耙吸式挖泥船液壓蝶閥技術改進

沈偉，嚴波

（長江南京航道工程局，江蘇 南京 210011）

1 液壓蝶閥改進設計參照規范

本液壓蝶閥技術改進僅適用于“長鯨12”耙吸船式挖泥船泥門液壓蝶閥的工況、性能等方面的技術要求，并根據國家相關的液壓行業標準進行計算、設計。參照的有關液壓標準：

GB/T786.1-1993 液壓氣動圖形符號

GB/T2346-2003 流體傳動系統及元件公稱系列

GB/T3766-2001 液壓系統通用技術條件

GB7938-95 液壓缸及氣缸公稱系列

GB/T15622-95 液壓缸試驗方法

CB/T4333-2013 船用液壓控制蝶閥行業標準

CB/T3036-1994 船用中心型液壓蝶閥國家標準

GB/T6996-2007 重型機械液壓系統通用技術條件

JB/T7033(2007) 液壓測試技術通則

2 液壓蝶閥技術參數

“長鯨12”船上液壓蝶閥種類和數量很多，但是結構都一樣，現選型號為D773HP-25C-DN500 的液壓蝶閥作為典型來分析。

液壓蝶閥型號：D773HP-25C-DN500，蝶閥通徑：DN500，齒輪齒條油缸缸徑：Φ80mm 桿徑：Φ50mm，額定壓力：16MPa，最大壓力：25MPa，回轉角度：900±120。

3 故障現象及分析

由于液壓油是從液壓蝶閥驅動軸部位泄漏出的，通過檢查液壓管路的位置和蝶閥結構，排除了該泄漏的液壓油從液壓管路泄漏的可能性，泄漏的液壓油只能是從液壓蝶閥的齒輪齒條油缸內部泄漏出來的，通過對“長鯨12”耙吸式挖泥船每一種規格的液壓蝶閥齒輪齒條油缸全部解體，分析內部結構，發現船上的液壓蝶閥在結構上都存在普遍的結構上的問題，該類液壓蝶閥結構如下圖：

圖號說明：1-行程調節螺栓 2-缸底 3-連接螺栓 4-缸體 5-齒條活塞桿 6-缸筒 7-孔用格來圈密封圈 8-O 型圈 9-活塞 10-O 型圈 11-螺栓 12-齒輪 13-端蓋

故障原因分析：該類蝶閥油缸泄漏主要由兩個原因產生：（1）圖號7 為孔用格來圈，該類密封圈由一個特康密封圈和一個O 型圈組合而成，優點是低摩擦，結構緊湊，溝槽結構簡單，耐高壓至最高70MPa，線速度快，最大速度可達15m/s，工作條件適應性強，有無潤滑時性能均佳，加熱后有較好的復原性。缺點：由于寬度尺寸比一般的Y 型密封圈小很多，上圖DN500 蝶閥中的孔用格來圈寬度為8.1mm，而一般的Y 型密封圈寬度為12mm，對活塞和缸筒內孔的同心度要求更高，同時圖中活塞結構中沒有導向套或者導向帶，活塞和缸筒內孔之間配合為間隙配合，公差要求為H8/f8，在齒輪齒條驅動蝶閥開關時齒條會發生一定程度的徑向變形，使活塞傾斜變形，由于沒有活塞導向帶和缸筒接觸導向，致使密封圈發生單邊與缸筒接觸從而產生磨損導致漏油。

（2）驅動液壓蝶閥轉動的齒輪齒條中的齒輪和缸體、端蓋之間存在很大間隙，沒有軸承給它徑向定位，在驅動液壓蝶閥轉動軸時，齒輪端作為一個懸臂梁結構，齒輪在受力時更容易會產生徑向變形，并作用于齒條上，使齒條產生徑向變形，從而引起和齒條相連接的活塞徑向傾斜變形，使活塞工作時密封圈單邊與缸筒內壁接觸磨損，最終導致漏油。

由于齒條活塞缺少導向和齒輪沒有徑向定位這兩方面的原因共同引起活塞密封圈漏油現象。

4 解決方案

圖號說明：1-行程調節螺栓 2-缸底 3-連接螺栓 4-缸體 5-齒條活塞桿 6-缸筒 7-導向帶 8-O 型圈 9-Y 密封圈 10-活塞 11-O 型圈 12-螺栓 13-齒輪 14-軸承 15-端蓋

方案說明：參考其余廠家同類型的液壓蝶閥和液壓油缸的結構形式，為使液壓蝶閥能更好工作，解決油缸漏油問題，提出以下解決方案（見上圖）：

(1）活塞增加導向帶（即耐磨環），材料為PTFE（聚四氟乙烯+青銅），耐磨環具有精確的導向作用，并可吸收徑向力，同時具有良好對中性能，有效防止滑動部件的金屬或者密封圈單邊接觸，同時密封圈采用Y型進口密封圈，增加寬度密封面，依靠液壓壓力張緊唇邊與缸筒緊密貼合，有效減少因變形引起的活塞傾斜導致的液壓油泄漏。

(2）齒輪的上下兩端增加軸承徑向定位，改變受力形式，減少轉動軸受力后產生的變形從而減小齒條的徑向變形，有效避免了活塞傾斜引起的單邊磨損密封圈。

5 油缸強度校核

5.1 計算參數

油缸內徑 D=80mm，外徑 D1=96mm

額定壓力 Pn=16Mpa

最大壓力 Pmax=25Mpa

缸筒、活塞桿 45 號鋼

бb=600N/mm2бs=340N/mm2E=2.1x105N/mm2

5.2 缸筒壁厚計算與驗算

5.2.1 壁厚計算

缸筒壁厚δ ＝δ0＋C1+C2

因δ/D=（96-80）/2/80=0.10 屬于【0.08～0.3】范圍，則δ0≥Pmax*D/（2.3*[б]-3Pmax）。

這里 δ0——為缸筒材料強度要求的最小值，m C1——為缸筒外徑公差余量，m。C2——腐蝕余量，m。

[б]——缸筒材料許用應力，N/mm2

[б]＝бb/n=600/3=200 MN/m2,安全系數n 取3。

取δ ＝8mm,按中國船級社鋼質海船入級與建造規范-2001-第三分冊6.2.1.1 公式計算:

δ=pD/(2[б]ψ-p)+0.75=25x80/(2x200x1-25)+0.75=6.08mm＜8mm,故滿足要求.

5.2.2 壁厚驗算

（1）額定工作壓力Pn 應低于一定的缸筒承壓極限值，以保證工作安全：

Pn=16＜36.4Mpa 滿足工作安全要求，這里D1——為缸筒外徑，D1=96mm.

（2）避免塑性變形

Pn=16Mpa＜{21.67～26}Mpa 滿足塑性變形要求。

（3）缸筒的爆裂壓力Pr

Pr=2.3бb*log(D1/D)＝2.3x600xlog(0.096/0.08)=109.27MPa

Pr 值遠遠超過Pmax(25Mpa)，滿足設計要求

（4）缸筒徑向變形ΔD 應處在允許范圍內

ΔD＜密封圈允許范圍＝±1.5mm，滿足缸筒徑向形變要求。

通過改變液壓蝶閥齒輪齒條油缸內部活塞結構，增加齒輪兩端軸承支撐使齒條變形減小，并經過缸筒強度驗算，使整個油缸在額定壓力作用下，減小了密封圈的磨損，提升了密封效果和密封圈使用壽命，有效地消除了液壓油泄漏的產生。