滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)副摩擦模型的研究現(xiàn)狀

鄭 賢 ，王 瀟 ，韋 為 ，3，馮文波 ，石冬宇 ，譚華中

（1.廣西大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，廣西 南寧 530004；2.東風(fēng)汽車集團(tuán)有限公司技術(shù)中心，湖北 武漢 430058 3.廣西制造系統(tǒng)與先進(jìn)制造技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣西 南寧530004）

0 引言

滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)具有結(jié)構(gòu)簡單、體積小、重量輕和動(dòng)平衡性能好等諸多優(yōu)點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代制冷與空調(diào)系統(tǒng)當(dāng)中，但其效率相對其他類型的壓縮機(jī)并無明顯優(yōu)勢，這是因?yàn)橛绊懫湫实囊蛩剌^多，包括有間隙泄漏、吸排氣壓力損失、運(yùn)動(dòng)副的摩擦損耗和電機(jī)效率等[1-3]，其中運(yùn)動(dòng)副的摩擦損耗在滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)的消耗功當(dāng)中占了1/3左右[4]。摩擦損耗直接影響機(jī)械效率，要降低壓縮機(jī)的摩擦損耗，其關(guān)鍵在于根據(jù)滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)的實(shí)際工況，從現(xiàn)有摩擦學(xué)研究得出的摩擦模型中選擇適合滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)副實(shí)際工況的摩擦模型，建立滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)副的摩擦模型，進(jìn)而探明運(yùn)動(dòng)副的摩擦機(jī)理和摩擦特性。在滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)中，存在摩擦的運(yùn)動(dòng)副主要有滑片-滑槽副、滑片-端蓋副、滑片-滾動(dòng)轉(zhuǎn)子副、滾動(dòng)轉(zhuǎn)子-端蓋副、滾動(dòng)轉(zhuǎn)子-氣缸副和滾動(dòng)轉(zhuǎn)子-曲軸副。這些運(yùn)動(dòng)副在壓縮機(jī)的實(shí)際運(yùn)行過程中均處在動(dòng)態(tài)變化的環(huán)境，即位置、溫度、間隙、氣體壓力、潤滑狀態(tài)等都在不斷的變化，因此，各運(yùn)動(dòng)副的摩擦特性實(shí)際上是一個(gè)關(guān)聯(lián)多個(gè)因素并伴隨工作進(jìn)程而不斷變動(dòng)的特性。由于研究深度、認(rèn)識程度和著重點(diǎn)等諸多方面的差異，不同研究人員對滾動(dòng)活塞壓縮各運(yùn)動(dòng)副開展摩擦特性研究時(shí)，所用的摩擦模型各不相同，沒有一致的觀點(diǎn)，為此，本文先對摩擦學(xué)自開展理論研究至今的摩擦模型研究情況進(jìn)行梳理，接著對近年來關(guān)于滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)副摩擦模型建立和摩擦特性方面的研究進(jìn)行綜述，最后結(jié)合作者的一些研究結(jié)論提出滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)各運(yùn)動(dòng)副在摩擦模型建立和摩擦特性研究上的一些總結(jié)和展望。

1 摩擦模型

摩擦特性從Leonardo（1519年）的研究開始，已經(jīng)被學(xué)者們研究了500多年。眾多的試驗(yàn)研究揭示了摩擦具有豐富的行為特性，根據(jù)摩擦力可否用微分方程描述，可將摩擦模型分為靜態(tài)摩擦模型和動(dòng)態(tài)摩擦模型[5]。靜態(tài)摩擦模型是一種摩擦力為相對速度的函數(shù)模型；動(dòng)態(tài)摩擦模型是摩擦力為相對速度和位移函數(shù)的模型，因?yàn)閯?dòng)態(tài)模型既可以描述摩擦的靜態(tài)特性，也可以描述摩擦的動(dòng)態(tài)特性，故也可認(rèn)為靜態(tài)摩擦模型是動(dòng)態(tài)模型的一種特殊模型?？紤]到流體潤滑的存在，除上述兩種模型外，還有一種摩擦模型，即流體摩擦模型。

1.1 靜態(tài)摩擦模型

1.1.1 庫倫摩擦模型

庫倫摩擦模型的摩擦力的大小與負(fù)載正比，與接觸面大小無關(guān)，方向與運(yùn)動(dòng)方向相反，其摩擦力的表達(dá)式如下[6]：

式中F為摩擦力，F(xiàn)c為庫侖摩擦力，v是相對滑動(dòng)速度，sgn（v）是符號函數(shù)，當(dāng) v>0，sgn（v）=1，當(dāng)v=0，sgn（v）=0，當(dāng) v<0，sgn（v）=-1。

