可移動(dòng)式液壓支架外加載及比壓測(cè)試技術(shù)研究

趙 銳，劉欣科，楊建新，唐小龍，王陽(yáng)陽(yáng)

(1.煤炭科學(xué)技術(shù)研究院有限公司 檢測(cè)分院，北京 100013；2.煤科(北京)檢測(cè)技術(shù)有限公司，北京 100013；3.國(guó)家煤礦支護(hù)設(shè)備質(zhì)量檢驗(yàn)檢測(cè)中心，北京 100013；4.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)

液壓支架作為工作面圍巖結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性控制的核心設(shè)備，其對(duì)圍巖的適應(yīng)性、可靠性直接決定綜采支護(hù)技術(shù)的成敗。因此，對(duì)液壓支架支護(hù)性能的準(zhǔn)確檢測(cè)是對(duì)液壓支架支護(hù)可靠性綜合評(píng)價(jià)的前提[1-3]。目前，國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)《煤礦用液壓支架 第1部分：通用技術(shù)條件》(GB 25974.1—2010)中新增了 “讓縮性能”等試驗(yàn)項(xiàng)目[4，5]，要求液壓支架試驗(yàn)裝置具備外加載功能以及比壓測(cè)試能力。

近幾年液壓支架檢測(cè)技術(shù)快速發(fā)展，國(guó)內(nèi)一些大型液壓支架生產(chǎn)企業(yè)建成一批承載能力20000 kN以上的試驗(yàn)裝置，但均采用內(nèi)加載試驗(yàn)方式，難以滿足型式試驗(yàn)相關(guān)要求。目前，國(guó)家煤礦支護(hù)設(shè)備質(zhì)量檢驗(yàn)檢測(cè)中心擁有國(guó)內(nèi)唯一具備垂直、水平、側(cè)向三維復(fù)合外加載的30000 kN液壓支架試驗(yàn)裝置，具備了外加載試驗(yàn)功能，但不具備比壓測(cè)試功能。且外加載試驗(yàn)裝置固定于試驗(yàn)臺(tái)內(nèi)，與試驗(yàn)裝置為一體式結(jié)構(gòu)，無(wú)法與其他不具備外加載功能的試驗(yàn)裝置共用。

國(guó)外液壓支架檢測(cè)技術(shù)及裝備的發(fā)展受能源結(jié)構(gòu)調(diào)整及政策的影響，多年來(lái)基本處于停滯狀態(tài)[6-8]，國(guó)外液壓支架試驗(yàn)裝置典型代表為 DBT公司和美國(guó)匹茲堡液壓支架試驗(yàn)設(shè)備。其中DBT公司的液壓支架試驗(yàn)設(shè)備代表國(guó)外最大檢測(cè)能力：垂直承載能力20000 kN，水平加載能力6000 kN，試驗(yàn)高度為6 m，但不具備外加載試驗(yàn)?zāi)芰?，美?guó)匹茲堡液壓支架試驗(yàn)設(shè)備具備外加載功能，但加載能力僅有10000 kN，且無(wú)比壓測(cè)試功能。

基于此，本文設(shè)計(jì)一種可移動(dòng)式液壓支架外加載及比壓測(cè)試裝置，包含12根氣液組合功能加載油缸、12路輸出的高精度剛性液壓同步裝置及控制閥組與連接管路等。將該試驗(yàn)裝置放在被試液壓支架頂梁上方時(shí)，利用組合功能加載油缸的液壓缸進(jìn)行液壓支架外加載讓縮試驗(yàn)；放在被試液壓支架底座下方時(shí)，利用組合功能加載油缸的氣缸進(jìn)行液壓支架底座比壓測(cè)試。解決目前大多數(shù)不具備外加載功能的液壓支架試驗(yàn)裝置無(wú)法進(jìn)行外加載及比壓測(cè)試的技術(shù)難題。

1 試驗(yàn)裝置主體設(shè)計(jì)

1.1 裝置組成

可移動(dòng)式液壓支架外加載及比壓測(cè)試技術(shù)裝置由加載平臺(tái)、氣液組合功能加載油缸、高精度剛性液壓同步油缸、推移油缸、載荷傳感器、集成閥塊等組成，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 可移動(dòng)式外加載及比壓測(cè)試裝置設(shè)計(jì)Fig.1 Design diagram of movable external loading and specific pressure testing device

