涂福泉，石 理，汪曙峰，蘇子豪

(1.武漢科技大學(xué)冶金裝備及其控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北 武漢，430081；2.中冶南方武漢鋼鐵設(shè)計(jì)研究院有限公司，湖北 武漢，430080)

多足仿生機(jī)器人是智能機(jī)器人發(fā)展的前沿方向，它能夠適應(yīng)各種復(fù)雜的地形環(huán)境，如山地、雨林、沙漠、泥沼及雪地冰原等。多足機(jī)器人的驅(qū)動(dòng)方式通常有氣動(dòng)、電機(jī)驅(qū)動(dòng)和液壓驅(qū)動(dòng)三種，其中液壓驅(qū)動(dòng)具有較大的功率密度、較強(qiáng)的抗沖擊能力和較快的響應(yīng)速度等特性，必將成為大功率仿生機(jī)器人的主要驅(qū)動(dòng)途徑。然而受體積所限，液壓驅(qū)動(dòng)多足機(jī)器人多為單泵多缸結(jié)構(gòu)，泵的輸出與各缸負(fù)載不匹配，造成嚴(yán)重的節(jié)流損失，導(dǎo)致系統(tǒng)效率較低。

國內(nèi)外研究者圍繞提高液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的效率進(jìn)行了深入探討。Casoli等[1]為提高移動(dòng)機(jī)械液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的效率，考慮回收移動(dòng)機(jī)械的勢能，并在制動(dòng)環(huán)節(jié)增設(shè)蓄能器以回收利用其動(dòng)能。Gaspar等[2]研究基于液壓變壓器單元的動(dòng)力輸出裝置，改進(jìn)了傳統(tǒng)的由液壓泵和變量馬達(dá)連接組成的液壓變壓器，并通過模擬試驗(yàn)證明了其有效性。Du等[3]為了改進(jìn)傳統(tǒng)低效的FPVC(fixed supply pressure valve-controlled)系統(tǒng)，提出一種基于負(fù)載預(yù)測的節(jié)能VPVC(variable supply pressure valve-controlled)方法，通過對控制閥和泵驅(qū)動(dòng)電機(jī)進(jìn)行反饋控制并以所測執(zhí)行器位置作為反饋信號，就能以最小供應(yīng)壓力和最大閥芯開口滿足系統(tǒng)需求，減小了系統(tǒng)的節(jié)流損失。Xue等[4]為提高多執(zhí)行器機(jī)器人液壓系統(tǒng)的效率，設(shè)計(jì)了一種可減小節(jié)流損失并實(shí)現(xiàn)能量回收的執(zhí)行器。Lin等[5]針對挖掘機(jī)抬起和下降環(huán)節(jié)中存在的大量節(jié)流損失，提出了一種泵和蓄能器組合回收再利用的節(jié)能方案，在測試臺上該方案可實(shí)現(xiàn)39%的回收效率。張祝新等[6]設(shè)計(jì)了一種數(shù)字型液壓變壓器，其由開關(guān)閥組和多個(gè)液壓泵/馬達(dá)構(gòu)成，通過對開關(guān)閥組的數(shù)字控制即可實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)變壓。楊俊等[7]針對大型起豎裝備液壓系統(tǒng)能耗嚴(yán)重的問題提出三段式壓力供給策略，即分別在起豎的初始階段、中間階段和終了階段提供不同的供給壓力以降低能量損失，并通過仿真和試驗(yàn)證明了該方法的有效性。李振河等[8]基于節(jié)能設(shè)計(jì)的理念，采用負(fù)載敏感技術(shù)來實(shí)現(xiàn)自適應(yīng)負(fù)載變化，使系統(tǒng)更加節(jié)能高效。郝用興等[9]引入模糊控制策略，設(shè)計(jì)了一種采用智能變功率控制模式的液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，以提高其在不同負(fù)載工況下的效率。

