与砧体的齿数 周后，弹簧推动冲锤撞击砧体，砧体通过下传动轴 将冲击力传递给钻头。 冲锤和砧体回转和冲击运动会产生大量的热， 不利于机构长时间运行。因此，在中间轴设置有冷 却水进入口，在冲击机构外壳设置有冷却水出口， 部分钻井液从入口进入，冷却冲锤和砧体后，从出 口排出。 3 冲击螺杆关键零件设计 3.1 冲锤和砧体设计 3.1.1 冲锤与砧体螺旋升角角度及啮合齿数设计 a. 螺旋升角设计 冲锤和砧体啮合齿螺旋升 角越大，齿高越高，冲击末速度越大，从而冲击功 也越大。然而，螺旋升角不能无限制增大，即螺旋 升角不能大于摩擦角当螺旋升角大于摩擦角时， 则无论扭矩多大，都无法使冲锤和砧体相对转动， 因此，螺旋升角最大值为材料的摩擦角。例如，如 果材料选择为硬质合金 YG15，动摩擦系数取 0.16， 则摩擦角为 12， 螺旋升角不能大于 12。 另一方面， 螺旋升角越大，消耗的扭矩也越大，传递到钻头的 扭矩就减小了。因此，螺旋升角应当在小于材料摩 擦角的范围内选择一个恰当的值。 b. 冲锤与砧体齿数选择依据 冲锤与砧体齿 数可选 2n 齿，在螺旋升角不能大于摩擦角的限制 条件下，齿数越多，冲击频率越高，冲击行程齿高 越小，单次冲击功越小；反之则齿数越少，冲击频 率越低，单次冲击功越大。 冲击回转钻进在其他技术参数相同的条件下， 冲击频率增大，钻进效率将成正比增加，但当冲击 频率增大到一定值后，这种比例关系不再存在，反 而有所下降。这是由于当单次冲击功在保证呈体积 破碎时，增大冲击频率，单位时间里破碎岩石次数 增多，另一方面是为允许采用较高的钻具转速提供 了条件，加快了破碎岩石的过程。特别是在中硬以 下的岩石中钻进，提高冲击频率，钻具转速也可相 应增加， 可充分发挥冲击与回转两方面的碎岩作用， 钻速便因之提高很多。在坚硬岩石中，提高冲击频 率虽然也具有有利的一面，但是对于坚硬岩石提高 冲击频率首先要确定其冲击功是否足够。 综合考虑，目标岩层越硬时，单次冲击功越大 越好，因此选择齿数少的冲锤和砧体；反之，目标 岩层越软，需要的单次冲击功越小并非越小越好， 而是要保证能使目标岩层呈体积破碎，为加快碎岩 速度，频率和回转速度可相应提高，可选择齿数稍 多的冲击锤和砧体。因此，具体选择还需要结合现 场实际进行优化。 3.1.2 冲锤和砧体材料选择 冲锤和砧体是一对相互摩擦、冲击的零件，要 求其材料同时具有耐磨硬度大和抗冲击韧性好 的特性。 首台样机采用轴承钢 9Cr18 试制了一对冲锤和 砧体，表面进行硬化处理，在经过 3.5 h 的连续运行 试验后，冲锤和砧体的齿高分别磨损了 4 mm 原齿 高 12 mm，磨损后为 8 mm，冲击机构性能迅速下 降，远达不到 150 h 以上的工业使用要求。 对于一般的材料来说，硬度和韧性是一对矛 盾的综合体。硬度高，则抗冲击韧性差；韧性好， 则硬度差，耐磨性差。现在的材料很难同时具有 这 2 种特性，因此考虑将 2 种材料组合，一种是 韧性好的轴承钢，另一种是耐磨的硬质合金，用 轴承钢缓冲冲击力，用硬质合金对抗摩擦损耗。 零件结构如图 5 所示，轴承钢牌号为 9Cr18，硬质 合金牌号为 YG15，两部分通过铜焊连接到一起 后，再进行内部细节的加工，如啮合齿、花键、 六方等。 ChaoXing 228 煤田地质与勘探 第 47 卷 图 5 组合式结构的冲锤和砧体结构示意图 Fig.5 Schematic diagram of hammer and anvil of combined structure 3.2 弹簧设计 以 Φ89 冲击螺杆马达为例进行弹簧设计。