大采高液壓支架頂板姿態(tài)調(diào)整系統(tǒng)特性研究

趙翠萍

(山西機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)械工程系,山西 長治 046011)

0 引言

采煤工作面是煤炭的第一生產(chǎn)現(xiàn)場，具有作業(yè)空間狹小、機(jī)械設(shè)備多、視覺環(huán)境差、溫度高的特點(diǎn)，其安全事故頻發(fā)，嚴(yán)重影響了整個(gè)煤礦的安全管理工作，是煤礦安全管理工作中的重點(diǎn)區(qū)域。綜采工作面所使用的液壓支架由于工作環(huán)境惡劣，煤層復(fù)雜多變，不可能都處于理想的底頂板平行狀態(tài)，如果不對支架姿態(tài)作必要的分析并加以調(diào)整，就可能引起采煤機(jī)割到頂梁、平衡千斤頂拉斷及立柱傾角過大等問題，降低采煤效率，并引發(fā)事故[1]。為此，本文針對煤巖夾雜引起的突變載荷，提出了液壓支架姿態(tài)調(diào)整仿真模型，并進(jìn)行了仿真分析。

1 液壓支架機(jī)構(gòu)與液壓系統(tǒng)原理[2，3]

圖1為雙立柱型大采高液壓支架，由頂板1、平衡缸2、掩護(hù)梁3、連桿4、底座5和立柱缸6等組成。當(dāng)頂板1與底座5不平行時(shí)，可以通過調(diào)節(jié)立柱缸6和平衡缸2的活塞桿伸出量來調(diào)整頂板角度，保持頂板與底座平行或呈特定角度。

1-頂板；2-平衡缸；3-掩護(hù)梁；4-連桿；5-底座；6-立柱缸

圖2為液壓支架立柱伸縮系統(tǒng)工作原理圖，當(dāng)立柱升柱時(shí)，電磁換向閥1Y帶電，換向閥2-1右位、換向閥2-2左位、換向閥2-3右位工作，乳化液經(jīng)過手動反沖洗過濾器1、電液換向閥組2、旁路閥3、液控單向閥5進(jìn)入立柱下腔，推動立柱上升；當(dāng)立柱下降時(shí)，電磁換向閥2Y帶電，換向閥2-1左位、換向閥2-2右位、換向閥2-3左位工作，乳化液流經(jīng)手動反沖洗過濾器1、電液換向閥組2進(jìn)入雙伸縮立柱的上腔，推動立柱下降。

1-過濾器；2-電液換向閥組；3-旁路閥；4-回液斷路閥；5-液控單向閥；6-左立柱；7-溢流閥

圖3為平衡缸液壓回路，三位四通換向閥4處于左位時(shí)，普通雙向鎖3左側(cè)單向閥開啟，活塞桿腔供液，同時(shí)控制液打開普通雙向鎖3右側(cè)單向閥，活塞腔回液，平衡千斤頂產(chǎn)生拉力，可使合力作用點(diǎn)后移，阻止頂梁抬頭；三位四通換向閥4處于右位時(shí)，普通雙向鎖3右側(cè)單向閥開啟，活塞腔供液，同時(shí)控制液打開普通雙向鎖3左側(cè)單向閥，活塞桿腔回液，平衡千斤頂產(chǎn)生推力，可使合力作用點(diǎn)前移，阻止頂梁低頭。

1-平衡缸；2-安全閥；3-雙向鎖；4-換向閥

2 AMESIM建模與仿真

利用AMESIM建立的液壓支架姿態(tài)調(diào)整仿真模型如圖4所示。液壓支架姿態(tài)調(diào)整液壓系統(tǒng)的液壓油為乳化液，其彈性模量E=2 000 MPa。液壓支架姿態(tài)調(diào)整液壓系統(tǒng)的基本參數(shù)如表1所示。

表1 液壓支架姿態(tài)調(diào)整液壓系統(tǒng)基本參數(shù)

姿態(tài)調(diào)整液壓系統(tǒng)采用進(jìn)油控制信號前2 s為0，使得系統(tǒng)管路充滿液壓油，2 s～4 s給階躍信號40 Hz。

1-調(diào)整機(jī)構(gòu)；2-平衡缸液壓系統(tǒng)；3-立柱缸液壓系統(tǒng)

