盧世忠　賴敏

【摘 要】船用吊機是海上工程船舶、石油鉆采平臺、浮式生產儲油輪等設施的關鍵設備。隨著我們國家海洋資源開采行業(yè)和海運行業(yè)的發(fā)展，船用吊機在惡劣海況下依然能保持良好的使用性能及安全性能，顯得尤為重要。液壓系統(tǒng)是吊機的核心部分，因而設計出可靠性強的制動系統(tǒng)，對保證吊裝作業(yè)和生產安全有至關重要的作用。本文從某型號40T船用吊機的“滑鉤”現(xiàn)象入手，對其剎車系統(tǒng)進行全面的分析及改進，從中可以深刻了解船用吊機的液壓制動系統(tǒng)，并提出了新的方法和優(yōu)化思路。

【關鍵詞】吊機；滑鉤；制動系統(tǒng)；優(yōu)化設計

0 引言

影響液壓系統(tǒng)穩(wěn)定性的因素有很多，包括使用工況、油壓、油溫及液壓油的清潔度等。液壓系統(tǒng)工作時，其壓力、容積損失以及機械損失等，構成液壓系統(tǒng)主要的能量損失，這些能量損失都會轉化為熱能使設備和液壓油溫度升高。高溫會嚴重影響整個液壓系統(tǒng)的密封、壽命和傳動效率，造成各執(zhí)行元件出現(xiàn)動作遲緩、無力等現(xiàn)象，甚至產生更為嚴重的后果。

船用吊機的使用環(huán)境極其惡劣，空氣中的濕度、鹽分都高于陸地氣候，對液壓設備及零部件都是一種考驗。當液壓零部件出現(xiàn)故障的時候，剎車系統(tǒng)成了海洋吊機的最后一道保障，如何保障剎車系統(tǒng)的安全可靠，本文在原有的液壓設計基礎上，提出了新的方法和思路。

1 吊機“滑鉤”故障案例

某型船用吊機，設計主鉤最大工作載荷38T，副鉤最大工作載荷8T，最大工作半徑38m。根據現(xiàn)場吊機使用記錄，吊機的日平均使用時間長達16小時，液壓部件長時間處于高溫狀態(tài)。據現(xiàn)場反映，在吊機操作處于切換副鉤及回轉絞車的時刻，副鉤鋼絲繩絞車出現(xiàn)了不同程度的“滑鉤”現(xiàn)象，即指當操作絞車停止上升行程時，剎車系統(tǒng)不能及時制動，絞車鋼絲繩在負載作用下被拖動溜滑現(xiàn)象。情況嚴重時出現(xiàn)剎車失靈，導致被吊重物高空墜落。此情況屬于極其嚴重的安全隱患，必須徹底解決和修復。

2 吊機制動系統(tǒng)原理分析

2.1 制動液壓原理分析

液壓原理如圖1所示。泵送高壓油從AWA1和AWB1形成回路，主油路依靠平衡閥A02調節(jié)壓力平衡，驅動雙側液壓馬達A01進行回轉運動，梭閥HSV從主油路上選擇壓力較高的壓力油進入液控換向閥HDV接口1，驅動閥芯動作，剎車油路ABR的壓力油經過液控換向閥后，打開剎車，絞車開始回轉。當主油路壓力卸荷，液控換向閥HDV的控制油壓卸荷，活塞在彈簧的作用下恢復到初始位置，絞車被制動。

圖1 絞車液壓原理圖

在這套絞車回轉系統(tǒng)液壓原理中，無論絞車正轉或反轉，平衡閥都能保持主油路的壓力穩(wěn)定。而剎車的壓力油來自于獨立的剎車油路ABR，油壓穩(wěn)定，任何時候都能保證給剎車提供穩(wěn)定的壓力油，達到頂開剎車的目的。

2.2 制動性能計算分析

圖2為簡易的制動結構示意圖。根據相關設計規(guī)定，按液壓絞車產生的最大制動力矩不小于絞車最大旋轉力矩的3倍以上，及滿足其他設計要求。

現(xiàn)已知吊機副鉤的工作參數(shù)如下：

絞車額定拉力100 KN；滾筒直徑680mm；摩擦半徑40mm，摩擦片組數(shù)12片/側，雙側。下面對絞車制動力矩進行校核。

圖2 制動機構簡易示意圖

1.摩擦片壓環(huán)；2.閘瓦； 3.活塞；4.彈簧組.

2.2.1 制動正壓力計算

如圖3所示，活塞同時受到彈簧作用力F2以及壓力油產生的作用力F1，故壓向制動摩擦片的正壓力為N。

當改變油壓P時，正壓力相應變化，在P=0時，，正壓力達到最大值Nmax，內外摩擦片接觸并壓緊；在P=Pmax時，活塞壓縮彈簧組，內外摩擦片分離，正壓力N=0。

內外摩擦片產生的制動力矩M1，取決于正壓力N的數(shù)值。

M1=2NμRmn（1）

式中M1——制動力矩，Nm；N——盤形制動閘正壓力，N

μ——內外摩擦片之間的摩擦系數(shù)，取μ=0.35

Rm——摩擦片平均摩擦半徑，m；n——制動副數(shù)目

同時，制動力矩M1應滿足三倍靜力矩Mj的要求，所以N值可以由下式確定：

M1=2NμRmn=3Mj=3Fc■（2）

式中 D——絞車滾筒直徑，m；Fc——液壓絞車最大靜張力差。

2.2.2 制動工作油壓計算

摩擦片分離時作用在活塞上的液壓力F1需要克服兩部分力。

N——正壓力；C——盤形制動閘運動部件阻力，取0.1N

根據壓力與壓強的計算關系，可以計算出液壓工作壓力為：

P=■×10■（3）

式中D1■——油缸直徑，mm；d■■——活塞小端直徑，mm

即得到工作油壓P。

現(xiàn)場使用減壓閥，將主油路16～24MPa的壓力減壓至4MPa，減壓閥彈簧預緊1.4MPa，故而工作壓力足夠打開剎車油缸，釋放后，彈簧預緊力也足以制動。

