抬架千斤顶的活塞腔接单向阀会给液压支架使用的不利影响.doc

抬架千斤顶的活塞腔接单向阀给液压支架使用
带来的不利影响
技术质量部 韩智诚 （高级工程师）
作为液压支架的专业修理单位，待修支架进厂后，比较关注的一个问题是支架的那些零部件属非正常损坏。如果发现有这些情况，技术质量部根据收集到的信息，如支架在井下工作的时间多长，是否首次入厂大修等。然后尽自己的能力来分析判断是属于设计、制造、使用还是前次修理的错误。再通报委托方，商定处理方案。以防止支架经我公司修理后些零部件发生类似的破坏失效，形成支架的质量事故。给用户带来损失。
几年来，我公司在修理液压支架及其部件的过程中，从待修的支架中多次发现了零件非正常损坏现象。每一次，我们都进行了认真的分析，反复进行了我们知识范围内的计算。最后形成书面分析报告。
这些分析集中的一个结果是，一些使用者经意或不经意地将支架抬架千斤顶的接口接反，而使支架使用产生了较大的影响，使一些重要构件的破坏几率增加。
从设计者提供的液压原理图可以看出，设计者的意图是单向阀（这种单向阀加上液控部分称单向锁）是接在活塞杆腔的，而且单向阀高压侧没有加安全阀。这种液压回路在液压支架中有抬架千斤顶的活塞杆腔、调架千斤顶的活塞杆腔、护帮板千斤顶的活塞杆腔使用。它们的作用仅仅是防止构件因自重或系统背压原因造成在运输过程或非工作状态时相对位置的变化。
按这种正确的液压回路，当移架时，抬架千斤顶的活塞腔进入工作液，抬架千斤顶伸长，缸体抵住前推杆，抬起支架。这时抬架千斤顶的活塞腔是直接和泵站连接的。活塞腔的最大压力不会超过泵站调定压力。液压支架从顶梁到立柱、底座、抬架千斤顶前推杆的连接是弹性连接。当移架过程中有其它附加载荷使抬架千斤顶活塞腔的压力增大超过泵站压力，抬架千斤顶活塞腔的工作液会排向进液系统，抬架千斤顶缩短，使移架过程正常进行。
如果将抬架千斤顶的单向阀由接活塞杆腔改为接活塞腔，情况会发生重大变化。这时液压支架从顶梁到立柱、底座、抬架千斤顶前推杆的连接是刚性连接。而移架过程中有了其它附加载荷，液压支架的受力状态变的恶劣。
这种附加载荷可以从下图中描述：

在移架过程中，现场往往是贴顶移架，更值得一提的是，在“《液压支架用阀》在检验过程中故障现象及技术分析”（液压支架用阀质量主管及检验人员培训班 资料汇编 煤炭科学总院检测研究分院编）一文中提到“换向阀可选择向某一动作提供进液，但不能控制某一动作的回液只通回液管。……同样的回液压力作用在液压缸的活塞腔和活塞杆腔后，因受力面积的不同而受力外伸，引起误动作。尤其是移架动作的回液引起的立柱升，会使已经降离顶板的顶梁再次接顶，妨碍移架。”一旦再次接顶，由于上述，由于液压支架从顶梁到立柱、底座、抬架千斤顶前推杆的连接是刚性连接，当顶、底板之间的距离变小，就相当顶、底板之间形成了一个Φ°的锲角，根据劈的原理，支架顶梁和前推杆支点之间会产生很大的正压力，这个正压力直接传递到液压支架上。摩擦阻力会产生并加大。这样的受力状况，会产生一系列的影响。我们分别就修理现场遇到的实际现象来一一分析它的影响。
一. 推移千斤顶不能正常工作，移架速度慢，甚至移不动架，推不动溜。
2008年底，我们修理了一批ZZ9200/24/50液压支架。交付使用后不久，使用单位就提出一部分阀漏液，使推移千斤顶慢。并在有关场合下提出我公司是用了劣质密封件。影响很大。得到这一信息后，公司的服务人员立刻赶赴使用单位。用户已将一组有问题的阀换上井。我们发现这是一组FHS400阀，在支架的修理中，我们用这种阀更换修理30组报废的WHF阀。两种换向阀的技术参数一样，结构不同。用户指出，井下出问题的阀都是这一种，而WHF阀没有问题。用户代表会同公司服务人员一起将该换向阀接在千斤顶上，送液后，千斤顶工作正常。用户提出，这是空负荷试验，如果压力和流量都达到公称值，就会出问题。公司服务人员将阀接在满足阀公称流量的泵上，又将一公称流量相当的加载阀接在换向阀的出液口，阀仍然工作正常。但用户坚持说，井下就是这种阀推不动支架。
我们将两种阀的结构进行了比较，推测是FHS400阀的阻力损失可能大一点。
我们分析，推移千斤顶的工作状况和支架上的大多数千斤顶不同,它双向全行程都有负荷.由乳化液泵站调定压力的工作液经过前段管道及管道附件的压力损失到换向阀前形成了低于泵站调定压力的阀前压力,该阀前压力要克服换向阀的进液压力损失和回液压力损失后,剩余的压力如果大于推移千斤顶的负荷,才能正常工作.如果泵站的调定压力刚够克服WHF换向阀的进回液压力损失,WHF换向

