連續(xù)式卸船機俯仰液壓缸脹缸問題分析與改進措施

丁海昕 龍劍群 鄭土軍 牛 歡

寶鋼湛江鋼鐵有限公司

1 引言

某連續(xù)式卸船機反復出現(xiàn)俯仰懸臂無法動作、系統(tǒng)壓力無法建立、取料頭無法維持規(guī)定作業(yè)位置的問題。為消除上述異常,在對俯仰液壓系統(tǒng)進行全面清洗、檢查、修復過程中,發(fā)現(xiàn)海側(cè)液壓缸缸筒存在脹缸現(xiàn)象,經(jīng)測量缸筒內(nèi)徑最大增加7 mm,發(fā)生明顯塑性變形,需對該液壓缸缸筒進行計算校核。

2 校核計算

參考《機械設計手冊第六版第5卷》液壓缸缸筒最小壁厚計算公式[1],其描述了在缸筒設計時,缸筒最小壁厚、缸筒內(nèi)最高工作壓力、缸筒材料的許用應力、抗拉強度與安全系數(shù)之間的關(guān)系。結(jié)合該公式,對缸筒進行校核與分析。

當δ/D=0.08～0.3時,

(1)

式中,δ為缸筒最小壁厚,m;D為缸筒內(nèi)徑,m;pmax為缸筒內(nèi)最高工作壓力,MPa;σp為缸筒材料的許用應力,MPa;σb為缸筒材料的抗拉強度,MPa;σp=σb/n(n為選用的安全系數(shù))。

2.1 缸筒材料許用應力計算分析

連續(xù)式卸船機俯仰液壓缸缸筒外徑為610 mm,內(nèi)徑為520 mm,壁厚45 mm,制作材料為Q345B,根據(jù)液壓缸壁厚計算公式δ/D=45/520=0.086 5,符合計算公式(1)的前提條件,可以計算。

由公式(1)推理換算,缸筒材料的許用應力公式為:

(2)

以液壓缸管路安全溢流閥設定壓力34.3 MPa作為缸筒內(nèi)最高工作壓力,代入公式(2),得出在設計壁厚為45 mm時,缸筒材料的許用應力應不小于217 MPa。

2.2 缸筒材料最低抗拉強度計算分析

連續(xù)式卸船機在實際生產(chǎn)過程中,俯仰液壓缸長期受不對稱交變載荷沖擊。參考《機械設計手冊第六版 第5卷》,該工況下液壓缸的對應安全系數(shù)應選擇n=5計算,結(jié)合缸筒材料的抗拉強度計算公式σb=n×σp,缸筒材料最低抗拉強度應不小于1 085 MPa。

2.3 缸筒設計優(yōu)化分析

該液壓缸原設計制造材料Q345B在40～63 mm厚度范圍內(nèi),最低抗拉強度為470 MPa,不能滿足缸筒材料最低抗拉強度要求。若缸筒壁厚45 mm不變,計算使用Q345B材料的液壓缸現(xiàn)安全系數(shù)為n≈2.2,不滿足對應工況下的安全系數(shù)要求。因此目前缸筒設計無法滿足現(xiàn)場工況使用需求,需優(yōu)化缸筒設計。

若仍繼續(xù)使用Q345B作為缸筒制造材料,在滿足交變載荷安全系數(shù)n=5的前提下,根據(jù)公式(1)計算得出,最小壁厚應不小于157 mm。此時,δ/D≈0.3,實際上,當δ/D>0.2時,材料選用已不夠經(jīng)濟,應改用高屈服強度的材料。

若不改變現(xiàn)有缸筒設計壁厚45 mm,在滿足交變載荷安全系數(shù)n=5的前提下,則缸筒制造應選取最低抗拉強度不小于1 085 MPa的材料,合金結(jié)構(gòu)鋼42CrMo(抗拉強度1 080 MPa)接近滿足要求,合金結(jié)構(gòu)鋼37CrNi3(抗拉強度1 130 MPa)、合金結(jié)構(gòu)鋼50CrVA(抗拉強度1 280 MPa)等滿足要求。

