液壓支架推移機構過載保護及連接件受力分析

李瑞杰 田 龍 王冠黎 黃自炎

(鄭州煤礦機械集團股份有限公司,河南省鄭州市,450013)

1 引言

我國煤礦綜采設備的技術及設備的可靠性是井下采煤迫切需要解決的難題之一,液壓支架推移機構是綜采支護設備的主要部件,承擔采煤工作面所有設備的推移工作,液壓支架推移機構的技術及可靠性顯得尤為重要。液壓支架推移機構由推移桿、推移千斤頂、十字連接頭、十字連接頭與推移桿剪切銷、十字連接頭與輸送機鉸接銷、推移桿與推移千斤頂鉸接銷組成。推移機構結構示意圖見圖1。

圖1 推移機構結構示意圖

液壓支架推移機構的受力是復雜的,受力主要來自于推移千斤頂的拉壓力(F4)、抬底千斤頂的抬底力(F3)和刮板輸送機下滑所引起的側向力(F2),這3種外力作用在不同方向上(見圖2)。但高產高效工作面推移桿在井下受F2、F3、F43種力同時作用的幾率極小,因為拉架狀態下推移桿前端導向板未進入底座內主筋限位,其推移桿受側向力較小。推移桿所受側向力不是刮板輸送機的下滑力,刮板輸送機的下滑力由未推溜狀態的支架組所承擔,此時推移桿受側向力只限于移架偏移所受的摩擦力。但國內外標準對推移桿全伸出時給定側向力F2為100 kN或一半推溜力靜載荷分析時,由于推溜力遠小于拉架力,不需強度校核,只考慮拉架力即可,拉架狀態推移桿受力最大。

圖2 推移機構受力圖

推移機構的性能直接影響工作面支架的整體性能。推移機構的故障和損壞,不但影響工作面推進速度,而且直接影響工作面出煤產量。嚴重的推移機構故障會使工作面無法推進。根據目前國內采煤工作面統計的結果顯示,液壓支架液壓件維修更換量最大,推移機構的故障率和維修更換次數排在第二位。

井下更換推移機構較困難,而且維修更換量也很大。為了解決這一難題,對推移機構必須設計一個最薄弱的剪切安全銷軸,一旦過載,推拉力超過推移機構安全承載力時,該銷軸被剪斷,以保護推移機構的關鍵部件不受損壞,剪切安全銷軸設置在推移機構容易更換的位置。通常情況下,將推移機構的連接頭與推移桿連接的銷軸設為剪切安全銷軸,見圖3。設計時連接頭與輸送機的連接銷軸及孔通常采用等強度設計,且銷軸的剪切強度低于銷孔的拉伸強度和擠壓強度,以保證過載時銷軸損壞先于耳板和耳座,便于井下更換。

圖3 剪切安全連接銷軸

通常理論設計和結構優化能全部滿足推移機構各環節在井下使用強度的要求。但推移機構拉架抬底啟動過載,相鄰支架推移輸送機時造成該液壓支架滯后拖拉過載時有發生。推移機構除過載外,拉架時剪切安全銷軸所承受的力最大,拉架時,推移桿頭部受到垂直、水平和側向3個方向力的作用,其垂直力通過連接頭、推移桿前端傳遞到采煤工作面底板上,或傳遞到連接頭和輸送機連接銷軸上,剪切安全銷軸只受拉力和側向力,其剪切銷軸受拉力為F4x,受側向力為F2,F2從試驗標準中取值,為100 kN至1/2的推溜力,優化設計中取F2=100 kN。其合力F5為:

式中:F4——推移千斤頂的拉架力;

α4——推移千斤頂與水平推移桿的夾角,取值為3～6°,計算時取實際最大值。

連接頭的反作用力同樣為F5。

2 剪切安全銷軸強度分析及剪切槽的設計

剪切銷軸的剪切槽通常設計為兩個槽,采用雙剪形式,剪切槽設置在單耳和雙耳鉸接配合面上。當連接銷軸不設置剪切槽時銷軸剪切應力為:

當連接銷軸設置剪切槽時剪切應力:

式中:?3——銷軸內孔尺寸(銷軸設置內孔的目的是增加銷軸內部的淬透性,過載時銷軸斷裂而非彎曲,起到保護推移機構的作用);

?4——銷軸剪切槽的內徑;

?5——銷軸的直徑。

目前國內液壓支架設計時,銷軸的材質主要選取30CrMnTi和35CrMnSi兩種材料,通過淬火HRC35～40處理保證其強度,30CrMnTi使用較多,淬火后的30CrMnTi強度較高,塑性較低,通過拉伸試驗,屈股強度σ0.2平均為1000～1100 MPa,抗拉強度極限σb平均為1200MPa,30CrMnTi的許用切應力[τ]為1000 MPa。

