60 MN臥式鋼管熱擠壓機液壓系統(tǒng)的優(yōu)化

許 武，徐海林，李 軍

(1. 中國寶武集團寶鋼特鋼有限公司鋼管廠，上海 200940；2. 浙江久立特材科技股份有限公司無縫管事業(yè)部，浙江 湖州 313000)

0 前言

傳統(tǒng)的無縫鋼管成型工藝是二輥斜軋穿孔工藝，其原理是兩向軋制變形，由軋輥和穿孔芯棒來控制鋼管內(nèi)外徑，內(nèi)部材質(zhì)的精細化均勻度、內(nèi)外徑尺寸控制精度和內(nèi)外壁表面質(zhì)量較差。熱擠壓成型技術(shù)是無縫鋼管加工成型領(lǐng)域的較新技術(shù)，其變形原理是三向擠壓變形，由內(nèi)外模具控制成型尺寸，故其在尺寸精度控制、內(nèi)在質(zhì)量等方面均遠優(yōu)于傳統(tǒng)的穿孔工藝。從裝備技術(shù)看，隨著液壓技術(shù)的不斷發(fā)展，高壓、大流量的液壓系統(tǒng)能夠滿足鋼材高變形抗力和狹窄的熱變形溫度區(qū)間，需要的大擠壓力和快速的擠壓速度要求。由于擠壓機的動作多而繁雜，且要求的精度高，在擠壓過程中需要提供基本恒定的速度和擠壓力。所以，提供動力源的液壓系統(tǒng)，需要有系統(tǒng)容量大、性能精度高的特點。

寶鋼特鋼的60 MN臥式擠壓機組已運行了近十年，其液壓系統(tǒng)為典型的高壓、大流量閥控比例系統(tǒng)。前期運行中出現(xiàn)異常振動大、液壓元器件損壞(包括泵體打壞)頻繁、液壓油污染嚴重、控制閥體卡死及磨損損壞等問題。因此，對歷次發(fā)生的異常及故障進行跟蹤，并探討其成因，從原理、元器件選型、結(jié)構(gòu)設(shè)計等方面對液壓系統(tǒng)進行分析和研究，進而優(yōu)化改造。

1 60 MN臥式鋼管熱擠壓機組液壓系統(tǒng)

圖1為60 MN臥式鋼管熱擠壓機組液壓系統(tǒng)泵站簡化圖。擠壓機液壓系統(tǒng)主作業(yè)過程：待擠壓狀態(tài)，蓄能器站由供蓄能器組主供液泵組(6臺主泵同步)提供液壓油充能，當蓄能器站壓力充至32 MPa時，由各泵自帶的壓力反饋裝置使各主泵的斜盤式配油盤角度調(diào)至0°，即供液泵組的輸出流量降至接近0 L/min，但蓄能器站的32 MPa壓力始終由該組主供液泵組提供微小的高壓液壓油流量來保持，故該6臺主泵組成的主供液泵組即使是在流量輸出幾乎為0的情況下，仍需始終保持32 MPa壓力下工作；擠壓動作開始時，空行程段先由水平布置的2個φ400 mm的活塞式油缸動作，帶動φ1000 mm的柱塞式擠壓主缸，并由高位油通過充液閥向其提供低壓大流量的液壓油，完成快速的擠壓桿移動；然后在壓力開關(guān)的控制下按PLC程序關(guān)閉充液閥，由蓄能器站主供液泵組共同向擠壓執(zhí)行油缸供高壓液壓油，完成管坯擠壓變形所需的高壓擠壓動作。

圖1 擠壓機液壓系統(tǒng)泵站簡化圖

2 擠壓機液壓系統(tǒng)故障分析

投產(chǎn)前幾年實際運行中，擠壓機液壓系統(tǒng)出現(xiàn)了諸多問題，主要有：(1)供蓄能器站及擠壓主動作的主供液泵組(6臺)損壞頻繁、壽命較短；(2)蓄能器站及6臺供蓄能器組的主供液泵組的泄油回油管道(即B集成控制閥塊的回油管道)振動極大、頻繁破損等。

經(jīng)現(xiàn)場跟蹤后分析認為，造成主供液泵組頻繁損壞的原因有：

(1)原設(shè)計在待擠壓機狀態(tài)，蓄能器站由供蓄能器站的主供液泵組(6臺液壓泵)提供液壓油充壓、并始終保持在32 MPa高壓狀態(tài)，蓄能器站液壓油壓力由液壓泵調(diào)定值決定，而輸出流量頻繁在全流量輸出和接近為“零”輸出的惡劣狀態(tài)(其切換的頻繁度以蓄能器站的內(nèi)泄漏壓降決定)。主供液泵轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，從圖2所示的該型泵的壓力-流量特性曲線來看，已經(jīng)不在圖中虛線所包絡(luò)的正常工作范圍，故明顯可見工況惡劣。

