螺桿樁機鉆桿動力系統的結構設計及有限元研究

鄒 磊，肖能齊,3*，何康威

(1.三峽大學 機械與動力學院，湖北 宜昌 443002； 2.三峽大學 水電機械設備設計與維護湖北省重點實驗室，湖北 宜昌 443002； 3.三峽大學 機器人與智能系統宜昌市重點實驗室，湖北 宜昌 443002； 4.宜都市仝鑫精密鍛造有限公司，湖北 宜都 443300)

隨著我國基礎設施建設日益發展，鉆探工程技術在建筑業、石油勘探、鉆井、橋梁等領域得到廣泛的應用。螺桿樁機作為鉆探工程中經常使用的工程機械，在其中發揮著至關重要的作用。鉆桿動力系統作為螺桿樁機的主要執行機構，對螺桿樁的成型質量十分重要，所以鉆桿動力系統結構設計的好壞，使用壽命的長短，不僅影響螺桿樁機本身，還與社會經濟效益生產安全息息相關[1]。

目前國內外對鉆桿動力系統的研究主要集中在鉆具的結構設計，振動機理和減振分析以及鉆桿的振動模態和瞬態動力學分析。龍鵬飛[2]運用有限元仿真對螺桿樁機樁架結構以最小質量為目標進行優化設計，用于解決運輸超重問題。Su等[3]對鉆桿進行參數化建模，分析了鉆桿裝置幾何尺寸變化對其模態和振動的影響，同時運用動力學分析結果對鉆桿裝置進行了動態設計，提出一種減振性能良好的鉆桿裝置。胡亞輝等[4]對螺桿鉆具傳動軸在僅受到扭矩載荷的作用下，對其變形量和應力分布進行有限元研究，由分析結果得出可能出現結構破壞的位置。通過對傳動軸設計結構尺寸的優化，確定了滿足工程實際需要的傳動軸結構設計。楊博[5]利用一維波動方程推導出鉆柱桿的縱向振動模型，對鉆柱桿進行模態仿真分析，根據求得的固有頻率和振型的變化特征，找到提高聲頻振動工作效率的方法。蘇陳[6]對鉆桿仿真分析時得出軸向力和扭矩對鉆桿的位移和應力分布均有影響，但扭矩起主導作用。李子豐等[7]以鉆柱為研究對象創建其扭轉振動數學模型，結果顯示運用轉角激勵法更適合分析鉆柱的扭轉振動。Bai等[8]針對鉆桿下鉆過程中與巖石撞擊造成動力頭破壞的動力學問題進行研究，結果表明通過在動力頭液壓系統安裝油閥組可以降低鉆桿撞擊對動力頭產生的影響。劉洋等[9]為降低鉆桿螺紋結構強度破壞，在螺紋處設計了槽口結構，在實際工作中取得了良好的效果。同時對螺紋結構進行有限元仿真，結果表明帶有槽口結構的螺紋比普通全螺紋鉆桿所受應力減小。

本文以LGZ-I-50型螺桿樁機鉆桿動力系統為研究對象，通過研究其在施工過程中可能遭遇的四種工況和鉆桿的工作原理，對此螺桿樁機鉆桿動力系統的組成結構進行合理設計。同時利用有限元仿真軟件在忽略鉆桿受到的軸向力，只考慮動力頭輸出在鉆桿上的扭矩的前提下，對鉆桿的結構強度進行仿真研究，為下一步鉆桿瞬態動力學分析打下基礎。

1 鉆桿動力系統的結構設計

1.1 鉆桿動力系統組成及工作原理

鉆桿動力系統主要由鉆桿總成和動力頭兩部分組成，其中鉆桿總成又由頂部花鍵桿、中間光桿、螺紋桿和端部鉆頭四部分鉆桿裝置和與其相配合的鉆桿頂端灌漿器組成。動力頭則與鉆桿部分連接，通過動力頭傳遞扭矩和軸向載荷來驅動鉆桿做正向進給和反向提鉆的動作。動力頭則由左右對稱的兩個電動機和中空減速齒輪箱組成。鉆桿動力系統的結構示意圖如圖1所示。

圖1 鉆桿動力系統結構示意圖

動力頭系統中的中空減速齒輪箱，將來自兩個電動機輸入的高轉速輸出為傳遞給鉆桿的低轉速扭矩。齒輪箱由左右對稱的兩級周轉輪系和一級直齒輪減速所構成，其工作原理是：電動機輸出的高轉速經傳動軸2輸入齒輪箱中，太陽輪a經過第一級行星輪系減速通過行星架H1傳遞給第二級太陽輪b實現一級減速。太陽輪b經過第二級形星輪系減速通過行星架H2傳遞給直齒輪c，再通過最后一級直齒輪減速將傳動軸2輸入的高轉速輸出為軸1的低轉速。齒輪箱結構示意圖如圖2所示。