3 仿真結(jié)果與分析

立柱缸不供液，在頂板傾角為8.8°仰角時(shí)，給平衡缸有桿腔供液使其縮回，最終調(diào)平支架頂梁。受力點(diǎn)從立柱支點(diǎn)向平衡缸方向移動，受力為5 000 kN，方向始終垂直于頂梁，若頂梁水平夾角為θ，液壓缸頂部受力可以按夾角方向分解為兩個(gè)：x向的力為5 000×sin(θ×π/180) kN，y向的力為-5 000×cos(θ×π/180) kN。當(dāng)合力受力點(diǎn)在距離立柱支點(diǎn)12 cm時(shí)，平衡缸位移響應(yīng)如圖5所示。

支架在頂部負(fù)載作用下，支架立柱液壓缸的伸出位移由最初始的0.33 m變?yōu)?.34 m，并且在此過程中液壓支架的平衡缸出現(xiàn)有桿腔溢流的現(xiàn)象，如圖6所示。在此過程后，液壓支架的平衡缸將保持位移不變，究其原因是泵出口壓力依然沒有達(dá)到液壓支架頂部所受負(fù)載小于傳遞給姿態(tài)調(diào)整系統(tǒng)平衡缸的給定壓力。

立柱液壓缸和平衡缸的入口壓力是從泵出口處液壓支架的控制閥之前的單向閥獲得的，兩個(gè)入口的壓力響應(yīng)如圖7所示。由圖7可知，在液壓系統(tǒng)運(yùn)行3 s之后，泵站和缸的系統(tǒng)壓力達(dá)到了27 MPa，同時(shí)從圖5可以發(fā)現(xiàn)，位移曲線迅速下降，表明缸活塞桿快速縮回;在系統(tǒng)運(yùn)行到4.2 s后，系統(tǒng)壓力達(dá)到了溢流閥的開啟壓力，并最終保持在37.5 MPa;系統(tǒng)運(yùn)行到最后，平衡缸的位移調(diào)到0.3 m后，將保持不變，不在繼續(xù)對液壓支架的頂部進(jìn)行調(diào)平。分析其原因是液壓支架頂板的水平角度減少，引起平衡缸和頂部負(fù)載的夾角變小，引起平衡缸的分力變大。在此過程中，當(dāng)平衡缸的分力達(dá)到1 080 kN時(shí)，缸內(nèi)壓力為37.5 MPa，位置保持不變，不再縮回。

平衡缸有桿腔溢流閥在調(diào)平頂板過程中有兩次溢流:第一次，在開始時(shí)由于負(fù)載的作用，使得溢流；第二次，在后期泵站推動平衡缸和負(fù)載時(shí)，使得壓力達(dá)到溢流值。

圖5 平衡缸位移響應(yīng) 圖6 平衡缸有桿腔溢流閥流量響應(yīng) 圖7 泵出口壓力和平衡缸有桿腔壓力響應(yīng)

在液壓支架的系統(tǒng)仿真中，系統(tǒng)壓力從0升到37.5 MPa，而平衡缸缸內(nèi)壓力卻在頂部負(fù)載作用下迅速達(dá)到38 MPa，并且出現(xiàn)溢流，系統(tǒng)最終經(jīng)過3 s的短暫波動和衰減，最終穩(wěn)定維持在27 MPa。

從液壓支架的整個(gè)液壓調(diào)平系統(tǒng)的動態(tài)運(yùn)行中，隨著力和平衡缸的角度逐漸變小，分解到平衡缸的力反而變大，在此作用下，平衡缸將縮回一定距離，使得缸內(nèi)壓力增大，與外載荷達(dá)到平衡。當(dāng)缸內(nèi)壓力達(dá)到溢流壓力37.5 MPa，平衡缸缸內(nèi)壓力達(dá)到極限，缸桿將不能繼續(xù)縮回，最終外力達(dá)到最大值1 080 kN，平衡缸受力響應(yīng)如圖8所示。

圖8 平衡缸受力響應(yīng)

通過分析可以得出液壓支架頂板調(diào)平的關(guān)鍵點(diǎn)及其參數(shù),如表2所示。

表2 液壓支架頂板調(diào)平關(guān)鍵點(diǎn)及其參數(shù)

4 結(jié)論

在實(shí)際工程中，液壓支架頂板的調(diào)整可以參考仿真結(jié)果給出的參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，能使液壓支架的效能達(dá)到最大，從而能夠改善液壓支架漏采的問題。