液压支架立柱导向环计算方法的改进.pdf

机械工程师 MECHANICAL ENGINEER 网址 电邮 hrbengineer圆园20 年第 8 期 MECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEER 液压支架立柱导向环计算方法的改进 徐文苏1， 张海1， 张继业2， 云浩1， 赵武1， 范俊锴1 （1.河南理工大学 机械与动力工程学院， 河南 焦作 454000； 2.郑州煤矿机械集团股份有限公司， 郑州 450000） 摘要将液压支架立柱导向环配合间隙引入导向环设计计算， 推导出一种导向环设计计算方法， 可求解出不同配合间隙 情况下导向环宽度方向任一截面上的应力。 通过计算和分析， 对导向环配合间隙、 导向环宽度、 导向环间距等对导向环应力 的影响进行了讨论。 关键词液压支架立柱； 导向环； 配合间隙； 应力 中图分类号TD 421文献标志码粤文章编号 员园园圆原圆猿猿猿 （圆园20） 08原园063原园5 Improvement of Calculation for Guide Ring of Hydraulic Support Column XU Wensu1, ZHANG Hai1, ZHANG Jiye2, YUN Hao1, ZHAO Wu1, FAN Junkai1 1.School of Mechanical and Power Engineering, Henan Polytechnic University, Jiaozuo 454000, China; 2. Zhengzhou Coal Mining Machinery Group Co., Ltd., Zhengzhou 450000, China Abstract This paper considers the tolerance clearance between the guide ring and its mating surface in Hydraulic Support Column HSC, and the of calculating guide ring’ s stress is deduced. By using the new , the stress in any cross section of guide ring under different tolerance clearance can be calculated. The influence of several factors to guide ring’ s stress, such as tolerance clearance, guide ring’ s width, guide ring’ s spacing, is discussed. Keywords hydraulic support column; guide ring; tolerance clearance; stress 0引言 随着液压支架技术的发展，液压支架最大支撑高度 已达8.8 m， 立柱缸径达到600 mm， 这对立柱结构和可靠 性的要求越来越高[1-3]。导向环作为立柱的重要支撑和导 向元件， 在立柱工作过程中承受着复杂的静载和动载， 特 别是当立柱承受较大的偏心载荷作用时，其受力状态更 加恶劣。 导向环在复杂应力状态下容易造成损伤， 影响导 向环寿命。 因此， 提高导向环工作可靠性对立柱性能影响 很大[4-6]。目前， 关于导向环设计和分析的文献还比较少。 文献[7]提出了一种导向环的力学计算和分析方法， 对影 响导向环可靠性的因素及提高可靠性的措施进行了分 析。文献[8]将导向环所受到的径向力简化为一个作用于 导向环宽度中点处的集中力，对导向环的应力进行了求 解。 上述文献均未考虑导向环与配合面之间的间隙， 且求 解的是导向环沿宽度方向的平均应力。 实际上， 受到弯矩 作用时， 导向环受到的应力沿宽度方向是变化的， 采用平 均应力进行导向环设计时，求解出的应力值将小于实际 最大应力，而且导向环工作表面与配合面之间的间隙对 导向环应力也存在很大影响。