新型靜壓支承結(jié)構(gòu)液壓缸力學(xué)性能分析與實(shí)驗(yàn)

史文杰，段恩業(yè)，李冬明，邱永寧，朱偉

(1.常州大學(xué)機(jī)械與軌道交通學(xué)院，江蘇常州 213164；2.江蘇恒立液壓股份有限公司，江蘇常州 213100)

0 前言

在現(xiàn)代液壓傳動(dòng)系統(tǒng)技術(shù)中，液壓缸作為伺服作動(dòng)器的執(zhí)行元件，需要具備高頻響、高負(fù)載、高壽命等性能特點(diǎn)[1-3]。目前，傳統(tǒng)國(guó)產(chǎn)液壓缸多采用導(dǎo)向環(huán)和密封圈組合密封的方式，普遍存在兩方面的問(wèn)題：(1)密封件與活塞桿直接接觸產(chǎn)生較大的摩擦力，從而導(dǎo)致液壓缸內(nèi)耗高、響應(yīng)速度慢；(2)液壓缸受到外部載荷之后，導(dǎo)向套處易產(chǎn)生側(cè)向偏載力，嚴(yán)重影響了液壓缸的力學(xué)性能[4-5]。對(duì)于前者，通常改變液壓缸的密封形式，但是效果不明顯；對(duì)于側(cè)載問(wèn)題，通常在液壓缸的兩端加裝鉸接耳環(huán)，使偏載力轉(zhuǎn)移，但用該方法設(shè)計(jì)出的液壓缸難以推廣應(yīng)用[6]。靜壓技術(shù)是利用流體的靜壓力支承物體，在預(yù)定載荷范圍內(nèi)，2個(gè)相對(duì)運(yùn)動(dòng)或處于靜止?fàn)顟B(tài)的物體之間的摩擦表面被從外部壓入的流體隔開(kāi)。在液壓缸導(dǎo)向套部分使用靜壓支承結(jié)構(gòu)，可以增加液壓缸抗偏載力的同時(shí)減小導(dǎo)向套處的摩擦力，加快液壓缸響應(yīng)速度。因此，靜壓支承式液壓缸及其相關(guān)技術(shù)成為國(guó)內(nèi)外學(xué)者和企業(yè)廣泛研究的對(duì)象[7-9]。

二十世紀(jì)中期，荷蘭國(guó)家航空實(shí)驗(yàn)室與代爾夫特理工大學(xué)合作，首次將靜壓支承技術(shù)引用到液壓缸中，設(shè)計(jì)出一款四圓錐靜壓支承結(jié)構(gòu)液壓缸，其具有低摩擦和加速度擾動(dòng)小的特點(diǎn)。德國(guó)漢臣(HEANCHEN)公司、SCHENCK公司等采用靜壓支承技術(shù)、改變密封件和導(dǎo)向系統(tǒng)的組合，生產(chǎn)出滿足各種工況和技術(shù)要求的液壓缸[10]。我國(guó)在液壓缸靜壓支承技術(shù)方面的研究較少，大多數(shù)是高校院所提出的設(shè)計(jì)及試驗(yàn)分析，由企業(yè)制造并推廣的產(chǎn)品很少。哈爾濱理工大學(xué)邵俊鵬等[11]分析比較了矩形腔和工字形腔液壓缸的抗偏載力。同濟(jì)大學(xué)訚耀保等[12]采用矩形腔靜壓支承方式平衡液壓缸活塞桿徑向偏載。華中科技大學(xué)肖金陵等[13]引入雙錐形液體靜壓支承結(jié)構(gòu)，分析了雙錐形靜壓支承式液壓缸在不同活塞運(yùn)動(dòng)速度下的承載力之間的關(guān)系。武漢科技大學(xué)陳昶龍[14]設(shè)計(jì)了一種雙級(jí)伺服液壓缸結(jié)構(gòu)，在活塞桿的多個(gè)位置采用了靜壓支承結(jié)構(gòu)，具有摩擦力小、泄漏量小等優(yōu)點(diǎn)，在形成靜壓腔油膜之后，可以抵抗較大的側(cè)載力。牛曉陽(yáng)[15]設(shè)計(jì)出了一種變工字型三靜壓腔支承結(jié)構(gòu)，將3個(gè)靜壓腔通過(guò)細(xì)小圓環(huán)聯(lián)通，形成了2個(gè)壓力油環(huán)，增強(qiáng)了靜壓支承機(jī)構(gòu)的對(duì)中性能，同時(shí)也降低了導(dǎo)向套部分的泄漏量。

