大采高液壓支架主供回液系統研究分析

李志恒

（汾西礦業集團公司機電處， 山西 介休 032000）

引言

由于ZYl6800/32/70D型大采高液壓支架的支護高度最大達到7 m，支架立柱直徑達到500 mm，支架總質量達到約70 t，而為了滿足厚煤層工作面高產高效的生產要求，單架支架的移架時間需要在10 s左右，同時立柱、推移、護幫等千斤頂需要足夠的液壓才能正常工作，因此，液壓支架的供液系統的合理設計是大采高液壓支架的工作性能滿足工作面需要的關鍵[1-2]。

1 主供液系統設計方案

液壓支架主供液系統的核心是乳化液泵站和供回液管路。由ZYl6800/32/70D型大采高液壓支架架型的特點，支架中主供液系統中乳化液泵站的布置方式是將泵站全部設置在下順槽的設備列車上，向工作面液壓支架及其它用乳化液的液壓裝置供液。乳化液泵站是由乳化液泵、乳化液箱及附屬裝置組成。配合ZYl6800/32/70D型液壓支架的乳化液泵站，采用安裝四臺乳化液泵和兩個乳化液箱的方式。由于大采高液壓支架的立柱的缸徑達到500 mm，對乳化液的壓力、流量要求高，需要三臺乳化液泵并聯工作，另外一臺泵作為備用，以滿足高效生產的需要[3]。

ZYl6800/32/70D型液壓支架的供液回路采用雙進雙回環形供液布置方式。此種供液布置方式包括主進液管和主回液管，工作面每一架支架的進回液管均和主進回液管相連，主供回液管路在經過最后一架支架后與管路的另一端相連，形成兩個閉合的回路。這樣布置的好處是由于大采高采煤工作面供、回液管路長達200多米，供回液距離長，同時大采高液壓支架需要大流量高壓液體提供動力，雙進雙回環形供液能夠滿足這樣的現場需要，保證液壓支架穩定運行進而保障工作面安全有序的工作，符合工作面高產高效、高可靠性的發展要求[4-5]。

2 主供液系統壓力損失分析

ZYl6800/32/70D型大采高工作面支架液壓系統配備4+3泵站系統，其中4臺乳化液泵，3臺清水泵，2個液箱。每臺泵的額定流量為500 L/min，公稱壓力為37.5 MPa。

由流體力學可知，高壓管路的壓力損失，主要分為沿程損失和局部損失兩部分。

式中：V為管路內流體的流動速度，m/s；d為管道內徑，mm。

大采高液壓支架在正常工作時采用三泵同時供液，一臺泵備用，則整個工作面大采高支架液壓系統額定流量Q為1 500 L/min，系統額定供液壓力為37.5 MPa。

2.1 沿程阻力系數λ

根據流體管路雷諾數公式和管路內流量公式，得：

Q=π4d2

V

其中，乳化液運動黏度系數為γ=7.08×10-7m2/s，代入公式（2）可得：

根據液壓工程手冊，水力粗糙管沿程阻力系數計算公式為：

式中：Δ為膠管的絕對粗糙度，根據《液壓工程手冊》，含有加強鋼絲的膠管的絕對粗糙度Δ=0.03～4 mm，由于大采高支架管路含有鋼絲編織網，所以取粗糙度Δ=0.05 mm；Re應滿足

1）DN89 高壓膠管505617，顯然滿足公式將已知數據代入公式（4）計算得λ=0.0181。2）DN63S高壓膠管

同 1）計算得 λ=0.019 1。3）DN50S高壓膠管

同 1）計算得 λ=0.02。

所以三種管徑的沿程阻力系數可統一取為λ=0.019，故沿程阻力損失：

2.2 各種管徑管路沿程壓力損失計算

管路內液體的液體流公式為：

工作面距乳化液泵站距離約為200 m，由現場實際可知，沿程管路長約200 m，接頭個數為6個；工作面長為360 m，架間管路留長2.6 m，工作面內管路總長468 m，接頭個數為180個。

2.2.1 乳化液泵站到工作面首架進液管

由工程實際可知，主進液管為DN63S型，內徑Φ58mm，芯子長度為136mm，順槽內鋪設膠管長度約為200m，則順槽內膠管沿程總壓力損失為：

式中：Lcg為純膠管總長，取200 m；dg為管路內徑，取58 mm；Lx為五個芯子總長度，取136×5=680 mm；dx為芯子內徑，取58 mm，Vg、Vx分別為膠管與芯子內流速，可視為 Vg≈Vx，根據式（6）計算得 Vg≈Vx=8.6 m/s。

