高风压无阀式冲击器的结构设计与动力学研究.pdf

学号 201772287 密级 硕硕 士士 研研 究究 生生 学学 位位 论论 文文 高风压无阀式冲击器的结构设计 与动力学研究 专 业 机械工程 研究方向 机械系统仿真与诊断技术 研 究 生 杜 成 指导教师 涂忆柳 教授 赵鹏建 高级工程师 论文起止日期2019 年 4 月至 2020 年 4 月 万方数据 学号 201772287 密级 硕硕 士士 研研 究究 生生 学学 位位 论论 文文 高风压无阀式冲击器的结构设计 与动力学研究 专 业 机械工程 研究方向 机械系统仿真与诊断计术 研 究 生 杜成 指导教师 涂忆柳 教授 赵鹏建 高级工程师 论文起止日期2019 年 4 月至 2020 年 4 月 万方数据 Structural Design and Dynamics Research of High Wind Pressure Valveless Impactor Major Mechanical Engineering Direction of StudyMechanical system simulation and diagnosis technology Graduate Student Cheng Du Supervisor Prof. Yiliu Tu Senior engineer Pengjian Zhao School of Mechanical Engineering Yangtze University April,2019 to April,2020 万方数据 Abstract I 摘 要 近年来，由于人类社会的迅速发展，使得矿产资源的消耗与日俱增。浅层区 域与易进入区域的的露矿和浅层矿大多已开采殆尽，矿产资源的勘探与开采逐渐 转向深层矿和复杂地层矿发展。面对矿产资源勘探与开采的新趋势，传统的钻探 技术无法满足当前矿产资源勘查与开采的技术需要。气动冲击器凭借其钻进效率 高、成孔质量高、所需钻压和转速小、排渣干净、钻头寿命长和对环境无污染等 诸多优点，深受国内外钻探行业的重视。现场所用的气动冲击器在展现出独特优 点的同时，也暴露出钻机利用率低、活塞断裂严重和钻井成本高等不足。 为解决现场所用气动冲击器存在的不足，研究了一种新型高风压无阀式冲击 器。其主要研究内容与结论如下 （1）高风压无阀式气动冲击器方案设计参考气动手册及同尺寸气动冲击器 的结构特点，结合高风压无阀式冲击器的应用场所与操作方式，完成高风压无阀 式冲击器的参数设计，由此确立主要零部件结构，从而明确工具的整体结构。 （2）活塞运动数学模型建立根据所设计的高风压无阀式冲击器结构参数和 工作原理，将活塞返程运动和冲程运动各分成五个阶段，以此描述各气室气体在 活塞整个运动过程中所处的不同状态，结合气体流动理论，并联立活塞运动方程、 气室气体状态方程以及孔口流量方程，建立活塞非线性动力学数学模型。 （3）活塞过渡段结构研究针对活塞过渡段经常发生断裂失效问题，为减少 活塞疲劳失效现象，延长活塞使用寿命。根据活塞与钎头碰撞特性以及材料属性， 建立活塞与钎头碰撞仿真模型，采用有限元显示动力学方法，基于最大工作风压 2.5MPa，活塞冲击末速度为 9.2m/s 的工况，利用有限元分析软件 Ansys 对活塞撞 击钎头进行动力学模拟仿真研究。得到活塞过渡段常用连接类型圆弧连接、直 线连接以及圆弧加直线连接的结构参数对活塞过渡段安全因子、最大应力和最大 应变的影响规律。最终研究发现圆弧半径为 4mm 加斜线角度为 11的连接结构类 型是 8″冲击器的最优结构。研究内容为活塞的结构优化提供方法和设计基础。 （4）关键零件结构优化 为得到更优的工作性能，在已有的结构尺寸基础上， 分别对气缸和活塞后端的相关结构尺寸进行优化。 在最小工作风压 1MPa 和最大工 作风压 2.5MPa 两种工况下， 通过性能计算数学模型对气缸相关性能结构尺寸进行 研究。最终研究发现工作风压为 1MPa 时，改变气缸结构使得后气室进气长度为 7mm 时，气缸结构尺寸最优；工作风压 2.5MPa 时，改变气缸结构使得后气室进 气长度为 13mm 时，气缸结构尺寸最优。同样的，采用单因素敏感性分析方法对 活塞后端相关结构尺寸进行研究，通过性能计算数学模型得到不同结构尺寸下的 冲击功、频率和耗气量影响规律。然后采用多目标优化方法，以冲击功、频率和 耗气量为优化目标，对活塞后端相关结构尺寸进行优化分析，最终优化后的结构 相较原结构冲击功增加了 8.26， 而频率和耗气量变化微小。研究内容为高风压无 万方数据 Abstract II 阀式冲击器的结构设计和优化提供理论基础，为同类型其他工具的设计及优化提 供参考。 关键词关键词冲击器，结构设计，动力学，仿真，优化 万方数据 Abstract III Abstract In recent years,due to the rapid development of human society,the consumption of mineral resources has increased day by day.Most of the open and shallow mines in shallow areas and easily accessible areas have been exhausted.The exploration and mining of mineral resources have gradually shifted to the development of deep mines and complex strata mines.Facing the new trend of mineral resources exploration and mining,the traditional drilling technology cannot meet the current technical requirements of mineral resources exploration and mining.Pneumatic impactors are highly valued by the domestic and foreign drilling industry for their advantages of high drilling efficiency,high hole-ing quality,low drilling weight and rotation speed required,clean slag discharge,long bit life and no environmental pollution.The pneumatic impactors used in the field showed unique advantages,but also exposed the deficiencies of