液壓機滑塊導(dǎo)向裝置最佳配合設(shè)計方法研究

高夢迪 劉志峰 黃海鴻 李新宇

合肥工業(yè)大學(xué),合肥,230009

液壓機滑塊導(dǎo)向裝置最佳配合設(shè)計方法研究

高夢迪 劉志峰 黃海鴻 李新宇

合肥工業(yè)大學(xué),合肥,230009

基于液壓機滑塊導(dǎo)向裝置滑動副能量損失分析，建立了總效率損失的數(shù)學(xué)模型?；谀芰繐p失最小原則，提出滑塊導(dǎo)向裝置最佳配合間隙的數(shù)值計算方法。在最佳配合間隙下對滿足偏載工況下的最大許用側(cè)向力進行分析，同時在極限偏載條件下對立柱與滑塊間的導(dǎo)向裝置滑動副的磨損進行了校核。據(jù)滑塊導(dǎo)向裝置滑動副的磨損校核方法，計算了滑塊與立柱之間最佳導(dǎo)向長度，在總效率損失最小的原則下，計算了滑塊導(dǎo)向裝置滑動副的最佳配合間隙。案例分析驗證了該計算方法的正確性。該方法為液壓機滑塊導(dǎo)向裝置滑動副最佳配合的計算及磨損的校核提供了理論和方法指導(dǎo)。

能量損失；最佳配合間隙；偏載；磨損校核

0 引言

液壓機作為一種通用的無切削成形基礎(chǔ)加工設(shè)備，已廣泛應(yīng)用于制造業(yè)的各個領(lǐng)域，尤其是大噸位、高水平的模鍛液壓機已成為重型機床行業(yè)普遍關(guān)注的焦點[1-3]。

航空鍛件、車用薄壁鍛件等均有投影面積大、尺寸精度高的共性，這就對大型模鍛液壓機的滑塊運行精度提出了更高的要求。滑塊工作時一般以立柱為導(dǎo)向，滑塊與立柱間導(dǎo)向裝置滑動副的質(zhì)量直接關(guān)系到滑塊的運動精度及被加工件的尺寸精度，也會影響工作缸密封件與導(dǎo)向面的磨損情況，對模具壽命及機身的受力情況也均有影響[4-5]。

然而液壓機工作時，工件幾何形狀不對稱、模具安裝誤差及受熱不均勻等多種因素，都會導(dǎo)致工件變形阻力不對稱，造成偏載受力狀態(tài)，對加工零件的成形精度產(chǎn)生影響[6-7]。若液壓機工作時所受偏載過大，則會使滑塊與立柱間隙油膜破裂，使立柱與導(dǎo)軌之間產(chǎn)生干摩擦，長期工作后會因過度磨損而失效。國內(nèi)外學(xué)者對偏載的分析與量化及偏載因素對液壓機造成的影響進行了廣泛的研究[8-10]。

綜上所述，國內(nèi)外研究學(xué)者對液壓機的導(dǎo)向裝置及偏載因素進行了一系列的分析和研究，但未考慮滑塊導(dǎo)向裝置滑動副的導(dǎo)向間隙及導(dǎo)向長度的匹配對整個液壓機使用過程中的加工精度、偏載及磨損的影響。一些研究機構(gòu)及相關(guān)企業(yè)[11-12]往往根據(jù)傳統(tǒng)經(jīng)驗取值法確定導(dǎo)向裝置滑動副間的配合間隙及導(dǎo)向長度，并沒有綜合考慮能量損失及可靠性因素?；瑝K與立柱間導(dǎo)向裝置間隙設(shè)置不合理會導(dǎo)致導(dǎo)向裝置滑動副能量損失較大，滑塊與立柱相對運動過程中因磨損嚴重而失效。

本文從滑塊與立柱間的導(dǎo)向裝置滑動副間隙的泄漏和摩擦損失出發(fā)，基于能量損失最小原則，計算導(dǎo)向裝置滑動副的最佳配合間隙，并對滿足偏載工況下的最大許用側(cè)向力進行分析，同時在極限偏載條件下對立柱與滑塊間的導(dǎo)軌磨損進行校核。據(jù)滑塊導(dǎo)向裝置滑動副的磨損校核方法，計算滑塊與立柱之間最佳導(dǎo)向長度，在總效率損失最小的原則下，計算滑塊導(dǎo)向裝置滑動副的最佳配合間隙。

1 液壓機導(dǎo)向裝置滑動副能量損失分析

目前，對于大型液壓機通常采用方形立柱與可調(diào)導(dǎo)向板配合的導(dǎo)向裝置。方形立柱上的導(dǎo)軌與活動橫梁上的可調(diào)導(dǎo)向板的縫隙由具有相對運動的平面組成，立柱導(dǎo)軌與可調(diào)導(dǎo)向板平面相對移動而使縫隙中油液產(chǎn)生剪切流動。因此，立柱導(dǎo)軌與可調(diào)導(dǎo)向板平面滑動副中的泄漏功率和摩擦功率損失是不可避免的，并且相互制約。