針對(duì)伺服液壓缸在高頻作動(dòng)器中的應(yīng)用要求，本文作者設(shè)計(jì)一種橢圓形結(jié)構(gòu)靜壓支承液壓缸，詳細(xì)分析影響液壓缸的抗偏載能力與摩擦力的主要因素，為其進(jìn)一步推廣應(yīng)用提供理論依據(jù)和試驗(yàn)基礎(chǔ)。

1 液壓缸靜壓支承結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

針對(duì)高頻伺服作動(dòng)器的應(yīng)用需求，文中研究的靜壓支承式液壓缸主要結(jié)構(gòu)如圖1所示。液壓缸設(shè)計(jì)為雙作用缸，導(dǎo)向套與缸筒之間采用拉桿式連接方式，前、后導(dǎo)向套呈對(duì)稱配置。這種設(shè)計(jì)方式縮短了液壓缸的軸向長(zhǎng)度，提高了其作動(dòng)頻次，相比較于圓錐形和工字形靜壓支承結(jié)構(gòu)，安裝距離更短，結(jié)構(gòu)上更加緊湊。

圖1 伺服液壓缸結(jié)構(gòu)

導(dǎo)向套是液壓缸中的承力部件，主要作用是保證活塞桿組件的運(yùn)動(dòng)方向不發(fā)生改變，結(jié)構(gòu)如圖2所示。內(nèi)表面有均勻布置的4個(gè)橢圓形靜壓腔2，靜壓腔的中心為油液入口，靜壓腔軸向兩端布置有回流槽3，回油槽底端布置有回油口4。液壓缸工作時(shí)，液壓油通過(guò)進(jìn)油口進(jìn)入靜壓腔，由于活塞桿和導(dǎo)向套間存在間隙，油液通過(guò)縫隙滲入導(dǎo)向套內(nèi)，在導(dǎo)向套與活塞桿之間形成一層壓力油膜，將活塞桿包裹，如圖3(a)所示。設(shè)計(jì)了橢圓形靜壓腔油膜模型，如圖3(b)所示，具體參數(shù)如表1所示。

表1 靜壓支承結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖2 靜壓支承導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)

圖3 靜壓支承結(jié)構(gòu)油液模型

將模型導(dǎo)入ANSYS軟件，對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分及預(yù)處理，設(shè)置模型內(nèi)壁面為移動(dòng)壁面，其余壁面為靜止壁面，靜壓支承結(jié)構(gòu)采用VG46#液壓油，密度為875 g/m3，黏性系數(shù)為0.028 Pa·s。

2 靜壓支承結(jié)構(gòu)抗偏載力分析

在伺服液壓缸中，抗偏載力是指靜壓油膜的承載能力，即為包裹在活塞桿外表面的油膜可以承受的最大徑向載荷力。靜壓油膜的承載力F可以通過(guò)如下公式計(jì)算：

(1)

式中：pS為供油壓力；Ae為有效支撐面積；Rj為入口處節(jié)流器液阻；Rh為靜壓腔封油邊液阻，Rh0表示初始狀態(tài)；h為活塞桿與導(dǎo)向套間隙，h0表示初始狀態(tài)間隙。可見(jiàn)，在相同的有效支撐面積和相同的液阻條件下，供油壓力和間隙是主要影響因素。

2.1 不同間隙量時(shí)靜壓腔抗偏載力分析

在供油壓力(pS=21 MPa)一定的條件下，通過(guò)仿真研究不同活塞桿與導(dǎo)向套間間隙量與靜壓支承式液壓缸抗偏載力的關(guān)系。在間隙量h為20、15、10、5 μm狀態(tài)下，對(duì)橢圓靜壓腔結(jié)構(gòu)液壓缸進(jìn)行仿真，其抗偏載荷如圖4所示。將圖中油膜壓力(Pa)數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)化成抗偏載力(kN)，最大抗偏載值分別為9.820、14.717、19.310、22.573 kN?？梢?jiàn)，當(dāng)間隙量逐漸減小時(shí)，靜壓腔抗偏載力逐漸增大。

