機床靜壓導軌結構設計

蘇文濤 喻 鵬 洪壽福

(中捷機床有限公司，遼寧 沈陽110041)

靜壓導軌是利用液壓力讓導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軌之間的摩擦力。這種導軌形式由于其特殊的油膜吸振特性對提高精密型機床的精度具有重大意義。國際上很多機床廠家的精密型機床采用這種導軌。比如哈挺的QUEST8/51 型車床，配置靜壓導軌，其切削圓度可達到0.12 μm［1］。同時靜壓導軌對重型機床滑動導軌減小滑動摩擦系數具有重要意義，因這類機床摩擦力達到很大值，使傳動裝置的功率和尺寸加大，摩擦而強力磨損并引起能量巨大損耗，導致機床壽命降低。因此，基于靜壓導軌諸多優越性，其在實際機床設計中得到越來越多的應用。本文以立式龍門加工中心Y軸導軌為例，介紹靜壓導軌的設計計算步驟。

1 供油方式及油腔選擇

靜壓供油有以下兩種方式［2］:

(1)多聯泵供油:優點是可提供較大的流量，發熱量小，主要是應用于工作臺的靜壓供油，缺點是維修更換不便。

(2)定量閥塊供油:每個閥都相當于一個調速閥，優點是分油量精確，維修、更換、調整方便，多數直線運動的靜壓導軌都采用這種供油方式。缺點是發熱量大，壓降大。

實際應用中可根據具體情況選擇供油方式，文中介紹的龍門Y軸導軌為直線導軌，移動件運動速度比較低，故采用定量閥供油。

Y軸靜壓導軌移動件油腔采用“回”字形油腔［3］。此種油腔形式在機床靜壓導軌上應用比較廣泛，其優點是:這種油腔在無油時周圍的封油邊和油槽內部凸臺負重均起支撐作用，此時單位接觸面積上的壓力小，故不容易使靜壓油腔發生磨損;并且這種油腔具有容易成型等特點，故具有一定優越性。但在導軌未浮起前開始供油時，油壓的作用面積小而初始推力小。還有一點就是在靜壓導軌工作時，導軌的摩擦功率損失大，效率不高。

2 總體計算步驟

(1)假設滑板各油腔受力均勻，且無加速影響，初步根據經驗選定一個一定流量的流量調節閥，即PM控制器。

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

(3)若所選閥流量合適，則根據計算出的油腔壓力，確定靜壓供油系統的參數，選擇合適的供油泵，設計液壓站。

3 理想情況下的導軌靜壓計算

所謂理想情況即是忽略承重件偏心及加速影響。理論基礎基本上都歸結為以下公式，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為一個油腔的封油邊周長，B=2(a+b);h為油膜厚度;L為油腔封油邊寬度;η 為油動力粘度。

采用“回”字形油腔，見圖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軸運動。Y軸滑板靜壓油腔布局如圖2 所示。上油腔共10 個，主要承受滑板上的機床部件自重負載，下面壓板上的8 個油腔承受顛覆力矩及平衡上油腔向下的壓力。理想情況下，可近似認為所有重量均勻作用在每個油腔上。

首先明確，每個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面積，而是一個有效面積Ae［3］。有效承載面積通常按圖3 進行計算。一般情況下在運動方向上封油邊的寬度要比垂直運動方向的封油邊寬度要寬。這里為計算方便靜壓導軌這兩個方向上的封油邊寬度均取做相同，即都是L。

則每個油腔的有效承載面積Ae為:

當滑板上有壓板時，上下油腔同時存在壓力，此時即為所謂的閉式靜壓導軌，如圖4 所示。這時，上油腔的承載力FT既要克服負重力FG，同時又要克服下油腔的向下的約束力FU，即滿足:

按式(1)計算上油腔壓力PT。這里初步選定的上油腔供油閥板流量為0.15 L/min。一般情況下重型機床的靜壓導軌油膜厚度為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，其動力粘度為

