液壓支架礦用液壓缸動(dòng)載過(guò)載特性的仿真及試驗(yàn)研究

唐小龍， 王曉東

(1.煤炭科學(xué)技術(shù)研究院有限公司， 北京 100013； 2.煤炭資源高效開采與潔凈利用國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 北京 100013)

引言

隨著我國(guó)煤礦深度和強(qiáng)度的增大，沖擊地壓災(zāi)害發(fā)生的頻度和強(qiáng)度明顯增強(qiáng)，沖擊地壓礦井?dāng)?shù)量呈上升趨勢(shì)。液壓支架立柱(一種液壓支架礦用液壓缸，以下簡(jiǎn)稱液壓缸)是液壓支架主要承載部件，提高立柱的抗沖擊能力是應(yīng)對(duì)井下沖擊地壓，實(shí)現(xiàn)安全高效開采的有力技術(shù)手段。要提高液壓缸的抗沖擊能力，必須對(duì)液壓缸的動(dòng)載特性(動(dòng)態(tài)載荷作用下的特性)進(jìn)行深入分析。目前的研究成果大多集中在理論分析方面：基于有限元分析原理、光滑粒子流體動(dòng)力學(xué)、流固耦合原理模擬液壓缸在動(dòng)載過(guò)載條件下動(dòng)態(tài)響應(yīng)，對(duì)液壓缸在動(dòng)載過(guò)載下缸體的應(yīng)力、應(yīng)變分布規(guī)律[1-3]。針對(duì)靜載條件下液壓缸結(jié)構(gòu)件危險(xiǎn)截面及最大應(yīng)力進(jìn)行仿真計(jì)算并分析其影響因素[4-5]； 基于 AMESim軟件建立液壓回路系統(tǒng)模型，模擬煤壁頂板振動(dòng)作用下以及蓄能沖擊作用下液壓回路系統(tǒng)以及液壓缸無(wú)桿腔壓力、流量特性[6-10]；利用經(jīng)典力學(xué)公式推導(dǎo)得出落錘沖擊作用下的液壓缸內(nèi)腔壓力波動(dòng)方程、煤壁頂板作用下液壓缸內(nèi)液體壓力的解析表達(dá)式，對(duì)液壓缸壓力特性進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，并通過(guò)建立撓度微分方程計(jì)算靜載載荷條件下液壓缸失穩(wěn)的臨界條件[2,7,11]。

目前由于缺少試驗(yàn)設(shè)備及技術(shù)條件，針對(duì)液壓缸在動(dòng)載過(guò)載條件(高于液壓缸額定工作載荷的沖擊載荷作用)下液壓缸結(jié)構(gòu)件的應(yīng)力分布和壓力特性的試驗(yàn)研究相關(guān)工作尚未開展。針對(duì)液壓缸在不同額定壓力倍率下的動(dòng)載過(guò)載特性，結(jié)合AMESim和ANSYS workbench仿真軟件對(duì)液壓缸在動(dòng)載過(guò)載條件下的結(jié)構(gòu)件應(yīng)力分布、液壓缸內(nèi)腔壓力波動(dòng)情況進(jìn)行模擬計(jì)算。為了驗(yàn)證仿真模型搭建以及簡(jiǎn)化條件是否合理準(zhǔn)確，在模擬計(jì)算的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)試驗(yàn)測(cè)試方案，應(yīng)用蓄能沖擊原理對(duì)液壓支架液壓缸進(jìn)行動(dòng)載過(guò)載特性試驗(yàn)，并同步進(jìn)行應(yīng)力應(yīng)變測(cè)試以及壓力監(jiān)測(cè)得到測(cè)試數(shù)據(jù)，綜合分析仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)測(cè)試，對(duì)液壓缸動(dòng)載過(guò)載特性進(jìn)行分析研究。研究結(jié)果為液壓缸在動(dòng)載條件下的預(yù)期破壞位置及液壓支架抗沖擊液壓缸優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論指導(dǎo)和試驗(yàn)數(shù)據(jù)參考。

1 AMESim動(dòng)載加載仿真分析

液壓缸動(dòng)載過(guò)載加載系統(tǒng)采用蓄能沖擊原理，加載條件參考國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 25974.2-2010《煤礦用液壓支架第2部分: 立柱和千斤頂技術(shù)條件》，單伸縮立柱(礦用液壓缸)初撐充液后閉鎖壓力腔，蓄能器開啟將高壓油液瞬間注入柱塞沖擊缸，柱塞缸柱塞動(dòng)作軸向撞擊液壓缸，使液壓缸下腔壓力在30 ms內(nèi)由0.6倍額定壓力達(dá)到設(shè)定的不同倍率額定壓力[12]。