同時(shí)，建立相同尺寸的矩形腔靜壓支撐結(jié)構(gòu)模型，對(duì)其進(jìn)行仿真分析。結(jié)合式(1)所得的理論值與仿真所得數(shù)值繪制成曲線，如圖5所示。可以看出：仿真所得油膜承載力與理論計(jì)算值基本一致。在供油壓力一定的情況下，靜壓腔無(wú)論是矩形結(jié)構(gòu)還是橢圓形結(jié)構(gòu)，液壓缸的抗偏載力均隨著活塞桿與導(dǎo)向套之間的間隙增大而減小，反之亦然。并且，在相同條件下，橢圓形靜壓腔的抗偏載力明顯大于矩形靜壓腔的抗偏載力。

圖5 不同間隙量時(shí)靜壓腔抗偏載力變化

2.2 不同供油壓力時(shí)靜壓腔抗偏載力分析

當(dāng)仿真模型間隙(h=10 μm)不變的情況下，通過(guò)改變模型的初始供油壓力，觀察不同靜壓支承結(jié)構(gòu)液壓缸抗偏載力的變化。設(shè)定供油壓力pS分別為15、18、21、24 MPa等4種情況，對(duì)橢圓形靜壓腔結(jié)構(gòu)分別進(jìn)行仿真計(jì)算，其抗偏載荷如圖6所示。將圖中油膜壓力(Pa)數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)化成抗偏載力(kN)，其抗偏載力分別為14.530、17.236、20.310、23.894 kN?？梢?jiàn)，油腔內(nèi)抗偏載力隨著供油壓力的增大而逐漸增大。

圖6 不同供油壓力時(shí)靜壓腔抗偏載荷

同樣，在相同條件下，將矩形和橢圓形靜壓腔結(jié)構(gòu)仿真所得數(shù)值與式(1)所得理論值繪制成曲線，如圖7所示?？芍涸陂g隙量一定的情況下，靜壓支承結(jié)構(gòu)的抗偏載力大小隨著供油壓力的增大而增大，而且，在相同條件下，橢圓形靜壓腔的抗偏載力明顯大于矩形腔的抗偏載力。

圖7 不同供油壓力時(shí)靜壓腔抗偏載力變化

綜上所述，無(wú)論矩形靜壓腔還是橢圓形靜壓腔，其抗偏載能力均隨著供油壓力的增大而增大，隨著活塞桿與導(dǎo)向套間間隙量的減小而增大。在相同條件下，橢圓形靜壓腔的抗偏載能力明顯大于矩形靜壓腔。

3 靜壓支承結(jié)構(gòu)摩擦力分析

根據(jù)傳統(tǒng)液壓缸的結(jié)構(gòu)可知摩擦力主要集中在活塞與導(dǎo)向套處，它是由O形密封圈與活塞桿之間相對(duì)運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的，摩擦力大小可由式(2)求得：

(2)

式中：f為O形圈與導(dǎo)向套間比的摩擦因數(shù)；D為O形圈外徑；d為O形圈通徑；μ為密封圈材料泊松系數(shù)；e為預(yù)壓縮率，通常取0.1～0.2；E為密封圈材料彈性模量；p為工作油壓。

根據(jù)文中設(shè)定的液壓缸參數(shù)，若采用傳統(tǒng)型導(dǎo)向套以及O形密封圈，將參數(shù)代入式(2)，計(jì)算可得摩擦力約為624 N。當(dāng)采用圖3所示的靜壓支承導(dǎo)向套時(shí)，伺服液壓缸中靜壓腔代替了導(dǎo)向環(huán)，由于油膜的存在，活塞桿與導(dǎo)向套之間始終保持一定間隙，相當(dāng)于活塞桿懸浮在導(dǎo)向套中，使活塞桿和導(dǎo)向環(huán)之間的摩擦變成了活塞桿與油液的摩擦。影響油液摩擦的主要因素是油液的剪切應(yīng)力，主要與活塞桿的運(yùn)動(dòng)速度、活塞桿與導(dǎo)向套之間的間隙大小以及靜壓腔的壓力有關(guān)。因此，摩擦力可以由油液的切應(yīng)力τ和活塞桿的有效接觸面積Se的乘積來(lái)確定：

(3)

