一、 前言
本鋼（集團）鐵業有限責任公司兩座有效容積Vu=380m3高爐的裝料設備為典型的雙鍾扁擔梁結構。原高爐大料鍾啟閉裝置採用四組液壓缸驅動，每根大料鍾拉杆設有兩組液壓缸驅動。因液壓系統中分流集流閥同步精度問題，常發生兩側驅動液壓缸不同步升降導致大料鍾拉杆升降卡阻及彎曲而影響生產。1#、2#高爐分別於1990年和1989年進行了改造性大修，實施了本鋼設計院開發的專利技術「浮動調心式雙鍾液壓缸料鍾升降裝置」。該專利技術只用兩組HSG01—180/100E—4611型標準工程液壓缸。因料鍾一側拉杆只設一組液壓缸，液壓缸的料鍾拉杆支架間設有浮動盤（球面副）在安裝時對兩根料鍾拉杆間距調正起到一定作用，但實踐證明，因高爐裝料設備工況惡劣，潤滑難以保證，浮動盤之球面副處於干磨擦，在巨大載荷作用下，浮動盤沒有啟到浮動調心的作用。該專利技術的優點在於利用雙作用液壓缸有桿腔為主工作腔，液壓倒置直接驅動料鍾拉杆升降。因料鍾一側拉杆只設一組液壓缸，同原技術比較不存在單側料鍾拉杳、桿兩液壓缸不同步的不良後果。
大料鍾液壓缸活塞桿與耳環內螺紋連接（M68×2），耳環內孔φ105mm設有GE70ES型球面關節軸承。通過銷軸，連接叉與料鍾拉杆螺紋連接。液壓缸有桿腔（主工作腔）內液壓油的進或排來實現料鐘關閉和開啟。我公司液壓站液壓系統啊最大工作壓力（表壓）調定為Pmax=12.5Mpa。液壓系統實際工作壓力（表壓）Pa≤11Mpa，設計選擇液壓缸額定工作壓力P1=16Mpa。從設計上看，液壓缸設計選型是符合要求的。製造廠應該保證液壓缸本體及時性配套零部件在小於額定設計壓力範圍內使用的可靠性，就是說要保證零件強度。可是，幾年來我公司兩座高爐多次出現液壓缸耳環斷裂事故，對高爐順行帶來較嚴重的危害。大料鍾液壓缸耳環零件圖見圖1。
圖1 活塞桿耳環零件圖
1996年5月28日，2#高爐小鍾拉杆因高爐荒煤氣吹刷斷裂，小鐘下沉，大鐘強行關閉導致大鐘液壓缸耳環又一次在A—A斷面斷裂（耳環一邊拉斷，一邊拉直）。在高爐裝料設備中，料鍾液壓缸同料鍾拉杆一樣是處在較為惡劣工作條件下的關鍵部件，而使用熱燒結礦冶鍊的高爐尤為嚴重。液壓缸耳環斷裂同料鍾拉杆斷裂，同樣會給高爐生產帶來重大影響。雖然料鍾兩側液壓缸耳環同時斷裂的可能性極小，但如果一鍘怔 斷裂，輕者兩根料鍾拉杆彎曲變形，重者料鍾拉杆密封裝置也被砸壞。因此，在更換耳環的同時（事故搶修常常整體更換液壓缸），料鍾拉杆也需更換。大料鍾液壓缸耳環斷裂次數較多的部位是A—A斷面。
隨液壓缸配套訂貨的耳環是鑄鋼坯件（遼陽某廠產），材質為ZG310/570，其機械性能見表1。
高爐正常料批數為6～7批/h，耳環實際應力循環次數（5×104～8×104）遠小於工程設計所取應力循環基數（N＞107）而發生斷裂。據此，我們認為這不是一般的疲勞破壞現象，從斷口表面分析，多次斷裂均未見到光滑區。因此可以確定耳環拉斷純屬脆性斷裂。改用30號優質碳素鋼鍛制的耳環也多次發生過斷裂現象。
表1 耳環材質機械性能
鋼號
正火退火℃
回火 ℃
σb MPa
σS MPa
δ%
φ%
N.m/cm2
備 注
ZG310/510
870～890
620～680
570
310
15
21
29.4
鑄造坯
35
530
315
20
45
68.6
鍛坯
二、耳環B—B斷面強度計算n2=σa/σmax=310/90.29=3.43＜〔n1〕=5
式中D——斷面直徑，D=63mm
D1——液壓缸直徑，D1=180mm
D2——活塞桿直徑，D2=100mm
P1——液壓缸額定設計壓力， P1=16Mpa
n2——計算安全係數
〔n2〕—許用安全係數，〔n2〕=5
2.當取我廠液壓系統實際工作壓力P2=11Mpa時，同理可計算B—B危險斷面的安全係數n12為：