油腔幾何尺寸已知，最后計算得上油腔壓力PT為1.93 MPa。假設把油膜厚度減小0.001 mm，上油腔的油膜厚度為0.034 mm，計算此時的油腔壓力PT為2.106 MPa;把油膜厚度減小到0.025 mm，計算此時的油腔壓力PT變為5.28 MPa。由此可見，油膜厚度對油腔壓力起著至關重要的作用。對于供給同樣流量的靜壓油腔，當減小油腔間隙微小的量時，油腔的托起壓力會顯著增高。因此在實際應用中，為了使油膜有足夠的剛度，通常通過減小靜壓間隙來實現。但是，由于滑板上油腔表面及床身導軌的加工精度，過小的間隙會使兩者的部分面接觸，從而使油腔磨損。因此，對油腔表面及導軌面的加工平面度有嚴格的要求。

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

若托起力F大于滑板上負載T(機床部件自重)，則說明所選閥板及油腔設計符合使用要求;若托起力F小于滑板上負載T，這時通常是通過加大上油腔供油閥板流量的方法來增大上油腔壓力。

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

4 考慮加速影響時立柱滑板的靜壓驗算

盡管在上面的最終計算中考慮到加速影響而對靜壓閥板的流量乘了一個系數，還需要在加速和偏重情況下進行驗算。這里我們將加速和偏重分開驗算，下面先對機床加速情況進行計算。計算的思路是以其中一個滑板在承受最大載荷下，以1 m/s2的加速度運動，檢查受力最大油腔的靜壓間隙是否在安全范圍之內。經分析機床主要運動件移動到最右邊時右邊滑板承受載荷最大。

運動件加速度a=1 m/s2加速運動時，滑板的靜壓油腔托力為克服慣性會產生變化，假設滑板是一個剛性體，則滑板兩端的油腔托力變化最大，我們計算這兩個油腔以驗證選定的靜壓閥板是否合適。

力矩平衡方程:

式中:Fa為由于加速而產生的慣性力;H為運動件重心高度;Fv為運動件滑板前進時的齒輪加速力;F1、F2為兩端油腔靜壓力;L1、L2為兩端油腔靜壓力作用點與運動件重心間的距離;h為運動滑板驅動齒輪作用點與計算旋轉點的距離。

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油腔的壓力值，進而由公式(1)計算出這兩個油腔油膜厚度變化值，若變化值在允許范圍內，則設計合理，反之，需重新調整閥板流量。

5 考慮偏重影響時立柱滑板的靜壓驗算

計算方法與加速計算時相似，考慮在運動件偏心情況下，驗算壓力變化最大的油腔是否滿足強度要求。

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

力線性關系:F1=aX1+bM1=F1X1MG=FGXG

由已知條件聯立以上算式，求得各油腔壓力F1、F2、F3、F4、F5。由偏重受力圖5 可知，運動件偏心情況下距離旋轉點最遠的油腔5 壓力最大。由式(1)計算出這個油腔油膜厚度變化值，若變化值在允許范圍內，則設計合理，反之，需重新調整閥板流量。

6 偏心和變速綜合考慮時靜壓驗算

以上是將加速和偏心分別進行考察，實際使用中，這兩種情況經常會同時出現，需要將這兩種情況綜合在一起進行考察。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，線性疊加受力最惡劣油腔壓力值，計算油膜厚度變化，分析是否在允許范圍內。

7 結語

本文以立式車銑中心的Y軸為例介紹了一種恒流量供油的靜壓導軌設計計算方法，具有一定代表性。對于其他機床直線軸靜壓導軌，靜壓油腔根據導軌運動特點及承受負載等情況確定，

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

［2］章振榮，俄羅斯機床的靜壓導軌設計介紹［J］. 磨床與磨削，1995(4):34 －37.

［3］現代實用機床設計手冊編委會.現代實用機床設計手冊［M］.北京:機械工業出版社，2006.