故有必要对文献[8]中的导 向环设计计算方法进行完善。 本文以双伸缩立柱为对象，将导向环工作表面与配 合面之间间隙的影响引入到导向环设计计算中，对现有 的立柱导向环设计计算方法进行完善。 1立柱导向环应力计算方法 液压支架立柱上的导向环包括导向套导向环和活塞 导向环。 由于底缸、 中缸、 活柱及活塞、 导向环等均为弹性 体， 故当立柱受到偏心载荷作用时， 各部件的弹性变形使 立柱产生一定的挠曲。如果导向环工作表面与配合面之 间存在间隙 （简称为导向环配合间隙） ， 将使立柱挠曲进 一步增大。 目前， 在进行立柱设计计算时， 往往将导向环作为弹 性体， 而将立柱的底缸、 中缸、 活柱、 导向套、 活塞等部件 视为刚性体[8]。本文仍然沿用同样假设， 但在求解导向环 的变形和应力时，引入了一个新的变量导向环的配 合间隙， 对文献[8]的方法进行了补充和完善。 图1为某双伸缩立柱示意图。其中， 中缸活塞和活柱 活塞上均有两个导向环，底缸导向套和中缸导向套上均 有三个导向环。下面以中缸导向套和活柱活塞上的导向 环为例， 推导导向环的应力计算方法。 为便于叙述， 对5个 导向环按照从右向左的顺序分别称为D1、 D2、 D3、 D4、 D5。 其中， D1和D2为活塞导向环， D3、 D4和D5为导向套导 向环。 每个导向环上左右两个端面中， 靠近活塞腔 （右侧） 的端面称为前端面， 另一个称为后端面。 文献[8]中， 假设导向环轴断面上各点的压缩量相同， 求解出了导向环沿宽度方向的平均压缩量。 实际上， 导向 环宽度上各点的压缩量是变化的，且最大压缩量发生在 前端面或后端面上。当活塞、 活塞杆和缸筒均为刚体时， 活柱中缸底缸 D5 D4 D3 D2 D1D5 D4 D3 D2 D1 图1某双伸缩立柱示意图 63 机械工程师 MECHANICAL ENGINEER 圆园20 年第 8 期网址 电邮 hrbengineer MECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEER 导向环压缩量沿宽度方向将按线性规律变化。 设导向环D1前、后两个端面的最大压缩量分别为a11 和a12。同样， 导向环D2D5前、 后两个端面的最大压缩量 分别定义为a21和a22、 a31和a32、 a41和a42、 a51和a52。 假设导向环D1和D2与配合表面的间隙相等， 均为驻1； 导向环D3D5与配合面之间的间隙也相等， 均为驻2。当活 柱顶端受到偏心载荷作用时，该偏心载荷可看作作用于 立柱中心线上的集中载荷F和作用于立柱顶端弯矩M的 叠加。因为底缸、 中缸、 活柱、 导向套等均为刚体， 且导向 环存在配合间隙， 所以当立柱受到弯矩M作用时， 活塞杆 将产生刚体位移， 形成初始倾角， 如图2所示。 而导向环为 弹性体， 当受到配合表面的挤压时将发生弹性变形， 从而 使活塞杆产生一个附加倾角。 由图2可以看出， 5个导向环 中， D1的前端面和D5的后端面受力最大， 压缩量也最大， 且5个导向环前后端面上的最大压缩量按线性规律变化。 因此， 只要D1前端面和D5后端面的应力满足要求， 导向 环即是安全的。 下面分别对活塞导向环D1前端面和导向套导向环 D5后端面的压缩变形量及应力进行计算。 1.1活塞导向环分析 假设在活柱顶端所 受弯矩M作用下， 导向环 D1前端面压缩变形情况 如图3所示。 1 导向环D1前端面 支反力计算。 活塞导向环的外表 面为工作表面。导向环 D1前端面受压后，最大 压缩量为a11， 如图3所示。 图3中， -90毅臆兹臆90毅。 任一位置 兹处， 导向环外表面到圆心的距离为籽11兹。导向环初始外径 为R1， 由余弦定理得 籽 2 11兹2籽11兹a11cos 兹a 2 11R 2 1。 1 即 籽11兹R 2 1a 2 11cos 2兹-a2 11姨 -a11cos 兹。2 兹处的导向环壁厚h11兹为 h11兹R1-籽11兹R1- （R 2 1a 2 11cos 2兹-a2 11姨 -a11cos 兹） 。