low rig utilization rate,severe piston fracture and high drilling cost. In order to solve the shortcomings of the pneumatic impactor used in the field,a new type of high-pressure valveless impactor was studied.The main research contents and conclusions are as follows 1Scheme design of high wind pressure valveless pneumatic impactorRefer to the pneumatic manual and the structural characteristics of the pneumatic impactor of the same size,combined with the application location and operation mode of the high wind pressure valveless impactor,complete the parameter design of the high wind pressure valveless impactor,thus establishing the main parts structure,This clarifies the overall structure of the tool. 2Piston motion mathematical model establishmentAccording to the structural parameters and working principle of the designed high wind pressure valveless impactor,the piston return stroke and stroke movement are divided into five stages to describe the different states of the gas in each chamber during the entire movement of the piston.Combined with the gas flow theory, the equations of motion of the parallel pistons,the gas state equation of the gas chamber and the orifice flow equation,a mathematical model of nonlinear dynamics of the piston is established. 3Research on the structure of the piston transition sectionIn order to reduce the fatigue failure phenomenon of the piston and extend the service life of the piston,the failure problem of the piston transition section often occurs.According to the collision characteristics and material properties of the piston and the drill head,a simulation model of the collision between the piston and the drill head is established,and the dynamic of finite element display is used.The finite element analysis software Ansys conducts a dynamic simulation study on the piston impact drill head.The common connection types of the piston transition section are obtainedthe influence of the structural parameters of the circular connection,the linear connection and the circular and linear connection on the safety factor,maximum stress and maximum strain 万方数据 Abstract IV of the piston transition section.The final study found that the connection structure type with an arc radius of 4mm and a diagonal angle of 11 is the optimal structure for an eight-inch impactor.The research content provides a and design basis for the optimization of the piston structure. 4Optimization of key parts structureIn order to get better working perance, on the basis of the existing structural dimensions,the relevant structural dimensions of the cylinder and piston rear end are optimized respectively. Under the two working conditions of minimum working wind pressure of 1MPa and maximum working wind pressure of 2.5MPa, the relevant perance structure size of the cylinder is studied through the perance calculation mathematical model. The final study found that when the working wind pressure is 1MPa, the cylinder