203-液压支架推移杆的力学分析和优化设计

即可 , 拉架状态推移杆受力最大 。根据推移杆使用 工况 , 在拉架 状态下 , 取推 移杆前端为固 定铰支 座 , 其余约束全部为活动铰支座 。
目前推移杆设计结构普遍为二箱型结构件 , 见 图 2、 图 3, 大部分推移杆通常为等截面 , 一小部 分在推移杆前端或后端截面变小 , 但为等强度设计 型式 。
τ=FA3
(2) (3)
1.1.3 推溜 状态 推移 杆全 伸时 侧向 力纯 受弯 应力
当推移杆前端作用 F2力时 , 推移杆前端距抬
底导轨前沿距离 L11 处所受弯距最大 , 由于抬底导
轨前沿距中心线较近取
L11 ≈
1 2
L。
对 Y轴截面一惯性距 :
JY
=
1 6
[
(B5
-2δ1 )3 δ2
+
1 2
[ 关键词 ] 推移杆 ;液压支架 ;力学分析 ;优化设计 [ 中图分类号 ] TD355.41 [ 文献标 识码 ] A [ 文章编号 ] 1006-6225 (2010) 03-0082-03
MechanicsAnalysisandOptimizedDesignofProcess-orientedBarinPoweredSupport
的 , 2种工况分别满足强度要求即可 。
(1)推移装置拉架状态推移杆等效应力 :
拉架状态下可不考虑推移杆的侧向力 , 如果考
虑 , 因侧向力 F2较小 , 取 100kN。 推移杆截面最大拉应力为 :σ1 +σ2 +σ′3
式中 , σ′3 为侧向力 100kN时的拉压应力 。 则推移杆截面尖角处的等效最大应力为 :
DO I :10.13532/j .cnki .cn11 -3677/td.2010.03.024 第 15卷 第 3期 (总第 94期 )
2010年 6月
煤 矿 开 采 CoalminingTechnology
Vo1.15No.3 (SeriesNo.94) June 2 010
液压支架推移杆的力学分析和优化设计
140mm, 其额 定 抬底 力 分别 取 299kN, 386kN,
48 4kN。
F4根据支架重量和底板状况给定 , 一般给定拉 架力是支架重量的 2 ～ 3倍 。目前推移千斤顶常用
的 缸 径 分 别 为 140mm, 150mm, 160mm, 180mm, 200mm, 其额定拉架力分别取 484kN,
关 , 设计时推移杆长度已给定 。
优化设计时 , 推移杆高度 H2为目标函数 , 其 设计变量分别为 δ1 , δ2 , δ3和 [ σ] 。 其中 , δ3一 般取值 16mm或 20mm, 可作为给定值 。
因此 , 设计变量 x=[ δ1 , δ2 , [ σ] ] 高产 高 效 液 压 支 架 推 移 杆 设 计 , 当 H2 < 150mm时 , [ σ ] 取 890MPa;当 H2 ≥150mm时 , [ σ ] 取 690MPa或 890MPa。 标准提供的板材厚度是固定的 , 推移机构推杆
计算结果如下 : 推移杆截面积 :S=14150mm2 ; 推移杆纯拉应力 :σ1 =69.6MPa; 推移杆截面对 X轴惯性距 : Jx =63163333mm4 ; 推移杆受抬底力上下表面弯应力 : σ2 =548MPa; 推移杆受抬底力状态时的切应力 :τ=34MPa; 推移杆对 Y轴截面惯性距 :JY =60658000mm4 ; 推移杆受 1 /2推溜力的侧向力时的最大应力 : σ3 =313MPa; 推移 杆 受 100kN的 侧 向 力最 大 应 力 :σ 3 = 12.4MPa; 推移杆拉架时 , 推移抬底同时作用最大正应力 为 :σ1 +σ2 =617.6MPa; 推移杆拉架状态的最大等效应力 :F2 =100kN 时 , σr =537.4MPa; 推移杆拉架状态安全系数 :n1 =1.41; 推移杆全伸出承载 1 /2推溜力的安全系数 :n2 =2.84。 根据以上计算分析 , ZY10800/28 /63支架推移 杆优化合理 , 倒装整体推杆结构性能可靠 。
=
1 2
LF2
推移杆左右侧面最大弯应力近似值 :
σ3
