張幼振，劉焱杰，鐘自成，劉若君，張 剛

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

0 引 言

全液壓動(dòng)力頭式鉆機(jī)是一種廣泛應(yīng)用于煤礦井下安全領(lǐng)域的鉆探裝備，具有體積小、質(zhì)量輕、自動(dòng)化程度較高等特點(diǎn)，已成為煤礦井下坑道鉆探施工的主導(dǎo)機(jī)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(jī)工作的可靠性和安全性問題愈加復(fù)雜，尤其是鉆機(jī)振動(dòng)對(duì)設(shè)備帶來的影響不容忽視［4］。 通過振動(dòng)測(cè)試技術(shù)和信號(hào)分析方法，提高鉆機(jī)狀態(tài)監(jiān)測(cè)和故障診斷能力，保障井下鉆探系統(tǒng)安全穩(wěn)定運(yùn)行，已成為煤礦井下坑道鉆機(jī)的重要研究內(nèi)容。

工程機(jī)械振動(dòng)測(cè)試分析一直受到國內(nèi)外學(xué)者的廣泛關(guān)注。 收獲機(jī)等農(nóng)機(jī)設(shè)備在機(jī)械振動(dòng)測(cè)試、駕駛位置振動(dòng)舒適性分析以及減振避振優(yōu)化設(shè)計(jì)等方面進(jìn)行了大量研究［5-8］。 在煤礦鉆探裝備領(lǐng)域，張幼振等［9］對(duì)全液壓動(dòng)力頭鉆機(jī)給進(jìn)機(jī)身進(jìn)行了動(dòng)態(tài)分析研究，實(shí)現(xiàn)了給進(jìn)機(jī)身的優(yōu)化設(shè)計(jì)。 王清峰等［10］建立了鉆機(jī)動(dòng)力頭齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)其傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)進(jìn)行了研究。 王建斌［11］研究了錨桿鉆機(jī)工作時(shí)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(jī)構(gòu)逆解分析描述了調(diào)角油缸的振動(dòng)隨鉆桿振動(dòng)的變化情況，對(duì)變幅機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)進(jìn)行了指導(dǎo)。 鐘自成等［13］通過有限元分析對(duì)鉆機(jī)多變幅機(jī)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，獲得固有頻率和各階振型，并對(duì)鉆機(jī)最大給進(jìn)力作用時(shí)動(dòng)態(tài)響應(yīng)的衰減特性進(jìn)行了分析。 徐信芯等［14］針對(duì)鉆機(jī)試驗(yàn)臺(tái)鉆桿振動(dòng)信號(hào)特點(diǎn)，提出一種多層聯(lián)合信號(hào)處理方法，對(duì)鉆機(jī)振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行了有效提取。 上述研究多是單一工況下針對(duì)鉆機(jī)某一部件展開的振動(dòng)分析，而實(shí)際上鉆機(jī)工作狀態(tài)多變，在不同工況下整機(jī)的振動(dòng)測(cè)試與分析有待進(jìn)一步研究。

針對(duì)煤礦坑道全液壓動(dòng)力頭式鉆機(jī)結(jié)構(gòu)和工況特點(diǎn)，以ZDY6500LQ 型鉆機(jī)為研究對(duì)象，基于振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)和鉆機(jī)綜合性能檢測(cè)平臺(tái)，開展不同工作負(fù)載下整機(jī)振動(dòng)測(cè)試。 得到影響整機(jī)振動(dòng)的主要影響因素和不同位置、不同工作狀態(tài)下的振動(dòng)特性，分析結(jié)果為鉆機(jī)結(jié)構(gòu)優(yōu)化、狀態(tài)監(jiān)測(cè)和故障診斷提供了參考，促進(jìn)了煤礦鉆探系統(tǒng)安全性及可靠性的提升。

