單密封帶滑靴高速應(yīng)用的制約因素分析

摘要：為研究制約單密封帶滑靴高速應(yīng)用的因素，計(jì)入密封帶磨損輪廓，建立了滑靴副流-固-熱耦合動(dòng)力學(xué)模型，分析了轉(zhuǎn)速及密封帶寬度對底面油膜厚度、運(yùn)行姿態(tài)、支承剛度和泄漏的影響。結(jié)果表明：高轉(zhuǎn)速下，滑靴離心力矩增大時(shí)，傾角增大，底面最小間隙減小；動(dòng)壓效應(yīng)增強(qiáng)時(shí)，吸油側(cè)間隙增大，油膜剛度降低，偏磨風(fēng)險(xiǎn)增大。密封帶增寬可提高滑靴底面的支承剛度，但密封帶外內(nèi)徑比超過1.6會(huì)導(dǎo)致底面油膜增厚、泄漏增加。研究認(rèn)為，泄漏和偏磨是制約單密封帶滑靴高速應(yīng)用的主要因素；在寬密封帶基礎(chǔ)上，考慮微結(jié)構(gòu)以限制楔形動(dòng)壓效應(yīng)，可能是提高滑靴允用轉(zhuǎn)速范圍的有效途徑。

關(guān)鍵詞：滑靴副；磨損；流-固-熱耦合；動(dòng)壓效應(yīng)

中圖分類號(hào)：TH137

DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2025.01.010

開放科學(xué)（資源服務(wù)）標(biāo)識(shí)碼（OSID）：

Analysis of Restricting Factors for High-speed Applications of Single-seal Slippers

MO Hu"HU Yanping*

School of Mechanical Engineering，Hunan University of Science and Technology，Xiangtan，

Hunan，411201

Abstract： To investigate the factors restricting the high-speed applications of single sealing land slippers， a flow-solid-thermal coupling dynamic model was established， considering the sealing land wear profile. The effects of rotational speed and seal width on oil film thickness， operational posture， bearing stiffness and leakage were analyzed. Results show that at high speed， the increases of centrifugal moment of the slipper lead to a larger tilt angle and a reduced minimum bottom clearances. Simultaneously， the enhanced dynamic pressure effect increases the suction-side clearances， reduces oil film stiffness， and elevates the risk of partial wear. Increasing the width of the sealing lands may improve the supporting stiffness of the slipper， but the outer-to-inner diameter ratio exceeding 1.6 will result in thicker oil films and increased leakage. It is concluded that leakage and partial wear are the main factors restricting the high-speed applications of single sealing land slippers. Introducing microstructures on wide sealing lands to limit wedge-shaped dynamic pressure effects may effectively expand the allowable speed ranges of slippers.

Key words： slipper pair； wear； flow-solid-thermal coupling； dynamic pressure effect

0"引言

滑靴副是斜盤式軸向柱塞泵/馬達(dá)中最為重要的摩擦副之一［1-3］，其中的單密封帶滑靴結(jié)構(gòu)簡單、應(yīng)用廣泛，但在工程實(shí)踐中少有將未經(jīng)表面形貌處理的單密封帶滑靴用于高速柱塞泵，因此有必要揭示其高速應(yīng)用的不足，為現(xiàn)有的經(jīng)驗(yàn)改進(jìn)設(shè)計(jì)（如增設(shè)輔助支承帶）完善理論依據(jù)。

國內(nèi)外學(xué)者圍繞滑靴副速度、壓力、溫度、形狀等邊界問題進(jìn)行了較深入的研究［4-6］。對形狀邊界的研究多基于一維流場或均勻油膜假設(shè)。王慧等［7］優(yōu)化了水壓軸向柱塞泵滑靴副的壓降系數(shù)，發(fā)現(xiàn)基于平行油膜的假設(shè)與實(shí)際情況存在較大差異，在介質(zhì)和工況改變時(shí)，采用集中參數(shù)的滑靴副設(shè)計(jì)往往需通過試驗(yàn)來修正。

