试论滑动副间隙的驱动油液压缸铰接耳的设计

钱统傲

（淮南矿业集团，安徽 淮南 232001）

0 引言

液压缸作为直线运动部件的驱动元件，或者回转运动部件的驱动元件在煤矿机械上被广泛应用。液压缸在工作过程中，只能承受轴向载荷，而不允许承受弯矩，以避免液压缸泄露或发生更严重的损坏。因此，液压缸作为直线运动部件的驱动元件时，通常伴随设计有滑道，以承受侧向弯矩，保护液压缸，但滑道使用过程中必然存在间隙，相对应液压缸两端铰接耳与销轴之间必须留有相应间隙或者采取别的措施，保证液压缸不承受弯矩，本文就铰接耳的连接方式及设计参数进行分析及计算[1～3]。

1 铰接耳的常见结构形式

滑动副结构如图1 所示，滑动部件3 沿滑道1 运动，液压缸一端与滑道2 铰接，另一端与滑动部件3 铰接，液压缸两端铰接耳的设计即是本文的研究内容。

（1）按销轴的定位方式区分。铰链销轴的轴向必须定位，销轴的周向定位可分为周向自由和周向固定两种方式，在矿山机械中，为了减少衬套的使用数量，一般采用销轴周向固定的方式。销轴的周向定位方式常采取图2 所示的限位挡板（a）、定位螺栓（b）、盖销（c）、涨紧连接套（d）等方式，在周向定位的同时对销轴的轴向也进行定位，此外也有采用限位销（e）等方式单独定位销轴周向的结构方式。

（2）按销轴的布置方式区分。在由滑道、滑动部件和液压缸组成的系统中，液压缸两端分别与滑道、滑动部件铰接，液压缸两端铰链中销轴的相对位置有平行和相交两种方式，其中相交布置多采用垂直布置。

（3）按销轴与液压缸的连接方式区分。按销轴与液压缸的连接方式不同，可分为液压缸销孔内嵌套耐磨轴套和内嵌关节轴承两种连接方式。

图1 滑动副示意图Fig.1 The schematic of sliding pair

图2 销轴的周向定位方式Fig.2 The Positioning way of circumferential of pin

2 作业单元受单向侧向载荷时铰接耳的设计

作业单元在工作过程中若仅承受Z 向的轴向载荷，当液压缸垂直布置时，在不考虑加工误差的前提下，载荷完全由液压缸平衡，滑道仅起稳定的作用，两端铰链的销轴无论采取平行布置还是相交布置，铰接耳的设计按常规设计规范设计即可。

当作业单元在工作过程中除了承受Z 向的轴向载荷外，还受X 或Y 向的单向侧向载荷时，铰接耳的设计与销轴的布置方式相关，假设作业单元受Y 向的侧向载荷，对铰接耳的设计作如下分析。

（1）销轴平行布置。若液压缸两端铰链的销轴沿X向平行布置时，考虑滑道与滑动部件之间的间隙S，组件工作过程中，液压缸的受力情况如图3（a）所示，侧向载荷FY 由滑动部件与滑道之间的接触力平衡，液压缸作为二力杆只承受轴向力，铰接耳的设计按常规设计规范设计即可。

若液压缸两端铰链的销轴沿Y 向平行布置时，由于滑道与滑动部件之间存在间隙S，假设液压缸销轴孔与销轴之间间隙极小，各构件的受力情况如图3 （b） 所示，液压缸在承受轴向载荷的同时，还受侧向弯矩载荷的作用，在设计过程中应主动避免。

图3 单向侧向载荷-销轴平行布置时液压缸受力Fig.3 The mechanical model of the hydraulic cylinder under one-way lateral load and pins parallel arrangement

（2）销轴垂直布置。若液压缸两端铰链的销轴垂直布置时，受力情况如图4 所示，在摩擦力Ff 的作用下，无论是图4（a）所示的下端纵向，上端横向布置，还是图4（b）所示的下端横向，上端纵向布置，液压缸在工作过程中都不可避免的要承受弯矩，因此工程应用中应尽量避免。

通过上述分析可得出，若作业单元工作过程中受单向侧向载荷，液压缸两端铰链的销轴应平行布置，且销轴轴向与载荷方向垂直。

图4 单向侧向载荷-销轴垂直布置时液压缸受力Fig.4 The mechanical model of the hydraulic cylinder under one-way lateral load and pins vertical arrangement

3 作业单元受双向侧向载荷时铰接耳的设计

在实际工程应用中，还存在作业单元同时受X、Y、Z 三个方向载荷作用的工况。

（1）销轴平行布置。当作业单元同时受X、Y、Z三个方向的载荷作用，且液压缸两端销轴时平行布置时，其中与销轴轴向垂直的载荷可以被滑道与滑动部件之间的接触力平衡，如图3（a）所示，其中与销轴轴向平行的载荷则会给液压缸的带来弯矩载荷，在设计时应通过相应手段予以消除。

