趙春濤，王晨翀

(寶山鋼鐵股份有限公司設(shè)備部，201900)

0 前言

隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車用鋼趨向于輕量化、高強(qiáng)度，為滿足國內(nèi)汽車行業(yè)對鋼鐵產(chǎn)品的需求，冶金企業(yè)開始開發(fā)和生產(chǎn)高強(qiáng)度汽車鋼板。由于高強(qiáng)鋼強(qiáng)度高、變形抗力大，傳統(tǒng)的連續(xù)軋制設(shè)備已不能滿足生產(chǎn)要求，為此，國內(nèi)外均采用多輥單機(jī)架、往復(fù)軋生產(chǎn)工藝。

國內(nèi)某冶金企業(yè)為生產(chǎn)高強(qiáng)鋼引進(jìn)了十八輥單機(jī)架軋機(jī)，該軋機(jī)投產(chǎn)后，多次出現(xiàn)側(cè)支撐液壓系統(tǒng)的切斷閥油堵吹出及管路漏油故障，嚴(yán)重影響穩(wěn)定生產(chǎn)。

1 側(cè)支撐工作原理

由于工作輥在機(jī)架內(nèi)沒有徑向定位，因此由四個側(cè)支撐輥“兩兩一組”頂住上下工作輥，為工作輥定位。如圖1所示。

圖1 側(cè)支撐工作原理示意圖

側(cè)支撐輥由油缸驅(qū)動，液壓系統(tǒng)原理如圖2所示。在側(cè)支撐輥工作時，切斷閥打開，伺服閥控制側(cè)支撐油缸驅(qū)動側(cè)支撐輥到達(dá)設(shè)定位置，側(cè)支撐油缸的位置由位移傳感器檢測，實(shí)現(xiàn)了側(cè)支撐油缸的閉環(huán)控制。更換工作輥時，側(cè)支撐油缸在伺服閥的控制下，油缸活塞桿縮回，切斷閥關(guān)閉。由于軋機(jī)周圍空間緊張，制造商在設(shè)計(jì)時選用了非對稱伺服閥和非對稱油缸。

圖2 側(cè)支撐液壓原理圖

2 非對稱閥控制非對稱油缸特性分析[1-7]

由于非對稱液壓缸兩腔的作用面積不同，流入和流出兩個有桿腔的流量不同，對稱伺服閥的四個控制閥口面積梯度相同，必然導(dǎo)致兩對控制閥口的壓力降不同，使液壓缸兩個方向運(yùn)動時的動靜態(tài)特性不同。因此，本文對伺服閥閥口面積梯度和液壓缸作用面積對液壓缸動靜態(tài)特性影響進(jìn)行分析。

非對稱閥控制非對稱油缸結(jié)構(gòu)簡圖如圖3所示。定義：①回油壓力p0=0；②伺服閥閥口面積梯度之比為w2/w1=m(0

圖3 非對稱閥控制非對稱油缸結(jié)構(gòu)簡圖

活塞桿伸出時(xv≥0)液壓缸兩腔壓力為

(1)

(2)

活塞桿縮回時(xv≤0)液壓缸兩腔壓力為

(3)

(4)

所以當(dāng)伺服閥換向時，液壓缸兩個油腔的壓力變化為

(5)

(6)

3 高強(qiáng)鋼單機(jī)架側(cè)支撐液壓缸壓力分析[8-11]

由分析可見，非對稱閥控制非對稱液壓缸的兩腔壓力受液壓缸兩腔有效作用面積比和伺服閥閥口面積梯度比影響，且在伺服閥換向時可能存在壓力突變。高強(qiáng)鋼單機(jī)架側(cè)支撐液壓系統(tǒng)中的切斷閥油堵多次出現(xiàn)吹出問題，可能與液壓系統(tǒng)內(nèi)部壓力異常有關(guān)，因此對其液壓系統(tǒng)內(nèi)部壓力進(jìn)行分析。

高強(qiáng)鋼單機(jī)架側(cè)支撐液壓伺服系統(tǒng)參數(shù)：伺服閥為MOOG765s63，最大額定流量63 L/min，閥口面積梯度比為1/3.5；液壓缸有桿腔、無桿腔有效作用面積比1/2.04；液壓系統(tǒng)工作壓力28 MPa；切斷閥最大工作壓力為31.5 MPa。

3.1 液壓缸及伺服閥連接管路的壓力分析

根據(jù)式(5)和式(6)，可以得出伺服閥換向時，液壓缸兩腔及伺服閥連接管路的壓力變化量。

(1)無桿腔及其連接管路壓力的變化量ΔP1=10.9 MPa。

(2)有桿腔及其連接管路壓力的變化值ΔP2-22.3 MPa。

由于無法確定實(shí)際工作中液壓缸承受的負(fù)載，在此分析負(fù)載力為零時，根據(jù)式(1)～(4)可以計(jì)算出液壓兩腔的壓力值。

(1)無桿腔壓力值P1。活塞缸伸出時，壓力16.5 MPa；活塞桿縮回時，壓力27.5 MPa。

(2)有桿腔壓力值P2?；钊麠U伸出時，壓力33.7 MPa；活塞桿縮回時，壓力56 MPa。

可知，無桿腔側(cè)及連通管路內(nèi)最大壓力為27.5 MPa，壓力變化量為10.9 MPa；有桿腔側(cè)及連通管路內(nèi)最大壓力為56 MPa，壓力變化量為22.3 MPa。