冲击 机构长度在 300 mm 左右，太长则会影响螺杆马达 调角和造斜能力。弹簧外径须小于 75 mm，内径须 大于 40 mm，长度不超过 80 mm。 弹簧按工作特点分为三类[14]Ⅰ类，受变载荷 作用次数大于 106，或很重要的弹簧；II 类，受变载 荷作用次数 103105，或受冲击载荷的弹簧，或受静 载荷的重要弹簧；III 类，受变载荷作用次数在 103 以下，或受静载荷的弹簧。 弹簧疲劳寿命计算公式为 T n N t 1 式中 T 为弹簧疲劳寿命，次；n 为马达转一周，弹 簧压缩次数，与啮合齿齿数相同，一般为 26；N 为螺杆马达额定转速，取 150 r/min；t 为马达设计 使用寿命，150 h。 经计算得弹簧疲劳寿命需要达到 2.71068.1 106次，受变载荷作用次数大于 106，属于 I 类弹簧， 宜选择有高疲劳极限的 50CrVA，推荐硬度范围 45 50 HRC。 通过以上分析，可以获得以下几个已知条件 ① 弹簧安装受空间限制， 弹簧安装空间外径小 于 75 mm， 内径大于 40 mm， 安装长度小于 80 mm； ② 根据安装空间限制，弹簧线径选择范围 6、 7、8、9、10、11、12 mm； ③ 弹簧指数 C 是弹簧中径 D2与金属丝直径 d 的比，又叫“旋绕比”，可按表 1 选取； ④ 一般压缩弹簧的螺旋角 α69，即 tan α0.1050.158； ⑤ 弹簧的刚度 P 计算公式 4 3 2 8 Gd P D n 2 式中 G 为弹簧材料切变模量，G8104 MPa；n 为 弹簧有效圈数。 表 1 弹簧指数C的选择 Table 1 Selection of spring index C 弹簧线径 d/mm0.20.40.451 1.12.2 2.56 716 1824 旋绕比 C 714 512 510 410 4846 结合上述的已知条件，对弹簧进行设计表 2。 根据地层特点，从表 2 中选择合适的弹簧，地层较硬 时， 选择刚度大的弹簧， 反之则选择刚度较小的弹簧。 表 2 弹簧设计表格 Table 2 Spring design 弹簧线径 d/mm 中径 D2Cd/mm 外径 Dd D2/mm 中径 D2最终 取值/mm tanα 节距 tπD2 tanα 最大有效 圈数 n 最小有效 圈数 n 切变模量 G/Pa Pmin/ Nmm–1 Pmax/ Nmm–1 6 2460 60 2029 4 3 15.0 20.0 7 2856 56 1927 4 3 34.2 45.6 8 3264 64 2231 4 3 39.1 52.1 9 3672 63 2131 4 3 65.6 87.5 10 4080 62 2130 4 3 104.9 139.9 11 4488 61 2130 4 3 161.3 215.0 12 4896 75 60 0.1050.158 2029 4 3 81010 240.0 320.0 注Pmin为弹簧的最小刚度；Pmax为弹簧的最大刚度。 4 室内冲击机构试验 2019 年 1 月，在厂区对冲击机构进行了室内试 验，分别进行了 4 次试验，累计试验时间 15 h。 4.1 室内试验 冲击机构试验装置如图 6 所示，由弹簧、冲锤、 砧体、外壳组成，外壳与微钻试验台动力头连接， 砧体与冲击力传感器通过法兰连接。 弹簧参数弹簧长度 80 mm；外径 66 mm；内 径 58 mm；线径 8 mm；刚度 40 N/mm。 冲锤参数 基体材料 9Cr18； 啮合齿材料 YG15； 质量 1.2 kg；齿数 3；齿高 11 mm；螺旋升角 10.5。 