孫建輝　周丹鋒　袁巧玲

浙江工業(yè)大學(xué),杭州,310014

帶卸壓槽的微摩擦氣缸Fluent仿真分析

孫建輝周丹鋒袁巧玲

浙江工業(yè)大學(xué),杭州,310014

針對(duì)超低頻模態(tài)測(cè)試懸掛系統(tǒng)中微摩擦氣缸抗側(cè)向能力不足的問(wèn)題,提出一種在活塞尾部增加環(huán)形卸壓槽的新結(jié)構(gòu)。建立了活塞外表面與氣缸內(nèi)表面之間氣膜流場(chǎng)特征參數(shù)的仿真模型,并進(jìn)行Fluent仿真計(jì)算,結(jié)果表明,增加環(huán)形卸壓槽改善了氣膜的氣壓分布，在兩排節(jié)流孔之間形成了具有一定寬度且穩(wěn)定的承載區(qū)，使活塞的軸線與氣缸的軸線基本保持平行，提高了抗側(cè)向能力及氣膜剛度，從而使氣缸工作更為穩(wěn)定。試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)一步驗(yàn)證了仿真結(jié)果，證明帶環(huán)形卸壓槽的微摩擦氣缸的性能得到了提高。

氣懸浮;微摩擦氣缸;Fluent仿真;卸壓槽

0　引言

為確保航天器在太空中的正常運(yùn)轉(zhuǎn),航天器發(fā)射之前所進(jìn)行的地面模態(tài)測(cè)試已越來(lái)越受到重視。在關(guān)于太空失重環(huán)境的模擬中,以氣體潤(rùn)滑理論為基礎(chǔ)的氣浮軸承已經(jīng)在測(cè)試設(shè)備中大量應(yīng)用[1],用于衛(wèi)星太陽(yáng)能翼板的一維模態(tài)測(cè)試的超低頻模態(tài)懸掛測(cè)試設(shè)備中即采用了微摩擦氣缸及氣浮軸承等微摩擦執(zhí)行機(jī)構(gòu)與移動(dòng)副。傳統(tǒng)氣缸由于摩擦力的存在，在低速運(yùn)動(dòng)中，因氣動(dòng)系統(tǒng)的伺服控制不穩(wěn)或活塞出現(xiàn)爬行現(xiàn)象而無(wú)法滿足超低頻的要求[2]。

低摩擦氣缸的研制在國(guó)內(nèi)外已積累了一定的經(jīng)驗(yàn),如德國(guó)FESTO公司通過(guò)改善密封技術(shù)來(lái)降低氣缸摩擦,日本SMC公司采用間隙密封,配合滾珠導(dǎo)向套來(lái)降低摩擦及提高抗側(cè)向能力。成功大學(xué)蘇雅玲[3]研發(fā)的氣體靜壓軸承式氣缸以及美國(guó)airport最新型的airport-AB系列氣缸，均拋棄了傳統(tǒng)的接觸式密封，而采用氣缸缸筒與氣缸活塞自身的小間隙配合來(lái)實(shí)現(xiàn)非接觸式密封。在此基礎(chǔ)上，浙江大學(xué)路波[4]提出了結(jié)構(gòu)更為簡(jiǎn)潔、基于內(nèi)部供氣節(jié)流孔支撐的氣懸浮微摩擦氣缸機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)中移動(dòng)副的摩擦力僅與空氣黏度有關(guān)，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、外部附件少等特點(diǎn)，它在垂直方向上承受負(fù)載，在側(cè)向上需要一定的抗側(cè)向力來(lái)支撐氣缸活塞在缸筒內(nèi)進(jìn)行氣懸浮狀態(tài)下的直線運(yùn)動(dòng)。

1　機(jī)械結(jié)構(gòu)

1.1新結(jié)構(gòu)的提出

路波[4]所提出的氣缸機(jī)構(gòu)基于靜壓氣體潤(rùn)滑的基本原理，采用了內(nèi)部供氣節(jié)流孔支撐的氣懸浮微摩擦氣缸(以下簡(jiǎn)稱微摩擦氣缸)，具有自供氣、活塞自動(dòng)調(diào)節(jié)對(duì)中(即抗側(cè)向能力)的優(yōu)點(diǎn)，氣體潤(rùn)滑極大地降低了氣缸內(nèi)移動(dòng)副的摩擦力。該氣缸機(jī)構(gòu)在超低頻吊掛系統(tǒng)中實(shí)現(xiàn)了失重狀態(tài)模擬的基本功能，但在工程應(yīng)用中出現(xiàn)失穩(wěn)、安裝精度要求苛刻、重復(fù)性較差等問(wèn)題。初步分析認(rèn)為，氣缸的抗側(cè)向能力不足是主要原因，為此，我們提出新型帶環(huán)形卸壓槽的微摩擦活塞結(jié)構(gòu)，優(yōu)化氣缸內(nèi)間隙的氣壓分布，提高氣膜的剛度，使得微摩擦氣缸的工作狀態(tài)更為穩(wěn)定。