阀能正长工作,而不够克服FHS400进回液压力损失,FHS400换向阀就不能正常
(4)推移千斤顶移架力浴度应大
(表8—5)。
现分析如下：
浮动活塞推移千斤顶实际出力为
式个 多——到报移千斤顶活塞杆腔的液体压力
5——活塞腔截面积(mm2)；
j——活塞腔与活塞杆腔截面积之比；
A6——活塞腔排液总压力(MPa)o
当泵压确定之后，浮动活塞推移千斤顶实际出力只与缸径大小
塞腔排液总压力三者有关。
Ap除与回液总通道长短、凹液路是否畅通关有外，还与回液流量Q有关．
A6增AQl＝6(S”)9
式中 ?——活塞杆连同活塞相对缸体的运动速度(mm人心n)。
当?增大，AA增大，则尸减小。当尸裕度小时，尸的减小可能造成?＝0，则尸又增大，出现
走时停、时快时慢的现象c当尸裕度大时，既使有较大的Ap，减小后的尸也足够克服移架阻力、保
移架速度。
工作.就会出现时停时动,时快时慢的现象.这点在《液压支架技术》（王国法主编 煤炭工业出版社）第八章中有理论上的叙述,也有公式推导,它描述的状况和现场情景几乎一模一样,上文中的加黑的文字即书中的原文.由次,我们推测,该套支架的使用中,泵站的压力是根据使用比例大的而进回液压力损失较小的WHF阀调定的,而没有兼顾使用比例小而压力损失较大的FHS400换向阀.或者是本套支架的设计选定就是WHF型换向阀,泵站压力仅够WHF用,留有的压力裕度很小.
这种解释，我们形成了一篇分析报告，但用户不认可。我们也感觉太勉强。但又找不到其他的解释。用户提出下井观察。在井下，公司服务人员，看到了两种阀的区别。原来，井下时有移架时支架被卡住的感觉。出现这种情况时，操作人员将手把回一下中间位置，再进液，WHF阀可以使支架移动，FHS400阀不行。实际上这时的状况就是《液压支架技术》阐述的推移千斤顶的压力裕度小，正常情况下，已移不动架，只得将活塞腔卸压，再利用液力撞击一下。只是FHS400阀的结构决定，它的手把中位时，先前的进液腔卸不了压，必须把手把反向搬一下，先前的进液腔才能卸压。对于FHS400阀的这个特点，公司的服务人员比较熟悉，他们操作后，FHS400阀也达到了和WHF阀一样的效果。
事到如此，阀的问题有了合理的解释。而且，这一阶段的分析，使我们对《液压支架技术》推移千斤顶的压力裕度的阐述有了极强的印象。我们知道，用液力来撞击是不正常的举动，但是，当时我们找不出推移千斤顶的压力裕度不足的原因。如果泵站压力是液压支架设计图中确定的，那就是负荷大了，负荷为何大，直到我们对本文的中心议题有了认识后，才得以解释。因为，我们记得，该批支架出厂时，用户特别提出，将我们按图纸接在抬底千斤顶活塞杆腔的单向阀改接在活塞腔上。也就是这个记忆，使我们在分析本文中心议题的各种现象找不出答案时，打开思路的。
