摘要本文將滑靴副按半徑誤差分為種接觸方式，討論了各接觸方式對靜壓支承性能的影響。指出現有的計算模型由于忽略了尺寸誤差是不完整的，在誤差較大時尤其如此。

　　連桿與曲軸間的摩擦副簡稱滑靴副是曲軸連桿式液壓馬達中的關鍵摩擦副之，由于接觸比壓大，又存在相對滑動，摩擦磨損比較嚴重。據有關統計，兩側接觸02，02為滑塊半張角。按上述方法有發生于此處的機械損失約占馬達全部機械損失的50.目前滑靴副多設計為靜壓支承形式，理論上可以實現液體摩擦，然而應用中仍經常發生滑靴副燒傷現象。現有的設計方法是把柱面形的接觸等效為沿連桿軸線方向投影得到的平面矩形，而且認為滑靴處于理想的接觸狀態，即認為油膜厚度處處相等，這簡化了分析計算，卻引人了物模型上的誤差。加工誤差和裝配誤差是不可避免的，盡管這種誤差與基本結構尺寸相比微不足道，但是與靜壓支承的設計膜厚相比般為10，30，其影響就不能忽略了。

　　1滑靴副接觸方式的分類半徑為開，按誤差大小，在油膜尚未形成時，滑靴副的接觸有種可能方式1完全接觸=；2完全=.當壓力油從柱塞腔進人滑塊底部油室時，在滑靴副間形成油膜，以示其設計厚度。種接觸方式下的油膜厚度分布可達為療2829與另外兩項相比為高階無窮小，可略去不計，于是有同理略去等式右邊第項，有九=，8 +28，式中右邊第項為半徑誤差對膜厚分布的影響。

　　2接觸方式對靜壓支承性能的彩響泄漏流量計算假設油液為不可壓縮流體，動力粘度為，滑靴副間的流動為層流，連桿長度，馬達供油壓力為9，油室壓力為，16分別為油室和軸向密封帶沿軸向令艮為對應軸向密封帶中線的角，代人辦的式即可求出隊。

　　周向密封帶的泄漏量搡，周向密封帶間隙是變化的，壓力分布為dp +號用于中間接觸，號用于兩側接觸，或寫為積分上式可得壓力分布，求出壓力分布后便可求出周向密封帶的泄漏量對抗傾性能的影響在球鉸處的摩擦力矩和滑塊底部的油液粘性摩擦力作用下，連桿繞球頭中心傾側，當傾側至滑塊側邊與曲軸面接觸時，連桿傾側角達到最大允許值，以5時，5越大，發生固體摩擦的危險性越小。下面給出了與種接觸方式相對應的5腿達式。

　　完全接觸2.最大傾角計算示意+6+3入=03.由余弦定理可求出心同理可得中間接觸，有3算例及討論某缸曲軸連桿馬達的滑靴副有關參數如下給出了按簡化矩形模型得到的曲線。中間接觸時，由于滑塊周向密封帶的油楔呈外張形，在相同的設計油膜厚度時，壓降系數有所卞降；兩側接觸時，盡管周向密封帶油楔為收斂形，壓力下降較慢，但軸向密封帶油楔厚度增大更顯著，綜合的結果是泄漏增加，故壓降系數有較大減小。4給出了泄漏流量與接觸方計滑靴副半徑誤差時，柱面模型與簡化矩形模型之間有很好的致性，半徑誤差使得靜壓支承的泄漏增加，承載力下降。從5可以看出，最大傾角與膜厚呈直線關系，當設計油膜厚度相同時，完全接觸與兩側接觸有相同的最大傾側角，而中間接觸可允許有較大的連桿傾角。

　　4結論滑靴副為理想接觸時，簡化矩形模型與柱面模型有很好的致性。尺寸誤差引起滑靴副靜壓支承的承載能力下降，在誤差較大時是不能忽略的。從提滑靴副抗傾性能的角度，采用中間接觸方式較好。

　　陳卓如。低速大扭矩液壓馬達理論計算與設計。機械工業出版社，1989盛敬超。液壓流體力學。機械工業出版社，1980上接第27頁源的電壓自動調節電路，使壓直流電源的電壓升，并輸出到電流變液阻尼器的兩極上，于是電流變液的粘度發生變化，電流變液的阻尼值增大，主軸的動剛度隨之增大，使主軸的振幅減小。主軸振幅實時控制系統原理見2.

　　5性能預測切削過程中發生的顫振是影響機床動態穩定性的主要因素之，產生顫振的主振系是機床主軸組件，除合理設計主軸組件使其具有較高的靜剛度外，在主軸上增設阻尼器是提高主軸抗振性的重要途徑；采用冊阻尼器和振幅實時控制系統是控制主軸組件或機床振動的有效辦法，電流變液阻尼器具有阻尼調節范圍大反應快毫秒級減振性能好等優點，是其它阻尼器所無法比擬的。電流變液阻尼器的減振效果與電流變液的電流變效應外加電場上的安裝位置等因素有關；合理選擇冊阻尼器的相關參數和正確設計振幅實時控制系統，可望使機床振幅減小個數量級；電流變液阻尼器還可以用于消除主軸系統的臨界轉速，對那些需要在臨界轉速以上工作的主軸系統順利到達其指令速度有利，其原理請參見參考文獻1.

　　黃宜堅等，電流變學。湖南師范大學出版社，19.10楊肅，唐恒齡，廖伯瑜。機床動力學1.機械工業出版社，1983.6鄭偉中。機床的振動及其防治。科學出版社，1981.10 F.柯尼希貝格等英。機床結構。機械工業出版社，戴曙。金屬切削機床。機械工業出版社，1994.10黃長藝，嚴普強。機械，程測試技術基礎。機械工業出高鐘毓，王永江。機械與電氣設備控制工程。清華大學出版社，1994.9收稿時間1999