CRTSⅢ型軌道板氣液聯動同步放張器的優化與改進

毛勁，吳元文，2，王進戈，唐娟，宋海磊，彭韜，王洪亮

(1.西華大學機械工程與自動化學院，四川成都 610039;2.宜賓普什集團有限公司，四川宜賓 644007; 3.四川理工學院機械工程學院，四川自貢 643000，4.中鐵二十三局集團有限公司，四川成都 610072)

CRTSⅢ型軌道板氣液聯動同步放張器的優化與改進

毛勁1，吳元文1，2，王進戈1，唐娟3，宋海磊1，彭韜1，王洪亮4

(1.西華大學機械工程與自動化學院，四川成都 610039;2.宜賓普什集團有限公司，四川宜賓 644007; 3.四川理工學院機械工程學院，四川自貢 643000，4.中鐵二十三局集團有限公司，四川成都 610072)

基于氣液聯動同步放張器在實際運用中出現的新型放張工藝要求，深入了解現場鋼筋放張工藝和放張器實際使用時出現的問題，進行針對性的完善和改進。優化其結構尺寸，克服鋼筋或放張器斷裂現象;嚴格控制液壓油流過環形間隙的流量和時間，實現緩慢動態同步放張;設計回油單向閥，達到油液迅速自動復位的目的。優化和完善了氣液聯動同步放張器，并以有限元分析數據為參考，證實了放張器的可行性。

氣液聯動同步放張器;優化;環形間隙流量控制;緩慢同步放張;回油單向閥

氣液聯動同步放張器被應用于高鐵CRTSⅢ型無碴軌道板鋼筋的張拉、放張以及同步卸荷工藝，它不僅可以成功地實現其放張工藝要求，還能克服由剪切、鋸割或氧－乙炔焰熔斷等傳統張拉、放張方法［1－2］引起的軌道板應力傳遞長度驟增或端部開裂現象，同時也解決了橫梁放張法帶來的勞動強度大、工序繁瑣、體積龐大等問題。根據CRTSⅢ軌道板制作要求，將放張器作為聯接件與鋼筋串聯，共同承受80 kN張拉力并恒壓保持24 h以上，待混泥土凝固后再卸荷復位，以便循環使用。自投入使用以來，放張器長期工作于高溫、高強度震動的惡劣環境，加之內部100 MPa的超高壓力，導致在循環使用過程中出現疲勞漏油、卸荷困難、異步放張以及活塞桿斷裂等現象。雖然只是細微的瑕疵，但足以對軌道板造成致命性的損傷。油液微漏引起放張器壓力下降，保壓失敗，鋼筋預應力減小，軌道板壽命降低;卸荷困難造成放張器異步放張，壓力逐級均分，卸荷難度指數上升;鋼筋或放張器的損壞勢必對軌道板端部造成沖擊，其危害程度上升至由剪切、鋸割等傳統放張方法造成的影響。針對上述現象，深入分析了氣液聯動同步放張器的工作原理，優化完善其尺寸結構，并嚴格控制卸荷過程中油液通過環形間隙的流量和時間，以達到緩慢、同步、動態放張的目的，同時設計回油單向閥，解決放張器回油困難的難題。

1 氣液聯動同步放張器現存問題

1.1 工作原理簡介

氣液聯動同步放張器工作原理如圖1。

圖1 氣液聯動同步放張器原理示意圖

活塞桿受張拉力F時，液壓腔內油壓升高予以平衡，實現保壓功能。穩壓24 h后，氣壓腔進氣，推動卸荷頂針向右運動，單向閥導通，完成同步卸荷。在彈簧的作用下，液壓油回流，實現自動復位［3］。

1.2 設計限制

因現場安裝環境的影響，氣液聯動同步放張器尺寸設計受到限制，導致放張器液壓腔內部壓力高于100 MPa，這不僅為密封工藝帶來了極大困難，而且增加了放張器氣壓腔的開啟壓力，使得同步放張工藝難以實現，更降低了惡劣工況下的安全系數，暗藏安全隱患。再者，空氣壓縮機氣體壓力誤差也增加了放張器同步卸荷的難度系數。

