静压支承式滑靴副油膜动态特性研究
滑靴摩擦副专题研究
１滑靴 的结构形式 １ ． １简单型滑靴 特 点：这种结构的滑 靴是 目前最常用的。优 点：油池面 积比较大 ，而且结构简单，容易加 工。缺 点：只有密封带而 没有辅助支承面 ，如果产生偏磨现象 ，封油带容被破 坏。 １ ． ２靴底螺旋槽型滑靴 特 点：此结构是 Ｈ． Ｌ ａ ｃ ｈ ｎ ｅ ｒ子 １ ９ ７ ４年首次提 出的。优 点：这种结构 的进 口阻尼是在滑靴底面 的螺旋槽上 ，这种油 道的一条便是不停滑动 的，而且间隙也比较 大，污染物可 以 很容易的排 出，很难发生堵塞的现象，而且通过螺旋槽后受 力很缓慢 ，不会产生太大 的冲击 。缺点 ：（ １ ）需要在特殊机 床进 行加工 ；（ ２ ）实际加 工出来的是阿基米德螺旋线 ，而并
取 ａ １ ０ ． ８ ０ ． ９ 。
（ ５ ）尽量减小密封带 的宽度 ，封 油带过 宽，将影响其压 力场的建立 。 参考文献 ［ １ ］ 余祖耀，聂松林 ，等． 新 型静压平衡滑靴副及其在水液压 泵 中的研 究 ［ Ｊ ］ ． 液 压 与 气 动 ，２ ０ ０ ２（ １ ０ ） ：５ ４ － ５ ６ ． ［ ２ ］ 雷天觉． 液压工程手册 ［ Ｍ］ ． 北京 ： 机械 工业 出版社 ， １ ９ ９ ０ ：
滑靴副润滑油膜成膜特性的理论与试验研究
滑靴副润滑油膜成膜特性的理论与试验研究
胡纪滨;周虎城;魏超;刘洪
【期刊名称】《北京理工大学学报》
【年(卷),期】2015(35)3
【摘要】为使滑靴副具有良好的摩擦性能,应使滑靴副处于全膜润滑状态.通过耦合流体动力润滑方程、膜厚方程、任一点速度方程、流量平衡方程以及滑靴所受的力和力矩平衡方程,建立了滑靴的摩擦动力学模型,设计了滑靴副模型试验装置,仿真分析与试验研究了工作转速与压力对滑靴副油膜特性(中心膜厚、最小膜厚以及倾斜方位角)的影响.仿真与试验结果表明,滑靴副的油膜厚度随工作转速的升高而增大,但增大趋势逐渐变缓;滑靴副油膜厚度随工作压力的升高而减小;低速高压下,滑靴副易处于混合润滑状态.
【总页数】5页(P231-235)
【关键词】轴向柱塞泵;滑靴副;成膜特性
【作者】胡纪滨;周虎城;魏超;刘洪
【作者单位】北京理工大学车辆传动国家级重点实验室;北京精密机电控制设备研究所
【正文语种】中文
【中图分类】TH137
【相关文献】
1.斜盘泵滑靴副剧烈磨损过程的油膜润滑特性分析 [J], 孙红梅;刘建勋;杨梦雪;刘思远
2.静压支承式滑靴副油膜动态特性研究 [J], 周继陈;周俊杰;荆崇波;苑士华
3.轴向柱塞泵配流副与滑靴副润滑特性试验系统的研制 [J], 艾青林;周华;张增猛;杨华勇
4.柱塞泵滑靴副的流体润滑特性试验系统及原理 [J], 李焕军;张义民
5.考虑油膜非均匀性的滑靴润滑特性研究 [J], 林硕;苑士华;刘洪
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液压马达滑靴副倾侧状态下的静压支承特性分析
略了引起滑块倾侧 的 因素 ． 而且静 压支承特性 的分
析也 是基于静 力学条件 ． 没有考虑 滑块工作 时 的动 压效应 和润滑 油粘温效应对 压力场 的影 响 ， 这显 然
１ ２ 流量 连续性方程 ． 由柱 塞腔经 阻 尼管进 人 油室 的油液体 积应 等 于从 油室经 滑靴 四周 密封带泄漏 的油液体 积 。 图 如 ２所 示 ． 虚线 Ａ Ｃ 所 围区域 为控制 体积 ， ２ 取 Ｂ Ｄ 沿 １ ２ 向单位长度 的流量包括剪切 流量和压差 流量 ． 即
一
与滑靴的实 际工况条件有 较大差距０ 。
１ 滑靴 副静压 支承 流 场 的数 学模 型
如图 １ 所示 ． ０为曲轴转 动中心 ． 为其几何中 ０． 心． ０ 为球头 中心 ， 曲轴转 角 ． 为 以柱 塞上死 点对 应 的００ 连线为曲轴转角的度量基准 ， ， 为作用于 球头上的摩擦 力矩 ， 向与连杆摆动方 向相反 ｆ 方 在 — ｎ ２处连 杆摆动方向发生变化 ． ／ 滑块 的倾侧 方 向
曲轴连 杆式液 压 马达 中的 ４对摩 擦 副 即配流 副、 柱塞 一缸体副 、 铰副和连杆 滑块一 曲轴副 （ 球 简 称 指 靴副 ） 马达 的整体性 能 有直接 影 响 ． 人探 对 深 讨它们 的作 用机理 以便设 计 出结 构更加合 理 、 能 性
更 加 优 越 的 摩 擦 副 一 直 是 液 压 工 作 者 所 致 力 于 解
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液压 马达 滑靴副倾倒状态下的静压支承特性分析 —— 唐 群国 陈 文 章 编 号 ： ０ ４ １ ９ｘ （ ０ ２ ０ — ０ ５ — ０ １ ０ — ３ ２ ０ ） ７ ５ ５ ４
灵
陈卓 如等
液 压 马达 滑 靴 副倾 侧 状 态 下 的静 压 支 承 特 性 分 析
大排量柱塞泵滑靴副摩擦学性能研究
表面技术第52卷第11期大排量柱塞泵滑靴副摩擦学性能研究贾连辉1，张良2，徐莉萍2*，许顺海1，李泽魁1，李东林2，李健2（1.中铁工程装备集团有限公司，郑州 450001；2.河南科技大学 机电工程学院，河南 洛阳 471003）摘要：目的探究大排量柱塞泵滑靴副因底面尺寸大的特点所产生的不同于常规柱塞泵滑靴副的摩擦学性能。
方法首先，在考虑大底面滑靴高速旋转时形成线速度差的基础上，结合热楔效应以及热传导关系，建立一种在剩余压紧力状态下大排量柱塞泵滑靴副摩擦力的数学模型。
其次，仿真分析柱塞腔压力、主轴转速以及油液温度对滑靴副摩擦力的影响。
最后，搭建滑靴副摩擦力测试装置，并测量滑靴副所受摩擦力，验证所建立的滑靴副摩擦力数学模型的准确性。
结果滑靴副的总摩擦力由黏性摩擦力和犁沟力2部分组成。
随着转速的升高，滑靴副的总摩擦力会降低，犁沟力的占比逐渐增大，当转速由800 r/min上升至1 800 r/min 时，犁沟力所占比例由3.4%上升至11.9%。
随着压力的升高，滑靴副的总摩擦力上升，犁沟力所占比例增大，当压力由3 MPa上升至9 MPa时，犁沟力所占比例由0%上升至21.5%。
随着油液温度的升高，滑靴副的总摩擦力上升，犁沟力所占比例增大，当油温由25 ℃上升至55 ℃时，犁沟力所占比例由4.0%上升至17.1%。
结论研究揭示了黏性摩擦力在滑靴副所受摩擦力中的主导作用和犁沟力对摩擦力变化趋势的影响作用，仿真和试验结果的一致性表明所建立的数学模型能够准确描述大排量柱塞泵滑靴副摩擦力影响因素和变化规律。