設(shè)導(dǎo)向裝置滑動副間隙兩端壓差為Δp，假設(shè)立柱導(dǎo)軌與可調(diào)導(dǎo)向板是平行無偏斜的，兩平行平板形成縫隙，其中一個可調(diào)導(dǎo)向板的長度為L(共16塊相同導(dǎo)向板，如圖1所示)，寬度為b，液壓油動力黏度為μ，滑塊移動速度為v，則通過間隙δ的液壓油泄漏量qV為[13]

(1)

圖1 液壓機在偏心載荷作用下受力分析

單位時間內(nèi)由于泄漏而損失的能量，即泄漏功率損失為

(2)

動面處液體內(nèi)的剪切應(yīng)力為τ，動面的位置在Z=δ處，如圖2所示，活動橫梁運動時因剪切油液而產(chǎn)生的應(yīng)力為

圖2 液壓機受偏心載荷作用示意圖

(3)

立柱導(dǎo)軌與可調(diào)導(dǎo)向板配合面積為A，間隙為δ的平行平面縫中因剪切油液而產(chǎn)生的摩擦力為

(4)

因此，單位時間內(nèi)由摩擦而損失的能量也就是摩擦損失功率，即

(5)

由此，因泄漏而損失的功率與因剪切摩擦而損失的功率之和為

(6)

(7)

液壓機在單個工作周期T內(nèi)由于滑塊與導(dǎo)軌相對運動速度v隨工藝過程變化，因此單位周期內(nèi)的能量損失為

(8)

式中PT為單位周期內(nèi)損失的功率。

2 偏載工況下滑塊與立柱配合間隙分析

2.1 基本假設(shè)

由于液壓機結(jié)構(gòu)復(fù)雜，實際工作過程中受力分析影響因素眾多，如完全按實際情況來解，則過于復(fù)雜，且必要性不大。因此將液壓機簡化為空間框架，可采取以下基本假設(shè)：①液壓機前后對稱，左右也對稱，因此可僅在X方向?qū)σ簤簷C進行受力分析；②所有導(dǎo)軌間隙一致；③由于滑塊剛度遠大于立柱剛度，故近似將滑塊視為剛體；④各處的力均假設(shè)為集中力。

液壓機工作時，存在諸多因素導(dǎo)致工件變形阻力不對稱，易造成偏載應(yīng)力狀態(tài)出現(xiàn)。為保障液壓機正常工作，防止立柱與滑塊的導(dǎo)向平面之間摩擦過大及導(dǎo)軌磨損，要求滑塊與立柱滑動副之間要保證有一定的油膜間隙，因而在此條件下存在最大許用側(cè)向力[Fp]。

如圖1所示，在工作載荷Fworking的作用下，活動橫梁受到偏心力矩Fe的作用(e為偏心距)，在立柱上引起側(cè)推力F1。將F1按圖1所示坐標(biāo)系分解，假設(shè)F1X為X方向的最大偏載力，柱塞與活動橫梁剛性連接，對液壓機機架進行受力分析。設(shè)h為上橫梁下表面到下橫梁上表面之間的距離，Zh為液壓缸的柱塞導(dǎo)向套受力點到上橫梁下表面的距離(Z<1)，Yh為滑塊可調(diào)導(dǎo)向板支承反力作用點到上橫梁下表面的距離(Y<1)，可求出偏載力矩在液壓機兩邊立柱上的側(cè)推力F1X[4]：

(9)

2.2 最大許用側(cè)向力分析

(10)

(11)

則立柱所能承受的最大側(cè)推力為

(12)

(13)

為了使液壓機在偏載情況下仍能繼續(xù)工作，需要滿足偏載約束條件，即立柱所受最大側(cè)推力F1X≤[Fp]，[Fp]為最小油膜厚度δ1條件下的許用偏載。

2.3 偏載工況下能量損失分析

滑塊在偏載工況下運動時，在圖2所示坐標(biāo)系下，通過上下兩側(cè)楔形間隙產(chǎn)生的泄漏量為

(14)

單位時間內(nèi)由于泄漏而損失的能量即泄漏功率損失為

(15)

(16)

(17)

(18)

總功率損失為

(19)

則此時液壓機在單個工作周期T內(nèi)的能量損失為

(20)