structure is changed to make the rear air chamber intake length 7mm, the cylinder structure size is optimal; when the working wind pressure is 2.5MPa, the cylinder structure is changed to make the rear air chamber intake length 13mm , The cylinder structure size is optimal. Similarly, the single-factor sensitivity analysis is used to study the relevant structural dimensions of the rear end of the piston, and the impact law of impact energy, frequency and gas consumption under different structural dimensions is obtained through the perance calculation mathematical model. Then use multi-objective optimization , with impact energy, frequency and gas consumption as the optimization goals, optimize the analysis of the relevant structure size of the rear end of the piston. The final optimized structure has an impact energy increase of 8.26 compared with the original structure. The gas volume changes slightly. The research content provides a theoretical basis for the structural design and optimization of the high wind pressure valveless impactor, and provides a reference for the design and optimization of other tools of the same type. Key words impactor, Structural design, Dynamics, simulation, optimization 万方数据 目 录 摘 要..............................................................................................................I Abstract.......................................................................................................III 第 1 章 绪论.................................................................................................1 1.1 研究背景及意义................................................................................................1 1.2 气动冲击器发展概述........................................................................................1 1.3 气动冲击器国内外发展现状............................................................................3 1.4 主要研究内容与研究思路................................................................................7 1.5 本章小结............................................................................................................9 第 2 章 高风压无阀式冲击器结构设计...................................................10 2.1 参数设计..........................................................................................................10 2.2 主要零部件方案设计......................................................................................13 2.3 工作机理及结构设计特点..............................................................................18 2.4 本章小结..........................................................................................................22 第 3 章 活塞非线性动力学建模理论.......................................................23 3.1 冲击器气室气体状态方程..............................................................................23 3.2 冲击器各气室配气过程..................................................................................25 3.3 活塞非线性动力学过程分析..........................................................................27 3.4 