关键词：大排量柱塞泵；滑靴副；大底面；线速度差；摩擦力中图分类号：TH137 文献标识码：A 文章编号：1001-3660(2023)11-0248-10DOI：10.16490/ki.issn.1001-3660.2023.11.019Friction Characteristics of Slipper Pair of LargeDisplacement Piston PumpJIA Lian-hui1, ZHANG Liang2, XU Li-ping2*, XU Shun-hai1, LI Ze-kui1, LI Dong-lin2, LI Jian2(1. China Railway Engineering Equipment Group Co., Ltd., Henan Zhengzhou 450001, China;2. School of Mechatronics Engineering, Henan University of Science and Technology, Henan Luoyang 471003, China)ABSTRACT: As the most complex friction pair in the movement mechanism and working condition of large displacement piston pump (LDPP), the friction characteristics of the slipper pair have an important impact on the overall performance of the LDPP. Therefore, the research on the friction characteristics of slipper pair of LDPP has become a hot and difficult issue in the industry. Many experts and scholars have conducted in-depth research on the friction related收稿日期：2022-10-18；修订日期：2023-03-09Received：2022-10-18；Revised：2023-03-09基金项目：国家重点研发计划（2020YFB2007104）；国家自然科学基金项目（52105054）；河南省重点研发与推广专项（222102220012）Fund：National Key R&D Program (020YFB2007104); The National Natural Science Foundation of China (52105054); Key R&D and Promotion Project of Henan Province (222102220012)引文格式：贾连辉, 张良, 徐莉萍, 等. 大排量柱塞泵滑靴副摩擦学性能研究[J]. 表面技术, 2023, 52(11): 248-257.JIA Lian-hui, ZHANG Liang, XU Li-ping, et al. Friction Characteristics of Slipper Pair of Large Displacement Piston Pump[J]. Surface Technology, 2023, 52(11): 248-257.*通信作者（Corresponding author）第52卷第11期贾连辉，等：大排量柱塞泵滑靴副摩擦学性能研究·249·characteristics of slipper pair. However, due to the test conditions, the research on the friction and wear of slipper pair mainly focuses on the torque loss and power loss caused by the friction of slipper pair of small and medium displacement piston pumps. The slipper pair of LDPP has a large area at the bottom of the slipper, so when the slipper rotates at a high speed, a linear velocity difference will be formed between the inner and outer positions of the slipper pair relative to the center of the swashplate. The cause and change rule of the friction of the slipper pair are different from those of the slipper pair of the small and medium displacement piston pump, while the generation and change rule of the friction of the slipper pair of the relevant LDPP are still lack of systematic analysis.In this work, with the slipper pair of LDPP as the research object, considering the linear velocity difference caused by high-speed rotation of large bottom slippers and combined with the thermal wedge effect and heat conduction relationship, a mathematical model of friction force of slipper pair of LDPP under the condition of residual compression force