1.2機(jī)械結(jié)構(gòu)對(duì)比

無(wú)環(huán)形卸壓槽和有環(huán)形卸壓槽的氣缸的主要結(jié)構(gòu)如下：在L/3及 2L/3(L為活塞長(zhǎng)度)處圓周上均布節(jié)流孔，兩端有長(zhǎng)度為L(zhǎng)/3的間隙密封，由活塞底部高壓供氣，產(chǎn)生吊掛力，同時(shí)通過(guò)小孔節(jié)流為活塞與缸筒間隙的靜壓氣體潤(rùn)滑提供氣源。

在無(wú)環(huán)形卸壓槽氣缸(圖1)中,進(jìn)氣口處的高壓氣流分別進(jìn)入底部的間隙密封以及活塞內(nèi)部腔體，活塞內(nèi)部腔體的高壓氣體對(duì)節(jié)流孔供氣，高壓氣流通過(guò)節(jié)流孔后與通過(guò)間隙密封處進(jìn)入的氣流匯合于兩排節(jié)流孔之間的承載區(qū)，兩者相互作用，最后通過(guò)頂部間隙密封，由出氣口排出。

圖1　無(wú)環(huán)形卸壓槽的微摩擦氣缸

而在有環(huán)形卸壓槽氣缸(圖2)中,環(huán)形卸壓槽及排氣孔作為間隙內(nèi)氣流的第二通道，進(jìn)氣口處的高壓氣流直接進(jìn)入環(huán)形卸壓槽(其間有一定長(zhǎng)度的間隙密封)，該氣流隨著環(huán)形卸壓槽做周向運(yùn)動(dòng)，并最終進(jìn)入排氣口，通往出氣口,使得由底

(a)剖面1

(b)剖面2圖2　有環(huán)形卸壓槽的微摩擦氣缸

部通過(guò)尾部的間隙密封進(jìn)入的干擾氣流繞過(guò)兩排節(jié)流孔之間的承載區(qū)。圖2中，剖面1為節(jié)流孔所在的過(guò)活塞軸線截面，剖面2為排氣孔所在的過(guò)活塞軸線截面。

無(wú)環(huán)形卸壓槽的微摩擦氣缸由于底部高壓氣的干擾，底部高壓區(qū)有源源不斷的氣流供應(yīng)，節(jié)流孔節(jié)流效應(yīng)無(wú)法起到根本性作用，而節(jié)流孔的節(jié)流效應(yīng)是形成抗側(cè)向能力的關(guān)鍵；有環(huán)形卸壓槽的微摩擦氣缸通過(guò)環(huán)形卸壓槽疏導(dǎo)來(lái)自活塞底部的高壓氣體，以消除對(duì)節(jié)流孔附近氣壓分布的影響，使得節(jié)流孔節(jié)流效應(yīng)發(fā)揮作用。

1.3氣膜間隙的物理模型

由于氣缸與活塞間的氣膜厚度與氣膜周向長(zhǎng)度的比值在10-4～10-3數(shù)量級(jí)之間，因此可以略去圓柱表面曲率的影響，可將活塞與氣缸之間的氣膜間隙展開(kāi)成平面[5]?；钊母黜?xiàng)參數(shù)由表1給出。

表1　活塞參數(shù)表

根據(jù)表1所示的各項(xiàng)參數(shù),在Gambit中建立簡(jiǎn)化的氣膜模型如圖3所示，在一定的偏心率下，氣膜為一偏心圓環(huán)，厚度在周向上有一定的變化規(guī)律，從氣膜厚度最小處斷開(kāi)，將氣膜向兩邊展開(kāi)，形成兩邊氣膜厚度小、中間氣膜逐漸變厚的平坦氣膜模型。簡(jiǎn)化的氣膜模型便于下文的分析。兩排各8個(gè)節(jié)流孔分布于氣膜上表面。