文獻(xiàn)［8-9］在流體潤滑條件下，對靜壓支承滑靴副動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了理論分析與實(shí)驗(yàn)研究，但理論模型僅考慮傾覆力矩造成的均勻傾斜間隙，這與滑靴實(shí)際工作時(shí)的油膜形狀相差較大，因此大傾角的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與理論分析結(jié)果存在較大差異。文獻(xiàn)［10-11］指出，滑靴底面不僅提供液壓支承力來平衡柱塞腔的壓緊力，還提供抗傾力矩來平衡滑靴在旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)中所受的離心力矩、底面摩擦力矩和球鉸摩擦力矩，并認(rèn)為微凸的底面輪廓才能同時(shí)實(shí)現(xiàn)力與力矩的平衡，而彈性變形、加工誤差和偏磨可導(dǎo)致微凸輪廓。DARBANI等［12］以最小油膜厚度、功率損失為目標(biāo)函數(shù)，得到不同工況下的最優(yōu)底面磨損輪廓參數(shù)。

IVANTYSYN等［13］采用Caspar仿真程序建立了磨損預(yù)測模型，模擬并獲得了滑靴底面磨損的演變過程，發(fā)現(xiàn)不同的工況和工況順序會(huì)形成有差異的磨損輪廓，且磨損將導(dǎo)致柱塞泵性能退化。XU等［14］利用編寫的MATLAB仿真程序得到滑靴副的動(dòng)態(tài)微觀運(yùn)動(dòng)特性，分析了滑靴密封帶內(nèi)外側(cè)微結(jié)構(gòu)對抗傾能力的影響，指出內(nèi)側(cè)微觀結(jié)構(gòu)更利于提高滑靴副可靠性和運(yùn)行壽命。劉洪等［15］ 測量了運(yùn)行后的滑靴底面微凸磨合形貌，論證了底面微凸結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的楔形收斂效應(yīng)有利于滑靴副的穩(wěn)定運(yùn)行，并定性研究了底面形貌對滑靴動(dòng)態(tài)油膜特性的影響。杜尊令［16］指出工程實(shí)踐中的各種隨機(jī)不確定因素（柱塞泵啟動(dòng)、制動(dòng)、負(fù)載突變等）可能令滑靴無法在流體潤滑條件下實(shí)現(xiàn)力與力矩的平衡，探究了滑靴副偏磨磨損的性能漸變過程。林碩等［17］考慮底面磨損，將中心膜厚和傾角作為輸入條件，定量分析了磨損量對承載力和承載力矩的影響。

單密封帶滑靴高速應(yīng)用的制約因素分析——莫"虎"胡燕平

[SM（]中國機(jī)械工程 第36卷 第1期 2025年1月[SM）]

考慮底面磨損輪廓可為完善基于經(jīng)驗(yàn)的滑靴副設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)，是滑靴副研究的一個(gè)重要方向，因此本文基于過程控制，計(jì)及滑靴密封帶磨損輪廓，分析轉(zhuǎn)速和密封帶寬度對單密封帶滑靴油膜形狀、油膜剛度、底面泄漏的影響，得到限制滑靴高速應(yīng)用的原因，為單密封滑靴的應(yīng)用及高速滑靴底面的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

1"理論基礎(chǔ)

1.1"坐標(biāo)系描述

如圖1所示，滑靴副由斜盤、滑靴、柱塞球頭組成，其中，滑靴底面由承壓腔和密封帶構(gòu)成。柱塞腔內(nèi)的高壓油經(jīng)柱塞球頭阻尼孔引入球鉸、承壓腔和密封帶，形成潤滑油膜。在斜盤表面中心Op建立靜止極坐標(biāo)系（R，φ）來描述滑靴公轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。在柱塞球頭中心Ob建立運(yùn)動(dòng)直角坐標(biāo)系，滑靴在斜盤工作面逆時(shí)針滑動(dòng)，X軸與滑靴滑動(dòng)軌跡相切并指向滑動(dòng)負(fù)方向，Y軸與滑靴中心滑動(dòng)軌跡垂直并指向斜盤外側(cè)。在滑靴底面中心建立運(yùn)動(dòng)柱坐標(biāo)系（r，θ，z），原點(diǎn)Os與滑靴底面中心重合，Z軸與斜盤工作面法線同向，θ以逆時(shí)針方向?yàn)檎悦枋龅酌嫒我稽c(diǎn)的油膜厚度。