3 兹处导向环的压缩应变着11兹和压缩应力滓11兹为 着11兹 h11兹 h ， 滓11兹 E着11兹 1-滋 2 。4 式中 h为导向环初始厚度； 滋为导向环泊松比。 D1前端面的支反力合力可以通过下式求出 F11 仔/2 -仔/2 乙 滓11兹R1cos 兹d兹。5 2导向环D1后端面支反力计算。 若导向环存在配合间隙，则由于配合间隙所产生的 活塞杆初始倾斜角琢0为[5] tan 琢0 驻1驻2 L 。6 式中 L为导向环D1前端面到D5后端面之间的距离； 文献 [10] 中的驻1和驻2为活塞杆倾斜后活塞导向环和活塞杆导 向环与配合面的最大间隙， 而式6中的驻1和驻2为活塞杆 倾斜前 （浮动状态） 的配合间隙， 故式6中的驻1和驻2为文 献[10]中对应值的一半。 导向环D1后端面的最大压缩量a12可用下式求出 a12a11-Bsin 琢0驻琢a11-B琢0驻琢。7 式中 B为导向环宽度； 驻琢为导向环压缩引起的活塞杆倾 角增量。 则活塞杆的总倾角琢琢0驻琢。由于琢0驻琢是一个很小 的角度， 故有 sin 琢0驻琢抑琢0驻琢。 D1后端面上任一位置兹处， 导向环受压缩后的厚度h12兹可 参照式3得到 h12兹R1-籽12兹R1- （R 2 1a 2 12cos 2兹-a2 12姨 -a12cos 兹） 。8 兹处的压缩应变着12兹和压缩应力滓12兹分别为 着12兹 h12兹 h ， 滓12兹 E着12兹 1-滋 2 。9 导向环D1后端面的支反力为 F12 仔/2 -仔/2 乙 滓12兹R1cos 兹d兹。10 由于导向环压缩量沿宽度方向是线性变化的，故导 向环D1总的支反力为以导向环前后端面的支反力为上、 下底所构成的梯形面积， 梯形的高为导向环宽度B。则导 向环D1总的支反力为 F1 B 2 F11F12。11 D1支反力的作用点可根据梯形重心公式计算如下 Y1 BF112F12 3F11F12 。12 式中， Y1为导向环D1总支反力的作用点到其前端面的距 离。 同样， 可求解出导向环D2的支反力及其作用点。 1.2导向套导向环分析 导向套导向环的内表面为工作表面。活塞杆压缩导 向环内表面， 使其内表面呈一定的倾角。下面以D5为例， 对导向套导向环的支反力进行计算。 图4为D5后端面受压 缩后的示意图。 1 导向环D5后端面支反力计算。 图2导向环未压缩时的受力状态示意图 云员员 兹 图 3 导向环 D1 前端 面的变形示意图 D5 BL45 D4 D3 L34 活塞 缸筒 初始倾角 A B L23 L D1 D2 64 机械工程师 MECHANICAL ENGINEER 网址 电邮 hrbengineer圆园20 年第 8 期 MECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEER F52 兹 如图4所示，导向环D5 后端面的最大压缩量为a52。 在任一位置兹处， 导向环外表 面到圆心的距离为籽52兹， D5的 初始内径为R2，由余弦定理 得 籽 2 52兹-2籽52兹a52cos兹a 2 52R 2 2。 或 籽52兹R 2 2a 2 52cos 2兹-a2 52姨 a52cos兹。13 在任一位置兹处， 导向环壁厚h52兹计算公式为 h52兹籽52兹-R2 （R 2 2a 2 52cos 2兹-a2 52姨 a52cos兹） -R2。14 兹处导向环的压缩应变着52兹和压缩应力滓52兹为 着52兹 h52兹 h ， 滓52兹 E着52兹 1-滋 2 。 D5后端面的支反力合力可以通过下式求出 F52 仔/2 -仔/2 乙 滓52兹R2cos 兹d兹。15 2导向环D5前端面支反力计算。 导向环D5前端面的最大压缩量a51为 a51a52-Bsin 琢0驻琢a52-B琢0驻琢。 兹处导向环厚度h51兹计算公式为 h51兹籽51兹-R2 （R 2 2a 2 52cos 2兹-a2 52姨 a52cos兹） -R2。