1.1 蓄能器壓力參數(shù)計(jì)算

共進(jìn)行1.0, 1.1, 1.2, 1.3, 1.4, 1.5倍額定載荷動(dòng)載過(guò)載仿真分析。為達(dá)到預(yù)期內(nèi)腔壓力，根據(jù)液壓缸性能參數(shù)(如表1)對(duì)蓄能器設(shè)定參數(shù)計(jì)算[13-15]，計(jì)算結(jié)果如表2所示。

表1 被試件性能參數(shù)表

表2 蓄能器壓力參數(shù)

1.2 模型設(shè)計(jì)

根據(jù)上述加載原理運(yùn)用AMESim軟件標(biāo)準(zhǔn)液壓庫(kù)和液壓元件庫(kù)、液阻庫(kù)以及機(jī)械庫(kù)，構(gòu)造各個(gè)液壓元件的仿真模型，并為各個(gè)元件選擇合適的子模型，搭建的動(dòng)載加載系統(tǒng)模型如圖1所示。

1.3 子模型參數(shù)設(shè)置

以1.5倍動(dòng)載過(guò)載仿真分析為例介紹AMESim仿真內(nèi)容，表3為模擬元件子模型的具體參數(shù)。

圖1 AMESim仿真模型原理圖

表3 關(guān)鍵元件參數(shù)設(shè)定

名稱數(shù)值蓄能器體積/L300蓄能器充氣壓力/MPa8.0蓄能器充液壓力/MPa9.3液壓缸活塞直徑/cm230沖擊缸活塞/cm550液壓缸活塞內(nèi)腔體積/L7.73沖擊缸內(nèi)腔體積/L2.72振動(dòng)質(zhì)量/kg1405乳化液絕對(duì)黏度/cp51乳化液楊氏模量/MPa1818密封直徑間隙/mm0.06摩擦接觸長(zhǎng)度/mm117

1.4 運(yùn)行仿真

仿真運(yùn)行起止時(shí)間0～0.5 s，采樣時(shí)間間隔為0.0001 s，采用標(biāo)準(zhǔn)積分器，單精度計(jì)算。參數(shù)設(shè)置完畢后，運(yùn)行仿真程序得到模擬計(jì)算結(jié)果。圖2為仿真計(jì)算得出的1.5倍動(dòng)載過(guò)載條件下的液壓缸下腔壓力 -時(shí)間曲線。

圖2 液壓缸下腔時(shí)間-壓力曲線圖(1.5倍動(dòng)載)

2 ANSYS workbench瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真分析

利用AMESim仿真計(jì)算得出動(dòng)載過(guò)載條件下液壓缸下腔壓力數(shù)據(jù)，將壓力數(shù)據(jù)簡(jiǎn)化并導(dǎo)入workbench瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真模型，對(duì)液壓缸缸體及活塞桿進(jìn)行有限元仿真分析，得出液壓缸結(jié)構(gòu)件在不同內(nèi)腔壓力下的應(yīng)力應(yīng)變分布規(guī)律。

2.1 搭建仿真模型

建立液壓缸三維模型，導(dǎo)入workbench仿真軟件，添加材料屬性，液壓缸結(jié)構(gòu)件材料均選用27SiMn，液壓缸模型剖視圖如圖3所示，材料屬性如表4所示。

圖3 液壓缸模型圖

表4 液壓缸材料屬性參數(shù)表

材料屬性參數(shù)彈性模量/MPa2.07×105泊松比0.3 密度/kg·m-37 850屈服強(qiáng)度/MPa835

液壓缸結(jié)構(gòu)件接觸定義：由于沖擊時(shí)間較短，沖擊瞬間假設(shè)液壓缸各結(jié)構(gòu)件沒(méi)有發(fā)生相對(duì)位移，導(dǎo)向套與缸筒、活塞與缸筒內(nèi)壁、活塞桿與導(dǎo)向套接觸面均定義為bonded。

2.2 載荷施加及約束

(1) 在動(dòng)載過(guò)載條件下，液壓缸下腔內(nèi)部封閉且充滿高壓液體，忽略其泄漏及活塞與缸筒、導(dǎo)向套與活塞摩擦。在有限元仿真環(huán)境下對(duì)液壓缸下腔壓力波動(dòng)進(jìn)行理想假設(shè)，液壓缸下腔壓力在同一時(shí)間點(diǎn)均勻分布，以1.5倍動(dòng)載過(guò)載仿真計(jì)算為例，壓力載荷施加時(shí)間步如圖4所示。