1.2"非均勻間隙油膜厚度描述

滑靴密封帶任一點(diǎn)M的油膜厚度為

h=hg+Δhm+Δhp+ΔhT（1）

式中：hg為理想剛直底面膜厚，mm；Δhm為密封帶磨損膜厚修正量，mm；Δhp為壓力彈性變形量，mm；ΔhT為溫度變化造成的膜厚改變量，mm。

文獻(xiàn)［18］給出了油液發(fā)熱引起的滑靴表面熱變形的離散表達(dá)式：

ΔhT|i，j=∑mi=1∑n+1j=1αmTi，jKi，j（2）

式中：m、n分別為滑靴支承帶徑向和周向的網(wǎng)格數(shù)；αm為滑靴線性膨脹系數(shù)，（℃）-1；Ti，j為滑靴密封帶底面網(wǎng)格（i，j）處的溫度，℃；K為滑靴體剛度矩陣，K=［Ki，j］，mm-1。

三點(diǎn)可以確定一平面，定義滑靴底面外緣三個(gè)點(diǎn)A1、A2、A3處的油膜厚度分別為h1、h2、h3，如圖2所示。文獻(xiàn)［19］給出了圖2所示剛直底面任意一點(diǎn)的膜厚：

hg=（h2－h(huán)3）rsin θ3r2+

（2h1－h(huán)2－h(huán)3）rcos θ3r2+h1+h2+h33（3）

式中：r2為密封帶的外徑，mm。

r=0時(shí)，由式（3） 可得滑靴密封帶底面中心間隙

h0=（h1+h2+h3）/3（4）

劉洪等［15］測量運(yùn)行后的滑靴密封帶，得到滑靴密封帶的磨損輪廓，如圖3所示。假設(shè)輪廓關(guān)于中心軸線對稱，則磨損膜厚修正量［8］為

Δhm=rs1－r2s1－（rc－r）2""r1≤ r≤rc

rs2－r2s2－（r－rc）2rc lt;r≤r2 （5）

rc=λ（r2－r1）+r1""rs1=（rc－r1）2+（Δh1）22Δh1

rs2=（r2－rc）2+（Δh2）22Δh2

式中：r1為密封帶的內(nèi)徑，mm；rc為磨損頂點(diǎn)半徑；rs1為內(nèi)側(cè)磨損圓弧半徑；rs2為外側(cè)磨損圓弧半徑；λ為輪廓頂點(diǎn)在密封帶內(nèi)的相對位置；Δh1、Δh2分別為密封帶內(nèi)側(cè)和外側(cè)的磨損高度，mm。

將滑靴密封帶視為半空間體，并劃分為m×（n+1）個(gè)網(wǎng)格，表面受力和法向位移關(guān)系如圖4所示，下標(biāo)f、i表示網(wǎng)格的徑向位置，g、j表示網(wǎng)格的周向位置。滑靴密封帶任一網(wǎng)格Af，g受壓力pf，g作用時(shí)，網(wǎng)格Ai，j產(chǎn)生法向彈性變形量Δh′p（f，g，i，j）。彈性變形量與兩網(wǎng)格之間的距離ρf，i成反比，有

Δh′p（f，g，i，j）=（1－ν2e）πEpf，grfΔrΔθρf，i（6）

ρf，i=r2i+r2f－2rirfcos θg＿j≠0

式中：νe為滑靴材料的泊松比；E為滑靴材料的彈性模量，Pa；pf，g為網(wǎng)格Af，g所受油膜壓力，Pa；θg-j為網(wǎng)格Ai，j和網(wǎng)格Af，g間的夾角，rad。

類似地，滑靴密封帶其他網(wǎng)格受壓力作用時(shí)也將引起網(wǎng)格Ai，j的法向變形。整個(gè)密封帶受分布不均的油膜壓力作用時(shí)，可利用疊加法求得網(wǎng)格Ai，j的法向彈性變形量Δhp（i， j）［20-21］：