推移千斤顶不能正常工作，是因为负荷增加，而压力裕度小，而负荷增加正是本文前面分析的单向阀接在抬底千斤顶活塞腔造成的。
负荷增加的再大，推移千斤顶是不会损坏的。它腔内承受的最大压力只有泵站的压力那么大，负荷增大到使它的腔内压力大于泵站压力，它就不工作了，不会造成缸体的破坏。正常移架或推溜时，它的腔内压力远小于泵站压力。王勇的“提高支架移架速度措施综述”（发表在《地下开采现代理论和实践》2002年第一版）一文提到移架时也只到泵站压力的四分之一到三分之一，剩余的压力用于克服管路阻力损失了。
几乎是同一时间，同家用户又反映我公司修的WHF换向阀在另一套支架上有问题，还是漏液造成推移千斤顶不能正常工作。由于ZZ9200支架给我公司阀产品形成的影响没有消除，用户反应很强烈。我公司极认真地对待这个问题。进行了极认真的追溯。但在阀产品漏液问题上，没有发现大的质量问题。但还是形成了一篇提高阀整体质量措施的分析报告。
事过数天，用户又向我们通报，排除了阀漏液，移架慢已怀疑是推移千斤顶漏液。因我们已做了较多的探讨，已清楚，恐并非推移千斤顶漏液，还是移架负荷增大的缘故。
推溜的机理和移架有不同，但现象是一样的。当推移千斤顶进行推溜时，本套支架中，是活塞杆腔进液，活塞腔排液，由于活塞腔容积大，排液多，流速高，阻力损失大。使支架的回液管压力（俗称背压）增大。这时抬架千斤顶的操纵阀片手把处在中位，抬架千斤顶的两个腔都和支架的回液管相通，由于两腔的受力面积不同，产生了使缸体下移的力，而该接单向阀的活塞杆腔没有接单向阀，活塞杆腔内的工作液畅通无阻地排出，缸体下移，直至抵住前推杆为止。本来背压不大，压在前推杆上的力也不大，但是如果在推溜过程中前推杆有向上移动的趋势，则存在一前推杆给抬架千斤顶一个力。这时，由于千斤顶的活塞腔被锁住，液体排不出去，抬架千斤顶缩不回去，两者产生了很大的正压力，从而两者摩擦力也很大，和移架一样，移溜速度放慢，只至推不动溜。
二. 后推杆销破坏。
2009年上半年，我公司承修了ZZ6400/15/30液压支架50架。在修前鉴定书中，我们就特别注意到，委托方提出该套支架的后推杆销90%断裂。这是一种很异常的破坏现象。除了有意使用了很低等级材质的材料。设计者和有资质的制作方都不会出现如此低级的错误。我们还注意到委托方又提出该套支架的推移千斤顶30%漏液损坏，须更换。根据上述的经历，我们已预感到委托方提出的推移千斤顶30%漏液损坏并无实测的根据，而是由井下移不动支架或移架速度慢而推断的。而本文上面也叙述到正常移架推移千斤顶的负荷只有泵站压力的四分之一到三分之一，后推杆销是绝对不会断裂的。即使使用了低强度等级材质的材料，这个销子的破坏比例也不会如此之大。一定是支架存在很大的不正常载荷。
支架还没进厂，我们就对这个销轴进行了试算。
该销轴采用的材质是30CrMnTi钢。淬火处理。处在一个很高的强度状态。其