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
耳環同料鍾拉杆載荷相同，工況基本相同，只是受高爐荒煤氣流沖刷及化學腐蝕影響小一些。零件的重要程度相同，故零件強度計算的安全係數取值應該取〔ns〕=5。
三、耳環A—A斷面強度計算
1.耳環A—A斷面強度計算（見圖2）
耳環軸線曲率半徑R2=66.25mm。截面高度h=27.5mm，R2/h=2.41＜5，由此判定該耳環屬大麴率梁。耳環105mm 內孔邊緣最大應力δmax為：
δmax=σ1+σw=Fmax/2Bh+Mmaxh/SR1
耳環中性軸曲率半徑r
r=h/1n(R3/R1)=27.5/ ln（80/52.5）=65.29(mm)[NextPage]
截面對中性軸靜矩S
S=Bh（R2—r） =80×27.5×(66.25-65.29)=2.112×10-6(m3)
耳環最大截荷Fmax，F1max
當取液壓缸額定設計壓力時
Fmax=π(D12—D22)/4 .P1=π（0.182-0.102）/4×16×106=2 .81×105（N）
當取液壓系統實際最大工作壓力時
F1max=π(D12—D22)/4 .P2 =π（0.182-0.102）/4×11×106=1.93×105（N）
最大彎矩Mmax，M1max
Mmax=0.1817Fmax =0.1817×2.81×105×0.06529=3.33×103(N.m)
M1max=
耳環A—A斷面φ105內孔邊緣應力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)
圖2 大鐘液壓、耳環計算簡圖
四、耳環靜強度計算分析
1.通過對耳環B—B危險斷面靜強度計算，我們認為在液壓系統最大工作壓力P2≤11Mpa狀態下使用，儘管計算安全係數接近許用安全係數〔ns〕=5，根據耳環在料鍾啟閉裝置中重要成度。螺紋退刀槽結構上產生的應力集中，料鐘關閉產生的強烈衝擊等因素，其強度裕度不大。如果按液壓缸額定設計壓力P=16Mpa計算，危險斷面的計算安全係數小於設計規範允許的安全係數〔ns〕=5，其強度是不可靠的。
2.按液壓缸額定設計壓力P1=16Mpa計算時，耳環A —A 危險斷面內孔邊緣的最大應力
大於材質的屈服極限，按液壓系統實際工作壓力計算時，最大應力接近村質屈服極限，這在機械設計中都是絕對不允許的。因耳環A —A斷面靜強度不符合要求，疲勞強度計算則無從談起。
五、改進措施
1.耳環結構改進
（1）為使耳環設計尺寸的變化不產生大鐘密封裝置及大鐘執行機構設計尺寸變化，將原耳
環外廓尺寸φ165增大到φ205，且φ205和內孔φ105做偏心20mm設計。改進后耳環危險斷面A—A承載面積由：（165—105）÷2×80=2400mm2增加到（205—105）÷2×80=4000mm2，Δs=1600mm2，增加幅度可達66.67%。
（2）耳環材質有40Cr鍛制並進行調質處理，40Cr鋼屈服極限
δs=78Mpa，耳環B—B廓應斷面的靜強度計算安全係數ηs=784÷90.29=8.6＞〔ηs〕=5。
耳環A—A 危險斷面的靜強度計算安全係數ηs=784÷132=5.94＞〔ηs〕=5。（改進后耳環A —A斷面內緣彎曲應力δmax=132Mpa，計算過程略）。
（3） 原耳環內孔φ105沒有GE70ES型關節軸承，為注干油潤滑沒有一油孔，且油孔沒在A
—A危險斷面。除首次安裝時注入干油平時不注油。由於高爐爐頂工作溫度較高。即使注油也保留不住。因此，根據生產實際改進后的耳環不設注油孔，可減少耳環A—A危險斷面應力集中。增加耳環強度。
