唐小龍， 王曉東

(1.煤炭科學技術(shù)研究院有限公司， 北京 100013； 2.煤炭資源高效開采與潔凈利用國家重點實驗室， 北京 100013)

引言

隨著我國煤礦深度和強度的增大，沖擊地壓災(zāi)害發(fā)生的頻度和強度明顯增強，沖擊地壓礦井數(shù)量呈上升趨勢。液壓支架立柱(一種液壓支架礦用液壓缸，以下簡稱液壓缸)是液壓支架主要承載部件，提高立柱的抗沖擊能力是應(yīng)對井下沖擊地壓，實現(xiàn)安全高效開采的有力技術(shù)手段。要提高液壓缸的抗沖擊能力，必須對液壓缸的動載特性(動態(tài)載荷作用下的特性)進行深入分析。目前的研究成果大多集中在理論分析方面：基于有限元分析原理、光滑粒子流體動力學、流固耦合原理模擬液壓缸在動載過載條件下動態(tài)響應(yīng)，對液壓缸在動載過載下缸體的應(yīng)力、應(yīng)變分布規(guī)律[1-3]。針對靜載條件下液壓缸結(jié)構(gòu)件危險截面及最大應(yīng)力進行仿真計算并分析其影響因素[4-5]； 基于 AMESim軟件建立液壓回路系統(tǒng)模型，模擬煤壁頂板振動作用下以及蓄能沖擊作用下液壓回路系統(tǒng)以及液壓缸無桿腔壓力、流量特性[6-10]；利用經(jīng)典力學公式推導得出落錘沖擊作用下的液壓缸內(nèi)腔壓力波動方程、煤壁頂板作用下液壓缸內(nèi)液體壓力的解析表達式，對液壓缸壓力特性進行數(shù)值計算，并通過建立撓度微分方程計算靜載載荷條件下液壓缸失穩(wěn)的臨界條件[2,7,11]。

目前由于缺少試驗設(shè)備及技術(shù)條件，針對液壓缸在動載過載條件(高于液壓缸額定工作載荷的沖擊載荷作用)下液壓缸結(jié)構(gòu)件的應(yīng)力分布和壓力特性的試驗研究相關(guān)工作尚未開展。針對液壓缸在不同額定壓力倍率下的動載過載特性，結(jié)合AMESim和ANSYS workbench仿真軟件對液壓缸在動載過載條件下的結(jié)構(gòu)件應(yīng)力分布、液壓缸內(nèi)腔壓力波動情況進行模擬計算。為了驗證仿真模型搭建以及簡化條件是否合理準確，在模擬計算的基礎(chǔ)上設(shè)計試驗測試方案，應(yīng)用蓄能沖擊原理對液壓支架液壓缸進行動載過載特性試驗，并同步進行應(yīng)力應(yīng)變測試以及壓力監(jiān)測得到測試數(shù)據(jù)，綜合分析仿真數(shù)據(jù)與試驗測試，對液壓缸動載過載特性進行分析研究。研究結(jié)果為液壓缸在動載條件下的預期破壞位置及液壓支架抗沖擊液壓缸優(yōu)化設(shè)計提供理論指導和試驗數(shù)據(jù)參考。

1 AMESim動載加載仿真分析

液壓缸動載過載加載系統(tǒng)采用蓄能沖擊原理，加載條件參考國家標準GB/T 25974.2-2010《煤礦用液壓支架第2部分: 立柱和千斤頂技術(shù)條件》，單伸縮立柱(礦用液壓缸)初撐充液后閉鎖壓力腔，蓄能器開啟將高壓油液瞬間注入柱塞沖擊缸，柱塞缸柱塞動作軸向撞擊液壓缸，使液壓缸下腔壓力在30 ms內(nèi)由0.6倍額定壓力達到設(shè)定的不同倍率額定壓力[12]。

1.1 蓄能器壓力參數(shù)計算

共進行1.0, 1.1, 1.2, 1.3, 1.4, 1.5倍額定載荷動載過載仿真分析。為達到預期內(nèi)腔壓力，根據(jù)液壓缸性能參數(shù)(如表1)對蓄能器設(shè)定參數(shù)計算[13-15]，計算結(jié)果如表2所示。

表1 被試件性能參數(shù)表

表2 蓄能器壓力參數(shù)

1.2 模型設(shè)計

根據(jù)上述加載原理運用AMESim軟件標準液壓庫和液壓元件庫、液阻庫以及機械庫，構(gòu)造各個液壓元件的仿真模型，并為各個元件選擇合適的子模型，搭建的動載加載系統(tǒng)模型如圖1所示。

1.3 子模型參數(shù)設(shè)置

以1.5倍動載過載仿真分析為例介紹AMESim仿真內(nèi)容，表3為模擬元件子模型的具體參數(shù)。

圖1 AMESim仿真模型原理圖

表3 關(guān)鍵元件參數(shù)設(shè)定

名稱數(shù)值蓄能器體積/L300蓄能器充氣壓力/MPa8.0蓄能器充液壓力/MPa9.3液壓缸活塞直徑/cm230沖擊缸活塞/cm550液壓缸活塞內(nèi)腔體積/L7.73沖擊缸內(nèi)腔體積/L2.72振動質(zhì)量/kg1405乳化液絕對黏度/cp51乳化液楊氏模量/MPa1818密封直徑間隙/mm0.06摩擦接觸長度/mm117