鉆桿總成中，花鍵桿是一根帶有2根長花鍵、8根短花鍵、8個擋塊的空心圓柱桿，花鍵桿與機架通過動力頭連接。螺紋鉆桿是由直徑400 mm、螺距350 mm的螺旋齒纏繞的空心圓柱桿底部與鉆頭部分連接，端部與花鍵桿通過六方頭連接。

圖2 中空減速齒輪箱結構示意圖

底部鉆頭由6個柱形鉆頭刀片，直徑為273 mm的空心圓柱桿和2個鉆頭蓋組成。鉆頭蓋在鉆桿進行混凝土澆筑時通過一端的銷軸自動打開，實現混凝土樁的澆筑成型。鉆桿總成結構示意圖如圖3所示，鉆桿各組成部件部分參數如表1所示。

1-花鍵桿；2-光桿；3-螺紋桿；4-鉆頭圖3 鉆桿總成結構組成示意圖

表1 鉆桿各組成部件部分參數

在對鉆桿進行三維建模時，忽略焊接縫隙和一些微型倒角得到鉆桿各組成結構三維模型，鉆桿總成三維模型如圖4所示。

圖4 鉆桿總成裝配體三維模型

鉆桿動力系統作為螺桿樁機的主要執行機構，螺桿樁機通過動力頭的電機對鉆桿施加扭矩。鉆桿動力系統在工作過程中，根據實際需要動力頭驅動鉆桿實現進給下鉆和螺紋擠土，下鉆過程主要是利用鉆頭刀片鉆孔，達到預定深度停止。同時利用螺紋缺口實現鉆進過程中泥土的脫落擠壓，相比傳統的出土式鉆桿，其成孔的緊實度和質量更好。在施工的過程中鉆桿動力系統的工況可以分為以下4種情況:

1)工況1正行程下鉆，正常情況下隨著鉆頭下鉆深度增大，其所需的軸向壓力和扭矩也相應增加。在到達施工最大深度時，通常需要提供最大軸向力和扭矩，此時的扭矩和軸向力并不一定會達到甚至超過螺桿樁機鉆桿系統的許用值。

2)工況2反行程提鉆，一般出現在提鉆并澆筑混凝土的過程中。由于鉆桿周圍土層存在摩擦阻力和鉆桿中混凝土重力等外部阻力，在提鉆的過程中需要提供最大的扭矩和軸向的拉力。

3) 工況3動力頭停機并正行程啟動，該工況主要發生在鉆進過程中電機由于斷電，過載保護和施工中斷等因素造成動力頭停機后重新啟動的情況，此時鉆桿需要施加較大的瞬時扭矩和軸向力。

4) 工況4 動力頭停機并反行程啟動，該工況發生在鉆桿正行程下鉆到指定設計深度，需要動力頭停機反行程提鉆澆筑混凝土的過程中，屬于瞬態工況。

螺桿樁機鉆桿動力系統就是利用動力頭驅動鉆桿實現正向下鉆同時擠壓土體成孔，待鉆頭下鉆到設計深度時動力頭電動機停機開始反向提鉆，并通過空管輸送混凝土澆筑成樁的工作原理實現工程中快速成樁，鉆桿施工過程示意圖如圖5所示。

圖5 鉆桿施工過程示意圖

1.2 鉆桿力學模型的建立

1)鉆桿的強度分析。鉆桿受到扭矩Tmax，軸向壓力Fmax的作用力。

鉆桿所承受的最大切應力為：

(1)

式中：Tmax是鉆桿所受最大扭矩，Wt為抗扭截面系數。

(2)

式中：D是鉆桿光桿的外直徑。

(3)

式中：d為鉆桿光桿的內直徑。

由公式(1)～(3)可求得鉆桿所受到的最大切應力為:

(4)

鉆桿受到的最大壓應力為：

(5)

式中：Fmax是鉆桿受到的最大壓力，

A為鉆桿的橫截面積。

(6)

由公式(5)和(6)可求得鉆桿受到的最大壓應力為：

(7)

2)對鉆桿進行強度校核。工程機械在施工過程中遇到的載荷通常為變載荷，因此應該選擇第三強度理論對鉆桿進行強度校核。鉆桿在工作過程中受軸向拉伸和扭轉復合作用時，截取鉆桿上一點的單元體應力狀態如圖6所示。

圖6 單元體應力分布

單元體主應力為：

(8)

σ2=0

(9)

(10)

第三強度理論為：

(11)

安全系數為：

(12)

保證鉆桿滿足強度要求。

式中：σs——鉆桿材料的屈服強度，τ——鉆桿切應力。

鉆桿材料為Q235-A結構鋼，其剪切許用應力值為[τ]=110 MPa。對鉆桿光桿結構利用公式(4)進行剪切應力強度校核，求得τmax=8.1 MPa，結果遠小于剪切許用應力值，鉆桿能夠滿足工作條件。

