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    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)

    2023-11-09 02:37:24史文杰段恩業(yè)李冬明邱永寧朱偉
    機(jī)床與液壓 2023年20期
    關(guān)鍵詞:供油活塞桿靜壓

    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。

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