16 兹处导向环的压缩应变着51兹和压缩应力滓51兹分别为 着51兹 h51兹 h ， 滓51兹 E着51兹 1-滋 2 。 D5前端面的支反力合力为 F51 仔/2 -仔/2 乙 滓52兹R2cos 兹d兹。17 参照式 （11） 和式 （12） ， 可得到导向环D5总的支反力 合力及其作用点位置。 D5的总支反力为 F5 B 2 F51F52。18 总支反力的作用点到D5后端面的距离Y5为 Y5 B2F51F52 3F51F52 。19 导向环D3和D4的支反力及其作用点可按照上述方 法求出。 1.3导向环的力平衡方程及几何方程 在应用前述方法求解5个导向环的支反力及其作用 点时， 首先需要求解出a11、 a52和驻琢。这3个变量可通过导 向环力平衡方程、立柱弯矩平衡方程和立柱几何方程求 解出来。 1 导向环力平衡方程。 假设活塞上2个导向环的支反力合力为Fp， 导向套上 3个导向环的支反力合力为Ft， 两个合力方向相反、 大小相 等， 故有 FpFt。20 式中 FpF1F2； FtF3F4F5。 2立柱弯矩平衡方程。 Fp与Ft构成一个力偶矩，该力偶矩与弯矩M大小相 等、 方向相反。 Fp与Ft之间的距离推导如下 导向环D1的支 反力到其前端面的距离L1DY1， D2的支反力到D1前端面 的距离L2DY2L12B。 故D1的支反力F1与D2支反力F2之间 的距离S12为 S12L2D-L1DY2L12B-Y1。 D1和D2支反力的合力Fp到D1前端面的距离Sp为 SpY1F2S12/Ft。 导向环D3和D4支反力的合力到D5导向环后端面的 距离St1为 St1Y4F3S34/F3F4。 式中， S34为D3的支反力F3与D4支反力F4之间的距离。 同样可得到D3、 D4、 D5三个导向环支反力的合力Ft到 D5后端面的距离St为 StY5F3F4St1-Y5/Ft。 因此， Fp与Ft之间的距离为 SL-Sp-St。 则立柱弯矩平衡方程为 FpSM。21 3立柱几何方程。 a11、 a52和活塞杆倾角琢之间满足如下关系 tan 琢tan 琢0驻琢 驻1驻5a11a52 L 。 由于琢0驻琢很小，故琢0驻琢tan 琢0驻琢，即琢0驻琢 驻1驻5a11a52 L 。于是有 a11a52琢0驻琢L-驻1驻5。22 联立式20、 式21、 式22， 即可求解出3个未知量a11、 a52和驻琢， 进而求解出导向环各处的变形和应力。 将上述分析计算过程编写成程序，只要给定立柱结 构参数、 导向环参数和立柱弯矩M， 即可求解出每个导向 环各个截面上的应力。 2导向环应力分析 1传统方法与本文方法的比较。 本文提出的导向环设计计算方法中，引入了导向环 配合间隙和导向环宽度，可求解导向环任一端面上的应 力。 而传统方法求解出的是导向环宽度上的平均应力。 下 面以某双伸缩立柱为对象，对两种方法的计算结果进行 比较。 某双伸缩立柱所受弯矩及立柱各导向环的主要参数 如下 立柱所受弯矩M415.8 kN m；导向环宽度H30 图4导向环D5后端面 变形示意图 65 机械工程师 MECHANICAL ENGINEER 圆园20 年第 8 期网址 电邮 hrbengineer MECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEER mm； 活塞导向环外径 中缸R1190 mm， 底缸R1250 mm； 导向套导向环内径 中缸R2177.5 mm， 底缸R2235 mm； 导向环D1与D2之间的距离 中缸L1257 mm， 底缸L1256 mm； 导向环D2到D3之间的距离 中缸L23140 mm， 底缸L23 132 mm； 导向环D3与D4之间的距离 中缸L3412 mm， 底缸L3412 mm； 导向环D4与D5之间的距离 中缸L4544 mm， 底缸L4544 mm。导向环材料参数 弹性模量E5800 MPa； 泊松比滋0.3。 由于传统方法不考虑导向环与配合面的间隙，故首 先假设导向环配合间隙为0， 求解出中缸和底缸导向环的 最大应力， 如表1所示。