双剪切销在液压支架推移机构过载保护的应用

2014-08-16高小强

中国煤炭工业 2014年1期

文/高小强

文/高小强

液压支架推移机构承担采煤工作面所有设备的推移工作，其可靠性对整个工作面能否正常生产至关重要。根据目前国内采煤工作面统计的结果显示，液压支架液压件维修更换量最大，推移机构的故障率和维修更换次数排在第二位。受液压支架整体结构限制，井下更换推移装置结构件非常困难，同时维修工作量很大。为了解决这一难题，对推移机构必须设计一个最薄弱的剪切安全销轴，一旦过载，推拉力超过推移机构安全承载力时，该销轴被剪断，以保护推移机构的关键部件不受损坏。因此剪切销在整个推移机构中则显得尤为重要。本文分析了液压支架推移机构失效的原因，鉴于单剪切销不能更好保护推移机构，提出了双剪切销的设计方案，并给出了计算方法。这对解决液压支架推移机构损坏问题及提高综采设备整体可靠性具有重要的现实意义。

一、单剪切销的弊端及解决方案

1．单剪切销作用及弊端概述

液压支架推移机构由推杆体、推移千斤顶、十字连接头、十字连接头与推移杆连接处剪切销、十字连接头与输送机连接处铰接销、推移杆与推移千斤顶连接处铰接销组成。剪切安全销设置在推移机构容易更换的位置。通常情况下，将推移机构连接头与推移杆连接处的销轴设为剪切安全销，如图1所示。推移连接头与推移杆连接处剪切销对推移机构正常工作时前后、左右四个自由度方向能起到很好的过载保护。而液压支架的使用规范中要求工作面“三直、两平”，即煤壁直、液压支架直、输送机直、顶板平、底板平。然而，当采煤遇到某些特殊工况或者运输机下端浮煤未清理等情况时，随着综采工作面不断推进，运输机、采煤机以及液压支架逐渐向垂直底板方向偏移，当垂直偏移量大于支架设计推移最大上抬起量后，使整个支架在过桥处压在推杆体上。此时如果再进行带压擦顶拉架就容易造成推杆体的断裂，即出现上述工况时该处剪切销在上下方向就有可能出现过载保护失效。

图1 推移装置结构示意图

2．单剪切销过载保护失效验证

为验证出现上述特殊工况时，推移装置单剪切销能否在上下自由度方向对推移装置提供加载保护，模拟了液压支架推移装置的工作原理及状态，对液压支架推移装置做了如下试验进行验证：

（1）试验概述：用实体液压支架在压架实验台上模拟上述特殊工况进行带压擦顶拉架；首先前端利用自行设计工装耳座模拟刮板运输机与推移装置连接，以便于模拟液压支架拉架，同时严格控制各连接销轴与销孔之间的间隙，利用泵站向立柱缓慢加压直至推移装置有部件损坏，形成整体系统有泄压产生并记录相关压力数据。

（2）试验结果：当泵站压力加载到40MP时，推移装置十字连接头前段被损坏，同时推杆体严重弯曲，而推杆体与十字连接头处剪切销并未损坏。

（3）原因分析：上述试验工况中，即便各个销轴与销孔间隙控制精准（销孔间隙为单边0.5mm），但由于推杆体和连接头自身重力等因素的影响，销孔间隙将偏移至一侧。当推移装置受到垂直向下的作用力时，推移装置连接头与推杆处剪切销只能对前后、左右四个方向的作用力进行有效过加载保护，不能对上下方向的作用力提供加载保护。整个试验过程中模拟工装耳座与推移装置连接处销轴由于为实心销轴，设计强度较大，而推移装置连接头一般为锻铸件，强度略低于此处销轴，当所受到垂直向下作用力大于材料屈服强度时，就造成了连接头的破坏。

（4）改进措施：由于推移机构单剪切销在垂直液压支架底板方向上所受力时不能完全起到过载保护。同时通过对推移装置连接结构的分析，将在运输机与连接头铰接处连接销改用剪切销形式，同时通过对该剪切销进行强度校核并进行重点控制，可以对推移装置上下方向受力时起过载保护作用，即为题目所述的用双剪切销对推移装置进行过载保护。

综合上述，推杆体与连接头处剪切销在垂直底板方向上对推移装置不能起到过载保护。而整个推移装置机构采用两个剪切销可以对推移装置起到有效的过载保护，即推移装置对双剪切销的过载保护应用。

二、剪切销的设计计算

1．剪切销的设计计算方法

剪切销轴的剪切槽通常设计为两个槽，采用双剪形式，剪切槽设置在单耳和双耳铰接配合面上。当连接销轴设置为剪切槽时剪切应力：

销轴不设置剪切槽时剪切应力：

销轴设置剪切槽时的安全系数：

销轴不设置剪切槽时的安全系数：

剪切销轴安全系数降低比率：

销轴的剪切安全系数的取值取决于其他部位的安全系数，它在机构中的取值为最小。为保证推移机构过载保护的作用，推移机构剪切安全销切槽后相对无切槽安全系数应降低25%，即断面收缩率φ取值为0.25。即剪切销各个内外径尺寸关系式：

式中：τ1—销轴剪切槽剪切应力；τ2—销轴无剪切槽时剪切应力；θ1—销轴剪切槽的内径；θ2—销轴内孔尺寸(销轴设置内孔的目的是增加销轴内部的淬透性，过载时销轴断裂而非弯曲，起到保护推移机构的作用)；θ3—销轴直径；Kn—剪切槽处应力集中系数。