圖2 壓力-流量特性曲線

(2)液壓油箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)不合理。圖3為液壓系統(tǒng)油箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)和管路布置示意圖。可以明顯的看出回油總管1、2、3與液壓泵站吸油管路6、7口置于油箱同一隔腔且位置相當接近，易造成回油不經(jīng)充分有效的循環(huán)過濾而直接被吸入液壓泵的問題。而回油管路與油箱循環(huán)過濾泵又在不同的隔腔，使油液過濾效率大為降低。同時也無法讓油箱內(nèi)的油液形成充分的紊流得到有效的循環(huán)、過濾，不利于機械雜質(zhì)的有效過濾和液壓系統(tǒng)高低壓切換過程中油液內(nèi)氣體的析出[1-5]。

(3)液壓泵站各主泵溢流匯集到總回油管后直接回油箱。液壓管路系統(tǒng)如圖4所示。

液壓管路主動作過程為：6臺供蓄能器的主供液泵通過主閥插裝閥組1和卸荷閥組2分別控制向蓄能器供液和卸荷。當蓄能器需要補液(充壓)時，以壓力信號比較關(guān)閉卸荷閥組2(控制油單路供液)，打開主閥插裝閥組1，蓄能器壓力達到設(shè)定值時，關(guān)閉主閥插裝閥組1，打開卸荷閥組2。一旦各供液主液壓泵出現(xiàn)故障(如泵內(nèi)配件磨損、碎裂，或因高壓油管檢修、換泵等外界因素帶入的雜物)，大量雜物或機械碎屑顆粒直接回至油箱，極易導(dǎo)致系統(tǒng)油液的嚴重污染，從而影響系統(tǒng)液壓閥卡阻、動作失效、振動加劇等故障，而且處理難度極大[6-9]。

圖3 液壓系統(tǒng)油箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)和管路布置示意圖

圖4 液壓管路系統(tǒng)

造成蓄能器組及6臺供蓄能器組主供液泵的泄油回油管道(即B集成控制閥塊的回油管道)振動極大、頻繁破損等問題的主要原因：卸荷控制閥選型(型號為：DBW 30B2N5X/325Y...R32)不合理，導(dǎo)致瞬間高壓泄油，對回油管路沖擊極大[10-14]。由圖5的流量-壓力特性曲線可以看出，該閥的特性是在高壓的狀態(tài)下瞬間大流量卸荷時會產(chǎn)生一定的旁通背壓。按一臺供液主泵由兩個卸荷閥卸荷，一個卸荷閥流量按照334 L/min計，卸荷時旁通壓力約為0.58 MPa，多個閥疊加后其振動就較大。同時，由于原系統(tǒng)中6臺供蓄能器組主供液泵的同時向系統(tǒng)供液的流量極大，故其充液、卸荷的切換頻率相當高更加劇了振動。

圖5 流量-壓力特性曲線

3 改進措施

針對供蓄能器站主供液泵組的6臺液壓泵長處32 MPa高壓，而其輸出流量又頻繁介于全流量和接近為0 L/min(實際可稱為“悶泵”狀態(tài))間切換的惡劣工況問題，研究并試驗以不同方式來改變該組泵的運行模式，確定其改進措施。

將6臺供蓄能器站的主供液泵組運行模式改為待擠壓時，蓄能器站液壓油壓力在PLC程序控制下，由始終保持32 MPa改為30.5～32 MPa的壓力范圍控制。擠壓機待機時隨著蓄能器內(nèi)泄漏，蓄能器組的液壓油壓力由32 MPa降至30.5 MPa時，僅選擇6臺供蓄能器站主供液泵組中的2臺充壓。通過程序控制將該2臺主供液泵的溢流閥關(guān)閉，由所選的2臺泵向蓄能器站輸出補充高壓液壓油，當蓄能器站壓力提高至32 MPa時，該2臺主供液泵溢流閥打開，泵處于大流量、壓力接近為0 MPa卸荷溢流的狀態(tài)，泵組不再始終向蓄能器站提供32 MPa的高壓，僅充壓時為全流量高壓輸出。按該類泵的運行特性曲線，該組泵的運行工況處于比較合適的范圍，能較好的改善其工作狀況。同時，在基本滿足運行節(jié)奏的前提下，有6臺主供液泵同時大流量高壓充液改為2臺泵充液，充液流量的減少也減緩了泵處于高壓大流量輸出和“0”輸出的切換頻率，有利于該6臺主供液泵的運行穩(wěn)定。