式中：Δp為靜壓腔與封油邊壓差；h為活塞桿與導(dǎo)向套間隙；l為靜壓腔與封油邊距離；μ為油液動(dòng)力黏度；v為活塞桿移動(dòng)速度?？梢?jiàn)，影響摩擦力的主要因素為間隙量、供油壓力以及活塞移動(dòng)速度。

3.1 不同間隙量時(shí)油膜摩擦力分析

在供油壓力(pS=21 MPa)和活塞移動(dòng)速度(v=0.2 m/s)一定的條件下，通過(guò)對(duì)上述模型進(jìn)行仿真，研究活塞桿與導(dǎo)向套之間的間隙量和靜壓支承式導(dǎo)向套所受摩擦力的關(guān)系。設(shè)定間隙量分別為20、15、10、5 μm等4種情況，對(duì)矩形靜壓腔和橢圓靜壓腔分別進(jìn)行仿真，所得摩擦力數(shù)值如表2所示。

表2 不同間隙量時(shí)靜壓腔油膜摩擦力

結(jié)合式(3)所得的理論值與將仿真所得數(shù)值繪制成曲線，如圖8所示?？梢?jiàn)：仿真結(jié)果與理論值的變化趨勢(shì)總體上保持一致；在供油壓力和活塞桿移動(dòng)速度一定的情況下，靜壓腔的摩擦力隨著活塞桿與導(dǎo)向套間隙的增大呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)。當(dāng)間隙為15 μm左右時(shí)，橢圓形靜壓腔結(jié)構(gòu)的摩擦力達(dá)到最低值，為液壓缸結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)提供了理論參考。此外，在0～5 μm內(nèi)，橢圓形靜壓腔和矩形靜壓腔摩擦力相差不大，隨著活塞桿與導(dǎo)向套間隙的增加，二者的摩擦力差值逐步變大。整體上，橢圓形靜壓腔的摩擦力大于矩形靜壓腔。

圖8 不同間隙量時(shí)靜壓腔摩擦力變化

3.2 不同供油壓力時(shí)油膜摩擦力分析

設(shè)定仿真模型間隙(h=10 μm)和活塞桿移動(dòng)速度(v=0.2 m/s)不變，改變模型的初始供油壓力，觀察不同靜壓支承結(jié)構(gòu)的摩擦力變化。設(shè)定供油壓力為15、18、21、24、27 MPa等5種情況，對(duì)2種形狀靜壓腔模型進(jìn)行仿真，摩擦力數(shù)值如表3所示?？梢?jiàn)，靜壓腔油膜摩擦力隨著供油壓力的增大而逐漸增大。

表3 不同供油壓力時(shí)靜壓腔油膜摩擦力

在相同條件下，結(jié)合式(3)所得的理論值與仿真所得數(shù)值繪制成曲線，如圖9所示。

圖9 不同供油壓力時(shí)靜壓腔摩擦力變化

由圖9可知：仿真結(jié)果與理論值十分接近，差值變化較小。結(jié)果表明，當(dāng)活塞桿和導(dǎo)向套間間隙量及活塞桿運(yùn)動(dòng)速度一定時(shí)，靜壓支承結(jié)構(gòu)的摩擦力大小隨著供油壓力的增大而增大，在相同條件下，橢圓形靜壓腔的摩擦力要大于矩形腔的摩擦力。

3.3 不同速度時(shí)油膜摩擦力分析

設(shè)定模型間隙(h=10 μm)、初始供油壓力(pS=21 MPa)一定的條件下，通過(guò)改變活塞桿的移動(dòng)速度，觀察靜壓支承結(jié)構(gòu)摩擦力的變化。在速度為0、0.2、0.4、0.6、0.8 m/s等5種情況下，分別進(jìn)行模擬仿真分析，所得摩擦力結(jié)果如表4所示。活塞桿移動(dòng)速度增大時(shí)，靜壓油膜的內(nèi)部切向力逐漸增大，即摩擦力增大；在條件相同的情況下，橢圓形靜壓腔的摩擦力略大于矩形靜壓腔。

表4 不同活塞桿速度時(shí)靜壓腔油膜摩擦力

在相同條件下，結(jié)合式(3)所得的理論值與仿真所得數(shù)值繪制成曲線，如圖10所示?？梢?jiàn)：仿真結(jié)果比理論值大，但變化規(guī)律近似一致?；钊麠U速度越大，摩擦力越大，橢圓形靜壓腔摩擦力大于矩形靜壓腔。