气室气体状态非线性动力学建模..................................................................30 3.5 本章小结..........................................................................................................36 第 4 章 活塞与钎头碰撞动力学分析.......................................................37 4.1 活塞受力过程分析..........................................................................................37 4.2 数值仿真方法与步骤......................................................................................39 4.3 仿真结果分析..................................................................................................41 4.4 活塞过渡段结构研究......................................................................................42 4.5 本章总结..........................................................................................................49 第 5 章 关键零件结构优化.......................................................................51 5.1 气缸结构仿真研究..........................................................................................51 5.2 活塞后端结构仿真研究..................................................................................59 5.3 本章总结..........................................................................................................65 万方数据 第 6 章 总结与展望...................................................................................66 6.1 主要内容与结论..............................................................................................66 6.2 展望..................................................................................................................67 致 谢.........................................................................................................68 参考文献.....................................................................................................69 个 人 简 介...............................................................................................73 研究生学位论文原创性声明和版权使用授权书.....................................74 万方数据 第 1 章 绪论 1 第 1 章 绪论 1.1 研究背景及意义 人类社会的进步与经济的发展，都离不开矿产资源的开发与利用，矿产资源 是其至关重要的物质基础。近年来，人类社会快速发展，经济迅猛增长，使得矿 产资源消耗与日俱增，浅层区域与易进入区域的露矿和浅层矿大多已开采殆尽， 矿产资源的勘探与开采逐渐转向深层矿和复杂地层矿发展。面对矿产资源勘探与 开采的新趋势，传统的钻探技术无法满足当前矿产资源勘查与开采的技术需要。 气动冲击器凭借其钻进效率高、成孔质量高、所需钻压和转速小、排渣干净、钻 头寿命长和对环境无污染等诸多优点，深受国内外钻探行业的重视[1,2]。气动冲击 器工作时，以高压气体为介质提供驱动力，通过冲击器内部气路，使活塞前气室 和后气室内部压力发生变化，导致活塞前端面和后端面受力不同，产生轴向合力， 使活塞开始运动，活塞在运动过程中与配气座、气缸、外壳体内部凹槽和导向套 配合，使各气室进气气路和排气气路周期性地开启或者关闭，在活塞前后形成周 期性气压差，使活塞所受的轴向合力大小、方向发生周期性变化，从而使得活塞 以高频率做轴向往复运动冲击钎头。同时，地面钻机系统通过钻柱和工具外壳体 向钎头提供回转力矩和钻压，使钎头以冲击碎岩和回转碎岩相结合的复合方式进 行破岩，岩石在钎头的间歇式冲击和回转切削共同作用下，发生体积破碎形成岩 屑，岩屑随工具内排出的高压气体反排至地面。现场所用的气动冲击器展现出独 特优点的同时，也暴露出钻机利用率低、活塞断裂严重和钻井成本高等不足。为 解决现场所用气动冲击器存在的不足，研究了一种新型高风压无阀式冲击器。 本课题研究目的是设计一种新型高风压无阀式潜孔冲击器、建立活塞非线性 动力学模型、对活塞与钎头碰撞过程进行动力学分析，优化活塞过渡段结构、对 冲击器的气缸和活塞等关键零件进行结构优化，旨在充分发挥气动冲击器钻进技 术的独特优势，解决气动冲击器现场应用存在的钻机利用率低、活塞断裂严重和 钻井成本高等难题，为矿产资源的勘探与开发提供有利的技术支撑。 1.2 气动冲击器发展概述 1857 年，意大利诞生了世界上首台以空气为动力源的凿岩钻孔机，实现了人 类历史首次以机械动力完成凿岩钻孔。但是该钻机存在能量利用率、冲击频率和 钻进效率均十分低下的缺点，造成该钻机存在不足的主要原因是钻机的活塞与钎 杆是一体式结构，存在严重的结构缺陷[3]。 