機(jī)床靜壓導(dǎo)軌結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

蘇文濤 喻 鵬 洪壽福

(中捷機(jī)床有限公司，遼寧 沈陽(yáng)110041)

靜壓導(dǎo)軌是利用液壓力讓導(dǎo)軌和滑塊之間形成油膜，使滑塊有0.02～0.04 mm 的浮起，從而大大減小了滑塊和導(dǎo)軌之間的摩擦力。這種導(dǎo)軌形式由于其特殊的油膜吸振特性對(duì)提高精密型機(jī)床的精度具有重大意義。國(guó)際上很多機(jī)床廠家的精密型機(jī)床采用這種導(dǎo)軌。比如哈挺的QUEST8/51 型車(chē)床，配置靜壓導(dǎo)軌，其切削圓度可達(dá)到0.12 μm［1］。同時(shí)靜壓導(dǎo)軌對(duì)重型機(jī)床滑動(dòng)導(dǎo)軌減小滑動(dòng)摩擦系數(shù)具有重要意義，因這類(lèi)機(jī)床摩擦力達(dá)到很大值，使傳動(dòng)裝置的功率和尺寸加大，摩擦而強(qiáng)力磨損并引起能量巨大損耗，導(dǎo)致機(jī)床壽命降低。因此，基于靜壓導(dǎo)軌諸多優(yōu)越性，其在實(shí)際機(jī)床設(shè)計(jì)中得到越來(lái)越多的應(yīng)用。本文以立式龍門(mén)加工中心Y軸導(dǎo)軌為例，介紹靜壓導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)計(jì)算步驟。

1 供油方式及油腔選擇

靜壓供油有以下兩種方式［2］:

(1)多聯(lián)泵供油:優(yōu)點(diǎn)是可提供較大的流量，發(fā)熱量小，主要是應(yīng)用于工作臺(tái)的靜壓供油，缺點(diǎn)是維修更換不便。

(2)定量閥塊供油:每個(gè)閥都相當(dāng)于一個(gè)調(diào)速閥，優(yōu)點(diǎn)是分油量精確，維修、更換、調(diào)整方便，多數(shù)直線運(yùn)動(dòng)的靜壓導(dǎo)軌都采用這種供油方式。缺點(diǎn)是發(fā)熱量大，壓降大。

實(shí)際應(yīng)用中可根據(jù)具體情況選擇供油方式，文中介紹的龍門(mén)Y軸導(dǎo)軌為直線導(dǎo)軌，移動(dòng)件運(yùn)動(dòng)速度比較低，故采用定量閥供油。

Y軸靜壓導(dǎo)軌移動(dòng)件油腔采用“回”字形油腔［3］。此種油腔形式在機(jī)床靜壓導(dǎo)軌上應(yīng)用比較廣泛，其優(yōu)點(diǎn)是:這種油腔在無(wú)油時(shí)周?chē)姆庥瓦吅陀筒蹆?nèi)部凸臺(tái)負(fù)重均起支撐作用，此時(shí)單位接觸面積上的壓力小，故不容易使靜壓油腔發(fā)生磨損;并且這種油腔具有容易成型等特點(diǎn)，故具有一定優(yōu)越性。但在導(dǎo)軌未浮起前開(kāi)始供油時(shí)，油壓的作用面積小而初始推力小。還有一點(diǎn)就是在靜壓導(dǎo)軌工作時(shí)，導(dǎo)軌的摩擦功率損失大，效率不高。

2 總體計(jì)算步驟

(1)假設(shè)滑板各油腔受力均勻，且無(wú)加速影響，初步根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選定一個(gè)一定流量的流量調(diào)節(jié)閥，即PM控制器。

(2)在已知流量的前提下計(jì)算油腔壓力。然后考慮重心偏重和加速情況下各油腔壓力變化，繼而導(dǎo)致油膜厚度變化，是否在油膜厚度允許范圍之內(nèi)。

(3)若所選閥流量合適，則根據(jù)計(jì)算出的油腔壓力，確定靜壓供油系統(tǒng)的參數(shù)，選擇合適的供油泵，設(shè)計(jì)液壓站。

3 理想情況下的導(dǎo)軌靜壓計(jì)算

所謂理想情況即是忽略承重件偏心及加速影響。理論基礎(chǔ)基本上都?xì)w結(jié)為以下公式，既平行平板間隙流公式［2］:

式中:Q為油腔流量;P為油腔壓力;B為一個(gè)油腔的封油邊周長(zhǎng)，B=2(a+b);h為油膜厚度;L為油腔封油邊寬度;η 為油動(dòng)力粘度。

采用“回”字形油腔，見(jiàn)圖1。

滑板置于水平床身上，承載立柱、橫梁、滑枕等主要大件重量，作水平的Y軸運(yùn)動(dòng)。Y軸滑板靜壓油腔布局如圖2 所示。上油腔共10 個(gè)，主要承受滑板上的機(jī)床部件自重負(fù)載，下面壓板上的8 個(gè)油腔承受顛覆力矩及平衡上油腔向下的壓力。理想情況下，可近似認(rèn)為所有重量均勻作用在每個(gè)油腔上。

首先明確，每個(gè)油腔由于油腔邊緣的泄壓作用，承載面積并不是油腔的整個(gè)面積，而是一個(gè)有效面積Ae［3］。有效承載面積通常按圖3 進(jìn)行計(jì)算。一般情況下在運(yùn)動(dòng)方向上封油邊的寬度要比垂直運(yùn)動(dòng)方向的封油邊寬度要寬。這里為計(jì)算方便靜壓導(dǎo)軌這兩個(gè)方向上的封油邊寬度均取做相同，即都是L。

則每個(gè)油腔的有效承載面積Ae為:

當(dāng)滑板上有壓板時(shí)，上下油腔同時(shí)存在壓力，此時(shí)即為所謂的閉式靜壓導(dǎo)軌，如圖4 所示。這時(shí)，上油腔的承載力FT既要克服負(fù)重力FG，同時(shí)又要克服下油腔的向下的約束力FU，即滿足:

按式(1)計(jì)算上油腔壓力PT。這里初步選定的上油腔供油閥板流量為0.15 L/min。一般情況下重型機(jī)床的靜壓導(dǎo)軌油膜厚度為0.02～0.04 mm，這里初選油膜厚度為0.035 mm。靜壓油為46#抗磨液壓油，其動(dòng)力粘度為

油腔幾何尺寸已知，最后計(jì)算得上油腔壓力PT為1.93 MPa。假設(shè)把油膜厚度減小0.001 mm，上油腔的油膜厚度為0.034 mm，計(jì)算此時(shí)的油腔壓力PT為2.106 MPa;把油膜厚度減小到0.025 mm，計(jì)算此時(shí)的油腔壓力PT變?yōu)?.28 MPa。由此可見(jiàn)，油膜厚度對(duì)油腔壓力起著至關(guān)重要的作用。對(duì)于供給同樣流量的靜壓油腔，當(dāng)減小油腔間隙微小的量時(shí)，油腔的托起壓力會(huì)顯著增高。因此在實(shí)際應(yīng)用中，為了使油膜有足夠的剛度，通常通過(guò)減小靜壓間隙來(lái)實(shí)現(xiàn)。但是，由于滑板上油腔表面及床身導(dǎo)軌的加工精度，過(guò)小的間隙會(huì)使兩者的部分面接觸，從而使油腔磨損。因此，對(duì)油腔表面及導(dǎo)軌面的加工平面度有嚴(yán)格的要求。

按照同樣方法計(jì)算下油腔壓力PU，初選下油腔供油閥板流量為0.3 L/min。最后計(jì)算滑板靜壓綜合托起力F:

若托起力F大于滑板上負(fù)載T(機(jī)床部件自重)，則說(shuō)明所選閥板及油腔設(shè)計(jì)符合使用要求;若托起力F小于滑板上負(fù)載T，這時(shí)通常是通過(guò)加大上油腔供油閥板流量的方法來(lái)增大上油腔壓力。

以上的計(jì)算都是在理想情況下進(jìn)行的，而實(shí)際當(dāng)中還要考慮實(shí)際情況的復(fù)雜性，包括機(jī)床部件自身偏心造成的傾覆力矩及加速下的傾覆力矩。都要在理論計(jì)算后選定的靜壓閥流量乘以一個(gè)系數(shù):上油腔閥板流量乘1.5;下油腔閥板流量乘2。

