摘要本文将滑靴副按半径误差分为种接触方式，讨论了各接触方式对静压支承性能的影响。指出现有的计算模型由于忽略了尺寸误差是不完整的，在误差较大时尤其如此。

　　连杆与曲轴间的摩擦副简称滑靴副是曲轴连杆式液压马达中的关键摩擦副之，由于接触比压大，又存在相对滑动，摩擦磨损比较严重。据有关统计，两侧接触02，02为滑块半张角。按上述方法有发生于此处的机械损失约占马达全部机械损失的50.目前滑靴副多设计为静压支承形式，理论上可以实现液体摩擦，然而应用中仍经常发生滑靴副烧伤现象。现有的设计方法是把柱面形的接触等效为沿连杆轴线方向投影得到的平面矩形，而且认为滑靴处于理想的接触状态，即认为油膜厚度处处相等，这简化了分析计算，却引人了物模型上的误差。加工误差和装配误差是不可避免的，尽管这种误差与基本结构尺寸相比微不足道，但是与静压支承的设计膜厚相比般为10，30，其影响就不能忽略了。

　　1滑靴副接触方式的分类半径为开，按误差大小，在油膜尚未形成时，滑靴副的接触有种可能方式1完全接触=；2完全=.当压力油从柱塞腔进人滑块底部油室时，在滑靴副间形成油膜，以示其设计厚度。种接触方式下的油膜厚度分布可达为疗2829与另外两项相比为高阶无穷小，可略去不计，于是有同理略去等式右边第项，有九=，8 +28，式中右边第项为半径误差对膜厚分布的影响。

　　2接触方式对静压支承性能的彩响泄漏流量计算假设油液为不可压缩流体，动力粘度为，滑靴副间的流动为层流，连杆长度，马达供油压力为9，油室压力为，16分别为油室和轴向密封带沿轴向令艮为对应轴向密封带中线的角，代人办的式即可求出队。

　　周向密封带的泄漏量搡，周向密封带间隙是变化的，压力分布为dp +号用于中间接触，号用于两侧接触，或写为积分上式可得压力分布，求出压力分布后便可求出周向密封带的泄漏量对抗倾性能的影响在球铰处的摩擦力矩和滑块底部的油液粘性摩擦力作用下，连杆绕球头中心倾侧，当倾侧至滑块侧边与曲轴面接触时，连杆倾侧角达到最大允许值，以5时，5越大，发生固体摩擦的危险性越小。下面给出了与种接触方式相对应的5腿达式。

　　完全接触2.最大倾角计算示意+6+3入=03.由余弦定理可求出心同理可得中间接触，有3算例及讨论某缸曲轴连杆马达的滑靴副有关参数如下给出了按简化矩形模型得到的曲线。中间接触时，由于滑块周向密封带的油楔呈外张形，在相同的设计油膜厚度时，压降系数有所卞降；两侧接触时，尽管周向密封带油楔为收敛形，压力下降较慢，但轴向密封带油楔厚度增大更显著，综合的结果是泄漏增加，故压降系数有较大减小。4给出了泄漏流量与接触方计滑靴副半径误差时，柱面模型与简化矩形模型之间有很好的致性，半径误差使得静压支承的泄漏增加，承载力下降。从5可以看出，最大倾角与膜厚呈直线关系，当设计油膜厚度相同时，完全接触与两侧接触有相同的最大倾侧角，而中间接触可允许有较大的连杆倾角。

　　4结论滑靴副为理想接触时，简化矩形模型与柱面模型有很好的致性。尺寸误差引起滑靴副静压支承的承载能力下降，在误差较大时是不能忽略的。从提滑靴副抗倾性能的角度，采用中间接触方式较好。

　　陈卓如。低速大扭矩液压马达理论计算与设计。机械工业出版社，1989盛敬超。液压流体力学。机械工业出版社，1980上接第27页源的电压自动调节电路，使压直流电源的电压升，并输出到电流变液阻尼器的两极上，于是电流变液的粘度发生变化，电流变液的阻尼值增大，主轴的动刚度随之增大，使主轴的振幅减小。主轴振幅实时控制系统原理见2.

　　5性能预测切削过程中发生的颤振是影响机床动态稳定性的主要因素之，产生颤振的主振系是机床主轴组件，除合理设计主轴组件使其具有较高的静刚度外，在主轴上增设阻尼器是提高主轴抗振性的重要途径；采用册阻尼器和振幅实时控制系统是控制主轴组件或机床振动的有效办法，电流变液阻尼器具有阻尼调节范围大反应快毫秒级减振性能好等优点，是其它阻尼器所无法比拟的。电流变液阻尼器的减振效果与电流变液的电流变效应外加电场上的安装位置等因素有关；合理选择册阻尼器的相关参数和正确设计振幅实时控制系统，可望使机床振幅减小个数量级；电流变液阻尼器还可以用于消除主轴系统的临界转速，对那些需要在临界转速以上工作的主轴系统顺利到达其指令速度有利，其原理请参见参考文献1.

　　黄宜坚等，电流变学。湖南师范大学出版社，19.10杨肃，唐恒龄，廖伯瑜。机床动力学1.机械工业出版社，1983.6郑伟中。机床的振动及其防治。科学出版社，1981.10 F.柯尼希贝格等英。机床结构。机械工业出版社，戴曙。金属切削机床。机械工业出版社，1994.10黄长艺，严普强。机械，程测试技术基础。机械工业出高钟毓，王永江。机械与电气设备控制工程。清华大学出版社，1994.9收稿时间1999