摘 要：本文对铁业公司（Vu=380m3）高炉装料设备大料钟启闭装置使用的“HSG01—180/100E—4611”型标准工程液压缸连接耳环在生产中多次发生断裂现象进行了静强度分析，提出了改进的建议，目前，国内使用“浮动调心式双液压缸料钟升降装置”专利技术的中小型高炉十几座。本文可供炼铁同行借鉴。
关键词：液压缸、耳环、断裂、强度
一、 前言
本钢（集团）铁业有限责任公司两座有效容积Vu=380m3高炉的装料设备为典型的双钟扁担梁结构。原高炉大料钟启闭装置采用四组液压缸驱动，每根大料钟拉杆设有两组液压缸驱动。因液压系统中分流集流阀同步精度问题，常发生两侧驱动液压缸不同步升降导致大料钟拉杆升降卡阻及弯曲而影响生产。1#、2#高炉分别于1990年和1989年进行了改造性大修，实施了本钢设计院开发的专利技术“浮动调心式双钟液压缸料钟升降装置”。该专利技术只用两组HSG01—180/100E—4611型标准工程液压缸。因料钟一侧拉杆只设一组液压缸，液压缸的料钟拉杆支架间设有浮动盘（球面副）在安装时对两根料钟拉杆间距调正起到一定作用，但实践证明，因高炉装料设备工况恶劣，润滑难以保证，浮动盘之球面副处于干磨擦，在巨大载荷作用下，浮动盘没有启到浮动调心的作用。该专利技术的优点在于利用双作用液压缸有杆腔为主工作腔，液压倒置直接驱动料钟拉杆升降。因料钟一侧拉杆只设一组液压缸，同原技术比较不存在单侧料钟拉杳、杆两液压缸不同步的不良后果。
大料钟液压缸活塞杆与耳环内螺纹连接（M68×2），耳环内孔φ105mm设有GE70ES型球面关节轴承。通过销轴，连接叉与料钟拉杆螺纹连接。液压缸有杆腔（主工作腔）内液压油的进或排来实现料钟关闭和开启。我公司液压站液压系统啊最大工作压力（表压）调定为Pmax=12.5Mpa。液压系统实际工作压力（表压）Pa≤11Mpa，设计选择液压缸额定工作压力P1=16Mpa。从设计上看，液压缸设计选型是符合要求的。制造厂应该保证液压缸本体及时性配套零部件在小于额定设计压力范围内使用的可靠性，就是说要保证零件强度。可是，几年来我公司两座高炉多次出现液压缸耳环断裂事故，对高炉顺行带来较严重的危害。大料钟液压缸耳环零件图见图1。
图1 活塞杆耳环零件图
1996年5月28日，2#高炉小钟拉杆因高炉荒煤气吹刷断裂，小钟下沉，大钟强行关闭导致大钟液压缸耳环又一次在A—A断面断裂（耳环一边拉断，一边拉直）。在高炉装料设备中，料钟液压缸同料钟拉杆一样是处在较为恶劣工作条件下的关键部件，而使用热烧结矿冶炼的高炉尤为严重。液压缸耳环断裂同料钟拉杆断裂，同样会给高炉生产带来重大影响。虽然料钟两侧液压缸耳环同时断裂的可能性极小，但如果一铡怔 断裂，轻者两根料钟拉杆弯曲变形，重者料钟拉杆密封装置也被砸坏。因此，在更换耳环的同时（事故抢修常常整体更换液压缸），料钟拉杆也需更换。大料钟液压缸耳环断裂次数较多的部位是A—A断面。
随液压缸配套订货的耳环是铸钢坯件（辽阳某厂产），材质为ZG310/570，其机械性能见表1。
高炉正常料批数为6～7批/h，耳环实际应力循环次数（5×104～8×104）远小于工程设计所取应力循环基数（N＞107）而发生断裂。据此，我们认为这不是一般的疲劳破坏现象，从断口表面分析，多次断裂均未见到光滑区。因此可以确定耳环拉断纯属脆性断裂。改用30号优质碳素钢锻制的耳环也多次发生过断裂现象。
表1 耳环材质机械性能
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钢号
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正火退火℃
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回火 ℃
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σb MPa
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σS MPa
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δ%
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φ%
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N.m/cm2
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备 注
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ZG310/510
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870～890
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620～680
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570
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310
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15
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21
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29.4
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铸造坯
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35
