蘇余權(quán)

（山西焦煤汾西礦業(yè)集團設備修造廠，山西 介休 032000）

0 引 言

調(diào)高油缸作為采煤機輔助液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件，油缸的伸縮為采煤機懸臂的升降提供了動力，使得采煤機懸臂能夠上下擺動，以適應煤層厚度的起伏變化[1]。調(diào)高油缸的設計好壞對采煤機的工作效率有著十分重要的影響，本文主要通過理論分析的方法，以MG1000/2590-GWD系列采煤機為例，對采煤機調(diào)高油缸的設計原則與工作原理進行分析研究，并確定調(diào)高油缸的合理參數(shù)，為保障采煤機的高效生產(chǎn)奠定基礎。

1 調(diào)高油缸的設計原則

采煤機調(diào)高油缸的設計應遵循以下3條基本原則[2]：

1）調(diào)高油缸的設計要盡量簡單、合理、緊湊，加工、維護簡便，使用安全可靠；

2）要合理選擇調(diào)高油缸的主要參數(shù)，保障油缸具有足夠的輸出力、行程和速度，適應采煤機的高效工作；

3）要保障采煤機搖臂的工作穩(wěn)定性，并設置過載保護。

2 調(diào)高油缸的工作原理

采煤機的調(diào)高油缸主要由活塞桿、法蘭、卡環(huán)、導向套、缸體等元件共構(gòu)成，其主要結(jié)構(gòu)圖如圖1所示。

圖1 調(diào)高油缸結(jié)構(gòu)圖

由圖1所示，調(diào)高油缸工作時，由兩側(cè)進液，在壓力油液的作用下，油缸通過活塞桿向正反兩個方向運動，以調(diào)節(jié)采煤機搖臂的高度，適應煤層厚度的起伏變化。

3 調(diào)高油缸主要參數(shù)的確定

3.1 調(diào)高油缸拉力的確定

圖2 采煤機最大臥底時搖臂受力示意圖

對調(diào)高油缸主要參數(shù)的設計首先要確定合理的油缸拉力，這與采煤機搖臂的受力情況有著密切的關(guān)系。根據(jù)采煤機工作時的受力情況，其搖臂在割煤過程中，主要受到截割阻力、遷引力和自身重力的作用，圖2、圖3分別為采煤機最大臥底和最大采高時的受力示意圖[3]。

圖3 采煤機最大采高時搖臂受力示意圖

根據(jù)圖3所示，結(jié)合力矩平衡原理，滾筒的截割阻力為：

式中：Pj為滾筒截割阻力，N；φd為滾筒直徑，取3.5m；Mn為滾筒扭矩，有

式中：N為采煤機截割功率，取1100kW；n為滾筒轉(zhuǎn)速，取18.36r/min。

如圖2所示，根據(jù)采煤機實際情況，取滾筒重力G=360000N，當滾筒推進阻力Pq=0，搖臂下降至最低位置，根據(jù)力矩平衡，可以得到調(diào)高油缸的最大推力F1=1887035N；如圖3所示，根據(jù)力矩平衡，可以得到調(diào)高油缸的最大拉力為1649822N。

3.2 調(diào)高油缸行程及活塞桿參數(shù)的確定

由采煤機的基本參數(shù)可知，調(diào)高油缸的最短距離應為2.04m，行程應為1.05m。

調(diào)高油缸活塞桿采用空心桿的形式，其內(nèi)孔直徑為0.018m。

在缸筒無活塞桿的一側(cè)，缸筒的內(nèi)徑可表示為

式中：D為無活塞側(cè)缸筒內(nèi)徑，m；p為調(diào)高油缸的工作壓力，取20MPa；其余符號含義與前面相同。將數(shù)據(jù)代入，可得無活塞桿側(cè)缸筒的內(nèi)徑為0.347m。

在缸筒有活塞桿的一側(cè)，缸筒的內(nèi)徑可表示為：

式中，D為有活塞側(cè)缸筒內(nèi)徑，m；d為活塞桿直徑，m，其計算可由式（5）表示：

式中：σy為活塞桿桿體材料的許用壓力，取170MPa；d1為空心活塞桿的內(nèi)徑，取0.018m；其余符號含義與前面相同。

將數(shù)據(jù)代入，可得活塞桿直徑為0.12m，缸筒有活塞一側(cè)的內(nèi)徑為0.371m。

缸筒的壁厚可由式（6）表示：

式中：δ為缸筒的壁厚，m；Pmax為缸筒的最大工作壓力，取40MPa；σp為缸筒材料的許用應力，有σp=σb/n=200MPa；σb為缸筒材料的抗拉強度，取1000MPa；n為調(diào)高油缸的安全系數(shù)；其余符號含義與前面相同。