表1中， 本文方法求解出的是每个 导向环上的最大应力值， 该应力位于导向环的前端面活 塞导向环或后端面导向套导向环上。可以看出， 本文方 法的计算值略大于传统方法。其中， D1和D5的应力增大 了11左右， D3的应力增大了约25。故本文方法较传统 方法的计算结果更为安全。由于D1和D5应力水平较高， 只要这两个导向环的应力满足要求，其它导向环也是安 全的。 2导向环与配合面 之间间隙的影响。 为了分析导向环与 配合面之间间隙对导向 环应力的影响，以底缸 和中缸为对象，以前述 某双伸缩立柱的导向环 宽度和间距作为基础 值，并假设所有导向环 的配合间隙均相等， 对配合间隙为0、 0.01 mm和0.015 mm 三种情况下的导向环应力进行了计算， 见表2。 表2中列出 了所有导向环的应力计算结果。表中的Di1和Di2分别表 示第i个导向环的前端面和后端面。 可以看出， 对于底缸来说， 当导向环配合间隙为0.01 mm时， D11和D52的应力较配合间隙为0时分别增大7和 13， D21D42的应力则小于无配合间隙时的数值。特别 是D31的应力减小了93，即该截面几乎不起支撑作用。 对于中缸来说，当导向环配合间隙为0.015 mm时， D11和 D52的应力较配合间隙为0时分别增大8和17， D21 D42的应力变化规律与底缸相同。 当导向环的配合间隙进 一步增大时， D11和D52截面上的应力也将进一步增大， 而中间的导向环的支撑效果则逐步减弱。 因此， 在导向环 设计时若忽略配合间隙， 将使求解出的导向环应力过小。 对于导向环来说， 偏于危险。 3导向环间距和宽度的影响。 导向环D1与D5之间的距离， 决定了立柱固定段长度 的大小， 对立柱伸缩比影响很大。为了分析D1与D5的间 距对导向环应力的影响，以前述某双伸缩立柱导向环D1 与D5的间距L作为基础值， 将L减小60 mm其中L12、 L23、 L45分 别减小20 mm作为对照值， 求解出各个导向环的应力， 如 表2所示。可以看出， 如果导向环配合间隙为0， 导向环间 距减小60 mm后， 底缸D1、 D5的应力增大了17， 中缸D1、 D5的应力增加了16。 对于底缸来说， 当导向环配合间隙 为0.01 mm时，导向环间距减小使D1、 D5的应力增加约 15；与配合间隙为0时相比， D1和D5的应力分别增大了 6和11。同样， 当中缸导向环配合间隙为0.015 mm时， 导向环间距减小使D1和D5的应力分别增加16和13； 与配合间隙为0时相比， D1、 D5的应力分别增加了7和 14。 为了研究导向环宽度对导向环应力的影响，保持截 面D11、 D21、 D32、 D42、 D52的位置不变， 将各个导向环的 另一个截面向外移动10 mm，使每个导向环的宽度由30 mm增加到40 mm。求解出的各个导向环应力， 见表3。 可以看出，当导向环的宽度由30 mm增加到40 mm 时， 底缸和中缸导向环的应力均明显减小。 其中， 截面D11 和D52的应力减小了19，截面D31的应力则减小了40 以上；因此，增大导向环宽度可显著降低导向环最大应 力， 增强导向环的支撑和导向能力。 3结论 1） 在求解立柱导向环的变形和应力时， 引入了一个 新的变量导向环的配合间隙，推导出一个求解导向 环最大应力的方法。 2） 对本文计算方法与传统方法进行比较表明， 本文 方法求解出的导向环应力略大于传统方法。 表1传统方法与本文方法求出的 导向环最大应力值比较MPa 导向环 序号 传统方法本文方法 中缸底缸中缸底缸 D1997810784 D256436248 D329223627 D450395744 D587689575 表2导向环各个端面的最大应力计算结果MPa 导向环 截面名 称 底缸中缸 配合间隙为 0 配合间隙为 0.01 mm 配合间隙为 0 配合间隙为 0.015 mm LL-60LL-60LL-60LL-60 D11849890104107125116134 D12728173829210494105 D214861415462785168 D223644233247572839 D31141512202212 