圖4 載荷施加時(shí)間步

(2) 約束方式：忽略沖擊加載過(guò)程中活塞桿頭部、缸筒底面的微小位移，在缸體底部曲面以及液壓缸活塞桿頭部表面添加固定約束。圖5為施加載荷以及約束條件圖。

圖5 載荷及約束條件

2.3 加載及求解

運(yùn)用ANSYS workbench仿真程序?qū)σ簤焊走M(jìn)行動(dòng)載加載，進(jìn)行求解，得出缸筒、活塞桿應(yīng)力應(yīng)變分布情況仿真分析結(jié)果。1.5倍額定壓力動(dòng)載過(guò)載條件下，應(yīng)力云圖如圖6所示。缸筒、活柱結(jié)構(gòu)件最大應(yīng)力-時(shí)間的關(guān)系曲線如圖7、圖8所示。

圖6 活塞桿及缸筒應(yīng)力云圖(1.5壓力倍率)

圖7 活塞桿最大應(yīng)力-時(shí)間曲線圖(1.5壓力倍率)

圖8 缸筒最大應(yīng)力-時(shí)間曲線圖(1.5壓力倍率)

3 試驗(yàn)研究

3.1 試驗(yàn)條件

6000 kN液壓支架液壓缸沖擊試驗(yàn)臺(tái)以蓄能沖擊形式提供試驗(yàn)動(dòng)力。數(shù)據(jù)采集處理方面，采用奧地利DEWESoft動(dòng)態(tài)應(yīng)力應(yīng)變測(cè)試分析系統(tǒng)[16]。

3.2 測(cè)點(diǎn)布置及橋路設(shè)置

試驗(yàn)選用三向直角應(yīng)變片，測(cè)點(diǎn)布置如圖9所示。試驗(yàn)順序按照壓力由低到高依次進(jìn)行，分別進(jìn)行1.0～1.5倍率下的動(dòng)載過(guò)載測(cè)試試驗(yàn)。

圖9 測(cè)點(diǎn)布置圖

3.3 采集數(shù)據(jù)處理

在動(dòng)載過(guò)載沖擊過(guò)程中，液壓缸結(jié)構(gòu)件最大應(yīng)力點(diǎn)的分布位置與撞擊后的時(shí)間長(zhǎng)度有關(guān)。本研究選取測(cè)試數(shù)據(jù)為時(shí)間-壓力曲線上，下腔壓力達(dá)到0.6倍額定壓力(即21 MPa)為時(shí)間起點(diǎn)，取第30 ms時(shí)對(duì)應(yīng)的壓力及應(yīng)變值，進(jìn)行處理分析。圖10為測(cè)試軟件采集到的液壓缸下腔壓力-時(shí)間曲線。

圖10 1.5倍動(dòng)載過(guò)載條件下的壓力-時(shí)間曲線

通過(guò)應(yīng)變花3個(gè)方向測(cè)得的數(shù)值計(jì)算主應(yīng)力、主應(yīng)變，其計(jì)算公式如下[17]：

主應(yīng)變：

(1)

主應(yīng)力：

(2)

εi為測(cè)點(diǎn)的單向應(yīng)變值，E為材料的彈性模量2.06×105MPa,μ為泊松比取為0.3。

3.4 測(cè)試數(shù)據(jù)

對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行梳理，得到不同倍率下各個(gè)測(cè)點(diǎn)的主應(yīng)力分布如圖11所示。

圖11 各測(cè)點(diǎn)不同倍率下的主應(yīng)力

4 仿真分析與試驗(yàn)測(cè)試對(duì)比

4.1 AMESim仿真與試驗(yàn)結(jié)果比對(duì)分析

在6組不同倍率下的液壓缸下腔壓力-時(shí)間曲線中，分別取5個(gè)參量： 第30 ms壓力、峰值壓力、上升至壓力峰值所需時(shí)間、波谷壓力值、波峰到波谷時(shí)間長(zhǎng)度(壓力曲線時(shí)間起點(diǎn)取壓力為21 MPa時(shí)的對(duì)應(yīng)點(diǎn))。針對(duì)上述參量進(jìn)行6組仿真計(jì)算與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的比對(duì)分析，如圖12～圖16所示。

圖12 第30 ms壓力比對(duì)圖

可以看出：仿真分析與測(cè)試試驗(yàn)得到的液壓缸下腔壓力-時(shí)間曲線基本吻合，其主要區(qū)別在于AMESim仿真環(huán)境下，波峰到波谷所需時(shí)間參量差異較大，最大誤差45.4%；原因分析為：AMESim仿真環(huán)境中，忽略了現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)條件下蓄能器與沖擊缸連接管路內(nèi)的壓力損失；液壓缸活塞與缸體摩擦、活塞桿與導(dǎo)向套摩擦產(chǎn)生的阻尼作用使用單個(gè)黏性摩擦及泄漏仿真元件BRF1進(jìn)行模擬與實(shí)際試驗(yàn)環(huán)境下的阻尼有差別。因此導(dǎo)致液壓缸內(nèi)腔壓力-時(shí)間曲線波形衰減與測(cè)試試驗(yàn)相比較為緩慢。