3 改進措施

經(jīng)計算分析,在原設計壁厚下,該液壓缸缸筒制造選用Q345B材料的安全系數(shù)難以滿足現(xiàn)場實際使用工況,是本次液壓缸缸筒變形的根本原因?，F(xiàn)場采取臨時措施在液壓缸缸筒最大膨脹點外壁附近設置一層抱箍夾緊加固,可以適當減小液壓缸在承受交變載荷工況時發(fā)生脹缸甚至爆缸的風險,但無法完全消除[2]。

材料選擇是高壓液壓缸設計的關(guān)鍵環(huán)節(jié),在保證液壓缸材料力學性能滿足抵抗破壞的強度要求后,還要考慮滿足抵抗變形的剛度要求,保證液壓缸的塑性變形在允許范圍內(nèi)[3]。因此從使用安全的角度,為滿足現(xiàn)場工況對缸筒的剛度要求,后續(xù)建議選用合金結(jié)構(gòu)鋼42CrMo以上材質(zhì)作為高壓缸筒制造材料。建議后續(xù)更換缸筒時,優(yōu)化缸筒制造材料或?qū)Ω淄矁?nèi)壁進行增厚,以提高缸筒的安全系數(shù)。

即使在減負荷與抱箍夾緊加固的情況下,脹缸液壓缸的狀態(tài)仍不能完全受控。因此,為減少脹缸狀態(tài)液壓缸的在機時間,降低故障擴大化風險,臨時更換一個液壓缸作為替換。具體參數(shù)比對見表1。

表1 液壓缸參數(shù)比對表

替換液壓缸較原設計液壓缸,外徑增大,內(nèi)徑減小,壁厚增加,應用缸筒材料的許用應力公式對替換液壓缸進行校核。替換液壓缸試驗壓力與原設計液壓缸相同,得出在替換液壓缸材料為Q345B,壁厚為57 mm時,缸筒材料的許用應力應不小于175 MPa,其液壓缸安全系數(shù)為n≈2.6,上機后系統(tǒng)安全性能有所提高。從系統(tǒng)安全性能提升的角度分析,該液壓缸可以臨時替換上機使用。

替換液壓缸在作業(yè)過程中還需滿足與另一側(cè)原設計液壓缸進行同步控制的要求。在實際取料作業(yè)過程中,取料斗的重量對液壓缸活塞桿產(chǎn)生拉力,液壓缸有桿腔在此過程中受壓,無桿腔不受壓。因替換液壓缸對比原設計液壓缸內(nèi)徑減小,有效作用面積減少,若直接安裝上機,會造成海側(cè)、陸側(cè)2個液壓缸有桿腔的工作壓力不同。當料斗連續(xù)取料一圈后臂架需要下降,此時,液控單向閥到達壓力設定值打開,有桿腔排油。因兩側(cè)液壓缸有桿腔工作壓力不同,液控單向閥背壓值不一致,閥門無法同步打開,造成兩側(cè)液壓缸壓力差過大,伸縮速度、伸縮量不一致,最終導致液壓系統(tǒng)觸發(fā)泵高壓保護而停機。因此,需要一種方案解決兩側(cè)液壓缸有桿腔工作壓力不一致的問題,才能使替換液壓缸上機使用。

經(jīng)研究,提出了用等壓聯(lián)通管將2個液壓缸有桿腔的應急回路連接(見圖1 LB接口),再將液壓站的應急回路關(guān)閉,與回油路分開,保證兩側(cè)有桿腔工作壓力一致的方案。將替換液壓缸安裝上機,經(jīng)減負作業(yè)試驗,取料系統(tǒng)穩(wěn)定運行。后續(xù)逐步提高到額定工作效率,順利完成取料作業(yè)直至新液壓缸制造完成。

4 結(jié)語

針對某連續(xù)式卸船機液壓缸脹缸問題,通過缸筒最小壁厚計算公式對該液壓缸進行驗算,發(fā)現(xiàn)該液壓缸缸筒變形的根本原因是其制造選用Q345B材料在設計壁厚為45 mm的前提下,安全系數(shù)難以滿足現(xiàn)場交變載荷工況的使用需求。后續(xù)在采購更換新備件時,應增加缸筒壁厚或優(yōu)化缸筒制造材料,提高缸筒的安全系數(shù)以滿足現(xiàn)場實際需求。對此類液壓缸脹缸問題提出的對策及建議,可為后續(xù)同類故障分析消除提供參考。