2.4 極限工況下導(dǎo)向裝置滑動副的磨損校核

立柱與滑塊間導(dǎo)向長度設(shè)計不當(dāng)時，在偏載工況下，會使立柱與滑塊導(dǎo)向裝置滑動副間的接觸壓力過大，從而使得導(dǎo)軌與導(dǎo)向板間的磨損加劇，甚至?xí)蚰Σ磷枣i而卡死。在極限狀態(tài)即滑動副內(nèi)幾乎無間隙滑動且變形很小時，導(dǎo)軌與可調(diào)導(dǎo)向板因受到側(cè)向力而發(fā)生彈塑性變形。

在極限偏載的作用下，此時偏載力達到液壓機公稱壓力，偏心距達到工作臺最大尺寸，導(dǎo)軌因彈性變形所產(chǎn)生的分布面應(yīng)力σ的應(yīng)力三角形邊長為L，等效合力設(shè)為N，根據(jù)方形立柱液壓機受力特點，分析可知等效合力N與立柱在極限偏載工況下所受側(cè)推力平衡，計算過程如式(9)所示。等效力N近似作用在長度為L、寬度為b的平面上，則在不同的方向上為防止立柱過度磨損而失效，需要滿足如下約束：

(21)

其中，NX、NY分別為極限偏載工況下X和Y方向的等效合力；[p]為許用壓力，由Archard磨損計算公式[14-15]可推導(dǎo)：

(22)

式中，h′為平均磨損深度；Kc為磨損系數(shù)；p為接觸壓力；v為運動速度；t為磨損時間；H為接觸表面硬度。

從最佳間隙出發(fā)，考慮偏載工況，為保證滑塊與立柱仍能正常工作，設(shè)計出滑塊導(dǎo)向裝置在楔形間隙下的最大許用偏載，要求液壓機在實際工作時所受的最大偏載必須在許用值范圍內(nèi)，否則將會使滑塊與立柱間的楔形油膜破裂，使立柱與導(dǎo)軌之間的間隙產(chǎn)生干摩擦，長期工作后會因過度磨損而失效。

為保障立柱與滑塊間導(dǎo)向裝置滑動副在極限工況下不會因過度磨損而失效，本文提出導(dǎo)向裝置滑動副間磨損校核方法，若不能滿足磨損失效約束條件，則按照磨損校核方法(式(21))計算滑塊導(dǎo)向長度L，再將L反代入式(7)，計算導(dǎo)向裝置滑動副最佳間隙δ。計算流程如圖3所示。

圖3 液壓機滑塊導(dǎo)向裝置最佳配合計算流程

3 案例分析

3.1 最佳配合間隙計算

以某快速薄板拉深液壓機為研究對象，以轎車前車門內(nèi)側(cè)板的成形過程為實驗對象。已知立柱導(dǎo)軌與可調(diào)導(dǎo)向板平面滑動副配合間隙的寬度b=185 mm，導(dǎo)向板長度L=560 mm，相對運動速度取設(shè)計值v=450 mm/s，潤滑油入口壓力Δp=0.3 MPa。該液壓機使用46號液壓油。20 ℃時該液壓油運動黏度υ=128 mm2/s，油液密度ρ為0.8741 g/cm3，則動力黏度：

μ=ρυ×10-9=0.8741×128×10-9≈1.119×10-7MPa·s

則

在圖4所示工藝過程曲線下，單位周期能量損失E與平面滑動副配合間隙δ的關(guān)系為

圖4 轎車前車門內(nèi)側(cè)板的成形過程活動橫梁位移-時間圖

圖5 δ與E的關(guān)系曲線

由圖5可知，單位周期內(nèi)能量損失與配合間隙之間是凸函數(shù)關(guān)系，當(dāng)δ為0.4 mm左右時，由式(8)可得此時的能量損失最小約為6.3871×102J。

3.2 偏載工況下最大許用偏載校核

液壓機滑塊相關(guān)參數(shù)如表1所示，則由式(13)計算可得此時滑塊與導(dǎo)軌間隙滑動副所能承受的最大偏載為[Fp]=194 kN。

表1 液壓機滑塊相關(guān)參數(shù)

此工藝過程中X方向偏心距最大為x=100 mm，立柱高度h=5460 mm，由式(9)計算可知，立柱所受偏載力F1X=183 kN≤[Fp]，因此配合間隙在偏載工況下仍能滿足使用要求。

由式(14)～式(20)計算可得偏載工況下由于泄漏和摩擦造成的能量損失為E′=1.1691 kJ，經(jīng)比較可知，液壓機在偏載工況下，由于導(dǎo)向裝置配合間隙所造成的泄漏和摩擦能量損失相對于平行間隙下的能量損失增加約83%。

3.3 立柱與滑塊導(dǎo)向裝置滑動副校核

活動橫梁在工作階段，由于工件或模具放置偏心，或模具不對稱，工件變形阻力不對稱等許多因素造成偏載受壓狀態(tài)，極限工況下，選取最大偏載力F=20 MN，根據(jù)液壓機工作臺尺寸(表1)，最大偏心距為X方向取x=2300 mm，Y方向取y=1250 mm，計算可知在X方向和Y方向的等效合力分別為NX= 4.21 MN、 NY= 2.28 MN。

