液體靜壓中心架結構的設計

□ 王偉順 □ 李國斌 □ 徐忠和

齊重數控裝備股份有限公司 黑龍江齊齊哈爾 161005

在加工軸類零件時，由于軸類零件受自身的質量和長度的影響，直接裝夾在花盤和頂尖上會產生一定的撓度，不僅導致軸類零件旋轉時的偏心，產生振動，而且會對加工精度構成影響。在這種情況下加工軸類零件就要考慮采用輔助支撐，一般情況下采用中心架支撐。中心架分為多種類型，分別用于不同質量和長度的軸類零件加工：對于輕型軸類可以使用托瓦式中心架，在托瓦表面涂抹潤滑油或潤滑脂，以保證工件轉動順暢；大型軸類零件應使用滾子式中心架，同樣需要良好潤滑，在加工重型軸類零件但精度要求不高的場合，滾子式中心架也可以替代靜壓中心架使用；在半精加工和精加工重型軸類零件時多采用靜壓中心架。

流體靜壓支撐是利用外部壓力源在兩支撐面之間形成一層極薄的流體膜,將兩相對運動的表面隔開形成流體摩擦,從而具有摩擦力小、速度范圍寬、運動精度高、無爬行、抗振性能好、使用壽命長等優點，廣泛應用于精密的儀器和設備中，取得了滿意的效果［1］。液體靜壓中心架是液體靜壓支撐［2，3］的一種，是在軸瓦的油腔中通入壓力油，使運動件浮起。工作過程中，軸瓦上油腔中的油壓能隨著外加負載的變化自動調節，以平衡外加負載，保證工件和軸瓦間始終處于純液體摩擦狀態。

靜壓中心架的優點為：①由于工件的浮起依靠外來的壓力油支撐，因此在各種相對運動速度下（包括靜止），都有很高的承載能力；②工件與主軸套軸瓦間存在壓力油膜，摩擦阻力很小；③油膜的承載高度高，抗振性好；④ 旋轉精度穩定，精度保持性好；⑤ 使用壽命長，對于經常啟動、停止以及正反向轉動的工件尤為顯著；⑥對軸瓦材料要求不高；⑦ 使用范圍廣，輕載、重載、低速、高速均可。

在數控機床上使用靜壓中心架有其苛刻的條件：一是基于高要求的靜壓裝置，由于靜壓系統的復雜性以及高昂的制造和維護成本，目前靜壓中心架多應用在大型、重型臥式數控車床上。二是隨著多頭泵技術的日漸成熟，數控機床上所用的靜壓中心架多為閉式恒流靜壓中心架。采用閉式是因為它能有效地承受偏載荷，而采用恒流供油的方式，可有效地提高油膜剛度，從而避免沿程壓力損失，以及壓力差產生的偏心量e，另外，采用恒壓供油存在調試困難、油膜剛度不理想、油容易發熱等不足。

▲圖1 靜壓中心架結構簡圖

1 液體靜壓中心架的結構［4］

筆者設計的液體靜壓中心架結構簡圖如圖1所示，每套中心架采用上下分體式結構，上下體的連接通過螺栓和定位鍵實現，中心架支撐直徑范圍為φ350～950 mm。

每套中心架有3個支撐塊，工件的質量由中間托瓦支撐，兩側托瓦主要起調整工件中心和工件定位的作用，中間托瓦為靜壓瓦，兩側托瓦為卸荷滑動瓦。中間瓦塊下面有一靜壓球面瓦，可以調整支撐瓦實現360°任意方向的擺動，以適應工件中心線因工件質量引起的撓度變化和切削力引起的前后左右方向的變形。為了適應大型工件中心調整的準確性，在3個支撐瓦的調整上設有手動微調機構。每套中心架外配一輛裝載液壓站和電氣站的小車，車上裝有油溫控制箱，中心架和液壓系統管路連接通過快換接頭實現。

中心架下體位于床身上，中心架下體在床身上的移動由電動機驅動，到位后由碟簧油缸將中心架卡緊在床身上。中心架夾緊定位油缸為4個德國產液壓彈簧油缸。當碟簧產生0.5 mm沖程時，放松所需壓力為21 MPa；當碟簧產生1 mm沖程時，放松所需壓力為25 MPa。下體移動時,導軌潤滑采用集中潤滑站，油量控制和時間間隔可通過電氣編程實現。中心架帶有斷電延時功能，當突然斷電時，可使供油系統繼續維持15 s的運轉，防止主軸箱齒輪和工件的損壞。中間瓦塊的高低調整由中間套筒下面的油缸驅動，套筒的油缸移動都采用液壓伺服電動換向閥和減壓閥調節控制，油缸外裝有鎖緊螺母，中間套筒被頂起后，按動鎖緊螺母上升按鈕，通過電機驅動鎖緊螺母將中間套筒鎖緊。螺母鎖緊后由壓力繼電器發信，這時油缸通過減壓閥調整使其壓力下降（下調原有壓力的15%），通過點動電機和微調方頭來實現套筒的微量調整。

2 中心架靜壓支撐油膜特性

油膜剛度和承載能力是液體靜壓中心架的兩個基本性能指標，其值直接影響著液體靜壓中心架的性能。油膜剛度是指油膜抗載荷變動的能力；承載能力是指在一定油膜厚度的前提下，油膜壓力作用于被支撐件表面所能負擔的外載荷，油膜厚度必須使油墊和被支撐件的表面互不接觸。可見，液體靜壓中心架的油膜厚度是影響靜壓支撐的油膜剛度和承載能力這兩個技術參數的主要因素。

