史文杰，段恩業(yè)，李冬明，邱永寧，朱偉

(1.常州大學(xué)機械與軌道交通學(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)代液壓傳動系統(tǒng)技術(shù)中，液壓缸作為伺服作動器的執(zhí)行元件，需要具備高頻響、高負載、高壽命等性能特點[1-3]。目前，傳統(tǒng)國產(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]。對于前者，通常改變液壓缸的密封形式，但是效果不明顯；對于側(cè)載問題，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個相對運動或處于靜止?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。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)成為國內(nèi)外學(xué)者和企業(yè)廣泛研究的對象[7-9]。

二十世紀(jì)中期，荷蘭國家航空實驗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小的特點。德國漢臣(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)計及試驗分析，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動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)計了一種雙級伺服液壓缸結(jié)構(gòu)，在活塞桿的多個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，在形成靜壓腔油膜之后，可以抵抗較大的側(cè)載力。牛曉陽[15]設(shè)計出了一種變工字型三靜壓腔支承結(jié)構(gòu)，將3個靜壓腔通過細小圓環(huán)聯(lián)通，形成了2個壓力油環(huán)，增強了靜壓支承機構(gòu)的對中性能，同時也降低了導(dǎo)向套部分的泄漏量。

針對伺服液壓缸在高頻作動器中的應(yīng)用要求，本文作者設(shè)計一種橢圓形結(jié)構(gòu)靜壓支承液壓缸，詳細分析影響液壓缸的抗偏載能力與摩擦力的主要因素，為其進一步推廣應(yīng)用提供理論依據(jù)和試驗基礎(chǔ)。

1 液壓缸靜壓支承結(jié)構(gòu)設(shè)計

針對高頻伺服作動器的應(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)向套呈對稱配置。這種設(shè)計方式縮短了液壓缸的軸向長度，提高了其作動頻次，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動方向不發(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，液壓油通過進油口進入靜壓腔，由于活塞桿和導(dǎo)向套間存在間隙，油液通過縫隙滲入導(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，對模型進行網(wǎng)格劃分及預(yù)處理，設(shè)置模型內(nèi)壁面為移動壁面，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可以通過如下公式計算：

(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?？梢?，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，對橢圓靜壓腔結(jié)構(gòu)液壓缸進行仿真，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。可見，當(dāng)間隙量逐漸減小時，靜壓腔抗偏載力逐漸增大。

同時，建立相同尺寸的矩形腔靜壓支撐結(jié)構(gòu)模型，對其進行仿真分析。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?？梢钥闯觯悍抡嫠糜湍こ休d力與理論計算值基本一致。在供油壓力一定的情況下，靜壓腔無論是矩形結(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 不同間隙量時靜壓腔抗偏載力變化

2.2 不同供油壓力時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，對橢圓形靜壓腔結(jié)構(gòu)分別進行仿真計算，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?，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 不同供油壓力時靜壓腔抗偏載力變化

綜上所述，無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運動而產(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，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，主要與活塞桿的運動速度、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為油液動力黏度；v為活塞桿移動速度。可見，影響摩擦力的主要因素為間隙量、供油壓力以及活塞移動速度。

3.1 不同間隙量時油膜摩擦力分析

在供油壓力(pS=21 MPa)和活塞移動速度(v=0.2 m/s)一定的條件下，通過對上述模型進行仿真，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，對矩形靜壓腔和橢圓靜壓腔分別進行仿真，所得摩擦力數(shù)值如表2所示。

表2 不同間隙量時靜壓腔油膜摩擦力

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。可見：仿真結(jié)果與理論值的變化趨勢總體上保持一致；在供油壓力和活塞桿移動速度一定的情況下，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。當(dāng)間隙為15 μm左右時，橢圓形靜壓腔結(jié)構(gòu)的摩擦力達到最低值，為液壓缸結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計提供了理論參考。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 不同間隙量時靜壓腔摩擦力變化