2.2.2 泵站到工作面最后一架支架的進液管

主供液管為 DN65S（dg≈dx=60 mm），順槽內壓力損失部分同上，剩下300m工作面管路壓力損失，其中所用接頭芯子為5個，芯子總長為Lx=5×0.136=0.68 m。

純膠管總長Lcg=300-0.68=299.32 m，可視為Vg≈Vx=8.72 m/s。

沿程總壓力降：

2.2.3 工作面首架支架到油箱主回液管路

主回液管為DN89，Lcg取200 m；接頭芯子內徑Φ75 mm（dg≈dx=75 mm），芯子長度 Lx=0.147 m，Vg≈Vx=4.5 m/s。按流量最大時即泵站額定流量時計算沿程總壓力損失為：

2.2.4 工作面最后一架支架主供液管到油箱主回液管路

供液管為 DN65S（dg≈dx=60 mm），到油箱主回液管路 Vg≈Vx=4.02 m/s。

芯子總長 Lx=5×0.147=0.735 m；膠管總長Lcg=300-0.735=299.265 m。

總壓力降為：

2.2.5 架間進液管

架間進液管為DN50S，接頭芯子內徑Φ45 mm（dg≈dx=45 mm），芯子長度120 mm，則工作面內芯子的總長Lx=180×0.12=21.6 m。則工作面內膠管長度Lcg=300-21.6=278.4 m，Vg≈Vx=8.94 m/s。則沿程總壓力損失為：

2.2.6 架間回液管

架間回液管為DN63，接頭芯子內徑Φ58 mm（dg≈dx=58 mm），芯子長度136 mm，則工作面內芯子的總長Lx=180×0.136=24.48 m，則工作面內膠管長度 Lcg=300-24.48=275.52 m。Vg≈Vx=8.44 m/s。

沿程總壓力損失：

2.2.7 工作面內分支供液管

工作面內分支供液管為DN50S（dg≈dx=45 mm），每條分支管路的長度為5.4 m，接頭數5個。則Lx=0.12 m，Lcg=5.4-0.12=5.28 m，膠管對應的Vg=1.48 m/s，Vx=1.83 m/s。

則每條分支供液管路沿程壓力損失為：

2.3 管路液壓系統局部壓力損失

根據流體力學，局部壓力損失計算公式為：

式中：ζ為局部阻力系數，取0.3；v為進回液管路流體平均流速，m/s；s為進回液管路截面積，m2；Q為流經管路附件流量，L/min。

過濾器壓力損失根據液壓工程手冊可知，ΔP過濾器=0.02 MPa；主進液管路上管路附件的局部壓力損失為ΔP進管路附件=0.006 MPa；主回夜管路上管路附件的局部壓力損失為ΔP回管路附件=0.005 MPa。以單個支架動作為例進行計算。

工作面首架主供液口壓力為：

P供液=P泵站-ΔP過濾器-ΔP順槽管路-ΔP進管路附件=37.5-0.02-2.43-0.006=35.044 MPa。

工作面尾架主供液口壓力為：

P供液=P泵站-ΔP過濾器-ΔP順槽管路-ΔP回管路附件=37.5-0.02-6.163-0.005=31.312 MPa.

由以上計算公式可知：工作面首個支架供液口壓力為35.044 MPa，由乳化液泵站到首架的壓力損失為2.43 MPa，工作面末端尾架的供液口壓力為31.312 MPa，高壓油液經過整個工作面支架達到末端尾架壓力損失為6.163 MPa。壓力損失值在允許范圍內，供液壓力能夠滿足支架的正常工作。

3 結論

文中完成了大采高液壓支架主供回液系統研究分析，對供回液方式進行了壓力損失理論計算，得出的結果能夠滿足大采高支架的正常工作。對主供回液管路驗證了其布置的合理性，解決了一些問題，這項課題在礦用大采高支架液控系統研究設計領域有一定的學術價值和實際應用意義。

[1] 王喜貴.液壓支架供回液系統的阻力損失分析[J].煤礦機械，2011（5）：43-45.

[2] 舒鳳翔，王永強，李聚嶺.基于AMEsim的液壓支架管路系統壓力損失計算[J].煤炭技術，2009（12）：132-135.

[3] 劉志耀.綜采工作面液壓支架主進液管的壓力損失分析和選擇[J].煤礦現代化，2004（6）：98-99.

[4] 史春祥，芮冰.煤礦液壓支架用乳化液泵站[J].流體傳動與控制，2007（2）：39-41.

[5] 劉浩亮.基于MSCEasy5液壓自動調平方艙振動仿真分析[J].計算機輔助工程，2006（1）：62-64.