was established.Secondly, the factors affecting the friction force of slipper pair were analysed and simulated from three aspects: the pressure of piston cavity, the speed of spindle and the oil temperature at the inlet. Finally, a test device was built to measure the friction force on the slipper pair, and the accuracy of the friction mathematical model was verified. The total friction of the slipper pair consisted of viscous friction and furrow force. With the increase of the rotational speed, the total friction of the slipper pair decreased and the proportion of the furrow force gradually increased. When the rotational speed increased from 800 r/min to 1 800 r/min, the proportion of the furrow force increased from 3.4% to 11.9%. With the increase of the pressure, the total friction of the slipper pair rose, and the proportion of the furrow force increased. When the pressure rose from 3 MPa to 9 MPa, the proportion of the furrow force increased from 0% to 21.5%. With the increase of oil temperature, the total friction of the slipper pair rose, and the proportion of furrow force increased. When the oil temperature rose from 25 ℃ to 55 ℃, the proportion of furrow force increased from 4.0% to 17.1%.In summary, the research reveals the dominant role of viscous friction in the friction of slipper pair and the effect of furrow force on the trend of friction force change. The consistency between simulation and test results shows that the mathematical model established can accurately describe the factors affecting the friction of slipper pair of LDPP and the law of change.KEY WORDS: large displacement piston pump; slipper pair; large bottom; linear velocity difference; friction force液压系统作为工程机械、矿山设备等大型机械装备的核心组成部分，呈现出高压、大流量、高可靠性的发展趋势。
A11VO190柱塞泵滑靴副摩擦学特性研究与结构优化的开题报告
A11VO190柱塞泵滑靴副摩擦学特性研究与结构优化的开题报告题目：A11VO190柱塞泵滑靴副摩擦学特性研究与结构优化一、研究背景和意义：A11VO190柱塞泵是一种广泛应用于工程机械领域的液压元件，其结构复杂、运转状态恶劣，长期以来一直是国内外研究的热点问题。
其中，滑靴副是影响柱塞泵传动效率和寿命的关键部件之一。
因此，研究滑靴副摩擦学特性并进行结构优化对于提高柱塞泵的性能、降低运转噪音和延长使用寿命有着重要意义。
二、研究内容和技术路线：1、对A11VO190柱塞泵滑靴副的摩擦学特性展开研究，探索滑靴副的摩擦系数、磨损、温度及其变化规律。
2、采用有限元方法建立滑靴副的模型，对滑靴副的结构进行仿真与分析，分析其载荷分布和应力分布情况。
3、根据研究成果，从材料、润滑方案以及结构设计等方面对滑靴副进行优化改进，提高其运转效率和使用寿命。
4、通过实验验证，对优化设计的滑靴副进行性能测试和参数调整，最终得出滑靴副在A11VO190柱塞泵中的最佳运作状态。
三、研究方法和技术路线：1、文献资料法：搜集相关文献，对A11VO190柱塞泵滑靴副的设计方案、材料选择、摩擦学特性及其优化等方面的研究进行总结与整理。
2、仿真分析法：采用有限元分析软件，对滑靴副的结构进行建模和仿真分析，得出载荷分布和应力分布情况。
3、实验测试法：设计实验方案，对优化的滑靴副进行性能测试和参数调整，对研究做出结论。
四、预期成果和意义：1、研究A11VO190柱塞泵滑靴副摩擦学特性，并得出其变化规律。
为滑靴副的进一步优化提供理论依据。
2、优化滑靴副结构，提高其使用寿命和运转效率，为A11VO190柱塞泵的性能提升和降低噪音贡献力量。
3、拓展液压元件的研究领域，为液压系统的稳定性和可靠性提供新的技术支撑。
轴向柱塞泵滑靴副间隙油膜热力学特征
轴向柱塞泵滑靴副间隙油膜热力学特征汤何胜;李晶报;訚耀保【摘要】采用控制体方法根据能量守恒定律推导并建立了集中参数的轴向柱塞泵滑靴副间隙油膜热力学模型，求解了间隙油膜的瞬时温度。
结果表明：滑靴副的轴功损失与柱塞腔压力和缸体转速呈正相关，且轴功损失转化为热能；增加油液内能，引起油膜温度升高，改变了滑靴副与油膜之间的传热速率。