3.2 不同供油壓力時油膜摩擦力分析

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2種形狀靜壓腔模型進行仿真，摩擦力數(shù)值如表3所示?？梢?，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動速度一定時，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，通過改變活塞桿的移動速度，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，分別進行模擬仿真分析，所得摩擦力結(jié)果如表4所示?；钊麠U移動速度增大時，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?？梢姡悍抡娼Y(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 不同活塞桿速度時靜壓腔摩擦力變化

綜上所述，無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驗分析

4.1 抗偏載力實驗

為了驗證文中所設(shè)計的靜壓支承導(dǎo)向套的抗偏載能力，按照前述的結(jié)構(gòu)參數(shù)，設(shè)計并制造了2種不同靜壓腔導(dǎo)向套液壓缸實驗樣機，搭建試驗平臺，如圖11所示，對導(dǎo)向套的抗偏載能力進行實驗與分析。

圖11 實驗裝置及測量點示意

此實驗采取在末端掛載重物的方式模擬液壓缸使用過程中產(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，無法直接進行測量，故通過測量活塞桿末端在最大位移處的偏移量s來間接判斷其偏心量。為了便于觀察，在活塞桿上選取2點進行測量(位置如圖11所示)，偏移距離即為2點差值，實驗數(shù)據(jù)的測量通過三坐標(biāo)試驗臺來完成。

實驗中，末端偏載載荷為100～450 N，間隔50 N加載，為了確保實驗的準(zhǔn)確性，對不同導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)的液壓缸進行實驗時，保證2個測量點的相對距離一致，測量點1與導(dǎo)向套間的距離也保持一致。所測活塞桿偏移量s的實驗數(shù)據(jù)如表5所示。

表5 不同偏載力時活塞桿的偏移量

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，這一優(yōu)勢較為明顯，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，三者的偏移量逐漸重合，表明靜壓支承結(jié)構(gòu)的優(yōu)勢具有一定的載荷上限。

進一步地，當(dāng)液壓缸末端載荷為100 N時，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；當(dāng)矩形腔加載350 N載荷時，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)載荷進一步增大時，矩形靜壓腔結(jié)構(gòu)的抗偏載力優(yōu)勢便逐步喪失。同理，橢圓形靜壓腔載荷的有效范圍是100～400 N?？梢?，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 摩擦力實驗

為了測試不同導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)所產(chǎn)生的摩擦力，減小測量誤差，在活塞桿組裝過程中，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實驗的影響。搭建試驗平臺如圖12所示，進行液壓缸摩擦力的實驗分析。

圖12 摩擦力試驗平臺

由于液壓缸內(nèi)部摩擦力無法直接獲得，此實驗通過位移傳感器與溢流閥控制相配合的方法測量液壓缸的啟動壓力，間接對比導(dǎo)向套處的摩擦力。

選取無負載、無延伸狀態(tài)下的液壓缸樣機為基本實驗對象，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)壓閥開啟速度(約為0.1 MPa/s)；開啟供油系統(tǒng)后，逐漸開啟調(diào)壓閥，觀察壓力表壓力變化情況以及活塞桿位移情況，得到實驗數(shù)據(jù)記錄，如圖13所示。可以看出：矩形和橢圓形靜壓支承結(jié)構(gòu)液壓缸啟動時間分別為0.45、0.62 s，明顯早于傳統(tǒng)液壓缸的啟動時間4.23 s，且矩形靜壓腔結(jié)構(gòu)液壓缸啟動速度略快于橢圓形靜壓腔結(jié)構(gòu)。啟動之初，位移曲線呈凹形上升趨勢，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)液壓缸的啟動壓力大約是靜壓支承式液壓缸啟動壓力的7～10倍，同樣表明靜壓結(jié)構(gòu)液壓缸摩擦力要遠小于傳動結(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)計了一種橢圓形靜壓腔結(jié)構(gòu)液壓缸，通過理論計算和ANSYS軟件仿真，對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)計實驗平臺進行驗。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。

(3)在實驗測試中，通過測量活塞桿末端位移的方式，間接對比不同腔形靜壓支承結(jié)構(gòu)的支撐力大?。煌ㄟ^測量液壓缸的啟動壓力，間接對比不同導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)的摩擦力大小。實驗結(jié)論與模擬仿真結(jié)論一致，證實了仿真分析的正確性和合理性。