1.2 測(cè)試流程

外加載讓縮試驗(yàn)流程：將測(cè)試裝置放置于被試液壓支架頂梁上方，連接供液管路，乳化液系統(tǒng)供液給液壓支架至初撐壓力，油液系統(tǒng)對(duì)液壓支架進(jìn)行外加載，計(jì)算機(jī)同步測(cè)試液壓支架立柱下腔壓力波動(dòng)值以及支架下縮位移量。

比壓試驗(yàn)流程：氣液組合功能加載油缸氣腔充氣至1.2 MPa后閉鎖。測(cè)控系統(tǒng)測(cè)試在液壓支架加載過(guò)程中各氣缸外載荷-位移特性曲線，并通過(guò)計(jì)算得到擬合比壓曲線。

1.3 強(qiáng)度計(jì)算及分析

液壓支架讓縮試驗(yàn)條件下，承載框架最大應(yīng)力處為筋板與底板框架上平臺(tái)接觸位置。該處的應(yīng)力為：

式中，F(xiàn)max為框架承載最大載荷，kN；∑Si為所有筋板與試驗(yàn)裝置底板框架接觸面積之和，mm2。

對(duì)承載框架進(jìn)行模擬分析，考慮外加載讓壓試驗(yàn)或比壓測(cè)試受載時(shí)液壓支架載荷完全施加在框架上的極端工況，并對(duì)其進(jìn)行仿真計(jì)算。以四柱支撐掩護(hù)式液壓支架ZZ15600/24/25為測(cè)試對(duì)象，液壓支架最大支撐載荷15600 kN，底板比壓呈現(xiàn)梯形分布規(guī)律[9-11]。

式中，PL為承載框架前段比壓，MPa；P0為承載框架后端比壓，MPa；K為比壓與承載框架長(zhǎng)度的比例關(guān)系，常數(shù)；L為框架長(zhǎng)度，m；F0為框架承載載荷，N；P為承載框架表面比壓，MPa；H為承載框架寬度，m。

得到底板比壓P的數(shù)值與分布位置對(duì)應(yīng)的函數(shù)關(guān)系為：

P=(0.54×LZ+1.833)×106

式中，LZ為以框架后端為起點(diǎn)，底板長(zhǎng)度方向上的距離，m；P為承載框架不同位置處底板比壓，MPa。

承載框架應(yīng)力分布如圖2所示，最大應(yīng)力點(diǎn)位于承載框架上平臺(tái)與前段筋板接觸處邊緣。最大應(yīng)力為237.8 MPa?？蚣芮岸私畎鍛?yīng)力中段均勻分布為35.1 MPa，承載平面上平臺(tái)前段最大應(yīng)力為28.6 MPa。滿足使用要求。

圖2 承載框架應(yīng)力分布Fig.2 Stress distribution cloud map of load-bearing frame

2 氣液組合功能加載油缸設(shè)計(jì)

2.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

考慮加載油缸外加載以及比壓測(cè)試時(shí)需使用不同的傳遞介質(zhì)以及試驗(yàn)裝置空間的局限性，創(chuàng)新設(shè)計(jì)了氣液組合功能加載油缸，氣缸、液壓缸共用缸筒及活塞桿，通過(guò)兩個(gè)獨(dú)立活塞將兩種介質(zhì)進(jìn)行隔離。

同時(shí)，通過(guò)將加載油缸倒置、外缸筒作為導(dǎo)向桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并在加載缸缸底設(shè)計(jì)球鉸式承載座，有效提高油缸抗偏載能力。在活塞桿底部設(shè)計(jì)嵌入式載荷傳感器，將油缸、氣缸產(chǎn)生的載荷進(jìn)行載荷直接轉(zhuǎn)化為數(shù)值，提升了測(cè)試的便捷性和準(zhǔn)確性。

2.2 參數(shù)設(shè)計(jì)

2.2.1 油缸參數(shù)設(shè)計(jì)

綜合考慮承載框架鏜孔后的剛度、強(qiáng)度以及油缸數(shù)量與載荷之間的合理匹配，將缸孔下方設(shè)計(jì)40 mm半缸筒作為外軌道，最終設(shè)計(jì)組合功能加載油缸缸徑?320 mm、外徑?400 mm。