屈服极限在1100N以上。
我们按《液压支架技术》给定的方法进行核算(以下粗体字及图4-63为该书原文图)：
2．销轴抗弯强度计算

根据支架的长期使用经验，认为当销轴直径d＞80mm时应进行抗弯强度计算。
说明：（1）F力可能由拉力和偏扭力矩产生，不论拉力还是偏扭力矩均根据具体情况而定；（2）Δ应与孔和勒的间隙值相配，保证在偏扭力距下侧耳板不受弯矩。
设小间连接耳受拉力为P，偏扭力矩为Mp，P＝Q，
由偏扭力矩产生的力Fp＝Mp/B (Fp一般取P/10)，则
F＝P+Fp
销轴受力如图4—63所示，力矩和弯矩图如图4—64。
对Q2力作用点取矩，则 Q1L＝F(L—Δ)
Q1=F/ F(L—Δ)
Q2＝F一Ql
弯矩M=QΔ,剪力Q=Q1,则
弯曲应力 σ=M/W=M/(πd3/16)=16M/πd3
剪切应力 τ＝4Q1/πd2
销轴强度应满足 σa=(σ2+3τ2)^0.5<[σ]
[σ]——销抽材料的屈服强度。
按图纸给的数据：
d=50mm
[σ]=785 MPa
Δ=15mm
Q=P=562KN
这里Q及P为推移千斤顶在泵站压力时的最大力。
将已知数据代入后，得：
σ=344MPa

τ=286 MPa
σa=603 MPa
上面的计算表示，设计者对销轴的强度是按千斤顶的最大出力计算的，而且非常安全。我们估计，销轴的断裂是由于其材质恐达不到标准。
支架入厂后，我们看到这个销轴确确实实有90%断裂。我们收集了多个断销进行观察，从硬度和断口看，材质不会有大问题。但是，我们注意到，和上述计算方法的结果不同，所有的销轴是从销轴的中间部位断的。而上述计算方法的设定，危险截面应处在和耳板接触的边缘处。
《液压支架技术》中提供的这种计算方法是根据材料力学中短销的计算方法。是以剪切应力为主要破坏应力的。实际破坏形式看，它是弯曲应力超差破坏的。我们曾设想，如果应用其他如”弹塑性力学“这样的更精确的理论，也许应该以纯弯曲的方法来计算。公司内尚无人掌握这些科学，我们只能以销轴断在中间部位的实际现象按纯弯曲的方法来试算一下。这时，弯矩图如下：
弯矩 M=P*52.5=29505Nmm
弯曲应力 σ=1200MPa
计算结果表示，此时，销轴的应力远远大于它的许用应力，而且，已达到了它的抗拉极限，所以，断裂是不可避免的。我们也注意到，在同型号支架后期的设计图中，这个销轴已改为Φ57的直径。
尽管，销轴的设计有不足的地方。可是，如上分析提到，推移千斤顶正常的

负荷只有它全荷的四分之一到三分之一。很少达到全荷。该销轴的破坏几率远不该如此之大。唯一的解释是，推移千斤顶经常处在全荷的工作状态。这增加的负荷就是单向阀接在抬底千斤顶活塞腔造成的。
迎刃而解的问题是，既然推移千斤顶在全荷下把如此之多的销轴推断，推移千斤顶是正常的。修前鉴定书中认为30%的推移千斤顶漏液，很可能是对井下移不动支架现象的一种推断。
我们在修理过程中对推移千斤顶进行了格外的关注，除逐个缸径进行了检测外，装配后，还逐件进行了加载试验，发现缸体破坏的极少。
三. 前推杆的破坏
也是在这套支架的修理中，我们发现有七件前推杆有程度不同的永久变形。最大的变形量有80mm。我们决定用冷压方法来矫正它。矫正前，我们计算过它的矫正力。这个箱体结构的前推杆设计者采用的安全系数很大，冷压矫正得有产生63750KN cm弯矩的力。我们在压力机矫正时，实际情况也和计算结果一致。反过来计算一样，抬底千斤顶同样得产生这样大的弯矩才能使前推杆变形。按支架使用时的支点距离，抬底千斤顶得产生1500KN的力，而设计图中该抬底千斤顶的最大出力为430KN.就是说，加在前推杆的力按设计最大为430KN，现载荷已是设计的三倍多，遇到如此大的载荷，前推杆的破坏也是无异的了。这样大的载荷的由来就是本文所议的主体的分析内容。
四. 抬底千斤顶缸体的破坏
在这套支架的修理中，最后发现的是，50个抬底千斤顶的缸体有24件发生永久变形。都发生在缸体中间的长50-80mm一段的部位。最大的变形量为2.5mm。发现这个问题时，我们已不再惊奇。因为，我们已从前面的问题中知道，抬底千