圖10 不同活塞桿速度時(shí)靜壓腔摩擦力變化

綜上所述，無(wú)論矩形靜壓腔還是橢圓形靜壓腔，其摩擦力隨著間隙量的增大先增大后減小，隨著供油壓力增大而增大，隨著活塞桿速度的增大而增大?？傮w上，在初始條件相同的情況下，橢圓形靜壓腔的摩擦力要大于矩形靜壓油腔，影響液壓缸響應(yīng)，但是使用靜壓支承結(jié)構(gòu)的摩擦力(20～50 N)遠(yuǎn)小于使用傳統(tǒng)導(dǎo)向套的摩擦力(624 N)。

4 靜壓支承式液壓缸實(shí)驗(yàn)分析

4.1 抗偏載力實(shí)驗(yàn)

為了驗(yàn)證文中所設(shè)計(jì)的靜壓支承導(dǎo)向套的抗偏載能力，按照前述的結(jié)構(gòu)參數(shù)，設(shè)計(jì)并制造了2種不同靜壓腔導(dǎo)向套液壓缸實(shí)驗(yàn)樣機(jī)，搭建試驗(yàn)平臺(tái)，如圖11所示，對(duì)導(dǎo)向套的抗偏載能力進(jìn)行實(shí)驗(yàn)與分析。

圖11 實(shí)驗(yàn)裝置及測(cè)量點(diǎn)示意

此實(shí)驗(yàn)采取在末端掛載重物的方式模擬液壓缸使用過(guò)程中產(chǎn)生的偏載力。由于靜壓支承結(jié)構(gòu)位于導(dǎo)向套內(nèi)部，油膜厚度值偏小，無(wú)法直接進(jìn)行測(cè)量，故通過(guò)測(cè)量活塞桿末端在最大位移處的偏移量s來(lái)間接判斷其偏心量。為了便于觀察，在活塞桿上選取2點(diǎn)進(jìn)行測(cè)量(位置如圖11所示)，偏移距離即為2點(diǎn)差值，實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的測(cè)量通過(guò)三坐標(biāo)試驗(yàn)臺(tái)來(lái)完成。

實(shí)驗(yàn)中，末端偏載載荷為100～450 N，間隔50 N加載，為了確保實(shí)驗(yàn)的準(zhǔn)確性，對(duì)不同導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)的液壓缸進(jìn)行實(shí)驗(yàn)時(shí)，保證2個(gè)測(cè)量點(diǎn)的相對(duì)距離一致，測(cè)量點(diǎn)1與導(dǎo)向套間的距離也保持一致。所測(cè)活塞桿偏移量s的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)如表5所示。

表5 不同偏載力時(shí)活塞桿的偏移量

由表5可知：采用靜壓支承導(dǎo)向套的2個(gè)液壓缸的偏移量小于采用傳統(tǒng)導(dǎo)向套的液壓缸；當(dāng)載荷較小時(shí)，這一優(yōu)勢(shì)較為明顯，表明靜壓支承結(jié)構(gòu)可以有效地提高液壓缸的抗偏載能力；隨著末端載荷的增加，二者的偏移量逐步接近，當(dāng)載荷大于400 N時(shí)，三者的偏移量逐漸重合，表明靜壓支承結(jié)構(gòu)的優(yōu)勢(shì)具有一定的載荷上限。

進(jìn)一步地，當(dāng)液壓缸末端載荷為100 N時(shí)，矩形靜壓腔偏移量為0.322 6 mm，橢圓靜壓腔偏移量為0.314 7 mm，可見(jiàn)橢圓形靜壓腔的抗偏載能力略大于矩形靜壓腔，并且在100～300 N載荷范圍內(nèi)保持這一趨勢(shì)；當(dāng)矩形腔加載350 N載荷時(shí)，矩形靜壓腔導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)液壓缸的偏移量和傳統(tǒng)導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)液壓缸接近，當(dāng)載荷進(jìn)一步增大時(shí)，矩形靜壓腔結(jié)構(gòu)的抗偏載力優(yōu)勢(shì)便逐步喪失。同理，橢圓形靜壓腔載荷的有效范圍是100～400 N?？梢?jiàn)，從失效范圍角度分析，橢圓形靜壓腔的有效工作范圍要略大于矩形靜壓腔。