通過(guò)對(duì)不同規(guī)格型號(hào)液壓支架底座長(zhǎng)度、寬度尺寸以及試驗(yàn)裝置空間位置尺寸的統(tǒng)計(jì)分析，結(jié)合實(shí)驗(yàn)室泵源系統(tǒng)壓力、載荷傳感器的最大有效量程范圍(最大2500 kN)，考慮不同液壓支架類型及工況條件下比壓分布呈現(xiàn)不同規(guī)律(如圖3所示)等[12-14]，以兩柱式液壓支架底座比壓呈倒三角形式的極端工況為設(shè)計(jì)要求，設(shè)計(jì)加載缸最大載荷2500 kN、最大壓強(qiáng)31.5 MPa。因此，均勻外加載時(shí)壓力應(yīng)為15.75 MPa，即：

圖3 底座比壓分布規(guī)律Fig.3 Distribution pattern of bottom specific pressure

F1V=P×A=15.75×π×3202/4=1267 kN

F1MAX=2×F1V=2×1267=2534 kN

FZ=F1V×12=15200 kN

式中，F(xiàn)1V為單個(gè)加載缸外載荷，kN；F1MAX為前端加載缸最大載荷，kN；FZ為12根加載缸總載荷，kN。

2.2.2 氣缸參數(shù)設(shè)計(jì)

由于液體的不可壓縮性與比壓測(cè)試過(guò)程中需較大位移變形量的相互矛盾，本文采用受壓后有較大變形的氮?dú)庾鳛楣ぷ鹘橘|(zhì)的氣缸。

按照氣缸初始充氣壓力1.2 MPa、最終氣壓30 MPa、缸徑320 mm、壓縮行程120 mm以及最終壓縮腔直徑200 mm的參數(shù)設(shè)置，計(jì)算壓縮腔的深度值L。根據(jù)理想氣體狀態(tài)方程，可得：L為123 mm。

2.3 理論力學(xué)計(jì)算

組合功能加載油缸工作狀態(tài)下，其缸筒承受載荷時(shí)應(yīng)力為三個(gè)方面，分別為彎矩形成的彎曲應(yīng)力，內(nèi)腔油液壓力產(chǎn)生的徑向壓力與軸向壓力。在試驗(yàn)裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中組合加載油缸選用了球鉸連接，且缸筒與承載平臺(tái)的接觸處設(shè)計(jì)了導(dǎo)向承載座，可有效避免組合缸因承受偏載撓度過(guò)大而發(fā)生破壞，因此在立柱結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算中彎矩可忽略不計(jì)。具體如圖4所示。

圖4 加載缸缸筒受力Fig.4 Schematic diagram of the force on the loading cylinder barrel

1)缸筒軸向應(yīng)力：

2)缸筒徑向應(yīng)力：

式中，Da為缸筒外徑，mm；D為內(nèi)徑，mm；q為缸筒內(nèi)腔壓力，MPa。

依據(jù)形變能理論，合成應(yīng)力：

3)活塞桿?；钊麠U為實(shí)心桿件，承受軸向壓力應(yīng)力：

σz=p/F1

式中，P為立柱所受壓力載荷，N；S1為活柱橫截面積，mm2。

組合加載油缸缸筒理論強(qiáng)度計(jì)算值為67.6 MPa，活塞桿最大應(yīng)力為20.8 MPa。

2.4 有限元計(jì)算

利用Solidworks建立試驗(yàn)指標(biāo)三維模型，導(dǎo)入ANSYS Workbench對(duì)試驗(yàn)裝置的加載缸、同步缸、承載框架進(jìn)行強(qiáng)度有限元分析。根據(jù)組合加載油缸工作條件，對(duì)加載腔內(nèi)腔添加壓力載荷，在氣腔活塞處添加反作用力載荷，組合缸活塞桿端部位于框架底座限位座內(nèi)，添加固定約束。得到加載缸應(yīng)力分布，如圖5所示。

圖5 組合油缸應(yīng)力分布Fig.5 Stress cloud diagram of combined cylinder

分析圖5可知：加載缸最大等效應(yīng)力點(diǎn)位于缸筒與缸底過(guò)渡位置內(nèi)壁處，最大應(yīng)力為227.3 MPa，其余的較大應(yīng)力位置包括缸底底部，最大應(yīng)力為160.6 MPa，空心桿件的缸筒內(nèi)壁最大應(yīng)力為56.3 MPa，滿足使用要求。