销轴的材质主要选取30CrMnTi和40Cr两种材料，通过淬火处理保证硬度为HRC35～40并保证其强度，30CrMnTi使用较多，淬火后的30CrMnTi强度较高，塑性较低。通过拉伸试验，屈股强度平均为1000～1100MPa，抗拉强度极限平均为1200MPa，30CrMnTi的许用切应力[τ]为1000MPa。

推杆体箱体截面安全强度的计算：

式中：σ—最大弯曲应力；M—推杆受力处弯矩；Ix—推杆受力处最大惯性矩；H—推杆受力处危险高度；

推杆体箱体截面安全系数

σs—推杆体材料屈服应力（通常推杆体材料为Q690及以上）。

2．双剪切销设计步骤

双剪切销设计的原则是首先满足整个支架能正常拉架推溜的基础上，考虑在支架受到垂直向下作用力工况下推移装置剪切销轴受纯剪切作用，通过对推移装置剪切销的强度控制从而对整个推移装置机构起到过加载保护；在满足上述两项条件后再反向校核推杆体的截面安全性。具体设计步骤如下：

首先考虑保证正常拉架推溜时各剪切销的强度，保证剪切销安全系数n1≥1.1。具体计算方法按公式（1）、（2）、（3）、（4）、（5）、（6）计算；当推移装置抬底力（一般近似考虑为推移装置所受向下作用力）大于等于拉架力时剪切销的强度；保证剪切销安全系数n1≥1.05。具体计算方法按公式（1）、（2）、（3）、（4）、（5）、（6）计算；考虑上述极限工况时（抬底力大于等于拉架力），反向校核验证推杆箱体中间位置截面安全系数达到煤安标准要求，具体计算方法按公式（7）、（8）计算。

3．实例应用

以神东煤炭集团石圪台矿ZY12000/18/35D型掩护式液压支架推移装置为例，按照双剪切销设计步骤，设计ZY12000/18/35D型掩护式液压支架推移装置十字连接头与运输机处剪切销各个尺寸，具体技术方法如下。

推移装置各个千斤顶基本参数：

推移油缸（缸径/活塞杆径）：φ180/φ120mm；行程：960mm；泵站工作压力：31.5MPa；上/下腔压力：38/31.5 MPa；抬底油缸（缸径/活塞杆径）：φ140/φ105mm；行程：280mm；泵站工作压力：31.5MPa；上/下腔压力：31.5/31.5MPa。

推移装置拉架力F拉=P·S=P·π·(9)

推移装置推遛力F推遛=P·S=P·π·()(10)

支架设计抬底力F抬底=P·S=P·π·(11)

将各个千斤顶参数带入公式（9）、（10）、（11）计算可得：

支架设计拉架力F拉=801KN；支架设计推遛力F推遛=445KN；支架设计抬底力F抬底=485KN。

同时查阅机械手册可知：剪切槽处应力集中系数Kn取值为1.35；出现极限工况时，实际抬底力按1.1倍拉架力计算可得F拉=1.1*F拉=881KN，按θ2取值为20mm；应用公式（1）、（2）、（3）、（4）、（5）、（6）计算可得θ3=61mm，同时剪切槽内径取θ1=2mm。通常情况下推杆体受力点近似考虑为推杆总长度3/4处，代入公式（7）、（8）计算可得推杆截面安全系数为1.85；理论上计算结果满足煤安标准要求。

4．剪切销有限元分析

为了验证上述推移装置计算的正确性，采用有限元分析软件ABAQUS对上述工况进行模拟验证。将推杆后端与运输机铰接处以及推杆尾部固定，在推杆长度3/4处加载881KN作用力，具体约束加载方式见图2。

图2 推杆有限元加载工况示意图

由图3、图4应力云图可以直观得出，出现上述极限工况时，推杆前端受力明显，十字连接头与刮板运输机处剪切销最先达到材料屈服点，同时在剪切槽处出现了明显的应力集中，与最初的设计构想完成吻合。因此运输机与十字连接头处剪切销能对整个推移装置上下自由度方向作用力起到过加载保护作用。

三、推移装置双剪切销的市场意义

采用双剪切销不仅在使用维修时能提高效率，而且在制造成本上也很合算。以神东煤炭集团石圪台矿ZY12000/18/35D型掩护式液压支架推移装置为例。单件推杆体重量为773Kg，按材料利用率为82%计算，钢材价格为6500元/吨，除去人工、设备折旧、正常消耗生产成本约为6327元/件；而十字连接头一般为锻造件，市场价格大约为22元/Kg，单件十字连接头重量为108Kg，制造成本大约为2376元/件；而一件剪切销相对连接销增加成本不足10元/件。也就是说，出现极端工况而造成推移装置发生损坏时，推杆体的生产制造成本大约是改造剪切销成本的633倍；十字连接头的制造成本大约是改造剪切销成本的238倍。而如果因为批量维修更换推杆体造成的煤矿停产以及为此造成的市场订单流失等隐性损失则更大。综合上述可以得出，推移装置中采用双剪切销控制过加载保护无论是在使用维修上还是在生产制造成本上都十分必要。

四、结论

本文研究了推移机构的过载保护，并提出了双剪切安全销轴的保护措施，给出了剪切槽的设计方法及实例，为推移装置的过载保护设计提供了相关依据。