巨龙钢管有限公司现役的水压机与传统的水压机相比，除结构设计等更为合理外，*显著的特点是能力大（达到28MN），性能好，自动化程度高，试验范围宽（Ф406～1422mm×6.4～38.1mm）。因此，它能成功地完成西气东输工程主干线焊管（Φ1016 mm×21mm，X70钢级）和冀宁联络线焊管（Φ1016 mm×18.4mm，X80钢级）的静水压试验。

　　但是，在对小规格焊管的试压过程中该水压机却表现出不足。例如在对X70钢级Φ508mm×16 mm规格焊管试压时，试压头耳环及其连接螺栓被拉弯、拉断；在对Φ406mm×10mm规格焊管试压时，主油缸带动试压头顶上焊管，刚加上预紧力时管体即被压弯，使水压试验无法进行。

　　为了解决小口径焊管（本文所指的小口径焊管是Φ406￣1422mm的下限规格）的水压试验问题，满足生产要求，对水压机的液压系统、高压卸荷系统以及试压头等进行了技术改进。

　　1改进依据1.1小口径薄壁焊管被压弯在水压试验过程中，焊管主要承受固定端试压头对它的作用力及移动端试压头对它的反作用力。

　　因此，小口径薄壁焊管（X70钢级Φ508mm×16mm以下规格）被压弯的主要原因是固定端的作用力太大，该作用力来自主油缸。在水压试验过程中，主油缸的作用力由两个方面组成：一是平衡焊管内的水压对油缸的作用力；二是再施加一定的力，以保证焊管端部不漏水。前者取决于焊管内的水压压力值和内腔面积以及控制程序，后者则与液压系统元件的性能有关。由于焊管是在充低压水阶段被压弯的，此时不存在平衡水压的问题，据此可以得出结论：主油缸对焊管管端的密封力过大是造成管体被压弯的主要原因。

　　列出了巨龙钢管有限公司现役水压机不同密封压力所对应的管端密封力。由于巨龙钢管有限公司现役水压机主油缸直径明显大于同厂其他生产线的水压机，所以在同样密封压力的情况下，其管端密封力大大高于其他水压机的作用力。主油缸直径由水压机的整体性能和结构已经确定，不能改变。因此，改进中所要解决的关键问题就是如何减小主油缸的初始密封压力（俗称预紧力）。这一问题如果能够解决好，就能有效地提高密封胶圈的使用寿命。

　　1.2小口径厚壁焊管用试压头易出故障通过分析认为，引起小口径厚壁焊管用试压头出故障的主要原因是试压头的密封形式不合理，因此改进密封形式是关键。

　　2技术改进的主要内容根据生产现状及原因分析，确定本技术改进的主要内容是：减小主油缸初始液压密封力，调节卸压速度，改进试压头的密封方式。

　　2.1减小主油缸初始液压密封力主油缸控制原理见。动力源是1台柱塞变量泵（一般称为主油泵，泵流量为98.1L／min），主油缸的压力由1个比例溢流阀控制。工作时，电磁溢流阀和主油路电磁球阀带电，主油泵向系统供油。

　　从理论上讲，当比例溢流阀的给定信号为零时，主油缸的液压力为零。但实际上由于元件自身结构和特性（滞环、线性度）等因素，系统仍有一定的压力存在，这个压力就是元件可调节的*小压力。

　　该压力值因产品型号、规格、特性而异；即使是同一产品，因流量的不同其压力值也不同。由系统回路特性可知，*小初始液压密封力不可能低于该*小压力。根据以上分析，主油缸初始液压密封力的大小与比例溢流阀的特性及回路的流量有关，为此，决定在这两个方面进行改进。

　　（1）重新选择比例溢流阀根据巨龙钢管有限公司的产品范围，采用1种型号的比例溢流阀来满足Ф406～1422mm规格焊管的静水压试验是不可能的。因为，先导式比例溢流阀预紧力的大小主要取决于先导阀的调压弹簧，不同的压力等级选用不同硬度的弹簧。原用的比例溢流阀压力为31.5MPa，由于弹簧的弹性力大，初始压力的调定波动大，难以稳定，故预紧力大。

