張占東，崔永霞，2

（1.山西大同大學(xué) 煤炭工程學(xué)院，山西 大同 037003；2.太原理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，山西 太原 030024）

0 引言

乳化液泵是煤礦綜采工作面液壓支架的動(dòng)力源，乳化液泵的穩(wěn)定、可靠工作是實(shí)現(xiàn)煤礦安全高效生產(chǎn)的必要前提。為了能更好地模擬乳化液泵真實(shí)工況，充分考慮液壓支架等負(fù)載設(shè)備的工作特點(diǎn)對(duì)其動(dòng)態(tài)性能的影響，本文設(shè)計(jì)了乳化液泵動(dòng)態(tài)性能測(cè)試平臺(tái)，并針對(duì)其中關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件開展了強(qiáng)度分析與校核。

1 乳化液泵動(dòng)態(tài)性能試驗(yàn)平臺(tái)簡(jiǎn)介

在絕大多數(shù)應(yīng)用場(chǎng)合中，液壓支架都是乳化液泵的主要負(fù)載。本測(cè)試平臺(tái)正是為了模擬乳化液泵在實(shí)際工況中推動(dòng)支架完成初撐動(dòng)作而設(shè)計(jì)的，按照時(shí)間先后順序?qū)⑦@一初撐動(dòng)作分為2個(gè)階段進(jìn)行研究，即以支架頂梁接觸到工作面頂板的時(shí)刻為時(shí)間界限，在這之前，乳化液泵的負(fù)載阻力主要包括支架頂梁和立柱的自重、管路沿程損失和液體流經(jīng)換向閥的壓力損失，這段過程的歷時(shí)較長(zhǎng)；在這之后，乳化液泵的負(fù)載阻力除上述3項(xiàng)外，還包括支架頂梁接觸頂板后產(chǎn)生的阻力，這段過程的歷時(shí)較短。這兩個(gè)動(dòng)作完成后，支架初撐動(dòng)作完成，乳化液泵卸荷閥工作，乳化液泵這一工作循環(huán)完成。經(jīng)過估算，將液壓支架頂梁和立柱的自重折算成系統(tǒng)壓力約為3 MPa，管路沿程損失及在各接頭、彎通、變徑的局部損失約為3 MPa，乳化液流經(jīng)換向閥的壓力損失約為3 MPa。據(jù)此，在支架頂梁接觸頂板前，本試驗(yàn)平臺(tái)將乳化液泵的負(fù)載阻力取為10 MPa，在這之后乳化液泵負(fù)載阻力迅速達(dá)到卸荷閥額定最高工作壓力。

圖1為試驗(yàn)平臺(tái)液壓原理圖。乳化液泵4的高壓出口經(jīng)換向閥7接通到小液壓缸12的無桿腔，小液壓缸12的有桿腔液體經(jīng)節(jié)流閥10回流液箱。小液壓缸12的行程包括兩部分，即行程1和行程2。在行程1段，小液壓缸由節(jié)流閥10加載，用以模擬支架頂梁接觸工作面頂板前的工況；在行程2段由節(jié)流閥10和大液壓缸13共同加載，大液壓缸13無桿腔出口連接了節(jié)流閥14，用以模擬支架頂梁接觸工作面頂板后的支撐動(dòng)作。在乳化液泵的進(jìn)、排液口和液壓缸12無桿腔進(jìn)液口分別設(shè)置了壓力傳感器3、5、8，用以測(cè)試各位置處的液體壓力。

圖1 試驗(yàn)平臺(tái)液壓原理圖

2 乳化液泵動(dòng)態(tài)性能試驗(yàn)平臺(tái)關(guān)鍵元部件性能參數(shù)

本文搭建的乳化液泵動(dòng)態(tài)性能測(cè)試平臺(tái)關(guān)鍵元部件的性能參數(shù)見表1。

3 乳化液泵動(dòng)態(tài)性能試驗(yàn)平臺(tái)關(guān)鍵元部件強(qiáng)度分析

圖2為乳化液泵動(dòng)態(tài)性能測(cè)試平臺(tái)三維實(shí)體模型?？紤]到大液壓缸13在行程2中通過與小液壓缸12的對(duì)頂完成其加載任務(wù)，本文在大、小液壓缸活塞桿端部都設(shè)計(jì)了球頭，以減小接觸應(yīng)力；在借鑒了四柱壓力機(jī)的典型結(jié)構(gòu)后，本文首先將大、小液壓缸分別通過螺栓固定在2塊支撐板上，然后由4根連接桿將2塊支撐板聯(lián)接、固定，以使液壓缸在對(duì)頂過程中產(chǎn)生的推力封閉在支撐板之間。

表1 關(guān)鍵元部件性能參數(shù)

圖2 試驗(yàn)平臺(tái)三維模型

經(jīng)過計(jì)算，當(dāng)系統(tǒng)壓力達(dá)到乳化液泵最大額定工作壓力31.5 MPa時(shí)，大、小液壓缸間的推力達(dá)到387 k N。在完成結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)選型設(shè)計(jì)和強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)、校核后，將圖2的三維實(shí)體模型導(dǎo)入ANSYS Workbench 14.5進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析。把推力作用面設(shè)定在液壓缸活塞的遠(yuǎn)端面，將支撐板底面各節(jié)點(diǎn)沿各方向的自由度約束為0，將兩球頭表面的接觸類型選為“No Separation（不分離）”。有限元分析得到的兩液壓缸球頭等效應(yīng)力分布見圖3和圖4，支撐架等效應(yīng)力分布見圖5和圖6。

由圖3和圖4可以看出：兩液壓缸球頭上的等效應(yīng)力分布較為均勻，并維持在同一水平。由圖5和圖6可以看出：支撐架上的等效應(yīng)力主要是由彎曲變形導(dǎo)致的，最大應(yīng)力出現(xiàn)在支撐架與液壓缸法蘭接觸的環(huán)形區(qū)域；小液壓缸缸徑較小，使得其支撐板上的環(huán)形區(qū)域到連接桿中心的距離較大，這導(dǎo)致了小液壓缸支撐架的應(yīng)力水平整體高于大液壓缸；支撐架底部的應(yīng)力值較小，可以看出兩液壓缸的對(duì)頂推力被完全限制在了支撐板之間。

圖3 小液壓缸球頭等效應(yīng)力

圖4 大液壓缸球頭等效應(yīng)力

圖5 小液壓缸支撐架等效應(yīng)力

圖6 大液壓缸支撐架等效應(yīng)力

4 總結(jié)

為了能夠更加真實(shí)地模擬乳化液泵的實(shí)際工況，本文搭建了以液壓缸作為負(fù)載的乳化液動(dòng)態(tài)性能測(cè)試平臺(tái)，借助該平臺(tái)可以較為全面地模擬乳化液泵推動(dòng)液壓支架完成支撐動(dòng)作這一典型工況。并由ANSYS Workbench對(duì)其中的關(guān)鍵部件進(jìn)行了靜強(qiáng)度分析，結(jié)果顯示本方案是可行的。

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