銷軸不設置剪切槽時的安全系數:

銷軸設置剪切槽時的安全系數:

剪切銷軸安全系數降低比率:

銷軸的剪切安全系數n4的取值取決于其他部位的安全系數,它在機構中的取值為最小,通常為3～3.5。為保證推移機構過載保護的作用,推移機構剪切安全銷切槽后相對不切槽安全系數應降低25%,斷面收縮率φ取值為0.25。

剪切安全銷切槽的內徑為:

其中?3根據銷軸的大小取值15～20 mm,高產高效工作面推移千斤頂缸徑選取?150 mm、?160 mm、?180 mm和?200 mm,銷軸材料選取30CrMnTi或35CrMnSi淬火銷時,?5取值為50～65 mm,推移機構中其他銷軸的直徑在相同材質熱處理狀態下大于或等于?5。由于剪切安全銷的受力主要傳遞推移千斤頂的拉架力和推溜力,當拉架時,抬底千斤頂的抬底力傳遞到工作面底板或連接頭與輸送機連接銷上,遠小于抬底力作用于推移桿中部的彎矩,推移桿受抬底彎曲應力變小,經過計算分析,推移桿純抗壓應力遠小于抬底彎曲應力,在復合應力中所占比例較小。當拉架起步時,3倍的推移桿拉力所產生的應力和抬底力的復合應力應小于材料的許用應力。此工況下,推移桿的安全系數是足夠的,當剪切安全銷承受3～3.5倍剪切力斷裂時,推移桿在此工況的安全系數大于1.25,設計時通過模擬工況可進行推移桿的強度應力分析。

對于由于左右鄰架推溜造成一個支架滯后閉鎖過載問題,可按3倍的推架力對推移機構進行強拉試驗,此種工況下只加載推移桿軸向力,抬底彎曲應力不考慮。

應力銷的應力槽位置應充分考慮鉸接耳板的配合間隙,確保應力槽處于剪切面上,應力槽的角度為80～90°,槽底直徑大于等于1 mm,避免應力集中。

計算推移桿的鉸接孔抗壓強度時,抗拉強度計算安全系數應取值5～6,計算推移連接頭的抗拉強度時,孔的抗壓強度安全系數應取值4～5,高產高效工作面液壓支架連接頭采用高強度鋼鑄鍛件,其材料的屈服極限σs≥800 MPa,σb≥1000 MPa,除剪切應力銷外,推移機構其他連接銷安全系數取值4～5,確保推移機構的安全性和使用性。

3 推移機構拉架啟動過載沖擊保護

由于液壓支架推移機構鉸接存在間隙和輸送機為長孔型式,推移機構在拉架和推溜交替動作時,啟動階段有空行程不受力階段,當一旦拉緊和推緊受力時將產生瞬間沖擊,沖擊不但減小推移機構的壽命,同時影響推移機構的性能和安全使用。

圖4 推移千斤頂控制原理一

倒裝推移機構為了快速移架,普遍采用活塞桿腔加液壓鎖型式,此型式可以防止移架時將輸送機倒拉,提高移架效率,見圖4,但該種設計不能解決拉架啟動沖擊問題。新的原理是推移千斤頂活塞和活塞桿腔全部加鎖,既能快速移架又能防止沖擊過載,具體是:拉架前,降架或抬底時先給活塞腔供液(見圖5),供液采用阻尼小流量,當拉架啟動時從小流量轉換為大流量實現移架機構軟啟動,避免瞬間沖擊。

圖5 推移千斤頂控制原理二

另一種推移機構軟啟動原理同樣能滿足快速移架又能防止沖擊過載,見圖6。當拉架開始活塞腔供液時,阻尼供液液路先供,當供液壓力增大到足以把供液腔單向鎖打開時,才開始大流量供液,同樣可實現推移機構軟啟動,防止沖擊過載,并滿足快速移架。

圖6 推移千斤頂控制原理三

4 結語

研究了推移機構的過載保護,并提出了應力剪切安全銷軸的保護措施,給出了應力剪切安全銷軸保護的數字模型和參數設計。對液壓支架推移機構在拉架瞬間啟動、沖擊所造成的主要零件損壞問題,采用機械和液壓兩種方法進行解決,為設計提供了依據。

[1] 王國法等著.液壓支架技術[M].北京:煤炭工業出版社,1999

[2] 趙宏珠.綜采面礦壓與液壓支架設計[M].北京:中國礦業學院出版社,1987

[3] 煤炭科學研究總院北京開采所.地下開采現代技術理論與實踐[M].北京:煤炭工業出版社,2002

[4] 李星寧.煤礦綜采新工藝技術與機械設備選型實用手冊[M].北京:中國知識出版社,2005

[5] 戴紹誠,李世文.高產高效綜合機械化采煤技術及裝備[M].北京:煤炭工業出版社,1997