圖3　簡(jiǎn)化的氣膜模型

1.4抗側(cè)向力計(jì)算

如圖4所示，由于氣膜厚度變化規(guī)律是兩側(cè)關(guān)于中心面對(duì)稱，所以只需計(jì)算輸出一側(cè)10等份氣膜壓力數(shù)值Wi,活塞的總抗側(cè)向力W為所有等份氣膜表面壓力Y方向投影的代數(shù)和,即

圖4　抗側(cè)向力計(jì)算示意圖

(1)

式中，αi為各等份氣膜在圓周上對(duì)應(yīng)的角度值。

通過(guò)增大等分?jǐn)?shù)n可提高仿真精度。

1.5數(shù)學(xué)模型

根據(jù)前面設(shè)想的氣流的流向，建立數(shù)學(xué)模型。對(duì)照氣膜模型(圖3),節(jié)流孔及進(jìn)口邊界兩處為氣體入口,卸壓槽及出口邊界兩處為氣體出口。

需要引入三個(gè)邊界壓力：供氣壓力(即進(jìn)口邊界的壓力，也就是節(jié)流孔的供氣壓力)pi、出口壓力po以及卸壓槽壓力px，并引入中間量即節(jié)流孔所在平面圓周上的壓力p關(guān)于角度α的函數(shù)p(α)。節(jié)流孔處進(jìn)入的流體質(zhì)量[6]總和為

qmi=NρμSd

(2)

式中,N為節(jié)流孔個(gè)數(shù);ρ為氣體密度；Sd為節(jié)流孔截面積;μ為動(dòng)力黏度。

節(jié)流孔所在平面直接流向活塞上部常壓區(qū)的流量為

(3)

式中,h0為間隙平均厚度；ε為偏心率;R為氣體常數(shù);T為溫度;l為節(jié)流孔到邊界的距離。

節(jié)流孔所在平面流向卸壓槽的流量為

(4)

底部高壓供氣通過(guò)間隙進(jìn)入卸壓槽的流量為

(5)

式中,lx為進(jìn)氣口到卸壓槽的距離。

卸壓槽排氣孔處的流量為

(6)

式中,Sa為排氣孔截面積;λ為管路阻力系數(shù);la為排氣孔長(zhǎng)度；da為排氣孔直徑。

氣體的連續(xù)方程為

qmi-qme1+qme3-qmo=0

(7)

由于氣膜間隙為一個(gè)偏心圓環(huán),并且可以展開(kāi)成平面,因此周向上各節(jié)流孔之間的壓力分布p(α)可由兩傾斜平板之間的流動(dòng)公式求得。

2　數(shù)值仿真

2.1Gambit網(wǎng)格劃分及Fluent參數(shù)設(shè)置

由于厚度方向的尺寸比其他二維方向的尺寸小3個(gè)數(shù)量級(jí)，所以，需要預(yù)先進(jìn)行網(wǎng)格劃分的規(guī)劃,否則很難將模型成功網(wǎng)格化，且劃分后的網(wǎng)格質(zhì)量較差。節(jié)流孔附近的氣流較為復(fù)雜，需要將網(wǎng)格進(jìn)行加密處理以提高仿真精度，因此采用區(qū)域分割，并采用不同的間距[7]。節(jié)流孔及其附近網(wǎng)格采用間距為0.1、類型為Hex/Wedge的六面體網(wǎng)格;大范圍的間隙氣膜處的網(wǎng)格采用間距為0.4、類型同樣為Hex/Wedge的六面體網(wǎng)格,劃分好的網(wǎng)格如圖5所示。為計(jì)算抗側(cè)向力,預(yù)先將氣膜沿周向20等分,以便于指定特定區(qū)域輸出面上的壓力。

圖5　氣膜網(wǎng)格劃分

將網(wǎng)格導(dǎo)入Fluent軟件,使用Fluent的3ddp雙精度計(jì)算模型進(jìn)行計(jì)算仿真[8]:①定義流體類型為理想氣體;②進(jìn)氣壓力設(shè)定為0.4 MPa,為相對(duì)壓力值,環(huán)境溫度為300 K；③設(shè)定收斂精度為10-3,即殘差下降3個(gè)數(shù)量級(jí)認(rèn)為收斂;④迭代次數(shù)設(shè)定為800,計(jì)算并輸出結(jié)果。