1 鉆機(jī)主要激振源分析

全液壓動(dòng)力頭式鉆機(jī)整體結(jié)構(gòu)主要包括主機(jī)、操縱臺(tái)、電機(jī)泵站、履帶車體以及穩(wěn)固裝置等。 針對(duì)該類鉆機(jī)整體結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，以ZDY6500LQ 型為研究對(duì)象，進(jìn)行主要激振源分析，鉆機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1 所示。其中主機(jī)作為鉆機(jī)的核心部分，是鉆柱回轉(zhuǎn)、給進(jìn)的主要?jiǎng)恿敵?，由?dòng)力頭、夾持器、給進(jìn)裝置、調(diào)角裝置等組成。 實(shí)際鉆進(jìn)時(shí)，電機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵運(yùn)轉(zhuǎn)，在泵的作用下，液壓油經(jīng)膠管進(jìn)入動(dòng)力頭馬達(dá)，經(jīng)過二級(jí)變速轉(zhuǎn)換為卡盤動(dòng)力夾持鉆柱回轉(zhuǎn)鉆進(jìn)。

圖1 ZDY6500LQ 型全液壓動(dòng)力頭式鉆機(jī)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(jī)主要激振源為電機(jī)、液壓泵，動(dòng)力頭液壓馬達(dá)、減速箱以及鉆柱。 鉆機(jī)正常工作時(shí)，電機(jī)保持額定轉(zhuǎn)速，通過操縱臺(tái)手柄改變鉆機(jī)的給進(jìn)、起拔及回轉(zhuǎn)動(dòng)作。 鉆柱轉(zhuǎn)速已知時(shí)，通過動(dòng)力頭減速箱傳動(dòng)比，可以得到齒輪及液壓馬達(dá)對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速。 電機(jī)、液壓馬達(dá)、鉆柱的理論振動(dòng)頻率可由公式（1）計(jì)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(dòng)力頭式鉆機(jī)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(yùn)動(dòng)，使密閉容積產(chǎn)生變化實(shí)現(xiàn)吸油、壓油。 根據(jù)其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及工作原理，柱塞泵脈動(dòng)激振頻率可由公式（2）計(jì)算。

式中，z為柱塞泵柱塞數(shù)量，個(gè)；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(dòng)軸的轉(zhuǎn)速，r／min。 所用液壓泵含有7 個(gè)柱塞，結(jié)合式（1）可知，柱塞泵脈動(dòng)激振頻率為電機(jī)傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)頻的7 倍。

動(dòng)力頭中減速箱齒輪振動(dòng)不可避免，振動(dòng)頻率主要是嚙合頻率。 齒輪嚙合頻率是從一個(gè)輪齒開始進(jìn)入嚙合到下一個(gè)輪齒進(jìn)入嚙合，齒輪的嚙合剛度就變化一次。 ZDY6500LQ 型鉆機(jī)動(dòng)力頭為二級(jí)復(fù)合輪系，第一級(jí)為行星輪系，液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)太陽輪轉(zhuǎn)動(dòng)，行星輪與太陽輪外嚙合帶動(dòng)行星架回轉(zhuǎn)；第二級(jí)為定軸輪系，小齒輪外嚙合大齒輪減速傳動(dòng)。 由傳動(dòng)比計(jì)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(dòng)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(gè)。

不同運(yùn)行狀態(tài)下，鉆柱轉(zhuǎn)速不同，導(dǎo)致鉆機(jī)主要部件振動(dòng)頻率有所差異。 以低速高轉(zhuǎn)矩運(yùn)行狀態(tài)為例，當(dāng)鉆柱轉(zhuǎn)速66.0 r／min 時(shí)利用傳動(dòng)比及式（1）—式（3）計(jì)算出主要激振源理論振動(dòng)頻率，見表1。

表1 鉆機(jī)主要激振源理論振動(dòng)頻率Table 1 Theoretical vibration frequency of main vibration source of drilling rig