在上述文獻(xiàn)中提高液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)效率的方法主要分為3種：①能量回收與再利用，該方法受限于重量和體積，目前僅在大型移動(dòng)設(shè)備中應(yīng)用；②對液壓缸有效作用面積的調(diào)控，但目前該方法的調(diào)控范圍不大；③對系統(tǒng)供給壓力的控制，該方法僅能降低系統(tǒng)中單一液壓缸造成的能量損耗，在單泵多缸系統(tǒng)中，其他缸仍會由于與負(fù)載壓力不匹配而產(chǎn)生能量損耗。這些方法均可在一定程度上降低單泵多缸液壓系統(tǒng)的能耗，然而受體積、重量、復(fù)雜性等因素的影響，其很難適用于多足機(jī)器人。多足機(jī)器人的應(yīng)用環(huán)境、工況條件和負(fù)載情況比較復(fù)雜，例如文獻(xiàn)[4]中機(jī)器人的主要工況及負(fù)載有以下3種：①起立工況，最大負(fù)載為4000 N；②轉(zhuǎn)彎工況，最大負(fù)載為7721 N；③奔跑工況，最大負(fù)載為7389 N?；谝陨戏治?，本文根據(jù)仿生學(xué)理論設(shè)計(jì)一種仿蓮式結(jié)構(gòu)多腔液壓缸，可通過多個(gè)不同尺寸的腔室互相組合從而實(shí)現(xiàn)對液壓缸輸出力的調(diào)節(jié)，以匹配多足機(jī)器人不同運(yùn)動(dòng)狀態(tài)時(shí)的負(fù)載。

1 仿蓮式多腔液壓缸的設(shè)計(jì)原理

1.1 基本思路

蓮進(jìn)行呼吸作用時(shí)需要的空氣來自于荷葉，若把一枝蓮看作是一個(gè)多足機(jī)器人關(guān)節(jié)，荷葉就可以看作是驅(qū)動(dòng)關(guān)節(jié)的液壓缸。蓮的結(jié)構(gòu)如圖1(a)所示，當(dāng)藕需要進(jìn)行呼吸作用時(shí)，通過荷梗傳遞指令至荷葉，控制荷葉表面氣孔的開閉程度。圖1(b)所示為多足機(jī)器人腿部驅(qū)動(dòng)，此類機(jī)器人多采用液壓缸驅(qū)動(dòng)(相當(dāng)于荷葉)，由電氣控制系統(tǒng)和液壓控制系統(tǒng)(相當(dāng)于藕和荷梗)控制。

(a)蓮的結(jié)構(gòu) (b)多足機(jī)器人腿部驅(qū)動(dòng)

蓮在進(jìn)行不同的生理活動(dòng)時(shí)，荷葉氣孔輸入的空氣量必須與呼吸作用的消耗量相匹配。當(dāng)?shù)撞可徟旱暮粑饔盟柩鯕饬枯^大時(shí)，荷葉的光合作用開始加強(qiáng)，葉片通過氣孔吸納空氣后，其內(nèi)細(xì)小的支葉脈開始傳遞光合作用產(chǎn)生的氧氣及有機(jī)物，而后匯集到主葉脈，再由主葉脈傳遞至荷梗。不同的主、支葉脈均存在尺寸差異，因此其傳遞的空氣量也不同。圖2為荷葉的結(jié)構(gòu)特征展示，可看出有多條主葉脈均勻散布在荷葉上，既能使單位荷葉面積輸入的空氣均勻傳遞，又可避免部分葉脈破損而影響蓮的生理活動(dòng)；還可以發(fā)現(xiàn)，主葉脈越粗壯，其連接的支葉脈就越多，傳遞的空氣量也隨之增加。筆者受此啟發(fā)，設(shè)想把荷葉看作是液壓缸，其內(nèi)大小不等的主葉脈為各個(gè)子活塞腔，各活塞腔均有一個(gè)開關(guān)閥與之相連以控制該腔室與高、低壓油路的通斷。在荷葉中，小葉脈傳遞空氣速率慢，大葉脈傳遞空氣速率快，對應(yīng)著小尺寸子活塞腔室通入高壓油時(shí)的輸出力小，大尺寸子活塞腔室通入高壓油時(shí)的輸出力大，通過這些不同尺寸的子活塞腔，使得仿蓮式多腔液壓缸不同于傳統(tǒng)液壓缸的恒定作用面積，而是具有靈活可調(diào)的作用面積，因此可以輸出不同大小的力，實(shí)現(xiàn)與負(fù)載的匹配。