　　这就如同玩握力器一样，因握力器弹簧适应的人群范围广，若需要较高的定值握力，只需猛烈的握力冲击就完全可以达到，但是要想设定较小的握力就十分困难。那么，如果采用一个量程小的握力器，就很容易将这个值设定出来。比例溢流阀也是同样的道理，选用压力级较低的元件，其相对的先导阀初始压力也比较小。由于比例溢流阀初始压力的上升为线性关系，也就是说，在初始压力下主阀芯已经打开，*终主阀芯开启量的大小，应以初始压力为基础，根据压力成比例上升的幅度确定。根据巨龙钢管有限公司水压机的技术特点，选压力级为17.5MPa和25MPa的比例溢流阀比较适合。在生产过程中，根据生产计划的安排及时更换比例溢流阀，由此可以避免压弯焊管的事故发生。

　　原比例溢流阀的*小压力与流量曲线关系如图2所示。当油泵流量为98.3L／min时，油路的压力为1MPa左右（实际测量时达到1.4MPa）。同时进一步研究发现，Park公司生产的25MPa系列比例溢流阀，在输入为零时，其*小压力调节性能良好；在流量为98.3L／min时，其*小调节压力为0.7 MPa，大大低于前者（1MPa）。由此，将比例流阀的选择目标定在Park公司的系列产品上，选择RE10M25W4NN1KW＋PCD400型号的比例溢流阀来替换原阀。

　　通过现场试验，测得*小压力为0.8MPa，达到了预期目标。

　　（2）改进主油泵根据可知，输入值为零时的*小压力随流量的变化而变化，且流量越小，*小压力值也就越小。但是，主油路的流量还受焊管规格、试验压力和增压时间等的限制.

　　回路流量计算表注：①试验压力按西气东输工程要求的*低屈服强度485MPa，系数95％计算；②Φ1422mm×26.4mm焊管和Φ406mm×6.0mm焊管的增压时间分别是以4台和2台液压泵供增压器补水计算得出。

　　在役主油泵的流量为98.3L／min，远远大于回路所需流量。因此，如果能将主油路油液的流量减小，也就可以降低*小压力。实现这种改变有以下3种方案：方案Ⅰ：重新选择1个小排量的油泵，根据表2选择63L／r的液压泵为宜。但一方面原液压泵被废弃造成投资浪费；另一方面对于小口径焊管而言，系统流量仍过大，改进也不彻底。

　　方案Ⅱ：在回路上增加1个节流阀，这样可以根据需要调节系统流量，投资也比方案Ⅰ小，但是容易造成节流阀前后压差大（特别是对于小流量尤其明显），这样主油泵的压力就偏高，功率损耗大且降低主油泵的使用寿命。

　　方案Ⅲ：对现有主油泵进行技术改进，使主油泵的排量连续可调。该方案既克服了方案Ⅱ的缺点又包含了方案Ⅱ的优点，是一个比较理想的方案。原主油泵为美国DENISON液压公司生产的恒压变量泵（又称限压式变量泵），型号为P6W－2R1B－C00－00，在达到调定压力之前其输出排量不变。

　　DENISON液压公司的另一款产品是P6W－2R1B－C20－00，该泵的*大排量可以通过手轮调节。将这两种油泵的功能合二为一，于是向DENISON液压公司订购了1套手轮调节装置，并将其组装到原油泵上，实现了对主油泵排量的调节。这样，该油泵既保存了原有恒压变量泵的特点，又满足了排量可调的要求。在对X70钢级Φ508mm×16mm焊管做水压试验时，在满足生产节拍等的要求下，其*小密封力降至0.7MPa.

　　2.2调节卸压速度水压机在进行小规格焊管试验时，高压水卸压速度太快。这是由于水压机为满足其生产节拍，高压单向插装阀组的通径为定值，与大口径焊管相比，在减少同样水量的情况下，小口径焊管由于其内径小，压力必然下降得多。在水压试验程序中，水压按一定规律卸压，油压随着水压的下降而下降。由于水压下降速度太快，油压跟不上水压的卸压速度，相对而言油压太高。这样，油－水平衡之外的油压均作用在焊管两端，容易造成密封胶圈损坏和焊管弯曲事故。同时，由于卸压速度太快，传感器采集的数据点变少，在设定的记录数据范围内未采集到数据，因而水压图形上缺少卸压曲线。

　　为了解决这一问题，可在高压水的卸压管道上串联1个由上海立新阀门厂生产的DN32高压节流阀。当进行小规格焊管静水压试验时，调整节流量，使待试压焊管水压的*大卸压速度不大于主油缸的卸压速度，以保证水压下降的速度能与油压同步，满足水压机卸压的要求。