由此可見，在側(cè)支撐液壓系統(tǒng)工作期間，單機(jī)架側(cè)支撐液壓缸有桿腔側(cè)壓力遠(yuǎn)大于切斷閥最大工作壓力，且在伺服閥換向期間，壓力沖擊值為22.3 MPa；由于切斷閥恰好連接于伺服閥和液壓缸中間管路，在管路中的高壓力反復(fù)作用下，最終導(dǎo)致系統(tǒng)油路切斷閥油堵吹出。

3.2 解決切斷閥油堵吹出問題方法

根據(jù)理論分析結(jié)果，液壓缸兩腔壓力值及其變化量與液壓缸面積比n、伺服閥閥口面積梯度比m、系統(tǒng)工作壓力有關(guān)。解決切斷閥油堵吹出問題，可以通過伺服閥參數(shù)改進(jìn)、減小系統(tǒng)工作壓力、提高切斷閥最高工作壓力三方面入手分析。

3.2.1 伺服閥參數(shù)改進(jìn)

液壓缸兩腔壓力及壓力變化量與m和n值密切相關(guān)。

(1)m=n時液壓缸兩腔壓力。由式(5)、式(6)可知，當(dāng)m=n時，即液壓缸兩側(cè)工作面積比等于伺服閥閥口面積梯度比時，液壓缸兩腔的壓力變化量為0。液壓缸兩腔壓力值：P1=9.2 MPa，P2=18.8 MPa，壓力值均小于切斷閥的最高工作壓力。不會造成切斷閥超壓問題。

(2)m=1/3時液壓缸兩腔壓力。經(jīng)咨詢，流量為63 L/min的MOOG伺服閥，除現(xiàn)場使用的m=1/3.5以外，還有一種是m=1/3。當(dāng)m=1/3時，經(jīng)分析可得，液壓缸無桿腔壓力的變化量ΔP1=7.7 MPa，液壓缸有桿腔壓力的變化值ΔP2=15.8 MPa。外負(fù)載為零，活塞桿伸出、縮回時，無桿腔壓力值分別為14.4 MPa、22.1 MPa；有桿腔壓力值分別為29.4 MPa、45.2 MPa。

由分析結(jié)果可見，液壓缸兩腔最大壓力為45.1952 MPa，小于m=1/3.5時的56 MPa，但仍大于切斷閥最高工作壓力31.5 MPa。

3.2.2 適當(dāng)減小系統(tǒng)工作壓力

側(cè)支撐伺服系統(tǒng)油缸兩腔的最高工作壓力均出現(xiàn)在有桿腔，當(dāng)液壓缸縮回時有桿腔壓力最大。為此，分析液壓缸活塞桿縮回時，有桿腔壓力隨液壓系統(tǒng)工作壓力變化，分析結(jié)果如圖4所示，活塞桿縮回時的有桿腔壓力隨液壓系統(tǒng)工作壓力減小而減小。當(dāng)液壓系統(tǒng)工作壓力為25 MPa時，液壓缸有桿腔最大壓力為50 MPa，仍遠(yuǎn)大于切斷閥最大工作壓力。此外，由于液壓系統(tǒng)工作壓力受到生產(chǎn)及軋機(jī)功能方面的影響，減小系統(tǒng)工作壓力受到較大限制。

圖4 有桿腔壓力隨液壓系統(tǒng)工作壓力變化

3.2.3 提高切斷閥最高工作壓力

通過重新選型，提高切斷閥的最高工作壓力，將切斷閥最高工作壓力提高到高于有桿腔最高壓力，可以解決切斷閥問題。由于現(xiàn)有可選切斷閥的最高工作壓力只有52 MPa，仍不能滿足現(xiàn)場要求。

因此，將切斷閥更換為最高工作壓力為52 MPa的切斷閥；系統(tǒng)工作壓力減小到25 MPa，則有桿腔最高壓力為50 MPa，該值小于切斷閥最高工作壓力。按此方案在現(xiàn)場實(shí)施后，至今沒有再次出現(xiàn)切斷閥油堵吹出問題；但最高壓力值仍接近切斷閥最高工作壓力，為此計(jì)劃將伺服閥更換為閥口面積梯度比為1/3，進(jìn)一步提高系統(tǒng)安全性。

4 結(jié)論

(1)非對稱伺服閥控制非對稱液壓缸系統(tǒng)存在參數(shù)匹配要求，當(dāng)伺服閥與液壓缸參數(shù)不匹配時，液壓缸兩腔壓力存在壓力突變；油缸有桿腔壓力甚至?xí)h(yuǎn)遠(yuǎn)高于系統(tǒng)工作壓力。

(2)當(dāng)伺服閥與液壓缸參數(shù)不匹配時，通過適當(dāng)減小系統(tǒng)工作壓力可以減小液壓缸有桿腔工作壓力。

(3)在設(shè)計(jì)和使用非對稱閥控制非對稱液壓缸伺服系統(tǒng)時，必須對液壓缸兩腔工作壓力進(jìn)行分析，確保系統(tǒng)的安全可靠。