軌道板制作時，多個放張器并聯同步受拉，其拉力大小均為F=80 kN，如圖2所示。

圖2 放張器現場安裝及同步受拉實物圖

軌道板中的混泥土凝固后，放張器可視為剛體，幾十甚至幾百個放張器與鋼筋相聯接，因放張器制造誤差、安裝位置偏差造成的受力不均以及氣壓浮動引起的壓力變化等因素的干擾，很難保證實際運用中的完全同步卸荷。如若某一放張器先放張，其受力立即轉移并均分到其余未放張的放張器之上，如圖3所示。

圖3 放張器受力轉移示意圖

由于局部張拉力的轉移，導致未放張的鋼筋拉力增加，若20%的放張器先放張，其載荷將均分到剩余80%尚未放張的鋼筋之上，當所受張拉力超過其材料的抗拉強度時，就造成了鋼筋或放張器的斷裂。截面斷裂如圖4所示。

圖4 放張器活塞桿斷裂截面圖

2 放張器性能完善

2.1 尺寸改進

放張器原尺寸的設計、計算、校驗和有限元分析［4］等皆已滿足要求，但液壓腔內受力面積較小導致壓力超過100 MPa。根據壓強公式p=F/S可知，在張拉力F一定的情況下，可以通過增大截面面積S來減小液體壓力p。由圖3可知，放張器現場安裝工藝采用上下錯位安裝方法，這無疑為放張器外形尺寸的增加提供了依據。所以增加缸筒內、外徑即可增大液壓腔內的截面面積，從而達到減小液體壓力p的目的。

沿用原有的38CrMoAl高強度合金鋼材料，取靜載荷安全系數n=3，它具有足夠的強度和沖擊韌性，是作為缸筒和活塞桿材料的不二之選。

活塞桿在直徑d=15 mm時已具備足夠的抗拉強度，但考慮到缸筒內徑增大，故取活塞桿直徑d1= 20 mm，這里不做驗算。

缸筒外徑受現場安裝尺寸的限制，所以確定缸筒外徑D1=70 mm，壁厚δ1=10 mm，底厚δ2=15 mm，內徑D=50 mm。液壓腔內壓力大小:

2.2 缸筒壁厚校驗

缸筒壁厚較薄會引起塑性變形［5］，需計算缸筒內徑增加后所能承受的最大額定壓力pN:

其中:σs為材料的屈服強度，σs=850 MPa。

同時額定壓力也應滿足:

其中:prL為缸筒發生完全塑性變形時的壓力:

另外缸筒爆裂壓力:

因工作壓力p＜pN，且p＜＜pE(爆裂壓力)，故缸筒壁厚符合設計要求。同時相比于原放張器100 MPa的工作壓力而言，降低至50 MPa以下，達到了減小工作壓力的目的，為后續卸荷單向閥的導通奠定了基礎。

2.3 卸荷壓力計算

當放張器正常工作時，液壓腔內工作壓力p= 48.504 MPa，卸荷單向閥小球直徑d3=3 mm，對應氣壓腔開啟壓力為p0，則:

由上述計算結果可知，相比于原來1 MPa的氣體開啟壓力，在很大程度上得到了降低。選用0.8～1 MPa的空氣壓縮機，在克服氣體壓力沿層損失和密封圈與缸筒內壁摩擦阻力 (計算省略)的情況下，仍有足夠大的氣壓實現放張器的同步卸荷。

2.4 材料性能測試

軌道板中鋼筋的材料為45Si2Cr，拉伸極限為=1 470～1 570 MPa，直徑d=15 mm，端部采用2M15×1.5公制螺紋聯接，小徑=13.376 mm［6］;活塞桿拉伸極限為σs=835～1 050 MPa，端部聯接螺紋M18×1.5，小徑=16.376 mm［6］，分別計算活塞桿和鋼筋斷裂時承受的最大拉力F1、F2:

由此可見，80 kN的工作壓力下，鋼筋和放張器均能穩定工作，并不會產生斷裂現象。同時根據以上數據可知，放張器斷裂的極限拉力F1和鋼筋斷裂極限拉力F2關系為F1＜F2。工況下難免因為氣壓誤差、安裝位置偏差、放張器受力不均以及制造誤差等突發事件造成的個別放張器的張拉力突然增大，當超過175.87 kN時，必然引起放張器活塞桿的斷裂。

