軋機下剝離器液壓回路優化完善

彭 戎

（昆明工業職業技術學院，昆明 650302）

1 軋機下剝離器主要問題

2 軋機下剝離器工作原理

可逆式軋機的兩套下剝離器分別安裝在軋機下工作輥入口（出口）與喂料輥之間。當液壓缸活塞桿向上頂出時，帶動下剝離器繞其支撐軸旋轉一定的角度放平后，正好扣緊在下工作輥護板的凹槽內。這樣，軋制過程中，帶鋼從喂料輥送入軋機工作輥時，既能起到支撐帶鋼、讓帶鋼平穩送入的作用，還能防止穿帶時因帶頭下垂從喂料輥和護板間間隙插入纏輥的問題。

下工作輥護板與下工作輥兩端軸承座用螺栓連接為一體，一是保護下工作輥，防止軋制過程中，帶頭刮傷輥面。二是起導位作用，防止軋制過程中帶頭插入下工作輥與下工作輥護板造成卷輥。正常情況下，下工作輥護板與輥面間留有1.5～2 mm間隙（圖1）。

圖1 軋機下剝離器工作原理示意圖

3 軋機下剝離器故障原因分析

3.1 下剝離器原液壓回路工作原理分析（圖2）

液壓回路由軋機液壓系統供油，各狀態液壓缸進回油路為：液壓缸活塞桿伸出，下剝離器扣下。3位4通電磁閥換向閥左電磁鐵得電，工作于左位，則進油路：油源→電磁換向閥（左位，P→B）→液控單向閥（正向導通）→單向節流閥（單向閥）→兩液壓缸（無桿腔）。回油路：兩液壓缸（有桿腔）→單向節流閥（節流閥）→電磁換向閥（左位，A→T）→油箱。

圖2 軋機下剝離器原液壓回路

液壓缸活塞桿縮回，下剝離器抬起。3位4通電磁換向閥右電磁鐵得電，工作于右位，則進油路：油源→電磁換向閥（右位，P→A）→單向節流閥（單向閥）→兩液壓缸（有桿腔）。回油路：兩液壓缸（無桿腔）→單向節流閥（節流閥）→液控單向閥（被進油路控制油反向開啟）→電磁換向閥（右位，B→T）→油箱。

液壓缸鎖緊。為防止下剝離器液壓缸在帶鋼軋制過程中因受力而意外返回，下剝離器抬起造成意外事故，因此，在下剝離器扣住下工作輥護板后，若電磁換向閥兩側均失電，由于此閥為Y形中位，控制油直通油箱，控制壓力立即消失，液控單向閥不再雙向導通，液壓缸無桿腔油液被封死便被鎖緊。

圖3 螺栓斷面簡圖

3.2 液壓缸缸蓋螺栓崩斷原因分析

3.2.1 故障現象。液壓缸缸蓋連接突然崩斷，檢查發現斷口（圖3）呈灰白色，可以看到光滑和粗糙兩個較明顯的區域，具有典型的疲勞破壞的斷口特征。

3.2.2 驗算連接螺栓強度。該連接屬于受軸向工作載荷的緊螺栓連接，較重要，采用8個M12×70 mm，12.9級高強螺栓，其σb=1200 MPa，σs=1080 MPa。可計算螺栓組能承受的最大工作總負載，根據公式（1）計算得394 898.4 N。

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式中FQ——每個螺栓所受軸向總拉力，N。

d1——螺栓小徑，本例d1=10.106 mm。

[σ]——螺栓材料的許用拉應力，MPa。

Z——缸蓋螺栓個數，本例Z=8。

控制預緊力螺栓連接，因有一定沖擊、振動，取安全系數S=1.2～1.5，則[σ]見式（2）計算得[σ]800 MPa。

計算螺栓組能承受的最大工作壓力p，見式（3）計算得p=19.33 MPa≈20 MPa。

式中F——螺栓所受工作總負載，N。FQ=2.5F=F+F″，F=157 958.4 N，則螺栓殘余預緊力F（″ 緊密連接），取F″=（1.5～1.8）F。

A——液壓缸有效承壓面積，mm，本例A=8171.2 mm2，無桿腔進油時，液壓缸內徑D，本例D=102 mm。

3.2.3 計算結論。可知液壓缸缸蓋螺栓最大承載能力為20 MPa，新到液壓缸在實驗臺進行耐壓測試，實驗壓力也僅為20 MPa，均與廠家供貨說明書吻合。而該液壓缸在實際使用中，用量程0～40 MPa測壓表，接入液壓回路進行壓力檢測。液壓缸無桿腔進油時，實測壓力為14 MPa。但在軋制過程中，只有第一、二道次壓力基本接近14 MPa，此后壓力就不斷增大，最大時超過36 MPa。螺栓不僅嚴重過載，而且因為壓力波動大，最終疲勞斷裂。

3.3 護板變形、刮傷下工作輥原因分析

3.3.1 故障現象。成品鋼卷表面有明顯凸起的拱包，嚴重影響帶鋼的表面質量。停軋將上下工作輥移出檢查，發現下工作輥護板變形，下工作輥表面有溝痕。

3.3.2 計算下剝離器正常工作時，對護板的壓緊力，計算公式見式（4），下剝離器與護板受力分析見圖4。據公式（4）得F=129.4 kN。下剝離器與護板受力分析圖見圖4，下剝離器液壓缸簡圖見圖5。