由圖4轎車前車門內(nèi)側(cè)板的成形過程活動橫梁位移-時間圖，可知滑塊的最大運動速度vmax=400 mm/s，磨損系數(shù)Kc在潤滑不良的情況下為2×10-10，立柱上導(dǎo)向板表面接觸硬度H=590 MPa，此液壓機全生命周期內(nèi)在此極限工況下累計工作的時間小于30天，平均磨損深度h′=0.03 mm，則許用接觸壓力[p]≈85.36 MPa，要保證液壓機在全生命周期內(nèi)不會因極限工況下立柱過度磨損而失效，則須滿足

即

圖6 最大許用側(cè)向力Nmax與導(dǎo)向長度L的關(guān)系

由圖6可知，隨著導(dǎo)向長度的不斷增大，最大許用側(cè)向力Nmax逐漸減小，因此，滑塊上導(dǎo)向面長度L在[420 mm,600 mm]區(qū)間取值時，滑塊與立柱間的導(dǎo)向裝置滑動副之間的磨損約束均能滿足使用要求。取不同的導(dǎo)向長度L，在總效率損失最小的條件下，根據(jù)式(7)計算滑塊與立柱間的導(dǎo)向裝置滑動副最佳間隙δ，間隙δ與導(dǎo)向長度L的關(guān)系為線性關(guān)系，如圖7所示。

圖7 導(dǎo)向長度L與間隙δ的對應(yīng)關(guān)系

4 結(jié)論

(1)基于液壓機滑塊導(dǎo)向裝置滑動副能量損失最小原則，從導(dǎo)向裝置滑動副最佳導(dǎo)向間隙出發(fā)，為保證活動橫梁與立柱導(dǎo)向裝置滑動副在楔形間隙下仍能正常工作，不會因摩擦過大而卡死或過度磨損而失效，提出最大許用偏載的計算方法，以約束液壓機所能承受的最大側(cè)向力?；诨顒訖M梁與立柱導(dǎo)向裝置滑動副磨損約束，提出最佳導(dǎo)向長度的計算方法，在總效率損失最小的原則下，計算不同導(dǎo)向長度所對應(yīng)的導(dǎo)向裝置滑動副間的最佳配合間隙。

(2)針對某工程機械用快速薄板拉課20 MN液壓機，計算其活動橫梁與立柱導(dǎo)向裝置滑動副最佳配合間隙為0.4338 mm，且在偏載工況楔形間隙下仍能正常工作，液壓機立柱與滑塊間導(dǎo)向裝置滑動副的導(dǎo)向長度滿足磨損校核使用要求。根據(jù)能量損耗模型計算比較，導(dǎo)向裝置滑動副在偏載工況下的能量損失相對于平行間隙工作條件下能量損失增加約83%，因此合理地設(shè)計模具幾何結(jié)構(gòu)，能有效降低液壓機工作時所受偏載力及由此而造成的能量損失。

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(編輯 王艷麗)

A Novel Method for Best Fit Design of Slide Guide Device in Hydraulic Press

Gao Mengdi Liu Zhifeng Huang Haihong Li Xinyu

Hefei University of Technology, Hefei,230009

Based on the energy loss analyses of the sliding pair in slide guide device of hydraulic press, a mathematical model of overall efficiency loss was established. Based on the principles of minimum overall efficiency loss, the numerical calculation method of optimum match clearance in guide device was proposed. And the maximum allowable eccentric load on wedge clearance conditions was proposed based on the calculated optimum clearance. In order to ensure guide device between the pillars and slide wouldn’t fail due to the excessive wear, the wear check method under extreme conditions was proposed. According to wear check method, the best guide length was calculated based on the principle of minimum overall efficiency loss. The case analyzed and verified the correctness of the method, which may provide theoretical and methodological references for the design of optimum match in guide device.

energy loss; optimum match clearance; eccentric load; wear check

2016-01-26

國家自然科學(xué)基金資助項目(51135004)；國家自然科學(xué)基金國際合作與交流項目(51561125002)

TH122

10.3969/j.issn.1004-132X.2016.24.001

高夢迪，女，1991年生。合肥工業(yè)大學(xué)機械工程學(xué)院博士研究生。研究方向為環(huán)境意識下的設(shè)計制造。發(fā)表論文8篇。劉志峰，男，1963年生。合肥工業(yè)大學(xué)副校長，機械工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。黃海鴻，男，1980年生。合肥工業(yè)大學(xué)機械工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。李新宇，男，1985年生。合肥工業(yè)大學(xué)機械工程學(xué)院副教授。