1884 年，美国人舍根特改进了活塞与钎杆一体式的结构设计，将活塞与钎杆 万方数据 第 1 章 绪论 2 二者分开，经历数次改进之后，直至 1890 年才得以量产。但是该钻机应用范围十 分狭窄，造成该钻机存在不足的主要原因是钻机的钎杆采用实心结构设计，导致 钻机无法向下钻孔[4]。 1897 年，空心结构设计的钎杆研制成功，动力源也不再单一是气体，液体也 成为了动力源之一，并且冲击频率得到了极大的提高，以棘轮棘爪机构与螺旋杆 二者互相配合转动钎头的转钎机构诞生，现代凿岩钻孔机雏形初立。但是该钻机 存在钻进效率低的缺点，造成该钻机存在不足的主要原因是钻机的钎头易磨损， 单个钎头，最大进尺仅为 0.9m 左右[5]。 1938 年，钎头采用碳化钨材料制成，有效的解决了钎头易磨损的问题，单个 钎头的最大进尺量增至 12m，极大的提高了钻机效率。凿岩钻孔机还采用气腿的 设计，气腿给钎头提供轴向力，极大的提高了钻进效率；气腿承载凿岩钻孔机部 分重量，降低了现场操作工人的工作强度[6]。 20 世纪 50 年代，虽然棘轮棘爪与螺旋杆配合而成的转钎机构、碳化钨材料制 成的钎头和气腿设计广泛的应用于凿岩钻孔机，但是其仍然存在不足之处，其不 足之处在于钎头单次冲击功与转钎机构提供的力矩，二者之间的参数比是固定的， 无法根据实际工况调整二者之间的参数比，使得凿岩钻孔机性能受限[7]。 随着钻进技术的发展，以及钻进深度的增加，研究人员发现深孔接杆凿 岩时， 钎杆上的冲击能量损失严重。 美国 Ingersoll Rand 公司 1932 年发布了一项技 术型专利，该专利将凿岩钻孔机下入井底，此举解决钎杆能量损失严重的问题， 且起到了一定程度的降噪效果[8]。 1951 年，经过多次改良，具备降低钻杆能量损耗和降噪的潜孔冲击器得以量 产，开创了现代气动潜孔冲击器的发展道路[9]。 20 世纪 60 年代初，采用独立型转钎机构的凿岩钻孔机研制成功，独立型转钎 机构消除了棘轮棘爪与螺旋杆转钎机构转钎力矩与钎头冲击能量之间的相互关系， 使得凿岩钻孔机可根据实际工况调整各类结构参数，以此提高性能参数[10]。 20 世纪 70 年代，气动冲击器开始应用于水文井，此前一直应用于采矿行业。 气动冲击器在硬质岩层钻井效率尤为突出，因此得以被其它行业采用，应用范围 进一步扩大[11]。 20 世纪 70 年代至 80 年代，气动冲击器应用领域逐步发展到地质岩芯勘探和 油气资源勘探和开发等领域，气动冲击器的应用范围进一步扩大。气动冲击器的 钻孔孔深也逐步增加至数百米，此时矿产资源的勘探与开发主要集中于浅层区域 和易进入区域的露矿与浅层矿[12]。 21 世纪以来，浅层区域和易进入区域可开采的矿产资源逐渐减少，矿产资源 万方数据 第 1 章 绪论 3 的勘探与开采重点逐渐转向深层矿、复杂地层矿和难识别矿发展。在此过程之中， 传统的钻探技术暴露出固井质量差、钻机利用率低、钻进效率低和钻井成本高等 诸多缺点。气动冲击器钻进技术较好的克服了以上的缺点，并且减少了钻具磨损， 极大的降低了钻井的经济成本和时间成本，气体钻进技术能产生良好的经济效益， 具有广阔的应用前景。故此有必要对高风压潜孔冲击器进行研究。 1.3 气动冲击器国内外发展现状 1.3.1 国外发展现状 气动冲击器又称气动潜孔锤、空气锤、气动潜孔冲击器，诞生于 1857 年。传 统的滚齿钻头钻进和牙轮钻头钻进在硬质地层，需要增大钻机扭矩与钻压，导致 其钻进效率低、经济效益差，而气动冲击器是冲击碎岩与回转碎岩两种方式的结 合，无需额外增加钻机扭矩与钻压，其钻进效率和经济效益显著。由于其在硬质 地层钻进的优势，被欧美一众工业发达国家率先应用于解决实际工程问题中。20 世纪 30 年代，为应对采矿规模的扩增与提高作业孔洞的钻进效率，气动冲击器首 次进入采矿工程。20 世纪 50 年代，气动冲击器不再局限于矿山爆破孔作业，开始 应用与深井钻进。美国在 20 世纪 50 年代末，首次成功使用气动冲击器钻井，深 度达到 3000m 至 5000m，其后有成功将气动冲击器应用于钻进水文井，深度达到 300m 至 400m。在气动冲击器发展初期，美国生产制造的气动冲击器凿岩孔径为 108mm230mm；英国和法国等欧洲国家生产制造的气动冲击器凿岩孔径为 80mm160mm；苏联生产制造的气动冲击器凿岩孔径为 100mm150mm。苏联使 用气动冲击器不仅局限于采矿工程和基础建设工程中，还应用于干旱地层和冻土 层的地质勘探。气动冲击器世界范围内总钻进量在 1962 年达到了 1.8 万米，1975 年增至 30 万米，到 1989 年增至 70 万米。20 世纪 70 年代末，气动冲击器经过欧 美国家的一系列改进，创造出了中心取样反循环钻进方法。20 世纪 80 年代，贯通 式气动冲击器和反循环钻进工艺诞生。英国与 1987 年生产出一款直径为 53mm， 工作风压为 1Mpa，耗气量仅为 3.4m3/min 的无阀式气动冲击器。美国气动冲击器 不仅在采矿工程、基础建设工程、地质勘探、水文井钻进等方面使用，而且在石 油天然气钻探方面也进行过一些尝试。欧美工业发达国家在硬质地层几乎 95采 用气动冲击器钻进[13-16]。 近年来，国外众多气动冲击器制造厂商，为应对实际工程问题，研制了许多 不同功能和用途的气动冲击器。主要以贯通式反循环气动冲击器、大直径气动冲 击器、定向钻进用气动冲击器和泡沫冲击器。 （1）贯通式反循环气动冲击器 万方数据 第 1 章 绪论 4 贯通式反循环气动冲击器是反循环钻进技术与气体循环钻进技术结合成的一 款气动冲击器。该气动冲击器最早应用于矿业勘探开发作业中，具有钻进效率高、 经济效益好和岩芯取样率高等优点，但是存在岩样污染严重，且污染不易消除等 缺点。北爱尔兰 ENTEC 公司研制的 Samplex 型贯通式反循环气动冲击器，不仅岩 芯取样率高达 100，而且可保证未被污染的岩样顺利排至地表。美国 NUMA 公 司研制的 RC 系列贯通式反循环气动冲击器结构简单、排渣干净、 岩样无污染且工 作稳定。 （2）大直径气动冲击器 大直径气动冲击器分为单体高能大直径气动冲击器和集束式大直径气动冲击 器两种，主要是为了解决工程应用中，大孔径钻探时气动冲击器单次冲击功小， 从而导致钻进效率低、经济效益差和施工时间长等问题。Ingersoll Rand 公司生产 的大直径气动冲击器最为出名，两种不同类型的大直径气动冲击器产品种类有 40 多种。该公司生产的单体高能大直径气动冲击器钻孔孔径范围达到 90mm762mm； 集束式大直径气动冲击器钻孔孔径范围达到 610mm1980mm，该公司最大型号的 集束式大直径气动冲击器由 16 个单体气动冲击器组成[17,18]。 （3）定向钻进气动冲击器 定向钻进气动冲击器的钻头由中心钻头和环状钻头组合而成，中心钻头安装 在钎头上，环状钻头安装在外壳体上，能实现边钻进边铺设管道。通过地面操控 中心传达指令，使得气动冲击器的钎头方向发生改变，从而钎头撞击的井底岩石 的位置也随之改变。定向钻进气动冲击器是由美