　　此项技术改进在小规格焊管的试验过程中效果非常明显，保证了小规格焊管试验的顺利进行，提高了密封胶圈的使用寿命。

　　2.3改进试压头的密封方式在对X70钢级Φ508mm×16mm焊管进行水压试验时，试压头与固定机架的连接螺栓被拉断，甚至试压头的耳环也被拉变形。这在大口径焊管的水压试验中是不曾出现过的，因为该连接螺栓及耳环除承受试压头的自重外不应承受其他的作用力，这种作用力相对来说很小。

　　为此，对焊管固定端试压头的受力情况进行了因果分析。

　　固定端试压头主要承受焊管对其的推力F 1（其大小等于主油缸对焊管的管端密封力），焊管内水压对其的推力F 2（其作用面为焊管内径所在的圆周面）、螺栓对试压头的拉力F 3以及水压对试压头的反向推力F 4（其作用面为试压头与机架之间的密封面），试压头的结构及受力情况如所示。

　　由可知：F 3＝F 4－（F 1＋F 2）（1）其中F 4＝［P 2×P i×（640 2－306 2）］÷4 F 1＝［P 1×P i×D 2］F 2＝｛P 2×P i×［（Φ－2t）2－306 2］｝÷4由以上算式可解得：P 2＝［4F 3＋P 1×P i×D 2］÷｛［640 2－（Φ－2t）2］×P i｝（2）式中P 2???水的压力，MPa；P 1???液压密封压力，MPa，一般取0.5MPa；P i???圆周率，取3.14；D???主油缸直径，为1200mm；Φ???待试压焊管外径，mm；t???焊管壁厚，mm.

　　其中F 3为4条8.8级M30螺栓对试压头的总拉力，单条螺栓的保证载荷为337kN，故4条螺栓的总许用载荷F 3max＝1348kN.

　　对Φ508mm×16mm钢管而言：①当连接螺栓不受力时，即F 3≤0时，P 2≤4F 3＋P i×P 1×D 2［640 2－（Φ－2t）2］×P i≤0＋3.14×0.5×1200 2［640 2－（508－2×16）2］×3.14≤3.93（MPa）（3）②当F 3≥F 3max时，即F 3≥1348kN时，P 2≤4F 3＋P i×P 1×D 2［640 2－（Φ－2t）2］×P i≥4×1348000＋3.14×0.5×1200 2［640 2－（508－2×16）2］×3.14≥13.3（MPa）（4）当水压超过13.3MPa时，连接螺栓受力将超过其保证载荷，且水压越高，螺栓越容易被拉断。

　　要减小螺栓受力，必须减小F 3。受产品规格和设备性能的影响，P 2、P 1、Φ、t和D不能改变。因此只有减小F 4中P 2的作用面积，且面积越小，连接螺栓受力越小。

　　原试压头采用径向密封，F 4的作用面直径为640mm.为此，决定取消这种密封方式而改用端面密封，减小水压反向作用面积，从而可大大减小水压的反向作用力。受原设备结构等的限制，*终将端面密封直径定为339mm（改进后的密封结构如所示）。这样，即使进行Φ406mm焊管的水压试验，试压头耳环的连接螺栓也不会再受拉力作用。

　　此项技术改进完成后，未发生连接螺栓被拉断、耳环拉变形的情况。但是，试压头端面密封方式也有其局限性，它对在固定机架上与试压头密封端面相配合的表面要求较高，该表面必须为加工表面，并满足端面密封的相关技术要求。

　　3结语要顺利实现对水压试验机液压系统的技术改进，必须掌握水压机液压系统的工作原理和控制原理，同时必须要有创新的精神，不能局限于原有的结构和控制。本次液压系统的改进有两个方面的创新：①采用试压头的端面密封技术，解决了水压机试压头与机架之间采用径向密封的局限性；②率先采用液压泵双重变量组合控制技术（恒压控制和流量控制），以满足实际生产需要。

　　随着石油输油输气管标准要求的提高，必然要考虑水压机性能的提升，采用大吨位水压机也是必然趋势。但是小口径焊管同样存在着一定的市场，这就要求水压机也必须能同时满足小口径焊管的生产。通过对液压系统的改进，有效地解决了这些技术难题，同时，也使维修更方便。