圖2 荷葉的結(jié)構(gòu)特征

1.2 工作原理

仿蓮式多腔液壓缸的工作原理如圖3所示，3組不同尺寸的子活塞及子活塞桿、1組主活塞及主活塞桿、5個(gè)腔室以及3個(gè)開關(guān)閥共同構(gòu)成了該液壓缸的主體。子活塞與其對應(yīng)的開關(guān)閥相連，即3個(gè)子活塞腔室a1、a2、a3分別由3個(gè)開關(guān)閥V1、V2、V3控制。不同尺寸的子活塞腔室相當(dāng)于荷葉上不同大小的葉脈，與之相連的開關(guān)閥相當(dāng)于荷梗，根據(jù)荷梗和受其控制的葉脈的尺寸進(jìn)行適配，小尺寸子活塞腔室對應(yīng)的開關(guān)閥小，大尺寸子活塞腔室對應(yīng)的開關(guān)閥大，各個(gè)開關(guān)閥之間相互組合，即可形成8種不同有效作用面積的輸出。當(dāng)主活塞桿伸出時(shí)，如子活塞腔室a1與左側(cè)空腔Al相連，其他子活塞腔室a2、a3與右側(cè)有桿腔室Ar相連，這時(shí)液壓缸有效作用面積即為a1和Al的橫截面積，泵輸出的油液進(jìn)入子活塞腔室a1和左側(cè)空腔Al，子活塞腔室a2、a3中的油液來自右側(cè)有桿腔室Ar。若流入子活塞腔室a2、a3中的油液體積大于右側(cè)有桿腔室Ar流出的油液體積，所缺的油液可由油箱經(jīng)單向閥直接提供。當(dāng)主活塞桿收回時(shí)，如子活塞腔室a1與右側(cè)有桿腔室Ar相連，子活塞腔室a2、a3與左側(cè)空腔Al相連，這時(shí)液壓缸有效作用面積為Ar和a1的橫截面積之差，流入右側(cè)有桿腔室Ar的油液一部分來自子活塞腔室a1，另一部分來自油箱。

圖3 仿蓮式多腔液壓缸系統(tǒng)圖

普通液壓缸的有效作用面積固定，當(dāng)負(fù)載力減小而活塞桿速度不變時(shí)，需要通過增加伺服閥的節(jié)流損失來降低輸入力以匹配負(fù)載，但是增加節(jié)流損失會降低系統(tǒng)的效率。仿蓮式多腔液壓缸則通過3個(gè)開關(guān)閥的控制來調(diào)節(jié)缸的有效作用面積，從而使缸的最大輸出力與實(shí)際負(fù)載盡可能相匹配;為了維持活塞桿速度不變，只需要控制開關(guān)閥啟閉即可;同時(shí)，從右側(cè)有桿腔室Ar流出的油液會流入其他腔室，因此可以大幅減小節(jié)流損失并提高液壓系統(tǒng)的效率。

2 仿蓮式多腔液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

2.1 多腔室結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

仿蓮式多腔液壓缸的子活塞腔室數(shù)量根據(jù)外負(fù)載來設(shè)計(jì)，子活塞腔室數(shù)量越多，缸的有效作用面積調(diào)控越靈活，液壓系統(tǒng)的效率更高，但是加工難度和成本也隨之增加。根據(jù)多足機(jī)器人的3種主要工況，本文設(shè)計(jì)的仿蓮缸多腔室結(jié)構(gòu)如圖4所示，有3個(gè)子活塞腔室a1、a2、a3。將子活塞腔室a1的橫截面積設(shè)為S，a2的橫截面積設(shè)為2S，a3的橫截面積設(shè)為4S，由此可形成0、1S、2S、3S、4S、5S、6S、7S共8種不同的有效作用面積。考慮到液壓系統(tǒng)高“功重比”的要求，一般單泵多缸液壓系統(tǒng)中缸的活塞面積A要滿足系統(tǒng)最大輸出力的需求。在本文設(shè)計(jì)中液壓缸輸出力最大時(shí)的活塞有效作用面積為Al+a1+a2+a3的橫截面積之和，因此缸的體積和質(zhì)量相較于一般液壓缸增幅不大，對液壓系統(tǒng)“功重比”的影響可以忽略。