Δhp（i，j）=（1－ν2e）πE∑mf=1∑n+1g=1pf，gρf，irfΔrΔθ（7）

1.3"非線性動(dòng)力學(xué)方程組

XU等［14］分析滑靴副在運(yùn)行中的力、力矩和流量平衡關(guān)系后，得出滑靴運(yùn)行時(shí)的非線性動(dòng)力學(xué)方程組：

f1（h·）=Fs（h，h·，t）+Fn（t）=0

f2（h·）=Msx（h，h·，t）+Mbx（t）+Ml（t）=0

f3（h·）=Msy（h，h·，t）+Mby（t）=0

（8）

其中，F(xiàn)s（h，h·，t）為滑靴底面油膜支承力，包括靜壓力與動(dòng)壓力，與來自柱塞的壓緊力Fn（t）平衡；Msx（h，h·，t）為繞X軸的抗傾力矩，與球鉸摩擦傾側(cè)力矩Mbx （t）和離心力矩Ml（t）平衡；Msy（h，h·，t）為繞Y軸的抗傾力矩分量，與球鉸摩擦傾側(cè)力矩分量Mby（t）平衡；h為油膜厚度（h1，h2，h3）的矢量表達(dá)；h·為油膜厚度矢量h的變化率。

定義滑靴的瞬時(shí)支承剛度

Ks=Fs（ho+Δho）－Fs（ho）ho（9）

式中：ho為底面中心間隙，mm。

ho、Δho可在得到底面油膜厚度矢量h后求得。

滑靴底面泄漏流量的離散形式為

q=vshsrsΔθ2-∑n+1j=2h3s（pi+1，j-pi-1，j）rsΔθ6μΔr（10）

i=2，3，…，m

式中：hs為網(wǎng)格（i，j）處的油膜厚度，mm；rs為網(wǎng)格（i，j）處的半徑，mm；pi+1，j、pi-1，j為對應(yīng)網(wǎng)格處的油膜壓力，Pa；μ為液壓油黏度，mm2·s-1；vs為網(wǎng)格（i，j）處的徑向滑動(dòng)速度。

2"仿真分析

采用剩余壓緊力法［1，22］，并結(jié)合磨合后的滑靴底面測量結(jié)果［13］，設(shè)置仿真的主要計(jì)算參數(shù)，如表1所示。采用有限體積方法離散守恒形式的雷諾方程和能量方程［3，23］，采用超松弛迭代法迭代求解雷諾方程和能量方程，采用牛頓迭代法求解力和力矩的平衡方程。順序解耦、循環(huán)修正得到滑靴動(dòng)態(tài)運(yùn)行時(shí)的泄漏流量q、和油膜厚度矢量h。

滑靴底面三點(diǎn)的油膜厚度在一個(gè)運(yùn)轉(zhuǎn)周期的變化曲線如圖5所示。缸體每轉(zhuǎn)360°，滑靴在斜盤工作面上滑移一圈，前半周期在斜盤排油側(cè)滑動(dòng)，底面以承受高壓為主，后半周期在斜盤吸油側(cè)滑動(dòng)，底面以承受低壓為主。在缸體轉(zhuǎn)角1800°后，滑靴實(shí)現(xiàn)穩(wěn)定運(yùn)行，下面以1800°～2160°的單個(gè)運(yùn)行周期為例進(jìn)行分析。

缸體轉(zhuǎn)角為1800°～1810°時(shí)，滑靴滑入斜盤排油側(cè)，承壓腔壓力迅速升高；滑靴受到的壓緊力、前傾力矩迅速增大。不同缸體轉(zhuǎn)速下的油膜厚度變化表現(xiàn)出以下特點(diǎn)：缸體轉(zhuǎn)速為1000，1500，2000 r/min時(shí)，油膜厚度h2、h3的曲線下降，厚度h1的曲線上升，且上升幅度隨轉(zhuǎn)速的提高而逐漸減小。缸體轉(zhuǎn)速為2500，3000，3500 r/min時(shí)，油膜厚度h1、h2、h3的曲線均下降，且油膜厚度h2的降幅更顯著。滑靴的運(yùn)行姿態(tài)表現(xiàn)為整體下移并前傾。

缸體轉(zhuǎn)角為1810°～1890°時(shí)，滑靴滑入斜盤排油側(cè)前段。采用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)的滑靴需要擠壓力平衡來自柱塞壓緊力。缸體不同轉(zhuǎn)速下的油膜厚度h1、h2、h3的曲線均呈下降趨勢。滑靴整體下移，對油膜產(chǎn)生擠壓作用。