2.1 靜壓支撐油膜厚度

靜壓中心架中間瓦每腔壓力為：

式中：P為每腔油室壓力；W為工件質量；Ae為每腔有效受力面積；n為油腔的個數。

為了簡化靜壓中間支撐油墊受力面積的計算，將中間支撐油墊簡化為矩形油墊，如圖2所示。

對于矩形油墊，每腔有效受力面積為：

式中：L為矩形長度；l為封油邊長度；B為矩形寬度；b為油封邊寬度。

軸瓦每腔流量為：

▲圖2 單油墊有效承載面積的示意圖

式中：Q為每腔流量；h為油膜厚度；μ為液壓油動力黏度。

根據式（3）可得軸瓦每腔的液阻為：

每腔油膜厚度為：

根據式（1）和式（5）可知，油膜厚度同工件質量、液壓油黏度、油腔的幾何參數、油腔的流量有關。在一定油腔壓力下，油膜厚度依靠流經油墊的流量來保證。油腔的流量由泵的流量決定，因此通過調節節流閥可以手動調節每個油室的流量。

2.2 單腔油墊承載能力和油膜剛度

單腔油墊承載能力是指在一定油膜厚度下，油膜壓力作用于被支撐件表面所能負擔的外載荷，油膜厚度必須使油墊和被支撐件的表面互不接觸。油膜剛度是指油膜抗載荷變動的能力。當載荷變化時，如油膜厚度變化很小，油膜剛度就大。當采用等量泵供油時，油膜厚度和油腔壓力的關系為：

式中：P0為設計壓力；h0為設計油膜厚度。

根據式（6）可得：

式中 ：P0為設計狀態下油腔壓力同限定壓力之比；P為任意狀態油腔壓力同限定壓力之比；Ps為限制壓力。

承載能力為：

在h=0時，承載能力為：

油膜剛度為：

在h=0時，油膜剛度為：

根據式（12）可知，油腔中的油壓力越高，油膜剛度越大，限制壓力Ps設定得越高，工作范圍越寬。在定量式供油系統中，靜壓中心架的承載能力不僅與定量泵流量及軸瓦的幾何形狀有關，還和油的黏度有關。因此，當油溫升高時，油的黏度降低，油膜厚度相應減小。對于定量供油液體靜壓中心架，當外載荷和油膜厚度一定時，靜壓中間支撐的剛度恒定。

2.3 四腔油墊承載能力和油膜剛度［5］［6］

采用單腔油墊來支撐重物，必須保證載荷中心通過油腔中心（或者偏心量很小）時才有效。當偏心量e較大或有一定傾覆力矩時，必須采用多油墊支撐。筆者設計的支撐采用4個獨立的油墊，則油膜的總承載能力為4個油墊的承載之和，即：

當載荷發生變化時，油膜厚度也隨之變化。油膜的總剛度為4個獨立油墊的剛度之和：

對于靜壓中心架而言，外載荷決定油腔壓力。當外載荷增加時，油腔壓力也隨之增加，由于是定量式供油，油膜厚度會相應地減小。因此，在設計時必須確定油膜的最小允許厚度，以保證靜壓中心架處于純液體潤滑狀態。一般要使滿載時能保持完全的液體潤滑且剛度較大，而空載時的剛度又不要下降過多，因此油膜厚度應按滿載和空載分別計算。

2.4 卸荷瓦承載能力［7］

卸荷瓦的主要作用是保證中間靜壓支撐可以在360°范圍內自由轉動，從而方便工件的支撐和加工。本課題中設計的靜壓中心架采用卸荷瓦結構，簡圖如圖3所示。

按照平面圓形封油邊止推軸承計算方法，可得卸荷瓦有效承載面積為：

▲圖3 卸荷軸瓦結構圖

卸荷瓦承載能力為：

卸荷瓦的流量為：

將式（17）代入式（16），得卸荷瓦承載能力為：

3 結論

本文設計的靜壓中心架在HT630X160/200L-NC數控重型臥式車床上得到了成功應用，在生產成本沒有提高的情況下，實現了靜壓中心架使用的安全穩定性、操作的宜人性及精度的可靠性等要求。本課題的成功實施，標志著我國在靜壓中心架的生產應用領域中的相關技術已經成熟穩定，這對于齊重數控裝備股份有限公司乃至國內重型機床加工制造水平的提高，都具有重要的現實意義。

［1］ 陳志凌.環矩形靜壓墊的靜特性研究 ［J］.機電工程，2005，22（1）:45-48.

［2］ M E Sherbiny,F Salem and N E Hefnawy.Optimum Design of Hydrostatic Journal Bearings Part I:Maximum Load Capacity［J］.Tribology International， 1984,17（3）:155-161.

［3］ M El-Sherbiny,F Salem and N El-Hefnawy.Optimum Design of Hydrostatic Journal Bearings Part II.Minimum Power［J］.Tribology International，1984,17（3）:162-166.

［4］ Weishun Wang.Optimal Design of Heavy Load Hydrostatic Center Rest ［J］.Applied Mechanics and Materials,2014，494-495：611-615.

［5］ 黃智.靜壓中心架支承性能研究及數值仿真［D］.哈爾濱：哈爾濱理工大學，2011.

［6］ 盧華陽,孫首群.液體靜壓導軌支承油膜的有限元分析［J］.機床與液壓，2007（10）.

［7］ 陳燕生.液體靜壓支承原理和設計［M］.北京：國防工業出版社,1980.