因此活塞桿目前的材料抗拉性能必不能滿足要求，為避免這類現象，對活塞桿材料進行優化，應選用與鋼筋相同的材料45Si2Cr或者更高抗拉性能的高強度材料作為活塞桿材料。

對應活塞桿臨界斷裂張拉力F1作用下的卸荷壓力大小為:

由此可知，活塞桿在臨界斷裂張拉力作用下，0.8～1 MPa空氣壓縮機依然可以順利地開啟卸荷單向閥，實現卸荷功能，理論上在排除外界突發干擾因素情況下，鋼筋和放張器不會出現斷裂現象。

3 放張器緩慢同步放張的實現

放張器在卸荷過程中，為避免某些放張器在卸荷單向閥開啟時瞬間完全卸荷，從而給其他放張器造成沖擊，工藝要求放張器應具備緩慢放張和動態卸荷的功能。通過控制液壓油流過單向閥的流量和時間等方式來延緩卸荷過程，使每個放張器從開始卸荷到完全卸荷的整個過程處于動態平衡。這樣不僅卸荷時間充裕，放張器受力均勻，還解決了由于瞬間沖擊造成的鋼筋或活塞桿斷裂的問題，達到實現緩慢、同步、動態放張的目的。

氣壓推動卸荷頂針導通卸荷單向閥時屬于圓柱體過渡配合，液壓油通過二者的環形公差間隙h流入回油腔。當同心圓柱環形間隙h/d＜＜1時，環形間隙流動［7－10］近似看成平行平板的間隙流動，如圖5平行平板間隙流動原理所示。

圖5 平行平板間隙流量

沿流動方向(x軸)的列平衡方程如下:

式中:C1，C2為積分常數，當平行平板間的相對運動速度為u0時，利用邊界條件:y=0處，u=0;y=h處，u=u0，得液體在平行平板縫隙中的流量為:

對于同心圓環環形間隙流量而言，只需用πd代替式 (14)中的b即可，如圖6所示。

此外，液壓油進入回油腔的過程，單向閥和卸荷頂針都相對靜止，即μ0=0。由此可得同心圓環環形間隙流量公式為:

圖6 同心圓環間隙流量

單向閥環形單邊間隙h=0.02 mm，長度l=6 mm，美孚68號抗磨液壓油在40℃的運動黏度ν=68 mm2/s，密度為ρ=0.882×103kg/m3。所以其動力黏度μ為:

由鋼筋張拉工藝可知，在80 kN的張拉力作用下，鋼筋的變形量為H=8 mm，故可得知卸荷之后流入回油腔的液壓油體積V:

圖7 壓力－流量時間關系圖

繪制壓力－時間關系圖如圖7所示，可知:卸荷完成的最短時間為23.37 s，最長約為4 min，滿足鋼筋張拉工藝要求，同時也克服了軌道板因瞬間卸荷沖擊帶來的端面破裂及其他的負面影響，實現了緩慢、同步、動態放張工藝。

4 回油單向閥設計

同心圓環環形間隙流量控制方法解決了氣液聯動同步放張器緩慢同步放張的難題，但同時也為液壓油的回流 (即放張器的自動復位)功能帶來了困難。希望放張器在工作時應具備緩慢同步卸荷、迅速自動復位的功能，否則將會使放張器的循環利用受到影響。所以在活塞端面上設計了回油單向閥［11］，其局部示意圖如圖8所示。

圖8 回油單向閥示意圖

保壓時，液壓腔為高壓，單向閥截止;卸荷時，在液壓腔復位彈簧的作用下推動活塞向左運動，回油腔內形成壓力，從而導通回油單向閥，實現快速回油復位功能。值得一提的是單向閥的彈簧剛度很小，承受的壓力只有幾牛頓，所以不會造成正向開啟困難的現象。由于在活塞上開孔裝了一個單向閥，勢必使其抗拉強度受到影響，對活塞及活塞桿進行有限元分析，校核其強度，如圖9和圖10所示。