圖4 多腔室結(jié)構(gòu)示意圖

2.2 結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性分析

考慮到前述多腔室結(jié)構(gòu)各子活塞的作用力可能使主活塞產(chǎn)生偏置現(xiàn)象，下面先對主活塞的受力進(jìn)行簡化分析。建立如圖5所示的坐標(biāo)系O-xyz，其中坐標(biāo)原點(diǎn)O為主活塞的端面中心，O1為主活塞桿的端面中心，x軸與y軸分別為豎直和水平方向，z軸與主活塞桿軸線重合。F1、F2、F3分別為子活塞桿施加于主活塞端面的作用力；G1、G2、G3分別為力F1、F2、F3的作用點(diǎn)。α、β分別為OG1、OG2與y軸的夾角；r為主活塞桿直徑，L為主活塞桿在缸內(nèi)的長度，l為主活塞長度。為便于計(jì)算，將力F1、F2、F3簡化為作用在O點(diǎn)的合力及力偶矩，力偶矩可分解成xOz平面和yOz平面的彎矩Mx和My。假設(shè)D1、D2、D3分別為點(diǎn)G1、G2、G3與點(diǎn)O之間的距離，可得：

Mx=F2D2cosβ-F1D1cosα

(1)

My=F3D3-F1D1sinα-F2D2sinβ

(2)

活塞桿受彎矩Mx和My影響產(chǎn)生的偏移量Δ1和Δ2為：

(3)

(4)

式中:E為彈性模量；Z代表主活塞桿沿坐標(biāo)軸z方向的位移；Ix、Iy為截面慣性矩，且Ix=Iy。

圖5 主活塞桿的受力分析

考慮到實(shí)際應(yīng)用中活塞長度遠(yuǎn)小于活塞桿長度，故可忽略活塞彎曲造成的影響，則各子活塞的輸出力使主活塞產(chǎn)生的偏移量Δ為：

(5)

式中：I=Ix=Iy。

分析上式可以得出，主活塞的偏移量主要受主活塞桿缸內(nèi)長度和不同子活塞組合的影響，其中，主活塞桿缸內(nèi)長度越長，偏移量就越大，另外，當(dāng)子活塞腔室a1、a2與左側(cè)空腔Al相連并且子活塞腔室a3與右側(cè)有桿腔室Ar相連時(shí)，偏移量最大。

2.3 多腔室結(jié)構(gòu)優(yōu)化及總體設(shè)計(jì)

為提高仿蓮式多腔液壓缸的壽命，需要考慮減小主活塞的偏移量以避免其導(dǎo)致的泄漏增加及磨損加劇。主活塞發(fā)生偏置的主要原因是各子活塞作用合力不在主活塞的中心軸線上，為解決此問題，使子活塞作用力均勻分布，本文借鑒荷葉中一個(gè)主葉脈包含多個(gè)支葉脈且在葉面上均勻散布的特點(diǎn)，將原多腔室結(jié)構(gòu)的子活塞腔室拆分為2個(gè)或4個(gè)，并在缸體橫截面方向呈圓周對稱均勻分布，優(yōu)化后的多腔室結(jié)構(gòu)如圖6所示。子活塞腔室a2居中，子活塞腔室a1拆分為2個(gè)相同的腔室a11和a12，子活塞腔室a3拆分為4個(gè)相同的腔室a31、a32、a33和a34，并且都均勻?qū)ΨQ布置。拆分后的同組子活塞腔室由同一開關(guān)閥控制，以實(shí)現(xiàn)進(jìn)油和回油的同步，因此相同子活塞腔室的作用力也相等。由于子活塞腔室在橫截面上呈圓周形對稱均勻分布，所以其作用合力經(jīng)過主活塞的中心軸線，使得主活塞不再因子活塞不均勻的作用力而偏移。

圖6 優(yōu)化后的多腔室結(jié)構(gòu)示意圖

仿蓮式多腔液壓缸的總體結(jié)構(gòu)如圖7所示?？紤]到本文設(shè)計(jì)的仿蓮缸主要應(yīng)用于多足機(jī)器人的腿部驅(qū)動(dòng)，故采用耳環(huán)安裝；同時(shí)考慮到機(jī)器人可能的高速運(yùn)動(dòng)和所期望的輕量且高效等特性，活塞密封、主活塞桿密封系統(tǒng)等動(dòng)密封處采用M型佐康威士密封圈，其導(dǎo)向套等靜密封處采用特康A(chǔ)Q封。前缸蓋與缸筒用螺紋聯(lián)接，后缸蓋與缸筒用焊接式連接。子活塞腔體與缸筒間用卡鍵連接，子活塞桿與主活塞間用螺紋聯(lián)接。該仿蓮缸共有5個(gè)油口，分別與腔室a1、a2、a3、Al和Ar相連。均勻布置的子活塞桿能夠避免主活塞與缸體間發(fā)生偏移或卡滯，這樣既可減小兩者之間的摩擦以及液壓缸的磨損，又減小了因主活塞偏移導(dǎo)致的液壓缸泄漏，使系統(tǒng)效率得到提高。

