鐵水罐傾翻裝置液壓系統分析及解決方案

衛衛

（中冶華天工程技術有限公司，南京 210019）

0 引言

鐵水罐傾翻裝置依靠液壓缸驅動工作，安全性、平穩性是極其重要的特性。某項目液壓傾翻裝置運行中出現設備連續抖動、架體左右交替搖晃爬行及立柱二次澆灌基礎不同程度破碎和松動現象。工作一段時間后，液壓站油泵重新出現承重加大狀況以及2 臺傾翻裝置同時工作現象，嚴重威脅了正常安全生產。雙泵驅動也不符合一備一用的設計意圖。為此，在對機構載荷進行分析和計算基礎上，對液壓系統進行了分析，找出了異常現象發生的液壓系統因素，為合理制定最佳解決方案提供依據。

1 傾翻裝置運行過程中與液壓系統相關異常現象描述

將液壓站工作壓力設為16 MPa 時，負載有鐵水罐的傾翻裝置上升至30°左右即無法上升，在車間行車副鉤的輔助下，鐵水罐才能實現全部行程的傾翻動作。將液壓站油泵及溢流閥工作壓力調為19 MPa 時，鐵水罐可自主傾翻上升至規定行程的終點角度。傾翻裝置上升過程伴隨著連續抖動現象。帶著泄空的鐵水罐下降過程中，伴隨著傾翻架體左右交替搖晃，抖動爬行下降。4 根立柱土建基礎上的二次灌槳層均有不同程度破碎和松動現象。

2 液壓系統油泵及驅動電機能力分析

基于前述受力分析，表明立柱受力狀態不佳是引起土建基礎上的二次灌槳層有不同程度破碎和松動現象的重要原因，但是并不代表液壓系統無故障。因此，需要對液壓系統油泵及驅動電機能力、液壓缸系統工作回路進行分析，才能制訂出有針對性的解決方案。

2.1 油泵能力進行分析

油泵及驅動電動機能力需從兩方面進行分析：系統工作壓力（16 MPa）；油泵的排量。根據液壓缸支座反力，計算傾翻過程中，不同角度液壓缸所需壓力。從表1 可以看出，傾翻角度31.6°時，理論上所需的最大工作壓力為14.5 MPa。

系統采用力士樂A10VS028DFER/31 型變量柱塞泵，油泵排量為35 L/min，最高可調定在28 MPa 壓力下工作。

根據鑄鐵車間液壓站的布置圖管線管徑、長度及閥類配置分析，當回路帶有調速閥時，壓力管損∑Δp=0.5～1.5 MPa，取∑Δp=1.5 MPa。油泵的最大工作壓力Pp應滿足：

表1 傾翻過程機構受力參數表

因此，按傾翻過程中液壓缸最高壓力考慮，取Pp=19 MPa，Pp≥P1+∑Δp=16。

當調定油泵在19 MPa 壓力下工作，備用系數K=19/16=1.19。通常情況下系統工作壓力備用系數K=1.15～2，因此，若調定工作壓力為16 MPa，理論上當傾翻角度31.6°時，則已處于臨界邊緣。由于傾翻阻力矩和集中荷載計算過程中，物體對象和工作過程理想化處理及一定范圍內的假設和容差簡化計算，實際值要比16 MPa 大。當將工作壓力調定為19 MPa，液壓傾翻裝置能夠越過最大阻力矩角度區間，滿足起升行程要求，說明此時系統工作壓力符合工作要求。同時，對于該型變量柱塞泵來說，油泵工作壓力19 MPa＜28 MPa，有足夠的備用工作壓力區間。

2.2 油泵排量分析

每臺傾翻裝置采用2 只液壓缸驅動，15 min 內完成90°行程。2 臺傾翻裝置同時工作意味著4 只液壓缸同時動作。因此，采用一用一備工作制度時，一臺油泵排量應滿足以下要求：

式中：K 為系統泄漏系數，根據《機械設計手冊》［1］，K=1.1～1.3，一般取K=1.2；∑Qmax為4 只液壓缸所需理論總排量，L/min；Qp為單臺油泵的排量，L/min；Qy為節流調速系統，溢流閥最小溢流量附加值。根據《機械設計手冊》，一般取0.5×10-4m3/s，即3 L/min。

設計采用的液壓缸無桿腔直徑D=320 mm，行程L=1 250 mm，行程時間t=15 min，單缸所所需理論排量Qi=πD2L×10-6/（4t），L/min。由Qmax=4×Qi得K∑Qmax+Qy=35.2，L/min。

一臺A10VS028DFER/31 型變量柱塞泵排量為Qp=35 L/min，計算得到Qp≈35.2 L/min。因此，基本可以同時滿足2 臺傾翻裝置工作要求。

但是，實際運行中發現，需要2 臺變量柱塞泵泵同時啟用，否則不能滿足2 臺傾翻裝置同時工作的要求。這種現象看似與前述A10VS028DFER/31 型變量柱塞泵能力滿足要求的結論相悖，事實上要考慮變量柱塞泵調定壓力下的流量變化拐點問題。圖1 為A10VS028DFER/31 型變量柱塞泵的靜態特性曲線。從圖中可以看出明顯的調定壓力下的流量變化拐點。拐點的物理意義為：當調定超過某一壓力點時，排量q 急劇下降；而在此之前壓力的調定對應的排量q 不會產生較大影響。