2.2壓力分布計(jì)算結(jié)果

將新結(jié)構(gòu)的仿真結(jié)果可視化輸出,在XY平面上建立壓力的等高線分布圖,X方向表示圓周方向,Y方向表示軸線方向，Z方向表示壓力值。該等高線分布圖表示展開(kāi)成平面的氣膜平面上的壓力分布。

3　Fluent仿真結(jié)果比較

按照上述過(guò)程,在相同的參數(shù)下,對(duì)無(wú)環(huán)形卸壓槽和有環(huán)形卸壓槽的兩種結(jié)構(gòu)進(jìn)行Fluent仿真,并對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行壓力分布對(duì)比分析，以及進(jìn)行抗側(cè)向力、氣膜剛度、耗氣量等性能的對(duì)比。

3.1氣壓分布比較

無(wú)環(huán)形卸壓槽的結(jié)構(gòu)仿真結(jié)果如圖6所示,圖中壓力數(shù)值為相對(duì)壓力值，P=0表示常壓。Y=0處為高壓供氣的進(jìn)氣邊界，其附近形成一定的高壓區(qū),Y=75 mm截面為低壓出口邊界,壓力接近常壓。中間部分由于間隙密封的節(jié)流效果，壓力逐步減小。Y=25 mm與Y=50 mm處在X方向上等距分布節(jié)流孔。Y=25 mm處的節(jié)流孔處于壓力較高區(qū)域,由于氣膜厚度的變化而產(chǎn)生的周向上的壓力梯度已被供氣高壓所覆蓋，節(jié)流孔的節(jié)流作用已被嚴(yán)重弱化;而Y=50 mm處的節(jié)流孔與高壓供氣的入口邊界有較長(zhǎng)的間隙密封，受供氣高壓影響較小。由于經(jīng)過(guò)小孔節(jié)流后，處在該平面的8個(gè)小孔的供氣量基本一致，因此氣膜較厚處壓力小，氣膜較薄處壓力大,從而在周向上形成壓力梯度。

圖6　無(wú)環(huán)形卸壓槽結(jié)構(gòu)的壓力分布

在不同的Y截面上，X方向上的壓力梯度逐漸從入口高壓區(qū)向出口低壓區(qū)變大，因此抗側(cè)向力在Y方向上的分布是不均勻的，Y=50 mm處的壓力差明顯大于Y=25 mm處的壓力差,即Y=25 mm處具有較小的抗側(cè)向力,而Y=50 mm處具有較大的抗側(cè)向力。當(dāng)該結(jié)構(gòu)的活塞與缸筒存在安裝偏心或工作中受到側(cè)向載荷時(shí),由于抗側(cè)向力分布的不均勻性,導(dǎo)致活塞軸線傾斜，若活塞與缸筒的配合間隙較小，則將會(huì)發(fā)生活塞與缸壁的擦碰。

有環(huán)形卸壓槽結(jié)構(gòu)的仿真結(jié)果如圖7所示,Y為0～15 mm區(qū)間是微摩擦氣缸活塞與氣缸之間底部的間隙密封,其壓力迅速減小，該區(qū)間長(zhǎng)度決定耗氣量的大小;Y為15～20 mm區(qū)間是卸壓槽，卸壓槽通過(guò)排氣孔與常壓區(qū)相通，其壓力接近于常壓。

Y為20～95 mm區(qū)間是實(shí)際承載區(qū)，兩排節(jié)流孔分布在Y=45 mm與Y=70 mm處,即圖中曲面尖峰突起處,節(jié)流效應(yīng)下節(jié)流小孔內(nèi)的氣壓在節(jié)流孔軸線方向上急劇減小。

圖7　有環(huán)形卸壓槽結(jié)構(gòu)的壓力分布

Y為20～45mm及Y為70～95mm區(qū)間是實(shí)際承載區(qū)中的壓力過(guò)渡區(qū)，兩排節(jié)流孔之外的區(qū)域的壓力在活塞軸線方向上緩慢減小,作為間隙密封，為Y=45 mm到Y(jié)=70 mm兩排節(jié)流孔之間的壓力維持提供保障。

X軸方向上,每隔20 mm分布一組節(jié)流孔,由于微摩擦氣缸活塞與缸筒之間存在偏心，使得X方向上壓力分布隨氣膜厚度的變化而變化。氣膜厚度以X=80 mm為對(duì)稱面，向兩邊逐漸變小，而壓力值逐漸變大，由此產(chǎn)生的壓力梯度差即為活塞抗側(cè)向能力的體現(xiàn)，所產(chǎn)生的合力與外力平衡。