就主油箱結(jié)構(gòu)不合理，回油總管與液壓泵站吸油管路口置于油箱同一隔腔且位置相當接近，回油不經(jīng)有效過濾處理，而易被直接吸入吸入液壓泵的弊端，實施了液壓油箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)的改造，如圖7所示。主回油管道通過新增液壓油箱內(nèi)部通道(為避免回油沖擊，該通道設(shè)計時其截面積略大于回油管)，將回油引至循環(huán)冷卻過濾泵吸油口區(qū)域，與液壓泵吸油管道口區(qū)域隔離，使主回油經(jīng)過濾、冷卻等處理后再流至液壓泵吸油管道口區(qū)域，使回油可經(jīng)充分有效的循環(huán)過濾。同時，增加油箱內(nèi)的隔板形成分區(qū)域的隔腔制造油液通道增加了油液的阻力和流動量，也有利于機械雜質(zhì)的有效沉淀、過濾和油液內(nèi)氣體的析出。

圖7 改造后液壓油箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)

針對液壓泵站各主泵溢流匯集成總回油管后直接回油箱，而導(dǎo)致的某一臺液壓泵出現(xiàn)故障(如泵內(nèi)配件磨損、碎裂，或因高壓油管檢修、換泵等外界因素帶入的雜物)，大量雜物或機械碎屑顆粒直接回至油箱，極易使整個系統(tǒng)油液的嚴重污染，從而引起系統(tǒng)液壓閥卡阻、動作失效、振動加劇等問題。在不對液壓管路系統(tǒng)做大的改動的前提下，僅對工況較差、實際損壞頻繁的蓄能器站供液主泵組的溢流回油管道增設(shè)過濾器，如圖8所示。液壓泵零件出現(xiàn)磨損甚至打壞，而產(chǎn)生的機械碎屑，在增設(shè)的過濾器進行處理極大地減少機械碎屑回油箱的機率和數(shù)量，同時，極大減緩了大油箱油液受污染的可能，減輕液壓系統(tǒng)大過濾裝置的壓力，也便于日常的檢查維護。

圖8 改進后液壓管路系統(tǒng)

針對蓄能器組及6臺供蓄能器主供液泵的泄油回油管道(即B閥塊的回油管道)振動極大、頻繁破損等問題的改進措施：將原卸荷閥改為帶切換時間延遲的溢流閥，選用DBW 30B2N5X/325Y...R12閥。改型前后閥的實際區(qū)別僅是在控制主卸荷閥開啟油路上加裝了一個節(jié)流閥，但這樣的改變使控制油的流通能力減少，延遲主閥的啟閉時間，減緩了卸荷沖擊，避免了卸荷瞬間大流量高壓釋放時的沖擊振動。如圖9所示，改型后的卸荷閥旁通壓力是原用閥的一半，卸荷流量同樣為334 L/min，旁通壓力約為0.32 MPa，實際使用效果優(yōu)異[15]。

圖9 改型后的卸荷閥的流量-壓力特性曲線

4 改進效果

經(jīng)過現(xiàn)場反復(fù)試驗、調(diào)試后，蓄能器站到控制閥臺的6路管道、控制閥臺回油管道的頻繁劇烈振動已得到有效消除。蓄能器站泄壓初始階段的異常噪聲得到了明顯的控制。改造后針對油液清潔度情況按每月一次的頻率進行了跟蹤，從檢測結(jié)果和實際運行情況看，與改進前每年需清洗一次油箱相比，系統(tǒng)的油液清潔度可以長時間保持正常合格狀態(tài)，近兩年均未出現(xiàn)明顯的污染跡象。蓄能器站供油主泵自投產(chǎn)至實施改進之前的5年多時間內(nèi)，共報廢7臺，自調(diào)整改進蓄能器站主供液泵組控制方式近兩年以來，主泵組的工作狀態(tài)良好，尚未發(fā)現(xiàn)異常、損壞。綜上，每年產(chǎn)生降本增效效益逾120萬余元。

5 結(jié)束語

從液壓原理，化繁而簡進行單回路的分析，聯(lián)系動作結(jié)合液壓元器件功能特性進行研究，透過現(xiàn)象分析故障成因。由此，發(fā)現(xiàn)了鋼管熱擠壓機液壓系統(tǒng)原設(shè)計結(jié)構(gòu)上的不足，原理及元器件選型上的不適合，進而進行了系統(tǒng)分析和針對性的改進。改變了主供液泵運行模式，使泵組僅充壓時為全流量高壓輸出；改造液壓油箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)，新增液壓油箱內(nèi)部通道和油箱內(nèi)的隔板，使機械雜質(zhì)有效沉淀；回油管道中增設(shè)過濾器，減緩了大油箱油液受污染的可能；原卸荷閥的改型為帶切換時間延遲的溢流閥，減緩了卸荷沖擊，避免了卸荷瞬間大流量高壓釋放時的沖擊振動。達到了故障大大減少、運行穩(wěn)定可靠的效果。

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