滑靴材料选用多元复杂黄铜，其导热率大，热阻较小，起到了良好的散热和耐磨效果。
%A thermodynamic lumped parameter model for oil film in slipper pair clearance of axial piston pump is constructed by means of the control volume method on the basis of the law of conservation of energy , and the instan-taneous temperature of oil film is thus solved .The results show that the shaft work losses of slipper pair are positive-ly correlated with the piston chamber pressure and the cylinder speed , and the losses are converted into heat ener-gy;and that, the increase of internal energy of oil causes oil temperature to rise and changes the heat transfer rate between slipper pair and oil film .In addition, the multi-element complex brass is selected as the material of slip-per , because it has a high thermal conductivity and a low thermal resistance , which results in good heat dissipation and excellent wear resistance .【期刊名称】《华南理工大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2015(000)007【总页数】7页(P136-141,146)【关键词】轴向柱塞泵;滑靴副;油膜;热力学特征【作者】汤何胜;李晶报;訚耀保【作者单位】同济大学机械与能源工程学院，上海201804;同济大学机械与能源工程学院，上海201804;同济大学机械与能源工程学院，上海201804【正文语种】中文【中图分类】TH137.5在高速高压运转过程中，滑靴、斜盘、配流盘、柱塞以及缸体所组成的摩擦副是完成轴向柱塞泵的吸油、压油、配流等工作过程的组件，且摩擦副产生的泄漏以及粘性摩擦是引起柱塞泵功率损失的主要因素.其中，滑靴产生的功率损失转化成热能，引起油液温度升高，导致滑靴底面油膜破裂，影响滑靴的工作性能.国内外学者从热力学角度对轴向柱塞泵摩擦副油膜润滑特性进行了研究.Wieczorek等［1］对轴向柱塞泵摩擦副油膜润滑特性和能量耗散机理进行深入研究，利用CASPAR仿真程序预测油膜厚度、压力、温度以及粘性摩擦力；Kazama［2］分析了绝热和等温条件下滑靴副油膜厚度和温度的变化特征；Manring等［3-4］分析了不同球窝结构对滑靴底面油膜润滑特性的影响，研究结果表明滑靴球窝与柱塞球头的同心度影响滑靴的泄漏流量与承载能力；Zloto［5］利用试验的方法研究轴向柱塞泵摩擦副油膜的温度特性；Bergada等［6-7］在考虑流体运动状态的前提下，分析了不同工况下环形密封支承带结构对滑靴底面油膜压力和泄漏流量的影响；Harris 等［8-9］重点研究了倾覆状态下滑靴的不同结构参数对油膜润滑特性的影响.国内对轴向柱塞泵滑靴副油膜热力学特征的研究较少，文献［10-12］主要研究了轴向柱塞泵微尺度油膜动力学特征，分析了摩擦副润滑失效以及能量耗散问题；但是，没有考虑摩擦副与油液之间的热传导作用以及温度对固体的物理性能参数的影响，而这些因素都会引起油膜的能量耗散，直接影响摩擦副与油膜之间的温度特性以及滑靴的承载性能.本研究根据能量守恒定律采用热力学中控制体油液温度变化的计算方法，考虑滑靴与油膜的热传导作用，建立间隙油膜热力学模型，分析不同工况和摩擦副材料对油膜温度特性的影响.图1所示为轴向柱塞泵结构.当缸体随主轴旋转时，在0°～180°范围内，柱塞沿缸体向左运动时，柱塞腔的工作容积减小，液压油从配流盘的排油槽流出，为柱塞腔的排油区；在180°～360°范围内，柱塞沿缸体向右运动时，将油液从配流盘的吸油槽引入柱塞腔，为柱塞腔的吸油区.其中，滑靴底面通入柱塞腔的高压油，产生液压反推力，平衡柱塞对斜盘的压紧力，并在滑靴副间形成边界油膜，从而减轻磨损.图2所示为滑靴副的热传导过程.滑靴结构包括中心油腔和密封带，将密封带等效为环形圆柱结构，在半径方向上存在温度梯度.根据牛顿冷却定律，滑靴的油室壁面和外缘壁面温度的关系为［13］因此，滑靴的热传导速率为式中：k0为油液的导热系数，W/（m·K）；k1为滑靴的导热系数，W/（m·K）；θ为油膜温度，℃；θc为壳体内腔油液温度，℃；θW11为滑靴中心油腔的壁面温度，℃；θW12为滑靴外缘的壁面温度，℃；H1为滑靴的凸台高度，mm；R为滑靴外径，mm；r0为滑靴内径，mm.斜盘的内侧和外侧壁面温度的关系为因此，斜盘的热传导速率为式中：k2为斜盘的导热系数，W/（m·K）；H2为斜盘高度，mm；As1为斜盘的内侧传热面积，mm2；As2为斜盘的外侧传热面积，mm2；θw21为斜盘的内测温度，℃；θw22为斜盘的外侧温度，℃.油膜与壳体内腔油液之间的热交换速率为式中：δ为油膜厚度，μm.因此，油膜控制体的对流换热速率为在工作过程中，柱塞腔内高压油经过阻尼孔存在压降损失，最终进入滑靴的中心油腔.根据圆管层流流量计算公式，可得阻尼管的流量为式中：q为泄漏流量，L/min；d为阻尼孔直径，mm；l为阻尼孔长度，mm；μ为油液黏度，Pa·s；p为柱塞腔压力，MPa；ps为滑靴油室压力，MPa.滑靴密封带的压力-流量特性公式为将式（7）代入式（8），滑靴的静压支承特性方程为由于滑靴、斜盘以及油膜存在热交换，满足能量守恒定律，所以将油膜等效为控制体，利用热力学第一定律建立开放式热力学模型.图3所示为滑靴副油膜控制体模型.该油膜控制体可以与外界进行热交换，同时可以输入或者输出轴功，控制边界可以移动，则油膜控制体的能量守恒方程为［14］式中：为控制体内的能量变化量，J；为控制体做功的功率，J；为流体质量的变化率，kg/s；为流体的焓值变化率，kJ/mol；下标out、in分别表示控制体的出口和进口.