（2）销轴垂直布置。当作业单元同时受X、Y、Z 三个方向的载荷作用，且液压缸两端销轴时垂直布置时，液压缸的受力状况是图4（a）和图4（b）的叠加，即液压缸除受轴向拉力（压力）外，在两端铰接耳处会同时受到沿销轴方向的摩擦力和垂直于销轴方向的弯矩，在设计过程中应应通过相应手段将液压缸所受弯矩予以消除。

（3）消除液压缸弯矩的常用手段。为了消除液压缸工作过程中所受到的弯矩，可以采用以下两种手段： 第一种： 在液压缸销孔内嵌套关节轴承；第二种： 增大液压缸销孔与销轴之间的间隙。

4 通过增加间隙量对液压缸铰接耳的设计

当作业单元受双向侧向载荷，且液压缸两端铰链的销轴平行布置时，其中与销轴轴向垂直的载荷被滑道与滑动部件之间的接触力平衡，为了消除液压缸所受弯矩，通过增大液压缸销孔与销轴之间的间隙，使滑动部件能与滑道双线接触，从而平衡与销轴轴向平行的侧向载荷，平衡后构件间的位置关系如图5 所示。

图5 增大销孔直径后构件间的位置关系Fig.5 The location of components after increased the size of the pin hole

图5 中： a—滑动部件的宽度；b1—液压缸与滑道铰接处销孔深度；b2—液压缸与滑动部件铰接处销孔深度；S—滑动部件与滑道之间的单边间隙；L1—滑动部件与滑道之间的搭接长度；L2—滑动部件销孔距端部的距离；L3—液压缸的长度；θ—滑动部件的偏转角；α—液压缸的偏转角；Δd1—液压缸与滑道铰接处销孔与销轴的间隙量；Δd2—液压缸与滑动部件铰接处销孔与销轴的间隙量。通过分析可得滑动部件的偏转角θ 为：

液压缸上铰接点相对于初始位置（图3（b））的水平偏离量L 为：

液压缸相对于初始位置的偏转角α 为：

液压缸与滑道铰接处销孔与销轴的最小间隙量Δd1：

滑动部件与液压缸的夹角相对于初始位置变化量γ：

液压缸与滑动部件铰接处销孔与销轴的最小间隙量Δd2 为：

联合式（1）~式（4）整理可得Δd1 为：

联合式（1）～（3）及（5）和（6）整理可得Δd2 为：

为了求得Δd1 和Δd2 的最大值，式（7）、式（8）中L3应取液压缸的最大长度，L1 取滑动部件与滑道之间的最小搭接长度。

当作业单元受双向侧向载荷，且液压缸两端铰链的销轴垂直布置时，液压缸与滑道铰接处销孔按式（7）增大相应间隙，液压缸与滑动部件铰接处销孔按式（8）增大相应间隙。

作业单元受单向侧向载荷，液压缸两端销轴平行布置，当销轴轴向与载荷方向平行时，液压缸与滑道铰接处销孔按式（7）增大相应间隙，液压缸与滑动部件铰接处销孔按式（8）增大相应间隙；当销轴轴向与载荷方向垂直时，液压缸两端销孔公称尺寸与销轴相同。

作业单元受单向侧向载荷，液压缸两端销轴垂直布置，当液压缸与滑道铰接处销轴轴向与载荷平行时，液压缸与滑道铰接处销孔按式（7）增大相应间隙量，液压缸与滑动部件铰接处销孔公称尺寸与销轴相同；当液压缸与滑动部件铰接处销轴轴向与载荷平行时，液压缸与滑动部件铰接处销孔按式（8）增大相应间隙量，液压缸与滑道铰接处销孔公称尺寸与销轴相同。

5 结论

本文对含有间隙的滑动副的驱动油液压缸进行了充分分析，得出了以下结论：

（1）得出不同载荷类型、不同销轴布置方式下的液压缸的受力模型。

（2）当作业单元受单向侧向载荷时，液压缸两端铰链的销轴应平行布置，且销轴轴向与载荷方向垂直；当液压缸两端销轴无法做到轴向与载荷方向垂直布置时，应在销轴与销孔之间增加关节轴承，或者增大液压缸销孔的公称尺寸。

（3）当作业单元受双向侧向载荷时，无论液压缸两端销轴怎么布置，销轴与液压缸销孔之间需增加关节轴承，或者增大液压缸销孔的公称尺寸。

（4）当通过增大液压缸销孔与销轴之间的间隙的方式消除液压缸弯矩载荷时，本文推导得出了各种工况下，销孔公称直径的最小增加量。

[1] 汪何根，李万莉. 铰接式装载机双油缸驱动转向机构布置设计分析[J].中国工程机械学报，2012，1.

[2] 董磊，任家骏，王喜胜，等. 悬臂式掘进机回转机构的建模与动力学仿真[J]. 煤炭科学技术，2009，6.

[3] 贾晓红，季林红，金德闻，张济川.含间隙移动副的曲柄滑块机构动力学研究——系统建模和动力学方程[J]. 机械科学与技术，2000，5.