登高车出租， 白云登高车出租， 黄埔登高车出租    动压润滑式柱塞-滚子副结构设计及理论分析方法？

      登高车出租， 白云登高车出租， 黄埔登高车出租    动压润滑式柱塞-滚子副结构设计及理论分析方法？   静压支承结构和动压润滑结构是摩擦副流体润滑的两种主要方式，与静压支承润滑需外部供压才能形成润滑液膜不同，动压润滑是通过摩擦副相对运动将液体带入摩擦副间隙，从而形成润滑油膜。滚子受轨道法向力作用并滚动，参考径向滑动轴承结构，设计了径向动压润滑式柱塞-滚子副结构。滚子在轨道上滚动时将高水基乳化液带入摩擦副间隙形成液膜，从而起到一定润滑作用，改善柱塞-滚子副的润滑状态。 

      滚子所受的法向力N和作用方向是始终变化，轴瓦与滚子的圆心连线与法向力存在一定角度，若柱塞-滚子副运动中形成动压润滑液膜，摩擦副液膜厚度hf为： g(1 cos)fh =C+(3-17) 式中C为柱塞轴瓦与滚子半径间隙，ε为滑动轴承偏心率，ε=ez/C，ez为滚子与柱塞轴瓦间偏心距，U为滚子转动线速度，θg为滚子转角，r0为滚子半径。 润滑流体沿滚子运动方向带入摩擦副间隙形成挤压液膜，但滚子的长径比不会很大，间隙液膜会从滚子两侧出口流出向外扩散，这必会对界面流体的压力分布和承载能力产生一定影响，需要对其承载能力进行修正，其数值方法的理论解析较为复杂。对柱塞-滚子副间隙流体压力和承载能力的分析均假设滚子两侧间隙出口泄漏扩散对液膜压力无影响。 对径向滑动轴承压力积分的边界处理有三种，分别是索莫菲尔德边界、雷诺边界、贝尔边界条件。其中索莫菲尔德边界认为摩擦副间隙的液膜连续，液膜在扩散区形成负压，在进口、出口处压力均为零，这一边界假设和实际工况有一定出入，因为扩散段的压力可能会形成负压，间隙内液膜及压力是不可能完全连续，因此这种边界假设计算出的液膜承载能力偏大。雷诺边界认为进出口压力均为零，同时扩散区从最小液膜厚度位置后某一点处开始，且扩散段液膜压力为柱塞副环境压力，该边界计算的液膜承载力比较接近实际工况，但扩散段的起点需要逐步逼近确定，计算过程较为复杂。贝尔边界对雷诺边界进行了简化，认为挤压液膜最小厚度位置处为间隙液膜的扩散段起始点，扩散段压力为环境压力，该边界简化了承载液膜计算模型。本章中柱塞-滚子副间隙液膜的计算采用贝尔边界假设，进行积分得柱塞-滚子副间隙液膜压力分布。

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      分析了滚子半径15 mm、长度30 mm、滚子转动速度0.5 m/s时，动压润滑柱塞-滚子副的承载能力与半径间隙C、最小液膜厚度hf的关系图。在柱塞轴瓦与滚子间隙不变时，最小液膜厚度减小会使承载能力增大，在最小液膜厚度为0.1 μm时，动压润滑液膜的承载力Wg达到1449 N。在最小液膜厚度不变时，液膜承载力随柱塞-滚子的半径间隙减小而迅速增大。在润滑液膜最小厚度1 μm时，柱塞-滚子半径间隙为2 μm时产生的承载力为1301 N。在动压润滑最小液膜厚度为0.1 μm、半径间隙为2 μm时，液膜承载力最大为31191 N。 

     柱塞-滚子副的承载能力和摩擦力矩均与滚子线速度U有关，摩擦副间隙内形成液膜是由粘性液体受滚子转动带入间隙内，从而形成挤压液膜形成支承。分析了滚子半径间隙20 μm时液膜承载能力与滚子速度、最小液膜厚度的关系。样机在转速10 r/min工作时，其对应的滚子转动线速度约为0.48 m/s，滚子液膜承载能力随滚子转动速度增大，在最小液膜厚度为1 μm、滚子速度1 m/s的承载能力为2181 N；在间隙最小油膜厚度为0.2 μm、滚子转速1 m/s时，摩擦副动压润滑液膜承载能力为13036 N。  

      在压力21 MPa时柱塞所受液压力约为30.8 KN，内曲线轨道作用在滚子上的法向力N为35.56 KN，在滚子半径间隙小于2 μm，润滑液膜最小厚度小于0.1 μm才有可能形成连续的动压润滑液膜。法向力N作用方向变化时，滚子副的最小液膜厚度位置动态变化，柱塞轴瓦间隙的角度定义域范围为90°~270°，在负载N与中心线夹角为0°时，最小液膜厚度在180°处，当负载N与中心线夹角为20°时，最小液膜厚度位置向左侧偏斜20°。动压润滑液膜形成的关键在于最小液膜厚度和位置，水润滑柱塞-滚子副的最小液膜厚度过小，考虑零件表面的原始粗糙度和外负载动态变化，实际工作中摩擦副间隙不能形成连续的动压润滑液膜。 在低速、重载和高水基工况下，柱塞-滚子副间隙中滚子与轴瓦间动压润滑液膜的承载力若要支承法向力，形成液膜最小厚度极小，对柱塞轴瓦和滚子的尺寸精度、形位公差和表面粗糙度要求极高，常规加工难以达到，且0.1~1 μm的 最小润滑液膜必然会破裂，造成滚子和柱塞轴瓦间固体接触和滑动摩擦，使摩擦副界面产生磨损失效。根据对柱塞-滚子副动压润滑分析，柱塞轴瓦与滚子间的润滑液膜随外部载荷变化会产生破裂并不连续，同为金属的滚子和轴瓦直接接触并产生滑动摩擦，滚子和轴瓦间无润滑的对磨使得摩擦面上产生较大的接触应力和摩擦，这一微观摩擦行为随柱塞-滚子副工作时间增加，会迅速引起滚子与轴瓦摩擦面产生严重的磨损失效，进而减小马达整机的服役寿命。

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