2.3 制動系統(tǒng)穩(wěn)定性探討

從圖1看出液壓制動系統(tǒng)打開剎車的油壓，是由單獨的制動油路ABR提供。ABR管線中的制動油壓保持在5MPa左右，制動油壓的泄放也是單一地依靠液控換向閥來實現(xiàn)。一旦液控換向閥出現(xiàn)密封不嚴、動作遲緩時，絞車內部剎車的液壓缸內的壓力油將無法釋放，剎車無法歸位，絞車無法達到被鎖死的制動效果，此時絞車鋼絲繩將在負載的重力作用下下墜，亦即出現(xiàn)吊機“滑鉤”現(xiàn)象。這種僅僅依靠單一零部件和液壓回路來進行制動的液壓系統(tǒng)，對于吊裝這種高風險的作業(yè)來說，是極大的安全隱患。

經與現(xiàn)場工程人員以及設備廠家對吊機的工作狀況進行調查研究，在吊機工作狀態(tài)下對副鉤絞車的各個測壓點進行測壓取樣，發(fā)現(xiàn)在副鉤絞車停止運行并切換到其他絞車工作狀態(tài)時，液控換向閥控制端口測壓點依然有油壓，表示液控換向閥的閥芯動作不靈敏，且出現(xiàn)密封不嚴的現(xiàn)象。液控換向閥動作不靈敏，將直接導致剎車開啟油路中的高壓油通過液控換向閥進入剎車液壓缸，且液壓缸內的泄放回路未被開啟，剎車無法制動，從而導致安全事故的發(fā)生。

3 制動系統(tǒng)的優(yōu)化設計

3.1 制動系統(tǒng)優(yōu)化設計思路

為徹底解決該系統(tǒng)故障，消除設備安全隱患，采取更換新的液壓零部件的措施，并重新對吊機絞車制動系統(tǒng)進行了優(yōu)化設計。優(yōu)化設計方案原理如圖3所示。

圖3 制動系統(tǒng)優(yōu)化設計液壓原理圖

當液壓馬達M1兩端回路建立油壓后，梭閥HSV選擇壓力高的一側油壓，通過新增的減壓閥A05，將壓力穩(wěn)定在4MPa，輸送至液控換向閥HDV的接口1和接口3，接口1處的高壓油使閥芯動作，將2和3導通，液壓油得以進入剎車的液壓缸，從而打開剎車，液壓馬達開始動作。同時，經過減壓閥之后的壓力油也被送到另一組液控換向閥裝置，送往液壓絞車的帶式剎車液壓缸，打開絞車的帶式剎車，使得絞車得以動作。

為保證制動系統(tǒng)穩(wěn)定可靠，新增部分液壓零部件，如表1所示。

表1 液壓系統(tǒng)新增主要部件

從此設計思路可以看出，打開制動液壓缸的油壓選擇從自身絞車的液壓馬達驅動油路，只有當液壓馬達端口有油壓建立時才能供給制動液壓缸，而不再依賴獨立的制動壓力油路ABR持續(xù)供油。同時，摒棄了之前單一的回油設計，除了通過液控換向閥可以完成壓力釋放以外，新增一路回油，當液控換向閥出現(xiàn)卡死或反應不靈敏時，液壓缸的油壓可以通過新增的單向閥A04被泄放，從而達到制動的目的。

3.2 制動系統(tǒng)改進后的優(yōu)越性

（1）直接從各自液壓馬達的主油路提供剎車油壓，不再利用之前單獨的制動液壓油路，提高了液壓回路的穩(wěn)定性和可靠性；

（2）液壓馬達主油路的油壓為16～24MPa，過高的油壓會對液壓部件的密封性和壽命產生不良影響，新增減壓閥A05將油壓穩(wěn)定至4MPa，足夠打開剎車系統(tǒng)，保護了液壓回路，且延長了液壓零部件的使用壽命；

（3）新增制動液壓缸泄壓回路，即使在液控換向閥出現(xiàn)動作不靈敏的情況下，依然可以保證剎車油路正常卸荷，從而達到制動的目的，增強了制動系統(tǒng)可靠性；

（4）新增帶式剎車于絞車制動盤上，雙重剎車系統(tǒng)，保障良好的制動狀態(tài)。

3.3 優(yōu)化設計后的實際效果

改進后的吊車液壓系統(tǒng)經過第三方現(xiàn)場試重和檢測，試重程序、檢測標準以及最后的檢測報告均得到第三方檢測檢驗機構的認證。

通過對現(xiàn)場兩臺吊機剎車系統(tǒng)為期兩年的使用監(jiān)測，運行效果良好，再未出現(xiàn)吊鉤“滑鉤”現(xiàn)象，故障得以解決。

4 結論

經過改進設計后的液壓系統(tǒng)，不再依賴唯一的液壓部件和液壓回路進行制動控制，即使在液控換向閥動作不靈敏的情況下，依然能保證剎車及時制動。同時，帶式剎車的增設，使剎車的制動能力得到了提升。對剎車液壓系統(tǒng)的改進，不僅提高液壓部件的使用壽命和設備運行效率，還增加了設備和系統(tǒng)的可靠性，降低了事故發(fā)生的概率，保證生產作業(yè)的安全。

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[責任編輯：劉帥]