单位时间控制体内能量的变化率可表示为式中，u为流体的质量内能，J/kg.流体的焓定义为式中：υ为流体的质量体积，m3/kg.单位时间内流体焓的变化率定义为式中：αp为流体体积膨胀系数；cp为流体的比热容，J/（kg·K）.单位时间内控制体的质量流量为将式（12）-（14）代入式（11）可得控制体做功的功率包括轴功和边界功，表示为式中，Ws为轴功，J；Wb为边界功，J；V为控制体的体积，m3.轴功包括泄漏功率损失和粘性摩擦功率损失，其表达式为式中，Rf为滑靴的分布圆半径，mm；n为缸体转速，r/min.一般可以认为控制体内的流体焓值与出口的流体焓值相同［15］.其次，油膜控制体的质量流量为泄漏流量，则将式（16）代入式（15）整理可得：由式（11）可以得焓变化计算式为式中：θin为进口油液温度，℃.利用式（8）、（9）、（18）和（19）对滑靴底面油膜温度的动态特性进行计算. 文中计算所选用工况条件及参数如下：柱塞腔压力p=21MPa，转速n=1500r/min，阻尼管直径d= 1mm，阻尼管长度l=3.5mm，滑靴外径R=16mm，滑靴内径r0=6.4mm，分布圆半径Rf=46.8mm，凸台高度H1=6.3mm，导热系数k1=92W/（m·K）；进油口油液温度θin=50℃，油液密度ρ=860kg/m3，导热系数k0=0.26W/（m·K），比热容cp=1884 J/（kg·K）.本节主要分析滑靴副油膜温度的变化规律，讨论柱塞腔压力、缸体转速以及不同材料对油膜温度的影响. 图4为柱塞腔压力对油膜厚度和油膜温度的影响.由图4可见，油膜厚度和油膜温度随柱塞腔压力呈周期性变化.滑靴运动到柱塞腔排油阶段的临界点（φ=180°）时，油膜厚度的最小值为3.6μm，油膜温度的最大值为49.2℃，其原因是滑靴处于泵的高压区时，油膜厚度随挤压效应增大而减小，增大油膜因压差和高速剪切作用所产生的功率损失，转化为油液内能，引起油膜温度升高.反之，滑靴处于泵的低压区时，油膜的挤压承载效应减小，增大滑靴底面油膜厚度，降低滑靴的功率损失，减少滑靴的发热量，降低油膜温升.3.1 柱塞腔压力的影响图5为柱塞腔压力对油膜温度的影响.由图5可见，当柱塞腔压力从5MPa上升到21MPa时，油膜的最高温度从47.9℃上升到49.2℃，其原因是油膜的挤压承载效应随柱塞腔压力增大而增大，从而减小油膜厚度，增大油膜因轴功损失所产生的热量，同时泄漏流量随油膜厚度减小而降低，促使间隙油膜所产生的热量无法以泄漏油液的形式进行散热，引起油膜控制体的热量积累，表现为油膜温度升高，这表明柱塞腔压力与油膜温度存在耦合效应，且滑靴的轴功损失和油膜厚度是影响油膜温度的重要指标.3.2 缸体转速的影响图6为缸体转速对油膜温度的影响.由图6可见，在0°～360°范围内，当缸体转速从1000 r/min增加到2100 r/min时，油膜的最高温度从48.1℃升高到49.6℃，且最高温度出现在缸体转角为180°左右，处于柱塞腔的排油区；油膜的最低温度从44.2℃上升到45.5℃，最低温度出现在缸体转角为360°左右，处于柱塞腔的排油区.这些特征说明随着缸体转速的升高，油膜温度处于整体上升状态，滑靴处于柱塞腔的吸排油交替区时，油膜温度变化显著.同时，缸体转速的变化造成油膜因粘性剪切流动产生的功率损失增加，转化为油液内能，引起油膜温度升高，油液黏度下降.当油膜温度上升较快时，滑靴底面油膜容易发生破裂，造成滑靴表面出现粘着磨损，降低滑靴的使用寿命.3.3 滑靴材料的影响在高速高压工况下，滑靴与斜盘材料的工作性能不匹配，增加摩擦功耗，引起油膜温度升高，容易造成滑靴表面出现烧靴现象.目前，为了改善滑靴副的散热条件，主要采用两种设计方法：增加密封带的沟槽条数或者辅助支承油腔数目，提高油膜支承的稳定性；通过筛选材料配对方案，改善滑靴的摩擦学性能.本节主要分析球墨铸铁（LZQT500-7）、锡青铜（ZCuSn10Pb11Ni3）以及多元复杂黄铜（ZY331608）材料下油膜温度的变化规律.其中，多元复杂黄铜为铜合金材料，在普通铜中加入1.5%～3.0%的Mn，1.0%～3.0%的Al以及0.5%～2.0%的Si，目的是为了增强滑靴的导热和减摩性能.表1所示为不同材料的热力学性能参数.图7为不同滑靴材料对油膜温度的影响.根据不同滑靴材料的传热性能，油膜的最高温度由小到大排列依次为：47.9℃（ZY331608）＜48.6℃（ZCuSn10Pb11Ni3）＜49.7℃（LZQT500-7）.其中，滑靴材料选用多元复杂黄铜时，其导热率大，热阻较小，单位体积材料所携带的热量较大，散热速率较快，与其他两种材料相比，最高油膜温度的下降幅度为1.8℃左右，起到良好的散热效果.其次，复杂黄铜为耐磨损材料，滑靴与斜盘之间不易发生粘着磨损，提高了滑靴的使用寿命.轴向柱塞泵内摩擦副因泄漏和粘性摩擦产生的发热量、缸体组件的自身发热以及泵的自搅发热是影响泵壳体回油温度的主要因素.本节主要分析滑靴因轴功损失所引起的壳体回油温度，与实验结果进行比较.液压泵选用A4VTG90泵，通过250kW综合液压试验台进行温度特性实验.本次实验选用K型热电偶作为感温元件，将传感器安装在泵的壳体回油管路上，采用有线数据传输方式，将采集的温度信号通过NIUSB-6218型数据采集卡进入计算机，在泵的转速为2100和1500 r/min，出口压力为10和21 MPa条件下，记录壳体回油温度的实验数据.图8所示为壳体回油温度的理论与实验结果.由图8可见，理论壳体回油温度与滑靴副油膜温度的变化趋势相同，处于动态变化过程，温度变化范围为45～49℃，因此采用理论壳体回油口温度的平均值与实验结果进行比较.在恒转速工况下，压力为10和21MPa时回油口温度分别为46.8和47℃，上升幅度为0.2℃，而实际壳体回油口温度的上升幅度为1.9℃，所占比重为10.5%；在恒压工况下，转速为1500和2100 r/min时壳体回油口温度分别为47和47.6℃，上升幅度为0.6℃，而实际壳体回油口温度的上升幅度为2.5℃，所占比重为2.4%，这是因为实验模型考虑了柱塞副、配流副以及轴承发热的影响，数值略有不同.这些特征说明不同工况下滑靴副的轴功损失是引起柱塞泵发热的主要来源，以间隙泄漏和热传导的形式传递给壳体内腔油液，表现为壳体回油温度升高.（1）滑靴副的轴功损失与柱塞腔压力和缸体转速成正比，且间隙油膜因压差和粘性剪切作用产生的轴功损失转化为热能，改变滑靴流固耦合界面间的传热速率，增加油液内能，引起油膜温度升高.