D322733192536432331 D413239263442513243 D424457435757725572 D516370687580898896 D527588859895110111125 表3底缸导向环应力计算结果MPa 导向环截面 名称 导向环各个端面的最大应力无间隙 底缸中缸 导向环宽度 30 mm 导向环宽度 40 mm 导向环宽度 30 mm 导向环宽度 40 mm D11 D12 D21 D22 D31 D32 D41 D42 D51 D52 84 72 48 36 14 27 32 44 63 75 67 54 38 25 8 22 22 36 47 61 107 92 62 47 20 36 42 57 80 95 107 92 62 47 20 36 42 57 80 95 注 L 和 L-60 为 D1 与 D5 的间距， 单位为 mm。 （下转第69页） 66 机械工程师 MECHANICAL ENGINEER 网址 电邮 hrbengineer圆园20 年第 8 期 MECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEER 3） 当立柱所受弯矩一定时， 导向环与配合表面之间 的间隙越大， 导向环的应力也越大。 4） 固定段长度一定时， 导向环宽度对导向环应力有 显著影响。宽度越大， 应力越小。 5） 导向环宽度一定时， 固定段长度越小， 导向环应力 越大。 综上所述， 应用本文方法进行导向环设计时， 求解出 的导向环应力大于传统方法的计算值，有利于提高导向 环的使用安全性。本文方法不仅可用于双伸缩立柱的设 计， 也可用于单伸缩或多伸缩立柱的设计。 [参 考 文 献] [1]王海军,孙红发.8.8m超大工作阻力液压支架液压系统匹配性研 究[J].煤炭技术,2018,3712215-217. [2]赵峰,常文涛,刘安锋,等.高可靠性准530 mm立柱的研制[J].煤矿 机械,2016,376118-120. [3]王国法.液压支架控制技术[M].北京煤炭工业出版社,2010. [4]张继业.高压立柱导向环侧向承载力分析[J].煤矿机械,2016,37 471-73. [5]王宇,尹纪强,孙鹏飞.液压支架推移千斤顶导向环可靠性研究 [J].价值工程,2014,331936-37. [6]朱玉峰,于新奇.无油润滑压缩机导向环轴向宽度设计的研究[J]. 润滑与密封,2007,3210103-105. [7]赵志礼.立柱千斤顶导向环可靠性分析[J].煤矿开采,2008,134 79-80. [8]陈戈.基于新国标的液压支架用立柱设计计算及有限元分析[D]. 郑州郑州大学,2015. [9]煤矿用液压支架 第2部分立柱和千斤顶技术条件 GB 25974.2-2010[S]. [10]王国法.液压支架技术[M].北京煤炭工业出版社,1999. （责任编辑马忠臣） 作者简介 徐文苏1991， 女， 硕士研究生， 研究方向为现代设计理 论与方法； 张海1963， 男， 博士， 教授， 研究方向为机械设计及理论。 收稿日期 2019-12-27 激光器、 送粉系统等组成。 首先在试件中进行多次熔覆试 验， 选出一组合理的工艺参数 激光功率为1600 W， 扫描 速度为6 mm/s， 送粉速率为12 g/min， 搭接率为50。然后 在MATLAB中编写等弧长的插补计算程序，并结合工艺 试验调用仿真程序， 模拟激光扫描路径如图3所示。采用 螺旋径向扫描方式对缸筒内壁进行激光熔覆。通过对缸 筒内壁进行激光熔覆， 得到的形貌图如图4所示。通过观 察分析可见， 熔覆层组织结构致密， 表面光滑， 没有明显 的宏观裂纹与气孔出现， 形貌较好。 4结论 1）通过对激光熔覆在普通轴类零件的应用分析， 得 出在缸筒内壁中进行激光熔覆技术是可行的。2） 为了得 到形貌较好的熔覆层，提出一种面向激光熔覆再制造的 NURBS曲线等弧长插补方法。3） 对于熔覆后形貌的分析 表明， 在激光功率为1600 W、 扫描速度为6 mm/s、