1.4 運行仿真

仿真運行起止時間0～0.5 s，采樣時間間隔為0.0001 s，采用標準積分器，單精度計算。參數(shù)設(shè)置完畢后，運行仿真程序得到模擬計算結(jié)果。圖2為仿真計算得出的1.5倍動載過載條件下的液壓缸下腔壓力 -時間曲線。

圖2 液壓缸下腔時間-壓力曲線圖(1.5倍動載)

2 ANSYS workbench瞬態(tài)動力學仿真分析

利用AMESim仿真計算得出動載過載條件下液壓缸下腔壓力數(shù)據(jù)，將壓力數(shù)據(jù)簡化并導入workbench瞬態(tài)動力學仿真模型，對液壓缸缸體及活塞桿進行有限元仿真分析，得出液壓缸結(jié)構(gòu)件在不同內(nèi)腔壓力下的應(yīng)力應(yīng)變分布規(guī)律。

2.1 搭建仿真模型

建立液壓缸三維模型，導入workbench仿真軟件，添加材料屬性，液壓缸結(jié)構(gòu)件材料均選用27SiMn，液壓缸模型剖視圖如圖3所示，材料屬性如表4所示。

圖3 液壓缸模型圖

表4 液壓缸材料屬性參數(shù)表

材料屬性參數(shù)彈性模量/MPa2.07×105泊松比0.3 密度/kg·m-37 850屈服強度/MPa835

液壓缸結(jié)構(gòu)件接觸定義：由于沖擊時間較短，沖擊瞬間假設(shè)液壓缸各結(jié)構(gòu)件沒有發(fā)生相對位移，導向套與缸筒、活塞與缸筒內(nèi)壁、活塞桿與導向套接觸面均定義為bonded。

2.2 載荷施加及約束

(1) 在動載過載條件下，液壓缸下腔內(nèi)部封閉且充滿高壓液體，忽略其泄漏及活塞與缸筒、導向套與活塞摩擦。在有限元仿真環(huán)境下對液壓缸下腔壓力波動進行理想假設(shè)，液壓缸下腔壓力在同一時間點均勻分布，以1.5倍動載過載仿真計算為例，壓力載荷施加時間步如圖4所示。

圖4 載荷施加時間步

(2) 約束方式：忽略沖擊加載過程中活塞桿頭部、缸筒底面的微小位移，在缸體底部曲面以及液壓缸活塞桿頭部表面添加固定約束。圖5為施加載荷以及約束條件圖。

圖5 載荷及約束條件

2.3 加載及求解

運用ANSYS workbench仿真程序?qū)σ簤焊走M行動載加載，進行求解，得出缸筒、活塞桿應(yīng)力應(yīng)變分布情況仿真分析結(jié)果。1.5倍額定壓力動載過載條件下，應(yīng)力云圖如圖6所示。缸筒、活柱結(jié)構(gòu)件最大應(yīng)力-時間的關(guān)系曲線如圖7、圖8所示。

圖6 活塞桿及缸筒應(yīng)力云圖(1.5壓力倍率)

圖7 活塞桿最大應(yīng)力-時間曲線圖(1.5壓力倍率)

圖8 缸筒最大應(yīng)力-時間曲線圖(1.5壓力倍率)

3 試驗研究

3.1 試驗條件

6000 kN液壓支架液壓缸沖擊試驗臺以蓄能沖擊形式提供試驗動力。數(shù)據(jù)采集處理方面，采用奧地利DEWESoft動態(tài)應(yīng)力應(yīng)變測試分析系統(tǒng)[16]。

3.2 測點布置及橋路設(shè)置

試驗選用三向直角應(yīng)變片，測點布置如圖9所示。試驗順序按照壓力由低到高依次進行，分別進行1.0～1.5倍率下的動載過載測試試驗。

圖9 測點布置圖

3.3 采集數(shù)據(jù)處理

在動載過載沖擊過程中，液壓缸結(jié)構(gòu)件最大應(yīng)力點的分布位置與撞擊后的時間長度有關(guān)。本研究選取測試數(shù)據(jù)為時間-壓力曲線上，下腔壓力達到0.6倍額定壓力(即21 MPa)為時間起點，取第30 ms時對應(yīng)的壓力及應(yīng)變值，進行處理分析。圖10為測試軟件采集到的液壓缸下腔壓力-時間曲線。

圖10 1.5倍動載過載條件下的壓力-時間曲線

通過應(yīng)變花3個方向測得的數(shù)值計算主應(yīng)力、主應(yīng)變，其計算公式如下[17]：

主應(yīng)變：

(1)

主應(yīng)力：

(2)

εi為測點的單向應(yīng)變值，E為材料的彈性模量2.06×105MPa,μ為泊松比取為0.3。

3.4 測試數(shù)據(jù)