缸體轉(zhuǎn)角為1890°～1980°時(shí)，滑靴在斜盤排油側(cè)后段滑動(dòng)，滑靴所受的力矩由前傾力矩逐漸轉(zhuǎn)變?yōu)楹髢A力矩，后傾角不斷增大。伴隨后傾角的變化，滑靴與斜盤之間的楔形動(dòng)壓效應(yīng)逐步增強(qiáng)，導(dǎo)致油膜厚度減小的速率有所減緩。轉(zhuǎn)速超過2000 r/min時(shí)，楔形效應(yīng)產(chǎn)生的動(dòng)壓力超過剩余壓緊力，導(dǎo)致滑靴開始整體上移。圖5中表現(xiàn)為油膜厚度h2、h3的曲線逐漸上升，而由于滑靴后傾角的增大，油膜厚度h1的曲線繼續(xù)下降。

缸體轉(zhuǎn)角為1980°～1985°時(shí)，滑靴由排油側(cè)滑入吸油側(cè)。一方面，由于滑靴姿態(tài)變化具有滯后性，動(dòng)壓力超過剩余的壓緊力，滑靴快速抬升，導(dǎo)致油膜厚度增大；另一方面，隨著滑靴底面承壓腔壓力的降低，滑靴產(chǎn)生彈性回復(fù)效應(yīng)，油膜厚度減小。因此，油膜厚度h1、h2、h3的變化曲線呈現(xiàn)明顯的非線性特征，這種變化受到轉(zhuǎn)速的直接影響。缸體轉(zhuǎn)速為1000，1500，2000 r/min時(shí)，油膜厚度h1、h2、h3曲線下降，降幅隨著轉(zhuǎn)速的增大而逐漸減小；缸體轉(zhuǎn)速為2500，3000，3500 r/min時(shí)，油膜厚度h1、h2、h3曲線上升，增幅隨著轉(zhuǎn)速的增大而逐漸增大。

缸體轉(zhuǎn)角為1985°～2045°時(shí)，滑靴在斜盤吸油側(cè)前段滑動(dòng)，為平衡柱塞壓緊力的減小，滑靴需上移以增大油膜厚度，減弱動(dòng)壓效應(yīng)對滑靴的影響。各轉(zhuǎn)速條件下，滑靴底面三點(diǎn)油膜厚度的均值快速增大，特別是在高轉(zhuǎn)速條件下，由于滑靴與缸體之間相對速度的增加，動(dòng)壓效應(yīng)更為顯著，使油膜形成更大的支撐力，促使滑靴底面整體油膜厚度的上升速率顯著增大。

缸體轉(zhuǎn)速低于2000 r/min時(shí)，油膜厚度h1曲線下降，且轉(zhuǎn)速越低，下降速率越大。這表明滑靴在低速運(yùn)行中需通過增大后傾角來維持所需的動(dòng)壓力。轉(zhuǎn)速超過2500 r/min時(shí)，油膜厚度h3曲線也下降。這是由于高轉(zhuǎn)速下滑靴所受離心力矩顯著增大，導(dǎo)致滑靴外傾，調(diào)整底面壓力分布。

缸體轉(zhuǎn)角為2045°～2160°時(shí)，滑靴進(jìn)入斜盤吸油側(cè)的后段，所受的慣性力逐漸增大。此時(shí)，滑靴底面的油膜厚度足夠大，楔形動(dòng)壓效應(yīng)相對較弱。為平衡逐漸增大的慣性力，滑靴下移以提供額外的擠壓力。圖5中，油膜厚度h2、h3的曲線下降。

3"結(jié)果分析

3.1"轉(zhuǎn)速分析

圖6所示為轉(zhuǎn)速提高時(shí)，滑靴底面最小間隙點(diǎn)軌跡變化曲線，圖中滑靴在斜盤表面逆時(shí)針方向滑動(dòng)。

轉(zhuǎn)速為1000，1500，2000 r/min時(shí)，滑靴底面最小間隙點(diǎn)落于Ⅰ、Ⅳ象限，表明滑靴在后傾滑動(dòng)，傾斜方位角在180°附近。隨著轉(zhuǎn)速的提高，滑靴傾斜方位角逐漸減小。轉(zhuǎn)速3500 r/min時(shí)，滑靴傾斜方位角達(dá)到最小值85°，呈現(xiàn)明顯的內(nèi)傾滑動(dòng)姿態(tài)。

