田虎楠，王作棠，辛 林，黃溫鋼，張 朋，王建華

（1．中國礦業(yè)大學(xué) 煤炭資源與安全開采國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江蘇 徐州 221116；2．中國礦業(yè)大學(xué) 礦業(yè)工程學(xué)院，江蘇 徐州 221116；3．新疆大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，新疆 烏魯木齊 830008；4．徐州中澳能源科技有限公司，江蘇 徐州 221008）

0 引言

液壓支架是煤礦重要的綜采機(jī)械設(shè)備之一，其主要作用是推移刮板機(jī)、采煤機(jī)和支護(hù)頂板等。液壓支架推移機(jī)構(gòu)是液壓支架的關(guān)鍵組成部分，包括長推移機(jī)構(gòu)和短推移機(jī)構(gòu)兩種形式。組合式推移機(jī)構(gòu)屬于長推移機(jī)構(gòu)，主要由推移千斤頂、組合式推移桿、連接頭和銷軸組成，其作用是推溜、移架和拉后溜［1］。

1 推移桿的三維實(shí)體建模

液壓支架推桿大部分是由鋼板組焊而成的箱型結(jié)構(gòu)件［2，3］，結(jié)構(gòu)不算太復(fù)雜。為提高數(shù)值模擬的精度和減少計(jì)算機(jī)的迭代次數(shù)，在進(jìn)行有限元三維實(shí)體建模前有必要對(duì)推桿進(jìn)行合理的簡化：忽略對(duì)推移桿強(qiáng)度分析影響不大的筋板、導(dǎo)向板、導(dǎo)向軸、焊縫坡口等。在此原則下利用SolidWorks建立了組合式推移桿三維實(shí)體模型，如圖1所示。

圖1 組合式推移桿三維實(shí)體模型

2 材料選取和網(wǎng)格劃分

液壓支架推桿在井底的實(shí)際受力十分復(fù)雜，為了保證有足夠的強(qiáng)度、剛度和塑性，推桿的材料選用Q460，屈服強(qiáng)度σs＝460MPa，彈性模量E＝200GPa，泊松比μ＝0．28，密度ρ＝7 850kg／m3。

不考慮焊縫對(duì)推移桿有限元分析的影響，將推移桿作為一個(gè)實(shí)體進(jìn)行整體的網(wǎng)格自由劃分，網(wǎng)格類型選用具有蠕變、膨脹、塑性、大變形、應(yīng)力強(qiáng)大和大應(yīng)變能力的Solid45單元，網(wǎng)格尺寸為32．5，網(wǎng)格數(shù)為37 889個(gè)。推移桿網(wǎng)格劃分如圖2所示。

圖2 推移桿網(wǎng)格劃分

3 推移桿的受力分析

將在SolidWorks［4，5］中建立的三維實(shí)體模型導(dǎo)入到專業(yè)的有限元分析軟件 ANSYS Workbench［6］中，根據(jù)液壓支架推桿的實(shí)際使用工況和受力特點(diǎn)，采用不同的約束和載荷對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析。本文主要對(duì)液壓支架井下常見的3種工況進(jìn)行有限元分析［7－9］。

3．1 工況一（組合式推移桿推移輸送機(jī)）

由推移千斤頂?shù)募夹g(shù)特征可知，在泵站壓力為31．5MPa時(shí)，千斤頂?shù)淖畲笸屏锪?61kN，在組合式推移桿推移輸送機(jī)即推溜工況下，組合式推移桿受壓，推移桿右端為固定約束。此工況下的有限元分析結(jié)果如圖3和圖4所示。

3．2 工況二（組合式推移桿拉液壓支架）

在泵站壓力為31．5MPa時(shí)，千斤頂?shù)淖畲罄芰?33．5kN，在組合式推移桿拉液壓支架工況下組合式推移桿受拉，推移桿左端為固定約束。此工況下的有限元分析結(jié)果如圖5和圖6所示。

圖3 工況一下推移桿應(yīng)力分析云圖

圖4 工況一下推移桿總變形分析云圖

圖5 工況二下推移桿應(yīng)力分析云圖

圖6 工況二下推移桿總變形分析云圖

3．3 工況三

組合式推移桿推移輸送機(jī)的同時(shí)受輸送機(jī)下滑力的作用。此工況下液壓支架推移桿的受力比較復(fù)雜，推移桿在推溜力作用下同時(shí)承受拉溜力作用，推移桿右端為固定約束。此工況下的有限元分析結(jié)果如圖7和圖8所示。

圖7 工況三下推移桿應(yīng)力分析云圖

4 結(jié)論

（1）由工況一的應(yīng)力云圖和位移云圖可得：組合式推移桿的最大應(yīng)力出現(xiàn)在后推桿的耳座與推移千斤頂?shù)倪B接處，最大應(yīng)力σmax＝126．2MPa，最大變形量在前推移桿的前部，為1．39mm。

圖8 工況三下推移桿總變形分析云圖

（2）由工況二的應(yīng)力云圖和位移云圖可得：組合式推移桿的最大應(yīng)力出現(xiàn)在前推桿兩主筋板的后部，最大應(yīng)力σmax＝1 029．5MPa；最大變形量出現(xiàn)在前推移桿的前部，為7．6mm。應(yīng)力和變形較大的主要原因是在前推桿主筋板的尾部產(chǎn)生了應(yīng)力集中，可以通過適當(dāng)增加過渡圓角半徑來消除應(yīng)力集中。

（3）由工況三的應(yīng)力云圖和位移云圖可以看到：組合式推移桿的最大應(yīng)力出現(xiàn)在后推桿的耳座與推移千斤頂?shù)倪B接處，最大應(yīng)力σmax＝225MPa；最大變形在前推移桿的前部，為3．78mm。

（4）由3種工況下的應(yīng)力分析云圖可得：后推桿部分除與推移千斤頂連接的耳座外，其余的應(yīng)力都小于400MPa，可以考慮選用Q420鋼板或適當(dāng)降低板厚，以降低成本。

［1］ 王國法．液壓支架技術(shù)［M］．北京：煤炭工業(yè)出版社，1999．

［2］ 魯忠良，景國勛，肖亞寧．液壓支架設(shè)計(jì)使用安全辨析［M］．北京：煤炭工業(yè)出版社，2006．

［3］ 丁紹南．采煤工作面液壓支架設(shè)計(jì)［M］．北京：世界圖書出版公司，1992．

［4］ 詹友剛．SolidWorks2012寶典［M］．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2012．

［5］ CAD／CAM／CAE技術(shù)聯(lián)盟．SolidWorks2012中文版從入門到精通（附光盤）［M］．北京：清華大學(xué)出版社，2012．

［6］ 凌桂龍，丁金濱，溫正．ANSYS Workbench 13．0從入門到精通（配光盤）［M］．北京：清華大學(xué)出版社，2012．

［7］ 孫紅發(fā)，于德潤．ZY10800／28／63型液壓支架推移桿可靠性分析與研究［J］．煤礦機(jī)械，2008，29（6）：45－47．

［8］ 何文斌，李宏．基于ANSYS的液壓支架強(qiáng)度有限元分析［J］．煤礦機(jī)械，2006，27（10）：91－93．

［9］ 費(fèi)建軍，吳勁松．危險(xiǎn)工況下液壓支架推移桿的研究與分析［J］．煤礦機(jī)械，2010，31（9）：43－44．