2 振動(dòng)測(cè)試方案與設(shè)備

2.1 振動(dòng)測(cè)試原理

鉆機(jī)振動(dòng)測(cè)試試驗(yàn)的主要設(shè)備連接如圖2 所示。 鉆機(jī)與性能檢測(cè)臺(tái)連接，由檢測(cè)臺(tái)提供轉(zhuǎn)矩負(fù)載。 振動(dòng)傳感器和轉(zhuǎn)速傳感器在鉆機(jī)指定位置安裝，通過信號(hào)采集器將測(cè)試數(shù)據(jù)傳入振動(dòng)采集系統(tǒng)，計(jì)算機(jī)處理軟件利用傅里葉變換得到對(duì)應(yīng)狀態(tài)下信號(hào)的頻譜特征。

圖2 鉆機(jī)振動(dòng)測(cè)試示意Fig.2 Schematic of drilling rig vibration measurement

2.2 試驗(yàn)方案和測(cè)點(diǎn)布置

鉆機(jī)工作過程中，轉(zhuǎn)矩是重要的監(jiān)控參數(shù)，通過控制鉆機(jī)檢測(cè)平臺(tái)固定轉(zhuǎn)矩大小的方法進(jìn)行測(cè)試。測(cè)試根據(jù)轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及是否加載劃分3 種運(yùn)行狀態(tài)，測(cè)試中通過鉆機(jī)性能檢測(cè)平臺(tái)同步記錄對(duì)應(yīng)狀態(tài)運(yùn)行參數(shù)，結(jié)果見表2。

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

試驗(yàn)遵循MT／T790-2006《煤礦坑道勘探用鉆機(jī)》相關(guān)要求，測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)如圖3 所示。 回轉(zhuǎn)加載時(shí)，用鉆柱將鉆機(jī)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(jìn)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(cè)得回轉(zhuǎn)器各擋位的主軸輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以電動(dòng)機(jī)輸入功率達(dá)到定值為額定工況。

圖3 鉆機(jī)負(fù)載狀態(tài)下振動(dòng)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)Fig.3 Vibration measurement site of drilling rig under load

測(cè)試時(shí)，首先將三軸加速度傳感器與圓形磁鋼固定吸附在測(cè)點(diǎn)位置。 傳感器安裝時(shí)，注意將X、Y、Z三軸通道分別對(duì)應(yīng)鉆機(jī)的前后、左右、上下方向。再將信號(hào)線接入振動(dòng)信號(hào)采集器，采集器通過網(wǎng)線與計(jì)算機(jī)相連。 設(shè)置實(shí)時(shí)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(shí)域點(diǎn)數(shù)32 768 個(gè)，振動(dòng)信號(hào)每個(gè)工況采集3 次，取其中1 組進(jìn)行分析。 在檢測(cè)平臺(tái)控制室同步記錄鉆機(jī)振動(dòng)對(duì)應(yīng)時(shí)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(zhǔn)確獲得各部件的實(shí)際振動(dòng)情況，根據(jù)鉆機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，將測(cè)點(diǎn)主要布置在工作部件和激振源附近，測(cè)試時(shí)共布置8 個(gè)測(cè)點(diǎn)。 動(dòng)力頭是鉆柱回轉(zhuǎn)的主要驅(qū)動(dòng)源，在動(dòng)力頭減速器上、下分別設(shè)置1、2兩個(gè)測(cè)點(diǎn)。 拖板對(duì)動(dòng)力頭起支撐、移動(dòng)作用，設(shè)置為測(cè)點(diǎn)3。 鉆柱鉆進(jìn)時(shí)拖板帶動(dòng)動(dòng)力頭在導(dǎo)軌上前移，將導(dǎo)軌設(shè)置為測(cè)點(diǎn)4。 回轉(zhuǎn)卡板上方為主機(jī)，下方與回轉(zhuǎn)器連接，設(shè)置為測(cè)點(diǎn)5。 車體前方設(shè)置為測(cè)點(diǎn)6，車體后方操縱臺(tái)設(shè)置為測(cè)點(diǎn)7，行走履帶設(shè)置為測(cè)點(diǎn)8。