式中F1——下剝離器液壓缸對下剝離器的推力，N。計算得F1=114 396.8 N。p1液壓缸工作壓力，p1=14 MPa。A1液壓缸無桿腔有效作用面積，由前計算知A1=8171.2 mm2。p2液壓缸回油壓力，忽略管路壓力損失，近似認為p2≈0。A2液壓缸有桿腔有效作用面積，d為活塞桿直徑。

F——護板對下剝離器的支持力，即下剝離器對護板的壓緊力的反力，N。

L1、L2——兩力對下剝離器支撐軸的力臂，mm。本例L1=475 mm；L2=420 mm。

3.3.3 結論。原回路，正常情況下，下剝離器對護板的壓緊力接近13 t。當液壓缸壓力增加到14 MPa以上時，壓緊力將與工作壓力成正比例的增加。而由于帶鋼軋制過程中存在較大的沖擊與振動，尤其是軋到帶頭與帶尾時，情況更嚴重。經常造成護板連接螺栓的松動。在如此大的壓緊力下，護板沿軸承座斜面，發生一定位移，緊貼下工作輥輥面，引起輥面刮傷。

3.4 引起液壓缸無桿腔壓力異常升高原因分析

圖5 下剝離器液壓缸簡圖

可逆式軋機依靠電機帶動絲桿壓下和HAGC油缸向上頂起調整輥縫。每軋完一個道次由電動壓下粗調輥縫，而同一道次內由HAGC油缸自動控制微調輥縫，以保證帶鋼按給定的壓下量軋出所要求的斷面尺寸，并調整輥型以減小帶鋼的橫向厚度差并控制板形，同時補償工作輥輥徑磨損帶來的厚度偏差。HAGC油缸調整范圍為0～1 mm，正常使用調整量約為 0.3～0.5 mm。

在軋制過程中，工作輥隨著軋制帶鋼公里數的增加，輥身磨損量逐漸增加，為補償磨損，HAGC油缸逐漸微量上移。當HAGC油缸帶動下支承輥和下工作輥向上位移時，勢必通過護板、下剝離器迫使液壓缸活塞桿回縮。而安裝在無桿腔油路中的液控單向閥卻早已將油路鎖死，由于液壓介質體積彈性模量大，少量的體積縮小都將引起壓力地迅速增大。于是，無桿腔壓力不斷遞增。一旦護板緊貼下工作輥輥面，情況更加嚴重。

4 軋機下剝離器液壓回路改進措施

4.1 改進措施

在無桿腔油口與單向節流閥之間增設溢流閥（啟安全閥作用）。軋制過程中，當無桿腔壓力增大到設定值時，閥口開啟，對液壓缸進行過載保護。在電磁換向閥進油口處增設減壓閥，以降低回路實際工作壓力，減小下剝離器對護板的壓緊力（圖6）。

4.2 計算各閥調定壓力

4.2.1 計算下剝離器正常工作，實際所需工作壓力。正常工作中，下剝離器液壓缸活塞桿向上頂出時，先帶動下剝離器繞支撐軸旋轉一定的角度放平，此時，需要克服剝離器自重產生的阻力矩和運動部件的摩擦阻力矩。然后扣緊在下工作輥護板的凹槽內。以支撐帶鋼、防止纏輥。因這些力的實際計算有較大困難，考慮足夠的安全性后，采用估算法。假定液壓缸活塞桿向上頂出要推舉下剝離器，則負載F=mg=29 400 N，式中m為下剝離器自重，m取3000 kg，g為重力加速度，取g=9.8 N。液壓缸實際所需工作壓力p=3.59 MPa。設回油壓力為0。液壓缸無桿腔有效作用面積取8171.2 mm2。從計算結果可知，即使在這種極限情況下，推動下剝離器也僅需不到4 MPa的工作壓力。為確保軋制過程中，下剝離器能壓緊護板，將液壓回路實際工作壓力調高到6 MPa（計算壓力的1.67倍）。

圖6 軋機下剝離器優化后的液壓回路

4.2.2 設置各閥壓力。減壓閥調定壓力為回路實際工作壓力，即6 MPa。安全閥調定壓力設為系統實際工作壓力的1.1倍，即6.6 MPa≈7 MPa。

4.2.3 設定順序。將壓力表接入液壓回路測壓接頭處，將安全閥調節螺釘擰松，減壓閥調節螺釘擰緊，打開主進油路閘閥。當電磁閥左電磁鐵得電，液壓缸無桿腔進油活塞桿伸出推動負載時，看測壓表，調整安全閥，到測壓表讀數為7 MPa時，停止調整，鎖緊螺母，安全閥溢流壓力設定完成。

看測壓表，調整減壓閥，到測壓表讀數為6 MPa時，停止調整，鎖緊螺母，減壓閥壓力設定完成。各壓力閥設定完成后，把測壓表拆出，液壓回路可以投入正常工作。

5 優化完善措施

熱軋車間可逆式軋機下剝離器液壓回路自采取上述優化完善措施后，工作至今沒有再發生過類似的問題。極大地提高了設備作業率，備件消耗量和檢修維護人員的勞動強度降低，對提高帶鋼表面質量起到積極作用。

［1］ 張平格.液壓傳動與控制［M］.北京：冶金工業出版社，2004.

［2］ 雷天覺，楊爾莊，李壽剛等.新編液壓工程手冊［M］.北京：北京理工大學出版社，1998.

［3］ 成大先主編.機械設計手冊［M］.北京：化學工業出版社，2001.

［4］《重型機械標準》編寫委員會編.重型機械標準［S］.北京：中國標準出版社，1998.