圖13 峰值壓力比對(duì)圖

圖14 上升至壓力峰值所需時(shí)間比對(duì)圖

圖15 壓力波谷值比對(duì)圖

圖16 波峰到波谷所需時(shí)間比對(duì)圖

4.2 有限元仿真與試驗(yàn)比對(duì)

動(dòng)載過(guò)載條件下，1.0倍，1.3倍，1.5倍壓力倍率下的液壓缸各測(cè)點(diǎn)主應(yīng)力仿真計(jì)算結(jié)果與測(cè)試數(shù)據(jù)比對(duì)圖如圖17～圖19所示。

圖17 1.0倍率下液壓缸主應(yīng)力比對(duì)圖

圖18 1.3倍率下液壓缸主應(yīng)力比對(duì)圖

圖19 1.5倍率下液壓缸主應(yīng)力比對(duì)圖

分析上圖可知：

(1) 有限元分析計(jì)算結(jié)果基本吻合與測(cè)試試驗(yàn)數(shù)據(jù)，最大誤差15.5%。誤差原因分析：現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)過(guò)程中應(yīng)變片自身具有橫向效應(yīng)從而引起電阻片阻值變化，產(chǎn)生誤差；應(yīng)變片黏貼時(shí)膠層厚度以及貼片角度不完全相同引起的隨機(jī)誤差；

(2) 在液壓缸軸向方向上，各測(cè)點(diǎn)的分布規(guī)律保持一致，最大應(yīng)力位置為測(cè)點(diǎn)3，1.5倍壓力條件下的對(duì)應(yīng)應(yīng)力值為267 MPa，但最大應(yīng)力點(diǎn)分布位置存在較小差異：仿真計(jì)算最大點(diǎn)位于試驗(yàn)值最大點(diǎn)下方3 cm 左右，原因如下：ANSYS仿真環(huán)境下邊界條件假定液壓缸下腔壓力在同一時(shí)間點(diǎn)下均勻分布，忽略了動(dòng)載試驗(yàn)下液壓缸下腔壓力波動(dòng)變化引起的誤差；測(cè)點(diǎn)黏貼位置無(wú)法精準(zhǔn)控制。

5 結(jié)論

(1) AMESim仿真以及workbench有限元仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)基本吻合。證明仿真分析模型搭建成功，能較好的模擬動(dòng)載加載實(shí)際工況，為動(dòng)載荷作用下液壓缸預(yù)期破壞位置及抗沖擊液壓缸的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論指導(dǎo);

(2) 動(dòng)載過(guò)載條件下，液壓缸在軸向方向上的應(yīng)力分布趨勢(shì)：有液柱區(qū)域缸筒部分液柱中上方約1/6處對(duì)應(yīng)部分應(yīng)力最大，應(yīng)力分布呈向上下兩側(cè)逐漸減小的趨勢(shì)，缸底處應(yīng)力最??；無(wú)液柱區(qū)域?qū)蛱滋帒?yīng)力最小，頭部銷孔處應(yīng)力最大，活塞下端面、活塞桿與活塞桿頭部焊接過(guò)渡區(qū)下方也存在明顯的高應(yīng)力集中區(qū)域，活塞桿中部應(yīng)力分布基本持平;

(3) 1.5倍動(dòng)載過(guò)載條件下最大應(yīng)力測(cè)點(diǎn)分布位置位于液壓缸無(wú)桿腔液柱中上部對(duì)應(yīng)的缸體位置，外表面應(yīng)力值為267 MPa，內(nèi)表面應(yīng)力點(diǎn)為363 MPa；活塞桿最大應(yīng)力點(diǎn)位于活塞桿頭部銷孔處,該處出現(xiàn)應(yīng)力集中，最大應(yīng)力值為548 MPa。液壓缸整體應(yīng)力值均未超過(guò)材料屈服強(qiáng)度835 MPa；

(4) 當(dāng)液壓缸結(jié)構(gòu)件應(yīng)力值小于材料屈服強(qiáng)度的時(shí)：液壓缸結(jié)構(gòu)件應(yīng)力應(yīng)變分布規(guī)律與動(dòng)載載荷大小無(wú)關(guān)；

(5) 未進(jìn)行高于液壓缸缸筒材料屈服強(qiáng)度以上的破壞性動(dòng)載試驗(yàn)，后續(xù)學(xué)者可針對(duì)高強(qiáng)度液壓缸動(dòng)載過(guò)載特性展開研究。