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|
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530
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315
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20
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45
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68.6
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锻坯
| 二、耳环B—B断面强度计算
1.当取液压缸额定设计压力时
δmax=4/πD2. π(D12—D22)P1/4=（D1—D2）2P1/D2=（0.182-0.102）/0.0632x16=90.29(Mpa)
n2=σa/σmax=310/90.29=3.43＜〔n1〕=5
式中D——断面直径，D=63mm
D1——液压缸直径，D1=180mm
D2——活塞杆直径，D2=100mm
P1——液压缸额定设计压力， P1=16Mpa
n2——计算安全系数
〔n2〕—许用安全系数，〔n2〕=5
2.当取我厂液压系统实际工作压力P2=11Mpa时，同理可计算B—B危险断面的安全系数n12为：
δmax=(D12—D22)/ D2.P2=（0.182-0.102）/0.0632×11 =62.08（Mpa）
n12=σa/σmax=310/62.08=4.99≈〔n2〕=5
耳环同料钟拉杆载荷相同，工况基本相同，只是受高炉荒煤气流冲刷及化学腐蚀影响小一些。零件的重要程度相同，故零件强度计算的安全系数取值应该取〔ns〕=5。
三、耳环A—A断面强度计算
1.耳环A—A断面强度计算（见图2）
耳环轴线曲率半径R2=66.25mm。截面高度h=27.5mm，R2/h=2.41＜5，由此判定该耳环属大曲率梁。耳环105mm 内孔边缘最大应力δmax为：
δmax=σ1+σw=Fmax/2Bh+Mmaxh/SR1
耳环中性轴曲率半径r
r=h/1n(R3/R1)=27.5/ ln（80/52.5）=65.29(mm)[NextPage]
截面对中性轴静矩S
S=Bh（R2—r） =80×27.5×(66.25-65.29)=2.112×10-6(m3)
耳环最大截荷Fmax，F1max
当取液压缸额定设计压力时
Fmax=π(D12—D22)/4 .P1=π（0.182-0.102）/4×16×106=2 .81×105（N）
当取液压系统实际最大工作压力时
F1max=π(D12—D22)/4 .P2 =π（0.182-0.102）/4×11×106=1.93×105（N）
最大弯矩Mmax，M1max
Mmax=0.1817Fmax =0.1817×2.81×105×0.06529=3.33×103(N.m)
M1max=0.1817 F1maxr=0.1817×1.93×105×0.06529=2.289×103(N.m)
耳环A—A断面φ105内孔边缘应力σmax，σ1max
h1=r-R1=0.06529-0.0525=0.01279
σmax= Fmax/2Bh+Mmaxh1/SR1=2.81×105/2×0.08×0.0275+3.33×103×0.01279/2.112×10-6×0.0525=448(Mpa)＞δ1=310(Mpa)
σ1max= F1max/2Bh+ M1maxh1/SR1=1.93×105/2×0.08×0.0275+2.289×103×0.01279/2.112×10-6×0.0525=308(Mpa)≈σ3=310(Mpa)
图2 大钟液压、耳环计算简图
四、耳环静强度计算分析
1.通过对耳环B—B危险断面静强度计算，我们认为在液压系统最大工作压力P2≤11Mpa状态下使用，尽管计算安全系数接近许用安全系数〔ns〕=5，根据耳环在料钟启闭装置中重要成度。螺纹退刀槽结构上产生的应力集中，料钟关闭产生的强烈冲击等因素，其强度裕度不大。如果按液压缸额定设计压力P=16Mpa计算，危险断面的计算安全系数小于设计规范允许的安全系数〔ns〕=5，其强度是不可靠的。
2.按液压缸额定设计压力P1=16Mpa计算时，耳环A —A 危险断面内孔边缘的最大应力
大于材质的屈服极限，按液压系统实际工作压力计算时，最大应力接近村质屈服极限，这在机械设计中都是绝对不允许的。因耳环A —A断面静强度不符合要求，疲劳强度计算则无从谈起。
五、改进措施
1.耳环结构改进
（1）为使耳环设计尺寸的变化不产生大钟密封装置及大钟执行机构设计尺寸变化，将原耳
环外廓尺寸φ165增大到φ205，且φ205和内孔φ105做偏心20mm设计。改进后耳环危险断面A—A承载面积由：（165—105）÷2×80=2400mm2增加到（205—105）÷2×80=4000mm2，Δs=1600mm2，增加幅度可达66.67%。
（2）耳环材质有40Cr锻制并进行调质处理，40Cr钢屈服极限
δs=78Mpa，耳环B—B廓应断面的静强度计算安全系数ηs=784÷90.29=8.6＞〔ηs〕=5。
耳环A—A 危险断面的静强度计算安全系数ηs=784÷132=5.94＞〔ηs〕=5。（改进后耳环A —A断面内缘弯曲应力δmax=132Mpa，计算过程略）。
（3） 原耳环内孔φ105没有GE70ES型关节轴承，为注干油润滑没有一油孔，且油孔没在A
—A危险断面。除首次安装时注入干油平时不注油。由于高炉炉顶工作温度较高。即使注油也保留不住。因此，根据生产实际改进后的耳环不设注油孔，可减少耳环A—A危险断面应力集中。增加耳环强度。
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