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式中，Ｆ为联接螺栓受到的最大冲击力，Ｎ；ｐ为油缸的瞬时

压力；Ｓ为油缸活塞的截面面积。

缸体端部法兰螺栓联接，螺栓受力计算如下［１］：螺纹处

受到的拉应力：

口＝（４Ｘ．｜｝Ｘ Ｆ）／（丌Ｘ

ｄ１

Ｘ

ｚ）

螺纹处受到的剪应力：

ｒ＝（矗ｌ

Ｘ矗×ＦＸ

ｄｏ）／（０．２Ｘ ｄ１３×ｚ）≈０．５

ｄ

螺栓受到的合成应力：对于钢制螺栓，螺纹危险断面处的合

成应力按第４强度理论计算：

盯。＝￣／ｃｒ２＋３ｒ２一１．３仃＝１．３（４×而Ｘ Ｆ）／（ｉｒｌ＂Ｘ

ｄ１２Ｘ

ｚ）

式中，如为螺栓直径；矗为２．５（变载荷时螺栓拧紧系数）。

ｄＩ＝舀一１．２２４

ｔ＝１６一１．２２４Ｘ２＝１３．５５２

式中，ｄ，为螺栓危险截面直径；ｚ为螺栓个数，６个；ｔ为螺

距。

则：仃。＝（１．３Ｘ

４

Ｘ

２．５

Ｘ

９．７４

Ｘ

１０‘）／（３．１４

Ｘ

０．０１３ ５５２ａ

Ｘ

６）＝３６５．９４

ＭＰａ

而许用应力为：

［口］＝ｔｒｓ／ｎ

式中，盯。为８．８级高强螺栓的屈服应力６４０ ｂｌＰａ，１２．９级

高强螺栓的屈服应力ｌ

０８０

ＭＰａ；ｎ为螺栓安全系数，根据实

际情况取２。

显然，对于８．８级高强螺栓，Ｏ＂ａ＞［盯］，无法满足工况要

求。

３．２液压系统分析

炉顶液压系统设计不合理。在设计时上、下密封阀旋转

液压缸回路采用的是双单向回油节流的形式，其液压系统原

理如图１所示。众所周知，回油节流的最大特点就是液压缸

回油部分的压力要大于系统的压力。通过现场测量及计算

分析可以看出，上密封阀和下密封阀在打开瞬问旋转液压缸

有杆腔压力过高，是造成上、下密封阀液压缸法兰联接螺栓

断裂的根本原因。在分析了进油节流与回油节流的特性后，

提出了相应的整改方案。

倾动

旋转

事Ｉ

Ｉ

Ｉ一霄Ｉ

ｔ－－＋

图１炉顶上、下密液压系统原理

迸油节流与回油节流相比具有以下特点：

（１）回油节流适用于超越负载，即负载的方向与液压缸

活塞运动的方向相同；而进油节流适用于阻力负载，即负载

的方向与液压缸活塞运动方向相反。

（２）回油节流在停车后液压缸回油腔中的液压油会因自

重而泄漏一部分形成空隙，再启动时，液压泵输出的全部流

量不经节流丽直接进入液压缸产生起动冲击。面进油节流

可避免和减小起动冲击。

（３）进油节流易实现压力控制，且调速范围大。丽回油

节流因液压缸进油腔压力变化较小，不易实现压力控制，且

调速范围较小。

３．３处理方案及效果

（１）利用高炉定修的机会将上密封阀及下密封阀旋转液

压缸法兰联接螺栓由８．８级全部更换为１２．９级，使螺栓的

抗拉强度满足第４强度理论要求。

（２）同时提高上、下密旋转液压缸油管的压力级别，其公

称压力由２５ ＭＰａ提高到４０

ＭＰａ。

（３）将上密封阀及下密封阀液压系统中的回油节流改为

进油节流，减小密封阀在打开过程中旋转液压缸有杆腔的瞬

时压力。

（４）通过以上方法的处理，炉顶上、下密旋转液压缸缸盖

法兰联接螺栓及油管未再发生断裂和破坏。系统正常运行

一段时间后，在系统压力为１８ ｂｌＰａ时对上、下密旋转液压缸

的工作压力重新进行了测量，测量结果显示上、下密封阀阀

板打开的瞬间其旋转液压缸有杆腔的压力较为平稳，取得了

预期的效果，具体测量数据见表２。

表２改造后旋转液压缸压力测量Ｍ瞻

４结论

（１）炉顶液压系统设计不合理，致使上密封阀及下密封

阀在打开过程中旋转液压缸有杆腔回油压力过高，是导致液

压缸缸盖法兰联接螺栓断裂及油管破坏的根本原因。

（２）由于上密旋转液压缸有杆腔法兰联接的８．８级螺栓

不能满足第４强度理论口。＞［盯］，因而导致了以上事故的发

生，当把高强螺栓由８．８级更换为１２．９级后，液压缸螺栓断

裂的事故未再发生。

５结束语

（１）通过对炉顶上密封阀旋转液压缸法兰联接螺栓断裂

事故的系统分析，最终找到了故障产生的主要原因，并针对

性地进行了改造，一方面提高了螺栓的性能及油管的压力级

别，另一方面对相应的液压系统进行了改造。

（２）避免了类似事故在安钢在建２ ８００叠高炉的发生。

安钢２

８００一高炉在设计和建造过程中吸取了２

２００一高

炉建设中的经验教训，在上密封阀及下密封阕的油路中各增

加了１个减压阀。

参考文献

［１】成大先．机械设计手册．第４版．北京：化学工业出版社，２０００．

作者筒介宁小锋，男，１９７７年生，助理工程师，武汉科技大学机械

工程及自动化专业，学士，现从事高炉设备管理与研究工作。

（收穰丑期：２００７一蝤一笠）

　

　

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