圖10 應力集中區

圖9 位移變形量

結論:在80 kN的張拉力作用下，活塞最大變形量只有0.062 5 mm，在材料允許的彈性變形范圍內;而在活塞桿端部出現了應力集中現象，最大應力為400.38 MPa，在材料抗拉強度范圍內，不會引起活塞桿的斷裂。

5 結束語

以氣液聯動同步放張器為主線，在其基礎上進行了全面的現狀闡述和問題研討，以實踐數據為依據，指出其設計缺陷，從可靠性、安全性和實用性等方面進行綜合性的改進和完善。通過現場工況的反饋，改進放張器結構尺寸，降低其內部油液壓力，提高安全系數。同時以環形間隙流量控制方法為理論依據，嚴格控制放張器卸荷過程中的流量和時間，實現放張器緩慢同步放張的功能。為克服緩慢放張引起的回油困難現象，設計回油單向閥，達到快速回油的目的。最后對優化之后的方案進行綜合的校核與試驗，肯定了放張器的可行性。此外，針對該放張器的完善措施，需要指出的是放張器在加工精度方面有較高的要求，這樣才能確保緩慢放張時間的準確控制。

【1】王昆，周瑞生.先張法預應力空心板梁預制技術［J］.交通科技，2001(6):14－15.

【2】盧建中.博格式軌道板預制關鍵技術探討［J］.鐵道建筑技術，客運專線建設專題，2007(3):1－5.

【3】張萃，王磊.液壓與氣壓傳動［M］.北京:清華大學出版社，2011.

【4】宋海磊，吳元文，王進戈，等.高速鐵路軌道板先張預應力同步放張器的研究［J］.西華大學學報:自然科學版，2014(2):73－76.

【5】成大先.機械設計手冊:第5卷［M］.5版.北京:化學工業出版社，2008.

【6】成大先.機械設計手冊:第2卷［M］.5版.北京:化學工業出版社，2007.

【7】周梓榮，賴幫鈞，羅亮光.環形微間隙壓力水流動特性及計算公式的研究［J］.鑿巖機械氣動工具，2007(1):61－64.

【8】周梓榮，賴幫鈞，羅亮光.環形微間隙壓力水流動特性及計算公式的研究續［J］.鑿巖機械氣動工具，2007(2): 50－57.

【9】賴幫鈞，周梓榮.間隙泄漏水量的初步測定及其計算公式的探討［J］.鑿巖機械氣動工具，2002(2):45－52.

【10】周享達.工程流體力學［M］.北京:冶金工業出版社，1994.

【11】戴遠敏，李建英，劉海之.提高液控單向閥的實踐與研究［J］.液壓與氣動，2006(6):76－78.

Optimization＆Improvement of Pneumatic-hydraulic Synchronous Unloading Mechanism on CRTSⅢRail-plate

MAO Jin1，WU Yuanwen1，2，WANG Jinge1，TANG Juan3，SONG Hailei1，PENG Tao1，WANG Hongliang4
(1.School of Mechanical Engineering and Automation，Xihua University，Chengdu Sichuan 610039，China; 2.Push Drive Co.，Ltd.，of Yibin，Yibin Sichuan 644007，China; 3.School of Mechanical Engineering，Sichuan University of Science＆Engineering，Zigong Sichuan 643000，China; 4.China Railway 23th Construction Bureau Ltd.，Chengdu Sichuan 610072，China)

In view of new-type tension and extension process requirements in the application of pneumatic hydraulic synchronous unloading mechanism，understanding field extension process of steel bar and problems in the using course，some relative proposals were presented for its perfection and improvement.Changing the structure and size，steel bar and PHSUM fracturing problems were overcome.Controlling the flow and time through annular clearance strictly，slow and synchronous unloading was realized.Besides，oil return check valve was designed to realize oil quick reposition.The feasibility of the optimization was verified by finite element analysis.

Pneumatic-hydraulic synchronous unloading mechanism;Optimization;Annular clearance flow control;Slow and synchronous unloading;Oil return check valve

TH137.9

A

1001－3881(2014)8－071－4

10.3969/j.issn.1001－3881.2014.08.024

2013－04－08

鐵道部2012年重大科研項目 (2012G005-A)

毛勁 (1988—)，男，碩士研究生，研究方向為機械電子工程。E－mail:lingjiming_131420@163.com。