4 考慮加速影響時(shí)立柱滑板的靜壓驗(yàn)算

盡管在上面的最終計(jì)算中考慮到加速影響而對(duì)靜壓閥板的流量乘了一個(gè)系數(shù)，還需要在加速和偏重情況下進(jìn)行驗(yàn)算。這里我們將加速和偏重分開(kāi)驗(yàn)算，下面先對(duì)機(jī)床加速情況進(jìn)行計(jì)算。計(jì)算的思路是以其中一個(gè)滑板在承受最大載荷下，以1 m/s2的加速度運(yùn)動(dòng)，檢查受力最大油腔的靜壓間隙是否在安全范圍之內(nèi)。經(jīng)分析機(jī)床主要運(yùn)動(dòng)件移動(dòng)到最右邊時(shí)右邊滑板承受載荷最大。

運(yùn)動(dòng)件加速度a=1 m/s2加速運(yùn)動(dòng)時(shí)，滑板的靜壓油腔托力為克服慣性會(huì)產(chǎn)生變化，假設(shè)滑板是一個(gè)剛性體，則滑板兩端的油腔托力變化最大，我們計(jì)算這兩個(gè)油腔以驗(yàn)證選定的靜壓閥板是否合適。

力矩平衡方程:

式中:Fa為由于加速而產(chǎn)生的慣性力;H為運(yùn)動(dòng)件重心高度;Fv為運(yùn)動(dòng)件滑板前進(jìn)時(shí)的齒輪加速力;F1、F2為兩端油腔靜壓力;L1、L2為兩端油腔靜壓力作用點(diǎn)與運(yùn)動(dòng)件重心間的距離;h為運(yùn)動(dòng)滑板驅(qū)動(dòng)齒輪作用點(diǎn)與計(jì)算旋轉(zhuǎn)點(diǎn)的距離。

這里F1=F2=F。將已知條件代入式(2)，求得前后兩端壓力變化最大的兩個(gè)油腔的壓力值，進(jìn)而由公式(1)計(jì)算出這兩個(gè)油腔油膜厚度變化值，若變化值在允許范圍內(nèi)，則設(shè)計(jì)合理，反之，需重新調(diào)整閥板流量。

5 考慮偏重影響時(shí)立柱滑板的靜壓驗(yàn)算

計(jì)算方法與加速計(jì)算時(shí)相似，考慮在運(yùn)動(dòng)件偏心情況下，驗(yàn)算壓力變化最大的油腔是否滿足強(qiáng)度要求。

力平衡公式:FG+2F1+2F2+2F3+2F4+2F5=0

力矩平衡公式:MG+M1+M2+M3+M4+M5=0

力線性關(guān)系:F1=aX1+bM1=F1X1MG=FGXG

由已知條件聯(lián)立以上算式，求得各油腔壓力F1、F2、F3、F4、F5。由偏重受力圖5 可知，運(yùn)動(dòng)件偏心情況下距離旋轉(zhuǎn)點(diǎn)最遠(yuǎn)的油腔5 壓力最大。由式(1)計(jì)算出這個(gè)油腔油膜厚度變化值，若變化值在允許范圍內(nèi)，則設(shè)計(jì)合理，反之，需重新調(diào)整閥板流量。

6 偏心和變速綜合考慮時(shí)靜壓驗(yàn)算

以上是將加速和偏心分別進(jìn)行考察，實(shí)際使用中，這兩種情況經(jīng)常會(huì)同時(shí)出現(xiàn)，需要將這兩種情況綜合在一起進(jìn)行考察。如圖6，分別繪制油腔在加速、減速、偏重情況下受力的3 條曲線，線性疊加受力最?lèi)毫佑颓粔毫χ?，?jì)算油膜厚度變化，分析是否在允許范圍內(nèi)。

7 結(jié)語(yǔ)

本文以立式車(chē)銑中心的Y軸為例介紹了一種恒流量供油的靜壓導(dǎo)軌設(shè)計(jì)計(jì)算方法，具有一定代表性。對(duì)于其他機(jī)床直線軸靜壓導(dǎo)軌，靜壓油腔根據(jù)導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)及承受負(fù)載等情況確定，

［1］邱智湧. 哈挺的靜壓導(dǎo)軌技術(shù)［J］. 航空制造技術(shù)，2008(4):73－74.

［2］章振榮，俄羅斯機(jī)床的靜壓導(dǎo)軌設(shè)計(jì)介紹［J］. 磨床與磨削，1995(4):34 －37.

［3］現(xiàn)代實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì).現(xiàn)代實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2006.