4.2 摩擦力實(shí)驗(yàn)

為了測(cè)試不同導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)所產(chǎn)生的摩擦力，減小測(cè)量誤差，在活塞桿組裝過(guò)程中，活塞與缸筒之間采用間隙配合，減小活塞與缸筒處摩擦力對(duì)實(shí)驗(yàn)的影響。搭建試驗(yàn)平臺(tái)如圖12所示，進(jìn)行液壓缸摩擦力的實(shí)驗(yàn)分析。

圖12 摩擦力試驗(yàn)平臺(tái)

由于液壓缸內(nèi)部摩擦力無(wú)法直接獲得，此實(shí)驗(yàn)通過(guò)位移傳感器與溢流閥控制相配合的方法測(cè)量液壓缸的啟動(dòng)壓力，間接對(duì)比導(dǎo)向套處的摩擦力。

選取無(wú)負(fù)載、無(wú)延伸狀態(tài)下的液壓缸樣機(jī)為基本實(shí)驗(yàn)對(duì)象，聯(lián)通靜壓腔油源，使靜壓腔處于工作狀態(tài)，將溢流閥調(diào)至最低；再聯(lián)通液壓缸的供油系統(tǒng)，調(diào)整調(diào)壓閥開(kāi)啟速度(約為0.1 MPa/s)；開(kāi)啟供油系統(tǒng)后，逐漸開(kāi)啟調(diào)壓閥，觀察壓力表壓力變化情況以及活塞桿位移情況，得到實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)記錄，如圖13所示?？梢钥闯觯壕匦魏蜋E圓形靜壓支承結(jié)構(gòu)液壓缸啟動(dòng)時(shí)間分別為0.45、0.62 s，明顯早于傳統(tǒng)液壓缸的啟動(dòng)時(shí)間4.23 s，且矩形靜壓腔結(jié)構(gòu)液壓缸啟動(dòng)速度略快于橢圓形靜壓腔結(jié)構(gòu)。啟動(dòng)之初，位移曲線呈凹形上升趨勢(shì)，這主要是由于受活塞桿慣性力的影響，速度與加速度變化較慢。根據(jù)調(diào)壓閥的壓力記錄，傳統(tǒng)液壓缸的啟動(dòng)壓力大約是靜壓支承式液壓缸啟動(dòng)壓力的7～10倍，同樣表明靜壓結(jié)構(gòu)液壓缸摩擦力要遠(yuǎn)小于傳動(dòng)結(jié)構(gòu)液壓缸。

圖13 位移傳感器輸出值

5 結(jié)論

文中提出并設(shè)計(jì)了一種橢圓形靜壓腔結(jié)構(gòu)液壓缸，通過(guò)理論計(jì)算和ANSYS軟件仿真，對(duì)比了橢圓形靜壓腔和矩形靜壓腔2種結(jié)構(gòu)液壓缸的抗偏載力和摩擦力，并設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)平臺(tái)進(jìn)行驗(yàn)。結(jié)果表明：

(1)靜壓支承結(jié)構(gòu)液壓缸的抗偏載能力隨著供油壓力增大而增大，隨著間隙量的減小而增大；摩擦力隨著活塞桿的移動(dòng)速度和供油壓力增大而增大，隨著導(dǎo)向套和活塞桿之間的間隙量增大而先增大后減小。顯然，無(wú)論是抗偏載能力，還是摩擦力性能，靜壓支承式液壓缸均明顯優(yōu)于傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)液壓缸。

(2)在相同條件下，橢圓形靜壓腔液壓缸的抗偏載能力明顯優(yōu)于矩形靜壓腔，但所受摩擦力比矩形靜壓腔略大。在實(shí)際應(yīng)用中，為了提高液壓缸的抗偏載能力，采用橢圓形靜壓腔結(jié)構(gòu)具有明顯優(yōu)勢(shì)。

(3)在實(shí)驗(yàn)測(cè)試中，通過(guò)測(cè)量活塞桿末端位移的方式，間接對(duì)比不同腔形靜壓支承結(jié)構(gòu)的支撐力大??；通過(guò)測(cè)量液壓缸的啟動(dòng)壓力，間接對(duì)比不同導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)的摩擦力大小。實(shí)驗(yàn)結(jié)論與模擬仿真結(jié)論一致，證實(shí)了仿真分析的正確性和合理性。