在Y為0～75 mm之間，壓力的分布明顯呈現(xiàn)對(duì)稱性，因此活塞工作狀態(tài)更為穩(wěn)定，在活塞中部(兩排節(jié)流孔之間)形成具有一定寬度且規(guī)則的壓差區(qū),該區(qū)域?yàn)榭箓?cè)向力的主要產(chǎn)生區(qū)域。由于活塞工作狀態(tài)相對(duì)穩(wěn)定，所以就可以在現(xiàn)有加工水平上(需要保證缸筒內(nèi)表面的粗糙度、圓度以及直線度)選擇小間隙配合，選擇合適的節(jié)流孔，從而提高氣膜剛度。

3.2抗側(cè)向力及耗氣量對(duì)比

在不同的供氣壓力下重復(fù)仿真過(guò)程,得出一系列抗側(cè)向力值以及耗氣量，將兩種不同結(jié)構(gòu)的結(jié)果進(jìn)行比較。

從圖8中可以看出,在不同的供氣壓力下，有環(huán)形卸壓槽結(jié)構(gòu)的活塞抗側(cè)向力均為無(wú)環(huán)形卸壓槽結(jié)構(gòu)活塞抗側(cè)向力的兩倍左右。

圖8　不同供氣壓力下兩種結(jié)構(gòu)抗側(cè)向力的對(duì)比

如圖9所示,增加環(huán)形卸壓槽之后,在同樣的氣膜厚度0.03 mm、同樣的節(jié)流孔直徑0.3 mm下,耗氣量明顯加大,但耗氣量仍在可接受范圍內(nèi)。

圖9　不同的供氣壓力下兩種結(jié)構(gòu)耗氣量的對(duì)比

3.3氣膜剛度對(duì)比

如圖10所示，在相同的供氣壓力pi=0.4 MPa及其他結(jié)構(gòu)參數(shù)下,偏心量從5 μm增大到25 μm,兩種結(jié)構(gòu)的抗側(cè)向力不斷增大。側(cè)向力的變化量與偏心量的變化量之間的比值即曲線的斜率為氣膜剛度，由圖10可看出,有環(huán)形卸壓槽結(jié)構(gòu)活塞的斜率明顯大于無(wú)環(huán)形卸壓槽結(jié)構(gòu)活塞的斜率,說(shuō)明增加了環(huán)形卸壓槽結(jié)構(gòu)之后，活塞的氣膜剛度也有所提高。

圖10　兩種結(jié)構(gòu)的氣膜剛度

4　試驗(yàn)驗(yàn)證

4.1實(shí)物試驗(yàn)平臺(tái)

圖11所示為超低頻吊掛系統(tǒng),該系統(tǒng)核心部件是作為執(zhí)行機(jī)構(gòu)的兩個(gè)微摩擦氣缸,以及作為力的最終輸出的主桿導(dǎo)向副,兩根副導(dǎo)向桿用以防止主桿轉(zhuǎn)動(dòng),均為靜壓氣體潤(rùn)滑。圖12所示為有環(huán)形卸壓槽的氣缸活塞,其下部凹槽即為卸壓槽，上表面4個(gè)孔為出氣孔，圓柱面上小孔內(nèi)安裝有節(jié)流塞。

圖11　超低頻吊掛系統(tǒng)圖

圖12　有環(huán)形卸壓槽活塞

4.2試驗(yàn)方法

由于該系統(tǒng)中的移動(dòng)副均采用氣體潤(rùn)滑,因此一般意義的摩擦力測(cè)試手段很難滿足要求。一般意義的測(cè)試均為人工操作,在操作過(guò)程中無(wú)法避免沖擊,加之測(cè)試人員手部操作不穩(wěn)定,根本無(wú)法得出檢測(cè)結(jié)果。

