棒材冷床液壓系統油缸破損事故分析及改進

全云根范志強

（1.杭州鋼鐵廠小型軋鋼股份有限公司；2.杭州鋼鐵集團公司設備計量管理處，浙江 杭州 310022）

棒材冷床液壓系統油缸破損事故分析及改進

全云根1范志強2

（1.杭州鋼鐵廠小型軋鋼股份有限公司；2.杭州鋼鐵集團公司設備計量管理處，浙江 杭州 310022）

通過分析棒材線冷床卸料小車油缸破損原因，對液壓系統進行校驗，合理改進液壓控制回路，減小液壓沖擊。

液壓沖擊；背壓；單向節流

一、棒材線冷床卸料小車狀況

某80萬t棒材線的生產能力及裝備都具有國際先進水平，其步進式冷床長126m，棒材在冷床上步進冷卻后由卸料小車從冷床上移動至輸送輥道，然后輸送至冷剪機剪切成成品。冷床卸料小車由6只并聯油缸控制上升和下降動作，電磁鐵1得電時，油缸活塞桿伸出，卸料小車下降；電磁鐵2得電時，油缸活塞桿收縮，卸料小車上升。該棒材線自2006年投產以來，卸料小車在下降過程中，液壓系統每年均會出現幾次管線焊疤拉裂、油缸缸體螺栓斷裂等事故，影響生產，并產生大量的漏油。圖1為冷床卸料小車液壓系統圖。

二、故障分析

通過壓力表檢測，油缸在動作完畢后產生很高的壓力峰值。經分析，造成液壓系統液壓沖擊的原因如下。

1.單向節流閥在油缸剛動作時有節流作用，但在插裝閥開啟后，該液壓系統因缺乏適當的背壓節流，造成速度失控。

2.小車由于自重原因，油缸動作時處于無負載工作狀態。

3.在管線布局上，液壓系統布置的控制閥臺與油缸距離過遠（50m），也是造成液壓沖擊的一個重要因素。

圖1 改進前液壓回路

三、液壓沖擊力驗算

從以上分析可以看出，液壓沖擊振動發生在小車的下降工況。該油站配3臺液壓泵，開2備1，單臺泵的能力Q泵=130L/min，設計壓力12MPa，單臺蓄能器容積V=24.5dm3；充氣壓力8MPa，共配備4件。卸料小車油缸活塞直徑180mm；油缸行程L為203mm。如此可計算出油缸啟動到停止的理論時間：油缸動作所需油液V總容積= 6×1/4πd2×L = 31L，油缸所需油液一部份由蓄能器供給，一部份由液壓泵供給。

蓄能器補充油液，觀察到油缸在下降過程中管線壓力低于蓄能器的充氣壓力，故可根據圖2蓄能器的狀態計算出油缸動作時蓄能器的排液容積△V。

圖2 蓄能器充氣、充液、供油3種狀態

已知P1=8MPa；P2=12MPa；P3=8MPa，則

由此可得：2Q泵t + △V總= V總容積，故t = 1.3s。

油缸下降到位制動后，插裝閥1在壓力作用下迅速關閉，閥臺至油缸引起強烈的液壓沖擊，其本質是動量變化引起沖量。

若不考慮鋼管彈性，則液壓沖擊波的傳播速度為C =√（E/ρ）。液壓油彈性系數取700MPa，密度ρ取900kg/m3，得出液壓沖擊波的傳播速度C = 882m/s；液壓沖擊波傳遞再返回的時間t1= 2L/C，L取50m，計算得出t1= 0.11s。則液壓沖擊波周期T = 2t1= 0.22s。

一般換向閥響應時間均＜0.1s，可以判斷該液壓沖擊為完全液壓沖擊，則液壓沖擊引起的壓力增量△P =ρCV。V為管線中液體流速，V = Q/A，Q = V總容積/t = 23.8L/s。管線設計為φ89mm×10mm，計算得出V = 6.4m/s；△P = 900×882×6.4 = 5.1MPa。

其數據和實際現場測得基本一致，由此可見，該液壓沖擊力是相當大的，必須采取必要措施進行控制。

四、可采取的措施

1.延長插裝閥1的響應時間，響應時間＞T/2時，將完全液壓沖擊轉化為非完全液壓沖擊。

2.根據液壓沖擊引起壓力增量△P =ρCV公式中得出，降低管線中流體的速度可降低液壓沖擊。

五、解決方案

在該棒材線冷床卸料小車液壓回路中，根據現場工況適當增加油缸下降時間并不影響生產節奏，所以采用降低油缸下降速度這一相對簡單的方案，即在液壓回路中增加背壓節流。公司在每只油缸回油管線中串聯了單向節流閥（閥2），調節單向節流閥節流開度，即可調節油缸的運動速度。經過調試，使卸料小車油缸下降時間延長為5s，液壓系統改進后，閥臺及管線的振動明顯減小。圖3所示為增加單向節流閥后的液壓系統圖。

圖3 改進后液壓回路

[1] 周士昌．工程流體力學[M]．東北工學院出版社，1987.

[2] 官忠范．液壓傳動系統（第三版）[M]．機械工業出版社，2011.

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