安装情况弹簧预压 18 mm。 微钻试验台由试验台、控制柜和远程控制台组 成，可以调节泵量、转速。 冲击力传感器、高速数据采集仪及力值分析管 ChaoXing 第 5 期 王四一等 冲击螺杆马达研制 229 理软件组成的高速冲击力测量系统，型号为 NOS- FVA200。 在钻进过程中，冲击机构在钻井液的冷却环境 下工作，因此，试验过程中除短时间试验时存在无 冷却水条件下冲击机构工作的情况外，其余时间均 在有冷却水条件下试验。 图 6 冲击机构试验装置示意图 Fig.6 Schematic diagram of testing device of the impact mechanism 试验步骤 ① 安装冲击机构试验装置， 花键套管与微钻试 验台动力头相连接，并固定传感器底板； ② 用数据线将高速数据采集仪与电脑、 冲击力 传感器连接； ③ 开启电脑上安装的力值分析管理软件， 校准 传感器； ④ 开启微钻试验台电器总开关，启动远程控 制台； ⑤ 通过控制台的泥浆泵控制旋扭开启泥浆泵， 泵量控制在 20 L/min； ⑥ 通过控制台的动力头控制旋扭使动力头回 转，回转速度控制在 90105 r/min； ⑦ 定时保存监测数据。 4.2 数据采集与分析 冲击力传感器数据采集频率为 10 kHz，即每秒 采集 10 000 个数据， 可以精确统计最大冲击力作用时 间精确到 0.1 ms。累计采集数据 17 组，采集时长 75 min 图 7 为截取的一段数据。冲击力波动峰值 为 5 000 9 000 N图 7，冲击频率为 4.5 Hz。 根据以往的经验，由于材料不同、支撑结构刚 度不同、冲击速度不同等原因，其冲击接触时间大 致在 0.35 ms [15-17]。 预压 18 mm，初始推力为 720 N，齿高 11 mm， 最终压缩 29 mm，推力 1 160 N。采用平均法对作用 力进行近似处理，则推力 F 为 940 N。 弹簧驱动冲锤运动 图 7 冲击力随时间变化曲线 Fig.7 Curves of variation of impact force with time 22 940 /m/s783.3 m/s 1.2 aF m 3 2 1 2 sat 4 其中，冲锤运动距离 s 即齿高为 11 mm，可计 算得冲锤运动时间加速时间t 为 0.005 3 s，可计算 得冲击末速度为 vat 5 根据动量守恒 mvfT 6 式中 m 为冲锤质量，1.2 kg；v 为冲锤冲击末速度， 4.15 m/s；f 为产生的冲击力单位；T 为冲击作用时 间，单位通过试验获得。 室内试验总共取得峰值数据约 20 200 个， 由于受 转速的波动， 微钻试验台连接接头同轴度等因素影响， 测量峰值最大值为 8 510 N，最小值为 5 332 N，平均 值为 6 345 N。考察了 100 组冲击作用时间，冲击时 间在 0.61 ms 波动，平均作用时间 0.8 ms，结合动量 守恒式6，计算得到的冲击峰值最大值为 8 300 N， 最小值为 4 980 N，平均值为 6 225 N，与试验统计 的数据基本一致，误差约为 1.9。 通过图 8a 与图 8b 对比，经过 15 h 的测试，冲 锤和砧体仅出现轻微磨损，齿高无明显变化，对比 首台样机使用 3.5 h 后冲击机构磨损的照片图 8c， 耐磨及抗冲击性能大幅提升。 通过室内试验可知，冲击机构具有以下特点 ① 能量利用率高 冲击机构通过纯机械方式 将回转扭矩转化为对钻头产生冲击力，冲击力传递 较为直接，能量利用率高。 ② 冲击力和冲击频率可调节 冲击力与压力 弹簧的弹性系数等参数有关系，冲击频率可通过调 整啮合齿的齿数来调节。 ③ 冲击机构寿命较之前得到大幅提升 使用 轴承钢与硬质合金的冲锤和砧体较单独使用轴承 ChaoXing 230 煤田地质与勘探 第 47 卷 图 8 冲击机构零件磨损对比照片 Fig.8 Contrast photos of parts wear of impact mechanism 钢，其耐磨性能得到大幅提升。 5 现场工业性试验 2018 年 11 月 21 日2019 年 1 月 18 日，在晋 煤集团寺河矿，采用冲击单弯螺杆马达，结合随钻 测量定向钻进技术施工完成 4 个 Φ120 mm 定向钻 孔，均为高位孔。使用冲击螺杆马达钻进的进尺累 计 1 743 m，累计用时约 200 h，4 个孔平均机械钻 速 8.34 m/h，较 Φ73 mm 常规螺杆马达提高 2030。 试验过程中，通过冲击声音及泥浆泵泵压对冲 击螺杆的冲击进行了监测，冲击功能工作正常，随 钻测量系统工作正常，验证了冲击螺杆马达可实现 定向钻进的功能。由于振动的原因，钻压因冲击产 生的振动，较常规单弯螺杆马达有所降低。对钻压、 泵量以及泵压也进行了监测。通过现场试验，冲击 型螺杆马达具有以下主要特点 ① 冲击回转碎岩 钻头回转切削目标岩层的 同时，冲击机构对钻头进行冲击，改变常规螺杆纯 回转切削的碎岩方式，提高机械钻速。 ② 具备定向功能 在常规单弯螺杆马达基础 之上，增加了冲击机构，结构上保留了弯外壳，与 随钻测量系统配合，可实现常规单弯螺杆马达的定 向功能，可选配固定弯外壳和可调弯外壳。 ③ 防空打 提离孔底时冲锤与砧体在轴向 没有重叠，避免产生冲击，具有“防空打”功能， 现场通过孔口试验，验证了防空打机构的可靠性， 有效减少了关键零部件空转磨损，延长了机构使 用寿命。 ④ 有利于钻压传递 冲击使孔底钻具产生良 性振动，有利于克服钻具与孔壁之间的摩阻，使钻 压有效传递， 近水平钻进时可替代水力振荡器导向 马达。 ⑤ 减少钻头粘滑 冲击有利于减少钻头粘滑， 改善钻头工况，延长钻头使用寿命。 ⑥ 冲击短节失效后仍可使用 冲击短节失效 后， 仍可以常规单弯螺杆马达回转碎岩的方式钻进， 不需要提钻处理。 ⑦ 泥浆泵驱动压力较常规单弯螺杆马达有一 定提高，消耗的扭矩计算公式 zk cos M nFs 7 式中 Fz为接触面最大正压力，N；μk为啮合面摩擦 系数； s 为回转半径， mm； β 为啮合齿螺旋升角， ； n 为啮合齿齿数。 以 Φ89 冲击螺杆马达样机为例，消耗扭矩为 105.9 Nm，约为相同型号常规单弯螺杆马达的 10，因此，泥浆泵的驱动泵压较相同型号常规单 弯螺杆马达提高约 10。 6 结 论 a. 开发了冲击螺杆马达，进行了室内试验以及 现场工业性试验，试验结果表明其具有冲击和定向 双重功能，是一种适合硬岩定向钻进的螺杆马达。 b. 冲击螺杆马达的研发，可有效提高煤矿井下 顶底板硬岩钻进效率，是对以常规单弯螺杆马达与 随钻测量系统为核心的煤矿井下定向钻进工艺的完 善和补充。 c. 煤矿井下螺杆马达寿命远超 200 h，冲击机 构设计寿命约 150 h，冲击机构失效后，其他部分仍 可正常工作，后续将对冲击机构进行优化设计，使 关键零件易于更换，使其更具推广应用价值。 参考文献 [1] 刘建林，王四一，赵江鹏，等. 单弯螺杆马达与液动潜孔锤复 合钻具研究[J]. 煤炭科学技术，2018，465143–147. 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