2.3 振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)

振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)包括JM-B-3ZD 型振動(dòng)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)和鉆機(jī)綜合性能檢測(cè)平臺(tái)。 振動(dòng)監(jiān)測(cè)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(luò)服務(wù)軟件、系統(tǒng)配置管理軟件和監(jiān)測(cè)分析軟件等。 硬件設(shè)備主要為動(dòng)態(tài)信號(hào)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(dòng)測(cè)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(jìn)工況，通過鉆機(jī)綜合性能檢測(cè)平臺(tái)對(duì)鉆機(jī)施加負(fù)載。 檢測(cè)平臺(tái)由上位機(jī)控制系統(tǒng)、鉆機(jī)測(cè)試平臺(tái)和冷卻系統(tǒng)等構(gòu)成［15］。 其中，上位機(jī)控制系統(tǒng)主要負(fù)責(zé)對(duì)測(cè)試平臺(tái)的控制；鉆機(jī)測(cè)試平臺(tái)主要分為2 部分：一部分利用各種傳感器將鉆機(jī)的轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速、系統(tǒng)壓力等非電學(xué)物理量轉(zhuǎn)換為電學(xué)物理量送入上位機(jī)；另一部分為電渦流加載系統(tǒng)，主要負(fù)責(zé)機(jī)械加載，并將信號(hào)采集、變換，發(fā)送到上位機(jī)。

3 鉆機(jī)整機(jī)振動(dòng)分析

3.1 頻域分析

在8 個(gè)測(cè)點(diǎn)X、Y、Z方向上測(cè)得的時(shí)域信號(hào)中，選取信號(hào)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(jī)深孔鉆進(jìn)時(shí)的常規(guī)工作狀態(tài)，以X方向?yàn)槔?，圖4 所示為8 個(gè)不同測(cè)點(diǎn)的時(shí)域波形圖和頻譜圖。 由于鉆機(jī)工況較為復(fù)雜，運(yùn)行期間轉(zhuǎn)速存在波動(dòng)，當(dāng)鉆機(jī)鉆柱轉(zhuǎn)速在66.0～83.2 r／min 時(shí)，綜合選取頻譜圖中振幅較大的4 個(gè)峰值及對(duì)應(yīng)振動(dòng)頻率依序排列，8 個(gè)測(cè)點(diǎn)各方向的頻域結(jié)果見表4。

圖4 不同測(cè)點(diǎn)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(jī)不同測(cè)點(diǎn)振幅峰值及振動(dòng)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(cè)試測(cè)點(diǎn)1 和測(cè)點(diǎn)2 時(shí)，鉆機(jī)鉆柱轉(zhuǎn)速為83.2 r／min， 此時(shí)定軸輪系理論振動(dòng)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(cè)試結(jié)果與理論計(jì)算相符。 同時(shí)根據(jù)測(cè)點(diǎn)3 ～5 的振動(dòng)頻率，可知這三個(gè)部件機(jī)械結(jié)構(gòu)互相接觸，但頻率差異較大。拖板與導(dǎo)軌通過凹槽在油缸推動(dòng)下前后移動(dòng)，上下、左右方向存在接觸間隙。 導(dǎo)軌受到上部動(dòng)力頭與拖板雙重振動(dòng)作用，同時(shí)端部與機(jī)身鉸接。 卡板下部由回轉(zhuǎn)器支撐，中間通過油缸與機(jī)身鉸接。 部件之間存在較大接觸間隙，導(dǎo)致頻率范圍與鉆機(jī)回轉(zhuǎn)頻率存在一定差異。