圖7給出了轉(zhuǎn)速對滑靴密封帶底面中心間隙ho的影響。轉(zhuǎn)速為1000，1500，2000，2500，3000，3500 r/min時(shí)，底面中心間隙在排油側(cè)的平均增長幅度分別為21.36%、39.02%、64.91%、68.19%和69.5%，在吸油側(cè)的平均增長幅度分別為25.57%、53.44%、170.91%、356.50%和401.59%。滑靴密封帶底面中心間隙隨轉(zhuǎn)速的提高而增大，在排油側(cè)的底面中心間隙平均增長幅度小于吸油側(cè)的底面中心間隙平均增長幅度。

得到滑靴密封帶底面油膜厚度矢量h后，可求得滑靴密封帶底面的最小間隙hmin。圖8給出了轉(zhuǎn)速對滑靴密封帶底面最小間隙的影響，滑靴在吸油側(cè)時(shí)，底面最小間隙更小。轉(zhuǎn)速從1000 r/min提高到2500 r/min時(shí)，滑靴在吸油側(cè)的底面最小間隙均值增大105.65%。轉(zhuǎn)速從2500 r/min提高到3500 r/min時(shí)，滑靴在吸油側(cè)的底面最小間隙均值減小21.96%。轉(zhuǎn)速超過3000 r/min后，最小間隙進(jìn)一步減小，將小于斜盤和滑靴的粗糙度峰值之和，滑靴將與斜盤發(fā)生碰撞。

圖9所示為轉(zhuǎn)速與傾斜角度變化之間的關(guān)系。αxgt;0表示滑靴內(nèi)傾，αxlt;0表示外傾；αygt;0表示滑靴后傾，αylt;0表示前傾。在圖9a中，轉(zhuǎn)速分別為1000，1500，2000，2500，3000，3500 r/min時(shí)，滑靴在排油側(cè)繞X軸傾斜角度αx平均值依次為-0.0016，0.0011，0.0062，0.0232，0.0266，0.029 65 rad，吸油側(cè)的αx平均值分別為-0.0015，0.0017，0.0101，0.0835，0.1785，0.1950 rad。由此可見，滑靴的運(yùn)行姿態(tài)從外傾變?yōu)閮?nèi)傾，內(nèi)傾角度隨轉(zhuǎn)速的增加而增長，且在吸油側(cè)滑靴的傾側(cè)更明顯。

圖9b中，轉(zhuǎn)速分別為1000，1500，2000，2500，3000，3500 r/min時(shí)，滑靴在排油側(cè)繞Y軸的傾斜角度αy平均值依次為0.0118，0.0135，0.0173，0.0209，0.0275，0.0479 rad，轉(zhuǎn)速越高，滑靴前后傾變化越劇烈。轉(zhuǎn)速超過2500 r/min時(shí)，滑靴將與斜盤發(fā)生碰撞，瞬間沖擊導(dǎo)致滑靴由后傾姿態(tài)迅速轉(zhuǎn)為前傾姿態(tài)。

滑靴滑通過吸油區(qū)至排油區(qū)的過渡區(qū)時(shí)，所受負(fù)載發(fā)生突變，圖10所示為該階段轉(zhuǎn)速對滑靴支承剛度的影響。滑靴的油膜剛度與油膜厚度成反比，也與滑靴的姿態(tài)相關(guān)，結(jié)合圖7、圖9可知滑靴的支承剛度隨轉(zhuǎn)速的提高而減小。

圖11顯示了在排油段，轉(zhuǎn)速對滑靴底面瞬時(shí)泄漏的影響。轉(zhuǎn)速分別為1000，1500，2000，2500，3000，3500 r/min時(shí)，排油段的滑靴底面瞬時(shí)泄漏增幅分別為60.57%、121.82%、189.21%、209.29%、261.78%，滑靴底面的瞬時(shí)泄漏隨轉(zhuǎn)速的升高而增大。

3.2"密封帶寬度分析

采用剩余壓緊力法，在斜盤傾角為0°時(shí)，按壓緊系數(shù)0.98設(shè)計(jì)3種不同密封帶寬度的滑靴，并設(shè)置表面輪廓參數(shù)如表2所示。