2 螺桿樁機鉆桿的有限元靜力學分析

2.1 鉆桿有限元分析流程

運用Ansys仿真軟件對鉆桿進行靜力學分析，分析流程如圖7所示。

圖7 鉆桿有限元仿真分析流程圖

2.2 鉆桿有限元模型的建立

利用三維建模軟件SolidWorks提供的強大實體建模功能，對鉆桿的花鍵桿、中間光桿、螺紋桿和鉆頭四部分，分別建模，最后將其裝配成一個總的鉆桿裝配體作為有限元模型進行靜力學仿真分析。同時將鉆桿實體模型中較小的突臺，斜角等不影響結構分析的細節部分刪除，防止發生耦合，造成結果不準確，也有利于網格的劃分節約計算時間。將建好的實體模型保存為x_t*文件可直接導入到Ansys-workbench中，由于鉆桿模型較大，適合采用四面體和六面體組合的方式進行網格劃分。鉆桿模型網格劃分和具體參數如圖8和表2所示。

2.3 邊界條件確定及載荷施加

螺桿樁機在施工過程中，鉆桿受到扭矩和軸

圖8 鉆桿模型網格劃分(部分)

表2 網格參數

向力復合作用向下鉆孔，其中動力頭和卷揚機分別為鉆桿提供工作所需扭矩和軸向力。本文主要研究鉆桿動力系統的靜力學分析，在此忽略施加在鉆桿上的軸向力，只考慮鉆桿在施工過程中遇到巖石或者其他復雜地質環境，造成鉆頭鎖死無法繼續工作時，動力頭額定功率輸出的最大扭矩是否會破壞鉆桿結構強度導致鉆桿出現斷裂。此工況的邊界條件即為鉆桿鉆頭實施固定約束，鉆桿頂部或者光桿位置施加由動力頭輸出的扭矩。由電動機相關參數和齒輪箱傳動比可確定施加在鉆桿上的最大扭矩為6750 N·M。鉆桿邊界條件及載荷施加模型如圖9和圖10所示。

圖9 邊界條件:鉆桿頂部施加扭矩，底部固定約束

圖10 力矩兩種加載方式示意圖

2.4 鉆桿強度計算結果與分析

通過對螺桿樁機鉆桿動力系統工作原理及工作過程中邊界條件和載荷施加的特點，可對其兩種載荷施加方式進行結構強度仿真分析。

1)扭矩加載在花鍵桿頂部，鉆頭底部固定約束。

2)扭矩加載在花鍵桿和光桿連接處，鉆頭底部固定約束。

兩種計算結果分別如圖11和圖12所示。

圖11 鉆桿頂部載荷施加花鍵桿變形值，應力值分布云圖

通過求解器求解結果(見圖11)，當動力頭輸出扭矩作用在鉆桿頂部時，鉆桿整體位移變形范圍是0～1.38 mm，其中最大變形出現在花鍵桿的頂部范圍，其最大變形量遠小于花鍵桿的結構設計尺寸。鉆桿整體應力值分布范圍是0～230.31 MPa，其最大應力值出現在花鍵桿頂部位置，小于鉆桿材料Q235結構鋼的屈服強度。

當動力頭輸出扭矩施加在鉆桿中間位置時，得到仿真分析結果(見圖12)，鉆桿整體位移變形范圍是0～1.09 mm，應力值分布范圍是0～166.38 MPa，均滿足鉆桿的結構強度要求。最大變形和最大應力值均出現在鉆桿的頂部位置。

對鉆桿總成中的光桿單獨進行剪切應力靜力學仿真，結果顯示光桿所受剪切應力值集中在8.2 MPa左右，與利用公式(4)理論計算值8.1 MPa基本吻合，驗證的模型仿真的準確性，光桿剪切應力云圖如圖13所示。

圖12 鉆桿中間載荷施加花鍵桿變形值，應力值分布云圖

圖13 光桿剪切應力分布云圖

3 結論

本文對螺桿樁機鉆桿動力系統的結構組成和基本參數進行詳細的介紹，通過對鉆桿動力系統的工作原理和施工過程進行分析，設計出由花鍵桿、光桿、螺紋桿和鉆頭四部分組成的鉆桿結構。利用三維設計軟件對鉆桿整體進行建模，為后續有限元分析提供幾何模型。

通過對鉆桿的有限元分析可知，在鉆桿下鉆過程中遇到鉆頭卡死時，無論動力頭在頂部還是在中間的某個位置輸出最大扭矩，鉆桿的最大應力值和最大位移變形量都出現在花鍵桿頂部的位置，且鉆桿的應力分布呈現從頂部開始向鉆桿底部逐漸變小的趨勢。在后期優化設計時可考慮鉆桿中花鍵桿的材料選擇或者尺寸優化等方面來提高其結構強度。通過對鉆桿動力系統的力學特性分析，為后續鉆桿的模態、瞬態動力學分析提供理論基礎。