2）鉆機(jī)在X、Y、Z方向上的振動(dòng)同時(shí)在測(cè)點(diǎn)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(cè)點(diǎn)幅值，且車體前方?jīng)]有實(shí)際振源，說明測(cè)試時(shí)車體前方可能發(fā)生了局部共振。 理論計(jì)算中的減速器行星輪系的2 倍嚙合激振是車體前方振動(dòng)的主要誘因。 改進(jìn)設(shè)計(jì)時(shí)可在拖板、導(dǎo)軌、卡板、回轉(zhuǎn)器與車體之間增加阻尼裝置使振動(dòng)衰減［16］。 鉆機(jī)性能測(cè)試時(shí)，鉆機(jī)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(shí)際鉆進(jìn)時(shí)，支撐機(jī)構(gòu)會(huì)同時(shí)支撐巷道頂、底板，可有效降低車體前方振動(dòng)的負(fù)面影響。

3）鉆機(jī)在X、Y、Z方向上的振動(dòng)分別在測(cè)點(diǎn)7 與測(cè)點(diǎn)8 達(dá)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(dòng)頻率），說明動(dòng)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(dòng)、行星輪系嚙合頻率傳遞到車體履帶造成的左右振動(dòng)、柱塞泵脈動(dòng)頻率傳遞到后方操縱臺(tái)產(chǎn)生的上下振動(dòng)是鉆機(jī)的最大激振源。 在設(shè)計(jì)時(shí)可以考慮增大動(dòng)力頭齒輪有效齒寬，降低齒輪傳動(dòng)產(chǎn)生的振動(dòng)［17］。 針對(duì)柱塞泵高速回轉(zhuǎn)產(chǎn)生振動(dòng)，可以在泵體與車身連接處適當(dāng)增設(shè)隔振結(jié)構(gòu)減少振動(dòng)傳遞［18］。

4）鉆機(jī)振動(dòng)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(cè)點(diǎn)7 可以檢測(cè)到電機(jī)振動(dòng)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(jī)（24.83 Hz）、液壓馬達(dá)（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(gè)部件對(duì)鉆機(jī)整機(jī)振動(dòng)影響較小，在檢測(cè)電機(jī)、馬達(dá)等低頻部件時(shí)，需將分析頻率降至100 Hz 以下。 柱塞泵相對(duì)特殊，傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)頻率為24.83 Hz，由于內(nèi)部含有7 個(gè)柱塞，脈動(dòng)頻率為173.81 Hz，在動(dòng)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(zhǔn)確對(duì)比3 種狀態(tài)下鉆機(jī)不同位置振動(dòng)總量變化，對(duì)鉆機(jī)振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行1／3 倍頻程分析。 該方法譜線少、頻帶寬，便于觀察信號(hào)宏觀上的能量分布［19-20］。 以均方根值（有效值）作為振動(dòng)強(qiáng)度指標(biāo)，首先對(duì)各測(cè)點(diǎn)頻譜中頻率進(jìn)行1／3 倍頻程分析，得到對(duì)應(yīng)測(cè)點(diǎn)在X、Y、Z方向上1／3 倍頻帶，然后利用公式（4）計(jì)算各測(cè)點(diǎn)單方向的振動(dòng)加速度均方根值，最后對(duì)不同工況振動(dòng)信號(hào)計(jì)算、整理得到圖5 所示雷達(dá)圖。

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

三軸加速度傳感器的X、Y、Z方向?yàn)榛ハ啻怪钡恼蛔鴺?biāo)系，可利用公式（5）計(jì)算得單個(gè)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)總量。