圖12給出了3500 r/min轉(zhuǎn)速下滑靴密封帶寬度變化對底面三點(diǎn)油膜厚度的影響。隨著密封帶的增寬，油膜厚度曲線振幅有減小的趨勢，表明寬的密封帶能提供更大的支承剛度，可減小滑靴偏磨概率。

圖13給出了轉(zhuǎn)速3500 r/min下滑靴底面瞬時(shí)泄漏量隨密封帶增寬的變化。滑靴密封寬度由3.2 mm增至4.4 mm時(shí)，底面泄漏量減小5.49%；滑靴密封寬度由4.4 mm增至5.5 mm時(shí)，底面泄漏量增大32.48%。結(jié)合式（10）可知滑靴底面泄漏量與密封寬度成反比，與油膜厚度的3次方成正比。計(jì)及磨損輪廓后，滑靴底面密封帶增寬有利于形成楔形收斂效應(yīng)，增大滑靴底面整體油膜厚度，因此對密封性能的影響呈現(xiàn)出非線性特征。

4"結(jié)論

1）缸體轉(zhuǎn)速變化時(shí)，滑靴有非常復(fù)雜的瞬時(shí)響應(yīng)。轉(zhuǎn)速從1000 r/min提高到2500 r/min時(shí)，滑靴在吸油側(cè)的底面最小間隙均值增大105.65%；轉(zhuǎn)速從2500 r/min提高到3500 r/min時(shí)，滑靴在吸油側(cè)的底面最小間隙均值減小21.96%。計(jì)及磨損輪廓后，適當(dāng)提高轉(zhuǎn)速將增強(qiáng)底面動(dòng)壓效應(yīng)，使滑靴底面中心間隙、底面最小間隙增大；轉(zhuǎn)速過高時(shí)，滑靴離心力增大，底面動(dòng)壓效應(yīng)增強(qiáng)，使底面中心油膜增厚、支承能力下降、底面最小油膜厚度減小、泄漏增加，且在排油側(cè)易與斜盤發(fā)生剛性碰撞而偏磨。

2）滑靴底面密封帶增寬時(shí)，滑靴底面油膜厚度曲線振幅有減小的趨勢，表明增加密封帶寬度能提供更強(qiáng)的支承剛度，并有利于滑靴抗傾。計(jì)及磨損輪廓后，滑靴密封帶寬度對密封性能的影響表現(xiàn)出非線性特征，適當(dāng)增大密封帶寬度有利于提高密封性能，但密封帶過寬如密封帶內(nèi)徑比超過1.6將增強(qiáng)底面動(dòng)壓效應(yīng)，使得底面中心油膜增厚、底面泄漏增大。

3）滑靴在排油側(cè)泄漏增加、在吸油側(cè)偏磨是單密封帶滑靴高速應(yīng)用的主要制約因素。后續(xù)研究將討論輔助支承環(huán)對底面磨損輪廓的控制機(jī)理，分析輔助支承環(huán)在提高滑靴抗傾能力、減少底面泄漏中的作用。

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（編輯"張"洋）

作者簡介：

莫"虎，男，1985年生，博士，副教授。研究方向?yàn)闄C(jī)電液集成系統(tǒng)設(shè)計(jì)。發(fā)表論文7篇。E-mail：160103030002@mail.hnust.edu.cn。

胡燕平*（通信作者），男，1957年生，博士、教授。研究方向?yàn)闄C(jī)電液集成系統(tǒng)設(shè)計(jì)。發(fā)表論文50余篇。E-mail：yphu@hnust.edu.cn。

本文引用格式：

莫虎，胡燕平.單密封帶滑靴高速應(yīng)用制約因素分析［J］. 中國機(jī)械工程，2025，36（1）：96-103.

MO Hu， HU Yanping. Analysis of Limiting Factorsfor High-speed Application of Single-seal Slippers［J］. China Mechanical Engineering， 2025， 36（1）：96-103.

收稿日期：2023-06-12

基金項(xiàng)目：湖南省自然科學(xué)基金（2023JJ60180）；湖南省教育廳科學(xué)研究項(xiàng)目（24B0973）