圖1 油泵靜態工作曲線

特定現場條件下，理論排量滿足要求，而實際需要雙泵驅動時，2 臺泵拐點調節差異性大，調定壓力超過拐點，造成排量q 急劇下降。雖然雙泵投入工作，但僅有1 臺發揮作用。因此，精心調校油泵意義重大。

2.3 電機能力進行分析

電機功率一般按等效發熱原則，根據工作周期內荷載的功率循環圖譜進行計算。傾翻裝置平均工作壓力約為12.5 MPa，計算工作壓力1.2×（12.5+1.5）=16.1MPa。從安全的角度保守考慮，傾翻角度31.6°時所需最大系統壓力14.5 MPa 作為參考值；采用系統工作壓力19MPa 作為計算依據。

由《機械設計手冊》可知，油泵所需的驅動電機功率按下式計算：

式中：Pp為油泵工作壓力，19 MPa；Qp為油泵最大排量，35 L/min；ηp為油泵的總效率，對于柱塞泵ηp=0.8～0.85，取ηp=0.8。

實際采用油泵的驅動電機功率P=15 kW，故滿足要求。

2.4 液壓缸系統工作回路分析

傾翻裝置上升及下降過程設備出現抖動現象，與液壓缸工作回路有一定關聯。在液控單向閥各自控制下的液壓缸同步動作時，液控單向閥的特性起很大作用。上升期間，2 只或4 只φ320mm 液壓缸在35 L/min 小流量條件下工作，較好品質的液控單向閥，使得液壓系統不會成為卡阻的原因出現。值得注意的是，1 臺傾翻裝置工作，與2 臺同時工作，情況會有所差別。回路中使用了外控外泄的液控單向閥對于小流量條件同步是有利的。因此，可以排除液壓回路不合理對于上升過程設備出現抖動現象的影響。回程時，傾翻裝置依靠重力勢能負載下降，由于速度較快，液控單向閥控制模式使得同步液壓缸工作較為不穩定。因此會出現抖動現象。至于作為安全措施，液壓缸無桿腔設置了由換向閥控制直通油箱的回路，用于事故條件下，傾翻架本體快速下降。由于此時速度非常快，同步液壓缸工作會極不穩定，可能會出現劇烈抖動現象。

原設計液壓系統中節流閥設置在回油回路上用以調速。由于實踐中小流量采用節流閥調速往往效果不佳，因此，需要對原回路進行改造。

修改后的液壓缸工作回路（圖2）的液控單向閥前端增設平衡閥，提供背壓，改善液壓缸運行穩定性。將節流閥調速回路改為疊加調速閥回路，用以改善實際性能。在由電動換向閥和手動換向閥組成的緊急和事故快速下降回路中增設節流閥，以解決液壓緩沖問題。

2.5 液壓系統能力分析結論

對于油泵一用一備制和單泵2 臺傾翻裝置可以同時工作的要求，現有A10VS028DFER/31型變量柱塞泵工作在性能所允許的范圍內；實際采用的驅動電機功率可以滿足要求。應對2 臺油泵分別調定合適拐點，并單獨啟動調試。

圖2 修改后的液壓缸工作回路

2 臺傾翻裝置同時工作時，在不影響生產節奏條件下，可將傾翻裝置上升時間調節為大于15 min。實際生產中，一罐鐵水澆注時間一般都不止15 min。

3 電氣元器件控制對爬行的影響

3.1 電氣元器件結構型式對鐵水罐抖動爬行的影響

基于傾動裝置液壓系統在小流量條件下，一般不易產生液壓沖擊現象。排除液壓系統原因后，發現操作箱按鈕開關選擇了自復位形式。鐵水傾翻作業過程中，對機旁操作人員的作業姿態和液壓站上壓力表進行同步觀察時發現，鐵水罐上升操作時，液壓站壓力表指針在0 和最大值之間大壓力范圍波動；與此同時，鐵水罐處于抖動爬行上升狀態。由此判斷，自復位式按鈕開關及設置高度不當，未考慮人體工程學條件，長時間操作狀態下易受人為因素干擾，反復通斷，使液壓回路頻繁啟閉，形成液壓沖擊。因此，將自復位式開關更換為三位開關，解決了此項問題。

3.2 鎖緊油缸控制方式問題

鐵水罐的傾翻力矩主要依靠傾翻架體側面相應部位傳導，鎖緊機構僅對鐵水罐傾翻時起意外保險作用。機構中除液壓缸外沒有其他因素產生銷軸軸向運動動力；在任何位置均處于水平狀態的鎖緊銷不會自行滑出。因此，鎖緊油缸液壓回路的電磁閥在傾翻機構動作過程中一直保持得電方式不合理。由于鎖緊液壓缸的換向閥已是雙電磁鐵三位換向閥，因此僅需增加對電控方式進行改動。在控制方式上增加停止位，將操作箱上負責鎖緊油缸動作的二位開關改為三位開關。

4 結語

在對液壓傳動、電氣控制等方面進行全面分析基礎上，按本文技術方案指導現場處理鐵水罐傾翻裝置現存問題時，取得了圓滿成功，驗證了本文分析及觀點。

［1］成大先.機械設計手冊［M］.北京：化學工業出版社，2007.

［2］姜繼海.液壓與氣壓傳動［M］.北京：高等教育出版社，2002.

［3］嚴允進.煉鐵機械［M］.北京：冶金工業出版社，1990.

［4］何存興.液壓傳動與氣壓傳動［M］.武漢：華中科技大學出版社，2000.