式中：av為各測(cè)點(diǎn)均方根加速度的振動(dòng)總量，mm／s2；ax、ay、az分別為該測(cè)點(diǎn)在X、Y、Z方向上的加速度均方根值，mm／s2。 由式（4），（5）計(jì)算得各測(cè)點(diǎn)不同狀態(tài)下的振動(dòng)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(cè)點(diǎn)振動(dòng)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(cè)點(diǎn)1、測(cè)點(diǎn)2 在X、Y、Z方向振動(dòng)總量接近，振動(dòng)總量介于36～37 mm／s2。 空載狀態(tài)下，動(dòng)力頭上部振動(dòng)總量略高于下部，主要是由于上部靠近液壓馬達(dá)，且行星輪系比定軸輪系產(chǎn)生振動(dòng)更大。 負(fù)載或轉(zhuǎn)速增加時(shí)，拖板、導(dǎo)軌振動(dòng)增大，對(duì)動(dòng)力頭下部作用更加明顯，導(dǎo)致下部略高于上部。 由空載變?yōu)榈退俑咿D(zhuǎn)矩時(shí)，振動(dòng)總量較空載減少3.11%～7.27%，說明低速高轉(zhuǎn)矩負(fù)載可以降低減速器箱體振動(dòng)。 但高速低轉(zhuǎn)矩狀態(tài)振動(dòng)總量較空載增加5 ～6 倍，說明轉(zhuǎn)速增加振動(dòng)提高明顯。

2）測(cè)點(diǎn)3、測(cè)點(diǎn)4、測(cè)點(diǎn)5 振動(dòng)總量與結(jié)構(gòu)連接方式有關(guān)。 由空載變?yōu)樨?fù)載狀態(tài)時(shí)，拖板由于需要沿導(dǎo)軌方向前后移動(dòng)，與導(dǎo)軌凹槽之間存在接觸間隙，振動(dòng)總量增加最大。 導(dǎo)軌端部設(shè)有螺栓緊固，振動(dòng)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(dòng)總量增加百分比最低。 此外，拖板、導(dǎo)軌、回轉(zhuǎn)卡板負(fù)載狀態(tài)下與空載狀態(tài)相比在X、Y、Z方向上振動(dòng)均有不同程度的增加，低速高轉(zhuǎn)矩狀態(tài)振動(dòng)總量是空載的2 ～5 倍，說明其振動(dòng)與負(fù)載成正相關(guān)。 除動(dòng)力頭外，鉆機(jī)空載狀態(tài)下各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)最小，測(cè)點(diǎn)7 鉆機(jī)后方操縱臺(tái)、測(cè)點(diǎn)8 履帶也受轉(zhuǎn)速影響較大。

3）在鉆機(jī)工作狀態(tài)中，鉆機(jī)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(jī)振動(dòng)大轉(zhuǎn)化為無用功較多。 鉆機(jī)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(jī)工作原理，確定鉆機(jī)主要激振源為電機(jī)、液壓泵，動(dòng)力頭液壓馬達(dá)、減速箱以及鉆柱。 根據(jù)動(dòng)力頭傳動(dòng)原理、柱塞泵結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及齒輪嚙合方式，分別確定了激振源理論振動(dòng)頻率計(jì)算方法。

2）低速高轉(zhuǎn)矩狀態(tài)下，動(dòng)力頭減速箱和柱塞泵是鉆機(jī)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(dòng)頻率均高于100 Hz，對(duì)鉆機(jī)整機(jī)振動(dòng)影響較大；電機(jī)、液壓馬達(dá)、行星架和鉆柱頻率低于100 Hz 且頻率幅值較低，對(duì)鉆機(jī)整機(jī)振動(dòng)影響較小。

3）在動(dòng)力頭位置，低速高轉(zhuǎn)矩負(fù)載使減速器箱體振動(dòng)總量較空載減少3.11%～7.27%，高速低轉(zhuǎn)矩狀態(tài)振動(dòng)總量較空載增加5 ～6 倍；除動(dòng)力頭外，鉆機(jī)空載狀態(tài)下各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)最小，拖板、導(dǎo)軌、卡板振動(dòng)與負(fù)載成正相關(guān)；鉆機(jī)在低速高轉(zhuǎn)矩狀態(tài)下整機(jī)有效功率大于50%，能耗較低。