（2）滑靴副油膜温度与材料的热物理性能有关.滑靴材料选用多元复杂黄铜，其导热率大，热阻较小，散热速率快，起到良好的散热和耐磨效果.（3）高速高压工况下滑靴副的轴功损失是引起柱塞泵发热的主要因素，以间隙泄漏和热传导的形式进入泵壳体回油腔，引起油液温度升高.【相关文献】［1］ Wieczorek U，Ivantysynova puteraided optimization of bearing and sealing gaps in hydrostatic machines-the simulation Tool CASPAR［J］.International Journal of Fluid Power，2002，3（1）：7-20.［2］ Kazama T.Thermohydrodynamic lubrication model applicable to a slipper of swashplate type axial piston and motors（effects of operating conditions）［J］.Tribology Online，2010，5（5）：250-254.［3］ Manring N 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滑靴副油膜性能数值分析终稿
滑靴底面结构对轴向柱塞泵滑靴副油膜性能影响的数值分析*吴怀超1,2，何永勇1，简晓书2（1. 清华大学摩擦学国家重点实验室，北京 100084 2. 贵州大学 机械工程学院，贵州 贵阳 550025）摘要：轴向柱塞泵滑靴的底面结构直接影响滑靴副的油膜性能，为了摸索出一种适合于35MPa 高压轴向柱塞泵的滑靴结构，在分析滑靴副油膜压力调节原理的基础上，利用ANSYS 软件的FLUENT 模块，分别对具有内辅助支承面 (简称为“一环结构”)以及具有内、外辅助支承面（简称为“二环结构”，包括“二环连通结构”和“二环不连通结构”）底面结构的滑靴对油膜性能的影响进行了数值分析。
分析结果表明：“二环连通结构”、“一环结构”以及“二环不连通结构”的滑靴的综合性能依次增强，其中，“二环连通结构”滑靴的性能最差，不适合作为35MPa 高压轴向柱塞泵的滑靴；“二环不连通结构”的滑靴的综合性能最优，是研制35MPa 高压轴向柱塞泵的首推结构；但“二环不连通结构”的滑靴由于外辅助支承面属于高温区，而且，密封带到边缘之间的坡度槽使该区域的压力损失过大，需进行进一步的优化设计。
关键词：轴向柱塞泵；滑靴结构；油膜性能；数值分析中图分类号：TH322 文献标识码：ANumerical Analysis of Influence of the Bottom Structure of the Slipper on Oil Film Performance of the Slipper Pair of Axial Piston PumpWu Huaichao 1, 2, He Y ongyong 1, Jian Xiaoshu 2(1. State Key Laboratory of Tribology, Tsinghua University, Beijing 100084, China; 2. School of Mechanical Engineering, Guizhou University, Guiyang 550025, China ）Abstract: The bottom structure of the slipper in axial piston pump directly influences oil film performance of the slipper pair. In order to seek a kind of slipper structure for the high pressure axial piston pump of 35MPa, the bot-tom structure with inner auxiliary supporting surface (called one-ring structure) and the bottom structure with inner and outer auxiliary supporting surface (called two-ring structure, including two-ring connected structure and two-ring disconnected structure) are selected, and numerical analyses of influences of three slippers with above three different bottom structures on oil film performance are performed respectively by means of FLUENT module of ANSYS software on the basis of analyzing the regulating principle of oil film pressure of the slipper pair. The results show as follows: comprehensive performances are increased in turn of two-ring connected structure, one-ring structure and two-ring disconnected structure, among which, the performance of two-ring connected structure is the worst, and it is unfit for the slipper of high pressure axial piston pump of 35MPa. The performance of two-ring disconnected structure is the best, and it is recommended as the slipper for developing the high