因此,在負(fù)載之外添加小砝碼[9],并在系統(tǒng)保持基本平衡之后(保持氣壓的波動(dòng)在40 Pa內(nèi))燒斷細(xì)繩以除去小砝碼，通過(guò)激光位移傳感器(SICK OD2-250W150)來(lái)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)隨動(dòng)部分的位移的時(shí)域響應(yīng)。若燒斷細(xì)繩后傳感器檢測(cè)到與活塞相連的主桿有運(yùn)動(dòng),則表明摩擦力小于該外加小砝碼的重力。不斷重復(fù)試驗(yàn),通過(guò)不斷減小外加小砝碼的質(zhì)量,直到燒斷細(xì)繩后，主桿沒(méi)有明顯運(yùn)動(dòng)，上一個(gè)小砝碼的重力即為該系統(tǒng)的最小摩擦力。

經(jīng)過(guò)改進(jìn)試驗(yàn),對(duì)活塞進(jìn)行了不同負(fù)載的測(cè)試,最小響應(yīng)砝碼的質(zhì)量約為負(fù)載的萬(wàn)分之一,例如,在5 kg負(fù)載下的最小響應(yīng)砝碼的質(zhì)量約為0.5 g(即該系統(tǒng)的最小摩擦力為0.0049 N)。

在實(shí)際的使用過(guò)程中,有環(huán)形卸壓槽的活塞雖然在耗氣量上比相同配合間隙下的無(wú)環(huán)形卸壓槽的活塞的耗氣量要大(增加環(huán)形卸壓槽后約為27 L/min),但有環(huán)形卸壓槽的活塞可以選擇更小的配合間隙,使得活塞工作時(shí)的耗氣量減小,氣缸出氣口的氣流更平穩(wěn),噪聲更小。

5　結(jié)語(yǔ)

通過(guò)Fluent模擬仿真，對(duì)比分析了有卸壓槽和無(wú)卸壓槽微摩擦氣缸的流場(chǎng)分布。無(wú)卸壓槽結(jié)構(gòu)的微摩擦氣缸活塞由于尾部高壓供氣端的干擾，氣流較為紊亂，限制了該結(jié)構(gòu)的微摩擦氣缸的自動(dòng)對(duì)中這一優(yōu)點(diǎn)的發(fā)揮，又因?yàn)榕浜祥g隙一般小于50 μm，因此活塞與缸筒較易發(fā)生擦碰，無(wú)法確保運(yùn)行中始終保持微摩擦狀態(tài)。而增加環(huán)形卸壓槽及相應(yīng)的排氣孔后，排除了尾部高壓供氣端的干擾，改善了間隙內(nèi)的氣壓分布，兩排節(jié)流孔之間氣流相對(duì)穩(wěn)定，形成了具有一定寬度的穩(wěn)定承載區(qū)，具有一定的抗彎能力，從而使氣缸工作更穩(wěn)定。實(shí)物試驗(yàn)過(guò)程及工程應(yīng)用中也證明了這一點(diǎn)，且安裝重復(fù)性好。

該類微摩擦氣缸只能承受軸線方向的負(fù)載，并且需要兩個(gè)氣缸及較大的框架，使得整套系統(tǒng)較為笨重。后期工作主要是將該套系統(tǒng)簡(jiǎn)化，結(jié)合微摩擦氣缸與氣浮軸承研制出較為輕便的氣浮吊掛系統(tǒng)。

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(編輯蘇衛(wèi)國(guó))

Analyses on a New Type of Tiny Friction Pneumatic Cylinder with Pressure Relief Groove

Sun JianhuiZhou DanfengYuan Qiaoling

Zhejiang University of Technology,Hangzhou,310014

For overcoming the deficiencies of former tiny friction pneumatic cylinder applied in a passive zero-spring-rate suspension system,a new type of tiny friction pneumatic cylinder with pressure relief groove was putted forward.A Fluent simulation model of gaseous film between the surface of the piston and the cylinder tube was established.The conclusion after simulation by Fluent demonstrates the new one with groove has more reasonable pressure distribution. The area between two rows of flow restriction orifice has more regular and stable bearing capacity. That makes axis of the piston parallel with the axis of the cylinder tube. And by physical experiments,the simulation conclusion has been confirmed that the new one with groove has better stability and better ability to bear lateral force.

air-suspending;tiny friction cylinder;Fluent simulation;pressure relief groove

2013-12-02

TH138.9DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.04.012

孫建輝,男,1955年生。浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院教授、碩士研究生導(dǎo)師。主要研究方向?yàn)楹教旆菢?biāo)地面測(cè)試設(shè)備。周丹鋒,男,1987年生。浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院碩士研究生。袁巧玲，女,1979年生。浙江工業(yè)大學(xué)特種裝備制造與先進(jìn)加工技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室講師。