=
Mw2 B5 2JY
(4)
如前面所述 , 推移机构推移杆伸出全行程侧向
力很小 , 目前国外标准移架侧向力 只按 100kN考
虑 , 如果考虑推移杆全伸出 时侧向力为推 移力的
1/2时 , 加在移架力系中校核推移杆强度是不合理
的 。 对推移机 构强度校核 , 分开工况校核 是合理
σ1
=
F4x A
式中 , σ1 为推移杆纯受拉状态拉应力 。 1.1.2 拉架状态推移杆抬底纯受弯曲应力
(1)
推移杆长度 1/2处弯距最大 , 对 X轴截面一惯 性距 :
Jx =
1 6
[
H32 δ1
+1 2
(H2 -2δ2 )3 δ3 +δ32 (B5 -
2δ1 )]
+
1 2
(B5
-2δ1 )(H2
液压支架推移机构的受力主要包括推移千斤顶 的拉压力 、 抬底千斤顶的抬底力和刮板输送机下滑 所引起的侧向力 , 以上 3种外力作用于不同方向 。 推移机构的主要受力部件是推移杆 , 推移杆在井下 复杂地质条件下很难与工作面底板平面接触 , 大部 分工况是受到前 、 后约束而中部悬空 , 受力工况非 常复杂 。
1 推移杆力学模型及强度分析
推移杆受力如图 1。
图 1 推移杆受力
推移杆在井下受 F2 , F3 , F4三种力同时作用 的几率极小 , 因为拉架状态下推移杆前端导向板未 进入底座内主筋限位 , 其推移杆受侧向力较小 , 仅 限于移架偏移所受摩擦力 。静载荷分析时 , 由于推 溜力远小于拉架力 , 不需强度校核 , 只考虑拉架力
图 2 推移杆截面一
推移杆截面分别 由面积为 A1 , A2 , A3 , A4 , A5 五 块板组成 , 板 A5 除了承受弯曲和拉压外 , 主要是增 加抬底时板 A3 的承载刚性 。目前国内外推移杆设计 时 , 同一截面普遍采用 A1 =A2 , A3 =A4 , 即两立板 的厚度相同 , 上 、 下腹板厚度相同 , 但布置结构型 式有 2种 。 1.1 推移杆强度分析
-δ2 )2 δ2
对 X轴截面二惯性距 :
Jx =
1 6
[
(H2
-2δ2 )3 δ1
+
1 2
(H2
-2δ2 )3 δ3 +
δ32 B5 ] +
1 2
(H2
-δ2 )2 B5 δ2
推移杆的最大弯距 (长度 1 /2处 ):
Mw1
=
1 2
LF3
推移杆上下表面最大弯应力 :
σ2
=
Mw1 H2 2Jx
推移杆长度 1 /2处剪应力 :
ZY10800/28/63支架工作阻力 10800kN, 最大
采高 6.3m, 支架中心距 1.75m, 支架重量 42t。 输 送机分别为艾柯夫 SL1000和 joyAFC-48。
参 数 取 值 为 : F2 : 100kN 和 251kN; F3 : 485kN; α4 : 5°; F4x: 985kN; B5 : 180mm; L: 3367mm;δ3 :20mm;[ σ] :890MPa;δ1:25mm; δ2 :25mm;H2 :170mm。
李瑞杰 , 郭武增 , 杨元凯
(郑州煤矿机械集团股份有限公司 , 河南 郑州 450013)
[ 摘 要 ] 对推移杆进行力学分析和强度分析 , 采用 合理的简化 , 尽可能减少 优化设计 中函数 变量个数 , 得出结论并进行了设计优化验证 , 使推移杆 截面最小化而承受载荷最大化 , 保 证了井下高 产高效工作面液压支架推移 杆的可靠性 , 实现了材料的优化选取 。
556kN, 633kN, 801kN, 989kN。
α4根据推移千斤顶的布置取值 , α4通常在 3 ～ 6°内取值 , 优化设计时可取其大值 。
B5在推移机构设计时给定 , 与支架中心距 、 立 柱缸径有关 , 在支架中心距 1.75m时 , 取值在 180
～ 250mm。 L与支架配套 、 推移步距 、 推移千斤顶布置有
2 推移杆的优化设计
通过以上力学分析和强度分析 , 采用合理地简
化 , 尽可能地减少优化设计中函数变量个数 。 液压
支架推移机构推移杆设计过程中 , F2从试验标准中 取值 , 100kN至 1/2的 推溜力 , 优化 设计中取 F2 =100kN。