pres-sure axial piston pump of 35MPa. But, for the two-ring disconnected structure, the outer auxiliary supporting sur-face belongs to high temperature region, what’s more, the s lope groove between the seal belt and edge makes the pressure loss of the region too much, so , the structure needs to be further optimized.Keywords: Axial piston pump; Slipper structure; Oil film performance; Numerical analysis*基金项目：国家重点基础研究发展计划（973 计划，2014CB046404）。
柱塞泵滑靴副油膜动态特性数值模拟
柱塞泵滑靴副油膜动态特性数值模拟
陈芳芳;吴小锋;查鹏宇;尹飞鸿
【期刊名称】《机床与液压》
【年(卷),期】2022(50)4
【摘要】为研究滑靴副弹流润滑机制,对柱塞泵滑靴副油膜动态特性进行数值模拟。
建立滑靴副油膜的离散化模型,通过求解滑靴副油膜雷诺方程,获得油膜压力分布;考虑滑靴副油膜厚度、油膜压力分布与滑靴动力学之间的耦合关系,通过求解滑靴动
力学方程组获得油膜厚度变化率,更新滑靴副油膜动态压力分布和油膜厚度。
利用MATLAB软件进行仿真模拟,分析滑靴副油膜动态压力分布和厚度变化规律,揭示滑靴副油膜动态特性。
研究结果为提高滑靴副油膜承载能力和降低柱塞泵功耗提供参考。
【总页数】8页(P127-134)
【作者】陈芳芳;吴小锋;查鹏宇;尹飞鸿
【作者单位】江苏联合职业技术学院南京分院电气工程系;常州工学院航空与机械
工程学院;常州大学机械工程与轨道交通学院
【正文语种】中文
【中图分类】TH137.51
【相关文献】
1.表面微坑对高压轴向柱塞泵滑靴副油膜性能的影响
2.滑靴底面结构对轴向柱塞泵滑靴副油膜性能影响的数值分析
3.静压支承式滑靴副油膜动态特性研究
4.轴向柱塞泵滑靴副楔形油膜特性分析
5.水压轴向柱塞泵/马达滑靴副水膜动态特性分析
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静压支承式滑靴副油膜动态特性研究周继陈;周俊杰;荆崇波;苑士华【摘要】考虑斜盘式轴向柱塞泵滑靴副油膜的挤压效应,不考虑滑靴倾覆,分析了滑靴副润滑油膜的动态特性,包括压力跃变响应与实泵输入响应,并分析了滑靴副结构参数对于油膜动态响应的影响.分析结果表明,减小滑靴中心油室的体积,有利于改善油膜动态响应品质,但油室体积不能过小;为兼顾滑靴副动态润滑特性与泄漏量,需要合理设计阻尼管的液阻;在保证建立油膜的情况下,缝隙阻尼的有效支承面积越小,滑靴副动态油膜的润滑品质越好.实泵输入动态响应中,在高低压区工作时,油膜的压力变化虽然较大,但静压支承式滑靴膜厚的波动范围很小.%The dynamic characteristics of the slipper pair are analyzed,including the pressure jump response and real pump input response.The influence on the oil film dynamic response of the slipper structure parameters is studied when the squeezing effect is considered but the overturning of the slipper isnot.Firstly,reducing the volume of the center oil chamber is beneficial to the quality of the dynamic response,however the volume shouldnt be too small.Secondly,the fluid resistance of the damping tube should be designed reasonably in order to balance the dynamic response and the leakage.Thirdly,in the condition of the existence of the oil film,the smaller the effective bearing area of the slit damper is,the better the lubricating quality of the sliding oil film is.Under the real pump input,there is a large pressure variation of the film,but the range of the film thickness is very small on the condition of the constant pressure.【期刊名称】《液压与气动》【年(卷),期】2017(000)008【总页数】6页(P20-25)【关键词】轴向柱塞泵;滑靴;动态响应;挤压效应【作者】周继陈;周俊杰;荆崇波;苑士华【作者单位】北京理工大学机械与车辆学院,北京100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京100081【正文语种】中文【中图分类】TH137.51在轴向柱塞泵/马达的设计研究中，为了满足实际工程的要求，高压高速化已成为一个重要发展方向。
滑靴副是斜盘式轴向柱塞泵/马达中最重要的摩擦副之一，他的设计关乎泵/马达整体的性能。
在传统的斜盘式柱塞泵滑靴副的设计中，并没有考虑动态响应的品质。
在柱塞泵柱塞腔压力突然发生变化时，对于滑靴副润滑性能的挑战非常大，因此研究滑靴副油膜的动态响应特性具有重要的意义。
伯明翰大学的HOOKE等[1-2]间歇测量了实泵中滑靴的油膜状态，对滑靴在稳态工况下的润滑特性进行了试验研究。
HARRIS等[3]对于轴向柱塞泵滑靴等温润滑条件下油膜的动特性进行了研究，但没有考虑滑靴副中的弹流润滑作用。
