定量式供油理論在靜壓工作臺的研究與應用

蘇 展，黃國田

（沈陽機床集團，遼寧 沈陽110000）

1 工程背景

重型立式車床工作臺廣泛采用靜壓浮動式工作臺支撐工件，目前工程師均通過手動計算得到關鍵參數（如泵流量、浮起高度、油膜剛度等），這對非流體專業的工程人員帶來很大挑戰。因此設計出簡單、高效、可讀性高的變量式計算程式可以極大地改善新機床的設計周期和現有機床的技術更新周期，以及提高計算的準確度。

2 定量式供油原理及結構特點

定量式供油系統是對導軌上的所有油腔都由一個泵供以定量的油，即單泵多腔供油，使流經各油腔的流量在任意載荷下保持恒定，并且等于泵的流量。這種系統大多應用于重型機床上，例如重型立式車床的圓形靜壓導軌[1]。

如圖1表示了定量供油式的開式靜壓圓導軌，油腔在基座導軌2上均勻地分布，每個油腔均由泵1供給壓力為p流量為Q的油，以承擔工作臺3的荷載W。車床工作臺上均布十個分隔的靜壓腔，以克服各方向的抗傾覆力矩與力。

圖1 定量供油靜壓圓導軌示意圖

當油墊的負載W突然加大時，支承間隙h（油膜厚度）減小，液阻Rh增大，油腔壓力△p升高，以適應增大了的載荷W，但因流量Q仍保持不變，所以油膜厚度減小得不多。這可以從△p=RhQ[2]式中看出來，即載荷增大后Rh變大，而Q保持不變．所以△p增大，壓力升高。

3 定量供油在圓導軌上的應用

在重型機床上廣泛采用帶有圓導軌和徑向支承的工作臺。根據液體靜壓支承理論，需要初定油膜的最小厚度，以保證工作臺與底座處于液體潤滑狀態，摩擦系數小。滿載時設定的理論油膜厚度應合理，油膜厚度太大即影響供油泵的選型，同時又不利于工作臺的穩態；無載荷時工作臺的剛度下降也需要考慮，下文將按滿載理論最大剛度，以及空載工況理論最小剛度分別計算。

3.1 工程概況描述

如圖2以我公司GTC630200龍門式數控車床靜壓工作臺為例分別對滿載和空載情況下的受力進行研究。

圖2 供油的導軌原理圖

底座靜壓（如圖3）采用定量供油式十腔圓導軌，工作臺空載G1=2 000 kg，工件最大重量G2=4 500 kg。工件載荷均布在工作臺上，忽略因切削力引起的工作臺偏載，滑枕刀具最大切削力25 kN，工作臺最大轉速35 r/min。

圖3 底座與工作臺靜壓腔

3.2 機床工作臺受力分析

對工作臺進行靜力學分析，包括最大載荷、負載偏心、切削力。如圖4。

圖4 底座受力分析

3.3 經典開式定量油腔求解[2]

（1）圖5初定扇形導軌結構尺寸[3]

圖5 矩形與扇形導軌有效面積

根據底座油腔結構，已知R1＝1 355 mm，R2＝1 367 mm，R3＝ 1 514 mm，R4＝ 1 525 mm，L=890 mm，B=170 mm，b=147 mm，l=830 mm

（2）計算一個油墊的有效承載面積

（3）計算油腔壓力

每個底座油墊承受的最小載荷：

每個底座油墊承受的最大載荷：

每個底座油墊的最小壓力：

每個油墊的最大壓力：

空滿載荷變化系數：

（4）確定導軌間隙：根據經驗，取滿載時的最小間隙，hmin=0.06 mm

（5）靜壓油號選擇：由于機床線速度較高，且稀油的摩擦損耗較小，借鑒德國類似機床，選用22號油。

（6）計算單個油墊的有效油量

（7）計算滿載時十個油墊最大剛度

（8）計算空載時十個油墊最大剛度

（9）最大轉速下的摩擦功率[3]

3.4 樣機驗證

機床工作臺裝配并調試完成后，將千分表針輕觸工作臺上表面，記錄初始位置（或清零），再打開工作臺靜壓泵，連續打開關閉靜壓泵，記錄工作臺空載時的浮起量，記錄在表1中，表中理論值0.090即計算步驟8的hmax再將樣機靜態固定在工作臺上進行滿載45 t實驗，圖6為工作臺滿載圖片。

表1 工作臺空載浮起結果（單位mm）

圖6 工作臺滿載工況

用同樣的操作方式記錄工作臺空載時的浮起量，記錄在表2中。表中理論值0.060即計算步驟4的從表1和表2中可以看出，實際結果與理論值相差不多約5%，說明以上液體靜壓理論及計算邏輯可以滿載工程開始靜壓需求。分析誤差原因：與靜壓泵的恒定輸出流量，泵到靜壓腔管道布局情況，管道打結，靜壓工作臺的平面度，裝配尺寸鏈均有關系。

表2 工作臺滿載浮起結果（單位mm）

3.5 工程制表

將2.3章的計算流程制定出圖7，其適用于“定量供油開式靜壓圓工作臺”。工程技術人員僅需輸入（一）載荷基本參數；（二）工作臺導軌結構；（五）確定滿載時最小間隙和（六）選擇油特性，便可以得出白色行結果，這樣極大地改善新機床的設計周期和現有機床的技術更新周期，同時提高計算的準確度。

圖7 工作臺滿載工況