將數(shù)據(jù)代入，可得缸筒的壁厚最小應為0.047m，實際生產(chǎn)中，可取壁厚為0.05m，以保證調(diào)高油缸的安全可靠。

缸筒的額定工作壓力可由式（7）表示：

式中：pN為缸筒的額定工作壓力，MPa；σs為缸筒本身材料的屈服強度，取850MPa；Dw為缸筒的外徑，取0.480m。

將數(shù)據(jù)代入，可得缸筒的額定工作壓力最大應為111.05MPa，實際中所用缸筒工作壓力為40MPa，滿足以上要求。

除此之外，為保障缸筒不會發(fā)生塑形變形，其額定工作壓力還需滿足以下要求：

式中各符號含義與前面相同。

將數(shù)據(jù)代入，可得滿足缸筒不發(fā)生塑形破壞的最大壓力應為69.42MPa，實際中所用缸筒工作壓力為40MPa，滿足以上要求。

最后，校驗缸筒的爆破壓力，應滿足以下條件

式中：pE為缸筒的爆破壓力，MPa；其余符號含義與前相同。

將數(shù)據(jù)代入，可得缸筒的爆破壓力最大應為233.35MPa，實際中所用缸筒的耐壓試驗壓力為35MPa，滿足以上要求。

活塞桿的桿體材料使用40CrNiMoA，其抗拉強度為1000MPa，屈服強度為850MPa，桿體表面淬火后才有鍍鉻處理?；钊麠U直徑應滿足條件前面已進行分析計算，其承受壓力載荷應滿足以下條件：

式中，σ為活塞桿承受壓力載荷，MPa；F為活塞桿的作用力，取F=F1=1887035N；σp為活塞桿材料的許用應力，實際中活塞桿采用中碳鋼材料，其許用應力為400MPa。

將數(shù)據(jù)代入，可得活塞桿承受壓力載荷為74.16MPa，小于材料的許用應力400MPa，滿足要求。

螺紋退刀槽上的合成應力應滿足以下條件：

式中：σn為螺紋退刀槽上的合成應力為MPa；d2為退刀槽上危險截面的直徑，取0.144m。

將數(shù)據(jù)代入，可得螺紋退刀槽上的合成應力為143.21MPa，小于材料的許用應力400MPa，滿足要求。

對調(diào)高油缸進行彎曲穩(wěn)定性檢驗，應滿足以下條件：

式中：E1為材料的彈性模量，取 1.8×105MPa；l為活塞桿的橫截面慣性矩，取0.049d4；LB為調(diào)高油缸的支承長度，取3.09m；K為調(diào)高油缸的導向系數(shù)，取1；nk為安全系數(shù)，取 5。

將數(shù)據(jù)代入，可得要保證油缸的彎曲穩(wěn)定，其最大推力為1914129.81N，大于實際推力1887035N，滿足要求。

4 液壓鎖的原理及作用

本次設計中，采用帶平衡閥的液壓鎖，可以滿足壓力動態(tài)的自動調(diào)整，其具體原理如圖4所示[4]。

如圖4所示，液壓鎖布置在調(diào)高油缸側(cè)面，主要由單向閥、平衡閥、安全鎖和油缸4部分組成。該設計下，液壓鎖不僅能夠保證搖臂能夠固定在任一位置，還能實現(xiàn)過載保護的作用，使調(diào)高油缸在發(fā)生供油管破裂或其他事故時，保證采煤機搖臂固定，不會掉落，同時，當采煤機的滾筒受到?jīng)_擊或過載時，通過安全閥將油缸內(nèi)的壓力卸載，進而保護調(diào)高油缸的安全穩(wěn)定。最后，液壓鎖內(nèi)還設有平衡閥，能夠保證采煤機搖臂動態(tài)平衡，避免在才沒過程中發(fā)生抖動，影響正常生產(chǎn)。

5 結(jié)論

本文所述的研究成果，為該系列采煤機的調(diào)高油缸設計提供了基礎設計，同時為其他采煤機的油缸選型設計提供了參考價值，完全滿足了采煤機的高產(chǎn)高效要求，大幅提供了調(diào)高油缸設計的準確性與效率。