對試驗數(shù)據(jù)進行梳理，得到不同倍率下各個測點的主應(yīng)力分布如圖11所示。

圖11 各測點不同倍率下的主應(yīng)力

4 仿真分析與試驗測試對比

4.1 AMESim仿真與試驗結(jié)果比對分析

在6組不同倍率下的液壓缸下腔壓力-時間曲線中，分別取5個參量： 第30 ms壓力、峰值壓力、上升至壓力峰值所需時間、波谷壓力值、波峰到波谷時間長度(壓力曲線時間起點取壓力為21 MPa時的對應(yīng)點)。針對上述參量進行6組仿真計算與試驗數(shù)據(jù)的比對分析，如圖12～圖16所示。

圖12 第30 ms壓力比對圖

可以看出：仿真分析與測試試驗得到的液壓缸下腔壓力-時間曲線基本吻合，其主要區(qū)別在于AMESim仿真環(huán)境下，波峰到波谷所需時間參量差異較大，最大誤差45.4%；原因分析為：AMESim仿真環(huán)境中，忽略了現(xiàn)場試驗條件下蓄能器與沖擊缸連接管路內(nèi)的壓力損失；液壓缸活塞與缸體摩擦、活塞桿與導向套摩擦產(chǎn)生的阻尼作用使用單個黏性摩擦及泄漏仿真元件BRF1進行模擬與實際試驗環(huán)境下的阻尼有差別。因此導致液壓缸內(nèi)腔壓力-時間曲線波形衰減與測試試驗相比較為緩慢。

圖13 峰值壓力比對圖

圖14 上升至壓力峰值所需時間比對圖

圖15 壓力波谷值比對圖

圖16 波峰到波谷所需時間比對圖

4.2 有限元仿真與試驗比對

動載過載條件下，1.0倍，1.3倍，1.5倍壓力倍率下的液壓缸各測點主應(yīng)力仿真計算結(jié)果與測試數(shù)據(jù)比對圖如圖17～圖19所示。

圖17 1.0倍率下液壓缸主應(yīng)力比對圖

圖18 1.3倍率下液壓缸主應(yīng)力比對圖

圖19 1.5倍率下液壓缸主應(yīng)力比對圖

分析上圖可知：

(1) 有限元分析計算結(jié)果基本吻合與測試試驗數(shù)據(jù)，最大誤差15.5%。誤差原因分析：現(xiàn)場試驗過程中應(yīng)變片自身具有橫向效應(yīng)從而引起電阻片阻值變化，產(chǎn)生誤差；應(yīng)變片黏貼時膠層厚度以及貼片角度不完全相同引起的隨機誤差；

(2) 在液壓缸軸向方向上，各測點的分布規(guī)律保持一致，最大應(yīng)力位置為測點3，1.5倍壓力條件下的對應(yīng)應(yīng)力值為267 MPa，但最大應(yīng)力點分布位置存在較小差異：仿真計算最大點位于試驗值最大點下方3 cm 左右，原因如下：ANSYS仿真環(huán)境下邊界條件假定液壓缸下腔壓力在同一時間點下均勻分布，忽略了動載試驗下液壓缸下腔壓力波動變化引起的誤差；測點黏貼位置無法精準控制。

5 結(jié)論

(1) AMESim仿真以及workbench有限元仿真計算結(jié)果與試驗測試數(shù)據(jù)基本吻合。證明仿真分析模型搭建成功，能較好的模擬動載加載實際工況，為動載荷作用下液壓缸預期破壞位置及抗沖擊液壓缸的優(yōu)化設(shè)計提供理論指導;

(2) 動載過載條件下，液壓缸在軸向方向上的應(yīng)力分布趨勢：有液柱區(qū)域缸筒部分液柱中上方約1/6處對應(yīng)部分應(yīng)力最大，應(yīng)力分布呈向上下兩側(cè)逐漸減小的趨勢，缸底處應(yīng)力最小；無液柱區(qū)域?qū)蛱滋帒?yīng)力最小，頭部銷孔處應(yīng)力最大，活塞下端面、活塞桿與活塞桿頭部焊接過渡區(qū)下方也存在明顯的高應(yīng)力集中區(qū)域，活塞桿中部應(yīng)力分布基本持平;

(3) 1.5倍動載過載條件下最大應(yīng)力測點分布位置位于液壓缸無桿腔液柱中上部對應(yīng)的缸體位置，外表面應(yīng)力值為267 MPa，內(nèi)表面應(yīng)力點為363 MPa；活塞桿最大應(yīng)力點位于活塞桿頭部銷孔處,該處出現(xiàn)應(yīng)力集中，最大應(yīng)力值為548 MPa。液壓缸整體應(yīng)力值均未超過材料屈服強度835 MPa；

(4) 當液壓缸結(jié)構(gòu)件應(yīng)力值小于材料屈服強度的時：液壓缸結(jié)構(gòu)件應(yīng)力應(yīng)變分布規(guī)律與動載載荷大小無關(guān)；

(5) 未進行高于液壓缸缸筒材料屈服強度以上的破壞性動載試驗，后續(xù)學者可針對高強度液壓缸動載過載特性展開研究。