1—耳環(huán);2—前缸蓋;3—缸筒;4—鎖緊螺母;5—子活塞腔體;6—卡鍵;7—主活塞密封;

3 仿蓮式多腔液壓缸的建模與仿真

3.1 數(shù)學(xué)模型

將3個(gè)開關(guān)閥V1、V2、V3的控制方式表示為n=[n1，n2，n3]，nk=1表示子活塞腔室ak與左側(cè)空腔Al相連，nk=0表示子活塞腔室ak與右側(cè)有桿腔室Ar相連，其中k=1,2,3。假設(shè)ak、Al和Ar分別為子活塞腔室ak、左側(cè)空腔Al和右側(cè)有桿腔室Ar的有效作用面積，主活塞左、右兩側(cè)總有效作用面積分別為Sl和Sr，可得：

(6)

(7)

若忽略開關(guān)閥的節(jié)流壓力損失，則液壓缸的輸出力Fo為：

Fo=PlSl-PrSr

(8)

式中：Pl為主活塞左腔室的壓力；Pr為主活塞右腔室的壓力。

綜合式(6)～式(8)可以得到：

(9)

假設(shè)液壓油為剛性的，則液壓缸左、右兩側(cè)腔室的流量可表示為：

Ql=Slv

(10)

Qr=Srv

(11)

式中：Ql為進(jìn)、出液壓缸左側(cè)腔室的流量，規(guī)定流入該側(cè)腔室的流量為正；Qr為進(jìn)、出液壓缸右側(cè)腔室的流量，規(guī)定流出該側(cè)腔室的流量為正；v為主活塞桿的移動(dòng)速度，規(guī)定活塞桿伸出時(shí)速度為正。

定義Cd、u、ω和ρ分別為流量系數(shù)、伺服閥預(yù)開口度、面積梯度和油液密度，Ps為油泵出口壓力，Po為油箱壓力。若忽略伺服閥的動(dòng)態(tài)特性，當(dāng)u>0且v>0時(shí)，由伯努利方程可得：

(12)

(13)

(14)

當(dāng)u<0且v<0時(shí)，有

(15)

(16)

(17)

(18)

綜合式(12)～式(18)可得：

(19)

(20)

(21)

(22)

由式(19)～式(22)可得：

(23)

(24)

3.2 仿蓮式多腔液壓缸輸出力的仿真分析

參考GB/T 2348—2018《流體傳動(dòng)系統(tǒng)與元件 缸徑及活塞桿直徑》中規(guī)定的液壓缸參數(shù)，再根據(jù)多足機(jī)器人不同工況下的負(fù)載以及優(yōu)化后的多腔室結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，將液壓缸內(nèi)徑設(shè)為100 mm，相應(yīng)的子活塞腔室a1的直徑設(shè)為10 mm，a2的直徑設(shè)為20 mm，a3的直徑設(shè)為40 mm；左側(cè)空腔Al的等效直徑設(shè)為20 mm，右側(cè)有桿腔室Ar的等效直徑設(shè)為44 mm。

根據(jù)2.1節(jié)的描述，3個(gè)子活塞腔室a1、a2、a3可形成8種不同有效作用面積的輸出，因此對應(yīng)于開關(guān)閥的控制方式n=[n1，n2，n3]有8種組合方式，即[0，0，0]為第1種，[1，0，0]為第2種，依此類推，[1，1，1]為第8種。不同有效作用面積的組合意味著可形成不同的輸出力，當(dāng)伺服閥預(yù)開口度滿足正向最大值即u=1時(shí)，液壓缸可輸出8種不同的力以匹配8種不同的負(fù)載；在同樣的控制方式下，當(dāng)伺服閥預(yù)開口度滿足負(fù)向最大值即u=-1時(shí)，液壓缸也可輸出8種不同的力。