斤顶有可能受到它设计载荷的三倍，有破坏的也是无异的。我们需要验证的是按缸体破坏的计算，它在多大的压力下破坏，来分析是前推杆先破坏还是抬底千斤顶先破坏。
可以这样计算，缸体是受油压影响的径向应力和周详应力的作用，由梅拉公式计算。
σθ=d2q(1+D2/4γ2)/(D2-d2)
σγ=d2q(1-D2/4γ2)/ (D2-d2)
式中 D、d—缸体外径、内径（mm）;
Q –缸体内液压力（MPa）;
组合应力为
σz=(σθ2+σγ2)^0.5
将已知数据代入，用试算法计算。当σz达到缸体材质27SiMn的屈服极限800Mpa时，Q=142MPa.是缸体设计的三倍多。
可以看出，在这套支架中，抬底千斤顶缸体及前推杆材质及断面的强度都是在设计载荷的三倍多时破坏。随着它们各自材质的微小差异，也许前推杆先破坏，也许抬底千斤顶缸体先破坏。和现场的情况是一致的。
五. 高压胶管的爆破

从上面的计算中，可以看出，当缸体发生永久变形时，缸体内液压力可达142MPa，连接抬底千斤顶和单向锁的那一根高压软管及单向锁的高压区也承担如此大的液力。这根高压软管的型号为KJR10-40,其爆破力为120 MPa。所以这根高压软管的爆破几率也是非常大的。
六. 抬底千斤顶耳座的破坏.
2010年6月，我们承接了ZZ6400/22/45液压支架61架的修理任务。和先前一样，修前鉴定书中也提到推移千斤顶破坏严重。待修支架进厂后，去、我们立刻去观察抬架千斤顶的接法。果然，单向阀是接在抬架千斤顶的活塞腔的。这一次我们先观察到的是抬架千斤顶耳座有30%变形。我们进行了核算：
将其设定为简支梁，其弯距图如下：

耳座受力时，其中间的截面为危险截面。经计算该处截面的截面模量为197.1(cm^3)，耳座使用材料为WH70。其流动极限为700MPa。要造成它产生永

久变形最小得弯距13797KNcm。此时，耳座中间的所受力为735.84KN。从液压支架的结构看该力产生于抬底座千斤顶。而该支架的抬底座千斤顶的最大力为431KN。
看的很清楚，这时，这个耳座的强度只是设计载荷的两倍，它显的最薄弱，它最先破坏。和ZZ6400/15/30相比，它们的结构基本相同，只是22/45的销孔比15/30大，而这个销孔正处在危险截面的中性面上方（受拉的一面）减小了它的

截面模数。所以ZZ6400/22/45支架中它先破坏。
综上所述，将单向阀接在抬底千斤顶的活塞腔会给支架的使用带来较大的影响。限于我们的知识特别是井下现场情况，我们的分析也可能是不准确的，甚至是错误的，但是，这些非正常破坏现象是千真万确的。在没有新的解释之前，本文的主题也许是这些破坏现象的唯一的解释了。

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