IVANTYSYNOVA团队[4-5]经过多年研究，对滑靴工作时的动态特性进行仿真、计算，并耦合了滑靴底面的多种物理现象，以获得更为精确的理论结果，这是目前国外滑靴润滑模型研究的热点。
国内东北重型机械学院潘永阁等[6]对实际工况下滑靴副油膜动态特性做了实验研究。
浙江大学以及北京理工大学等[7-9]则对滑靴实际工况等温条件下的楔形油膜动态特性进行了分析，但并未考虑因挤压效应而产生的阻尼力对于润滑油膜的动态响应所带来的影响。
本研究考虑油膜挤压效应，不考虑油液的弹性和热效应，确定了阻尼力的表达式，并且引入建压方程，对柱塞泵滑靴副的结构参数与膜厚、压力等的工况参数进行了分离，建立了滑靴动力学方程，并对无倾斜状态滑靴油膜的动态响应进行了仿真与分析。
1.1 滑靴结构本研究以静压支承式滑靴为例，柱塞-滑靴组件结构如图1所示，滑靴的润滑面主要由密封带和中心油室组成。
柱塞-滑靴组件形成的流场可等效为2个阻尼器的串联，如图2所示。
柱塞和滑靴的流道是1个阻尼固定的圆管型阻尼器，而滑靴密封带与斜盘间的环形间隙组成了1个缝隙阻尼器，在不考虑滑靴倾斜的情况下，阻尼值随着膜厚的变化而改变。
柱塞腔内的高压油先经过固定阻尼器流入滑靴底部中心油室，进而通过可变阻尼器后，泄漏到壳体。
1.2 滑靴动力学方程要了解油膜的在外载变化时的动态响应，需要建立油膜的动力学方程组：式中， h为密封带下的油膜厚度；β为滑靴倾斜角； m为滑靴的质量； J为滑靴的转动惯量； c为滑靴副油膜的挤压阻尼，由挤压效应产生； B为滑靴的倾覆阻尼； k为滑靴副油膜的刚度； K为滑靴的倾覆刚度。
该方程组包含两个自由度，一个是在滑靴轴向承载力方向上的受力平衡，另一个是在斜盘倾斜角方向上的力矩平衡。
斜盘倾斜方位角在滑靴整个运转周期内是在一个较小的范围内变化的[10]，对油膜的抗倾覆力矩的变化影响很小，而一些实验也验证了这个规律[11]，因此考虑滑靴倾斜时可将倾斜方位角作为一个固定值，认为只有倾斜角的变化会影响抗倾覆力矩。
本研究基于以下假设：(1) 忽略油膜内流体的密度随压力与温度的变化，认为油膜内流体密度为常数；(2) 不考虑滑靴与斜盘表面的粗糙度的影响，忽略滑靴热变形和弹性变形的影响；(3) 认为滑靴底面与斜盘始终处于平行状态，即排除动压效应的影响。
实际上，由于倾覆力矩的存在，滑靴难免会产生倾覆，而油膜被动产生的抗倾覆力矩会减轻滑靴倾覆。
滑靴底面与斜盘相对运动，因倾覆形成的滑靴“抬头”姿态有利于动压力的产生。
本研究讨论一个自由度，即承载力方向上的动力学模型：上式中左边第二项与膜厚变化率相关，这正与油膜挤压效应相对应。
左边第三项与弹性元件的弹性变形有关。
在有些类型的柱塞泵中，其柱塞腔中有压紧弹簧，或者滑靴的回程盘上设有压紧弹簧。
这些弹簧的刚度往往不大，而油膜厚度和变化范围均在微米级别，所以因压紧弹簧而产生的弹性力非常小，在此可以忽略。
值得注意的是，这里的k区别于“油膜刚度”。
因此，方程变成了：式中， ps为滑靴中心油室压力； p为柱塞腔压力； A0为柱塞腔横截面积； Ae 为滑靴静压支承的有效面积，计算式为：式中， Ri为密封带内半径； Re为密封带外半径。
需要注意的是，三个力与h运动方向的关系，阻尼力的方向是与承载力相同，而与油膜厚度减小的方向相反。
1.3 油室压力要讨论滑靴副的润滑特性，必须首先确定滑靴底面中心油室的压力。
稳定状态下，油液流过圆管型阻尼器和平行间隙阻尼器的压力-流量特性[12]为：式中，μ为油液介质的动力黏度； l、d分别为阻尼管的长度和直径； C1、C2分别为与圆管阻尼器和平行间隙阻尼器结构相关的系数；Qin为流入阻尼管的流量；Qout为从油室流入壳体的流量。
值得注意的是，圆管阻尼器的液阻Rf1=C1，而平行圆盘缝隙阻尼的液阻为。
动态状况下，由于油液本身具有弹性，油室的压力建立需要一定的时间。
油室压力的变化不仅与流入与流出油液的流量有关，而且受该油室体积变化的影响。
利用建压方程，可以模拟因滑靴副流道的阻尼而产生的延迟效应；同时将油室压力变化和膜厚的变化相联系，具体表达式为：式中， E为油液体积弹性模量； V为油室的容积； t为时间； S为滑靴密封带的底面积。
1.4 阻尼力由于静压支承型滑靴的油室部分膜厚远大于密封带部分的膜厚，而随膜厚增加，其挤压效应急剧减小，因此可将静压支承式滑靴的挤压作用看作圆环型板其挤压效应，其油膜挤压承载力[12]为：1.5 滑靴副单自由度动力学模型在等温条件下，忽略油膜因形变产生的弹性力，不考虑滑靴的倾覆，认为滑靴底面平行于斜盘面，未形成楔形间隙，故忽略其动压效应。
根据动力学方程与建压方程，以及补充变量关系，建立滑靴副单自由度模型如下：根据此模型，在已知柱塞腔压力p输入下，可以得到滑靴副间隙油膜厚度变化，分析滑靴副油膜动态特性。
本研究中的滑靴为静压支承滑靴，相关结构参数如表1所示。
龙格-库塔法是工程中广泛使用的高精度单步算法，采用四阶龙格-库塔法对模型中两个微分方程进行求解。
本算例中的油液介质的动力黏度为0.025 Pa·s，弹性模量为1.4 GPa，并且温度保持在25 ℃，因此其密度亦不变。
本研究所关注的滑靴副动态润滑品质的评价指标为：(1) 柱塞腔压力跃变后，滑靴副油膜状态达到稳定的时间不宜过长；(2) 为减小振动与噪声，滑靴底面油室压力波动不宜过大；(3) 兼顾到滑靴副磨损与泄漏，油膜动态变化中的最小膜厚不宜过小，最大膜厚不宜过大。
2.1 压力跃变柱塞泵马达在运行过程中难免会遇到负载压力突然增大情况，比如在采用液压转向系统的履带车辆突然遇到障碍紧急转弯时，转向系统中的液压泵马达的工作压力会在极短的时间内较大幅度升高，这对滑靴副的工作状况是极为不利的，因此有必要首先分析滑靴副油膜的阶跃响应。
就单个滑靴而言，在滑靴油膜达到稳定而不倾斜的状态下，本例将柱塞腔的压力由16 MPa 瞬间升至26 MPa，即给系统输入一个阶跃信号如下所示。
接下来，针对参数滑靴副中心油室、阻尼管液阻、密封带的结构参数，对动态特性的影响进行研究。
2.2 油室体积在滑靴中心油室的体积为1.5×10-7 m3的条件下，当p突然增大时，ps会在1 ms左右迅速达到一定的压力psmax，对于该柱塞-滑靴组件，由于柱塞腔的截面积与滑靴底面有效支承面积基本相等(实际上，有效承载面积是受膜厚影响的，膜厚越大，泄漏量越高，滑靴下建立的压力就会削减)。
在图3中，psmax与p的大小基本相等。
这是因为滑靴油室的油液支承力一旦达到柱塞腔压力附近，滑靴所受的力达到瞬时平衡。