加載缸應(yīng)變?cè)茍D如圖6所示，分析圖6得出，加載缸最大應(yīng)變處位于缸筒中部位置，最大位移量為0.39 mm。

圖6 組合油缸應(yīng)變分布Fig.6 Strain cloud diagram of combined cylinder

3 高精度剛性液壓同步缸設(shè)計(jì)

常用的多缸同步可以通過(guò)比例泵、流量閥、位移傳感器配合比例換向閥等方式，但由于該閉合回路的高頻反饋速度與電磁閥過(guò)液面積的高頻調(diào)整之間存在一定的差異性、滯后性[15]，這些方式無(wú)法適應(yīng)12根油缸的高頻同步調(diào)整。本文通過(guò)設(shè)計(jì)由12根同型號(hào)的雙伸出桿液壓缸、首尾相連、機(jī)械式的同步控制裝置，確保從同步缸排到加載缸的油液容積相等，從而保證加載缸伸出位移的同步一致性。

1)同步原理。高壓液體通過(guò)控制閥組分別進(jìn)入同步液壓缸左腔，再分別通過(guò)同步液壓缸右腔經(jīng)控制閥組進(jìn)入需要同步調(diào)整的油缸中，因首尾相連的同步缸活塞移動(dòng)的距離相等，因此可以保證進(jìn)入需要同步調(diào)整的油缸活塞腔液體體積相同，從而保證了需要調(diào)整油缸的同步動(dòng)作。具體液壓原理如圖7所示。

1、2—需同步調(diào)整的液壓缸；3、4—首尾連接的同步缸；5、6—行程開關(guān)；DT1～DT8—電磁球閥；SDT1～SDT2—電磁換向閥圖7 高精度剛性液壓同步裝置原理Fig.7 Principle of high-precision rigid hydraulic synchronization device

2)有限元計(jì)算。經(jīng)計(jì)算，最大應(yīng)力點(diǎn)位于同步缸各段缸筒中部?jī)?nèi)表面位置，最大應(yīng)力值為271.2 MPa、最大位移量為0.19 mm。具體應(yīng)變?nèi)鐖D8所示。

圖8 同步缸應(yīng)變分布(m)Fig.8 Stress distribution cloud map of synchronous cylinder

4 實(shí)際應(yīng)用

該裝置于2022年6月投入使用，先后在15000 kN試驗(yàn)臺(tái)和30000 kN試驗(yàn)臺(tái)內(nèi)進(jìn)行了讓縮性能外加載和底座比壓測(cè)試。其中，讓縮性能試驗(yàn)時(shí)，液壓支架安全閥閥芯開啟時(shí)間點(diǎn)在30 s以內(nèi)，液壓支架壓縮下沉量大于100 mm，加載速度為0.55 mm/s。具體如圖9所示；比壓測(cè)試時(shí)，液壓支架底座比壓沿液壓支架底座前后長(zhǎng)度方向呈梯形分布規(guī)律，前端平均比壓大，后端比壓小，約1.4～3.8 MPa之間，與液壓支架設(shè)計(jì)理論值基本一致，具體如圖10所示。

圖9 外加載讓縮試驗(yàn)曲線Fig.9 External loading curve of hydraulic support

圖10 底座比壓測(cè)試曲線Fig.10 hydraulic support specific pressure test curve

5 結(jié) 論

1)可移動(dòng)式液壓支架外加載及比壓測(cè)試裝置，基于高精度剛性液壓同步控制技術(shù)，采用12根氣液組合功能加載油缸進(jìn)行同步加載和比壓數(shù)據(jù)采集。一機(jī)多用，精簡(jiǎn)了測(cè)試裝置結(jié)構(gòu)，并提高了測(cè)試效率，有效解決了液壓支架外加載及比壓測(cè)試技術(shù)難題。

2)實(shí)際應(yīng)用表明，該裝置外加載壓縮量、加載速度、比壓測(cè)試數(shù)據(jù)采集等參數(shù)與功能滿足相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)要求，測(cè)試過(guò)程平穩(wěn)，性能良好。

3)該裝置測(cè)試時(shí)，可在不同的不具備外加載測(cè)試功能的試驗(yàn)臺(tái)間切換，移動(dòng)方便。可作為現(xiàn)有試驗(yàn)臺(tái)功能升級(jí)改造一項(xiàng)行之有效的技術(shù)手段，具有廣闊的應(yīng)用前景。