F3根据支架重量和底座扎底情况给定 , 目前抬 底 千 斤 顶 常 用 的 缸 径 为 110mm, 125mm和
Q690, Q890。 对高产高效工作面 大工作阻力大配
套支架 , 推移杆选材普遍为 Q690和 Q890。[ σ] 取
总第 94期
煤 矿 开 采
2010年第 3期
690MPa和 890MPa。 为了保证推移杆的可靠性 , n1取值 1.4 ～ 2, n2
取值大于 2。根据目前推移机构与底座配合结构及 井下使用功能 , 推移杆伸出状态不可能受到 1/2推 溜力 , 推移杆优化设计时可以不考虑此工况 , 只要 满足 n1的安全系数 , 推移杆设计是安全的 。
δ33 (H2
-2δ2 ) +
δ31 H2 ]
+1 2
H2 δ1 (B5
-δ1 )2
对 Y轴截面二惯性距 :
JY
=
1[ 6
(B35 δ2
+
1 2
δ33 (H2
-2δ2 )+δ31 (H2
-
2δ2 )]
+
1 2
(H2
-2Biblioteka Baidu2 )(B5
-δ1 )2 δ1
推移杆最大弯距近似值 (长度 1/2处 ):
Mw2
σγ = (σ1 +σ2 +σ′3 )2 +τ2 推移杆安全系数 :
n1
=
[
σ] σγ
(5 )
(2)推移 装置全伸出受 1/2推溜 力时推移杆
应力 :
推移杆安全系数 :
n2
=
[
σ] σγ
(6)
式 (5), (6)中 , [ σ] 为材料的许用屈服应
力 。 目 前 所 选 板 材 分 别 为 Q345, Q460, Q550,
[ 收稿日期 ] 2010 -02 -28 [ 作者简介 ] 李瑞杰 (1971 -), 女 , 河南郑州人 , 工程师 , 主要从事煤矿机械设计研究 。
李瑞杰等 :液压支架推移杆 的力学分析和优化设计
2010年第 3期
图 3 推移杆截面二
1.1.1 拉架状态推移杆受拉应力
推移杆纯拉力 F4x =F4 cosα4
LIRui-jie, GUOWu-zeng, YANGYuan-kai
(ZhengzhouCoalMachineryGroupCo., Ltd, Zhengzhou450013, China) Abstract:Thispapermademechanicalandstrengthanalysisonprocess-orientedbarandultimatelyreducedvariablenumberinoptimizationdesignbyrationalsimplification.Optimizedresultmadethecross-sectionofprocess-orientedbarminimum andbearingload maximum, whichensuredstabilityofprocess-orientedbarofpoweredsupportforminingfacewithhighproductionandhighefficiency andrealizedoptimizedmaterialselection. Keywords:process-orientedbar;poweredsupport;mechanicalanalysis;optimizationdesign
式中 , F4为推移千斤顶的拉架力 ;α4为推移千斤顶 与水平推移杆的夹角 , α4为变值 , 取值为 3 ～ 6°, 计算时取实际最大值 。
推移杆截面一截面积 A:
A=2H2 δ1 +2(B5 -2δ1 )δ2 +(H2 -2δ2 )δ3 推移杆截面二截面积 A:
A=2B5 δ2 +2(H2 -2δ2 )δ1 +(H2 -2δ2 )δ3 推移杆拉应力为 :
设计时所选板材 δ1取 值为 16mm, 20mm, 25mm,
30mm;δ2取 值 为 12mm, 16mm, 20mm, 25mm,
30mm。确定了 δ1, δ2的取值范围 , 求取目标函数 。
Minf(x) = ne1 i=mCf(x)
(7)
其中 , 1.4≤ C≤2
3 ZY10800 /28/63推移杆强度分析及优化验证