利用MATLAB軟件里的Simulink模塊對仿蓮式多腔液壓缸的輸出力進(jìn)行仿真分析，根據(jù)3.1節(jié)中的數(shù)學(xué)模型建立仿蓮式多腔液壓缸的模型如圖8所示，其中液壓系統(tǒng)的模擬參數(shù)借鑒文獻(xiàn)[4]中的參數(shù)設(shè)置，如表1所示，不同控制方式下液壓缸的輸出力如圖9所示，其中正值代表液壓缸活塞桿伸出時(shí)的推力，負(fù)值代表液壓缸活塞桿收回時(shí)的拉力。由圖9可見，通過改變多腔室的控制方式，可在22 kN～-34.92 kN范圍內(nèi)調(diào)節(jié)液壓缸的輸出力，從而很好地匹配多足機(jī)器人在工況、環(huán)境和負(fù)載不同時(shí)所需的驅(qū)動(dòng)力。

圖8 仿蓮式多腔液壓缸的MATLAB/Simulink模型

3.3 仿蓮式多腔液壓缸效率的仿真分析

根據(jù)仿蓮式多腔液壓缸的工作原理，利用德國Festo公司和Paderborn大學(xué)開發(fā)的FluidSIM軟件對其液壓系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析，建立如圖10所示仿真模型，系統(tǒng)參數(shù)設(shè)置同表1。該模型將仿蓮式多腔液壓缸結(jié)構(gòu)簡化為由4個(gè)液壓缸組合而成，分別代表子活塞腔a1、a2、a3和左側(cè)空腔Al?？紤]到多足機(jī)器人不同工況下的執(zhí)行器負(fù)載變化大，將液壓缸的負(fù)載輸入設(shè)為-5 kN～10 kN，仿真結(jié)果如圖11所示，其中，左圖為系統(tǒng)輸入和輸出壓力以及輸入流量的變化曲線，據(jù)此可得到對應(yīng)負(fù)載下液壓缸的輸入功率，右圖為活塞桿的位移曲線，據(jù)此可得到對應(yīng)負(fù)載下液壓缸的輸出功率。

表1 仿真參數(shù)

圖9 不同控制方式下仿蓮式多腔液壓缸的輸出力

圖10 仿蓮式多腔液壓缸的FluidSIM仿真模型

從圖11可以看出，隨著負(fù)載的變化，仿蓮式多腔液壓缸的輸出力及活塞桿速度v也在變化。在2.5 kN負(fù)載下，輸入壓力與輸出壓力的差值最小，僅為0.06 MPa，且該負(fù)載下活塞桿響應(yīng)速度也最快；而在10 kN負(fù)載下，輸入壓力與輸出壓力的差值最大，為5.22 MPa，且該負(fù)載下活塞桿響應(yīng)速度較慢。這是由缸的輸出與外部負(fù)載的匹配差造成的，結(jié)合圖9可知，仿蓮式多腔液壓缸的輸出力與2.5 kN負(fù)載的匹配差最小，而與10 kN負(fù)載的匹配差最大。根據(jù)仿真結(jié)果計(jì)算出輸出和輸入功率之比，得到該液壓缸的平均能量利用效率η=87.9%，而一般的單泵多缸液壓系統(tǒng)中執(zhí)行器的能量利用效率為60%～80%[10-11]。

(a)-5 kN負(fù)載

4 結(jié)語

針對用于多足機(jī)器人驅(qū)動(dòng)的單泵多缸液壓系統(tǒng)效率低、能耗高的問題，本文通過調(diào)控液壓缸有效作用面積的方法，設(shè)計(jì)了一種仿蓮式結(jié)構(gòu)多腔液壓缸。該液壓缸模仿蓮的呼吸作用，采用多腔室結(jié)構(gòu)，可以根據(jù)外負(fù)載的變化來調(diào)整缸的有效作用面積，減小節(jié)流損失，并且將回油腔和供油腔連接起來，實(shí)現(xiàn)了流量的補(bǔ)償?？紤]到子活塞桿作用于主活塞上的力可能導(dǎo)致的偏置，對原腔室結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，減少了主活塞桿卡滯造成的磨損和泄漏。本文還建立了仿蓮式多腔液壓缸的數(shù)學(xué)模型和仿真模型，Simulink仿真結(jié)果表明該液壓缸可提供較大變化范圍的輸出力，液壓系統(tǒng)的FluidSIM仿真結(jié)果表明該液壓缸的效率高于常規(guī)單泵多缸液壓系統(tǒng)執(zhí)行器的效率。