1.1.2 庫倫+粘性摩擦模型

當(dāng)摩擦面之間存在液體且認(rèn)為粘性摩擦力與速度成正比時(shí)，可將該模型描述為庫倫+粘性摩擦模型，其摩擦力的表達(dá)式為[7]：

式中b是粘性摩擦系數(shù)，其余符號的含義同式（1）。

1.1.3 靜摩擦+庫侖+黏性摩擦模型

靜摩擦+庫侖+黏性摩擦模型是為了使摩擦模型能夠描述靜摩擦力，在庫侖+黏性摩擦模型的基礎(chǔ)上引入了靜摩擦力，表達(dá)式為[7]：

1.1.4 Stribeck摩擦模型

Stribeck摩擦模型是由Bo和Pavelescu于1982年通過一個(gè)指數(shù)模型來描述Stribeck現(xiàn)象的模型，其表達(dá)是為：

式中，vs是 Stribeck速度，vs和 δ是經(jīng)驗(yàn)常數(shù)。Armstrong對該模型進(jìn)行晚上后完善，添加了黏性摩擦項(xiàng)[8]，得出了如下的摩擦力表達(dá)式：

1.2 動(dòng)態(tài)摩擦模型

1.2.1 Dahl摩擦模型

在外力的作用下，接觸的法向、切向都是有柔性變形的。Dahl發(fā)現(xiàn)兩相對運(yùn)動(dòng)在未達(dá)到最大靜摩擦力之前，接觸界面間會有微小的位移（即所謂預(yù)滑移位移），并用偏微分描述了摩擦力和位移的關(guān)系[10]，表達(dá)式為：

式中，f是摩擦力，x是變形量，σ0為剛度系數(shù)，v為相對運(yùn)動(dòng)速度，fc是庫倫摩擦力，是與曲線形狀有關(guān)的參數(shù)，圖1為α＝1時(shí)的曲線形狀。

圖1 Dahl摩擦模型

從時(shí)域角度看，上式可以描述為：

當(dāng)α=1時(shí)，Dahl模型變?yōu)?/p>

若設(shè)f=σ0z，則上式變?yōu)?/p>

式中，z為鬃毛變形量，它是一個(gè)狀態(tài)變量，代表的是在外力作用下的微小位移。穩(wěn)態(tài)狀況下，摩擦力為式：

Dahl模型最大的特點(diǎn)是采用狀態(tài)變量z來描述兩接觸副之間無數(shù)個(gè)接觸峰的平均變形，是后續(xù)建立其它動(dòng)態(tài)模型的基礎(chǔ)。

1.2.2 LuGre摩擦模型

LuGre摩擦模型是由法國學(xué)者Canudas de Wit在Dahl模型的基礎(chǔ)上綜合了鬃毛模型的思想提出的，其模型示意圖如圖2所示。在該模型中，鬃毛的平均變形量用狀態(tài)變量z來表示，摩擦力被認(rèn)為是由鬃毛的撓曲變形產(chǎn)生[11]，其表達(dá)式為：

式中，f是摩擦力；σ0為鬃毛的剛度系數(shù)；σ1為阻尼系數(shù)；σ2為黏性摩擦系數(shù)；v為兩表面相對速度；vs為Stribeck速度；Fc為庫侖摩擦力；Fs為最大靜摩擦力；函數(shù)g（v）描述的是Stribeck負(fù)斜率效應(yīng)。

當(dāng) g（v）=Fc，σ1= σ2=0 時(shí)，LuGre 摩擦模型將簡化為Dahl摩擦模型。若假設(shè)z˙=0，即鬃毛的平均變形處于穩(wěn)態(tài)運(yùn)動(dòng)時(shí)，且忽略黏性。這樣就可以得到前面所述的Stribeck摩擦模型。

該模型應(yīng)用一個(gè)一階微分方程描述了庫侖摩擦、可變靜摩擦、黏性摩擦、預(yù)滑移位移、摩擦滯后和Stribeck摩擦等，屬于連續(xù)模型，能夠很好地體現(xiàn)真實(shí)的摩擦現(xiàn)象，并且各摩擦狀態(tài)之間能夠平滑地過渡，但最大的難點(diǎn)就是對其6個(gè)參數(shù)的辨識，尤其是對2個(gè)動(dòng)態(tài)參數(shù)的辨識[12-15]。

圖2 LuGre摩擦模型

1.3 流體摩擦模型

1.3.1 牛頓內(nèi)摩擦

牛頓內(nèi)摩擦形成的摩擦力又稱粘性力，是一種是組成液體分子的內(nèi)聚力阻止分子相對運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的內(nèi)摩擦力，這種內(nèi)摩擦力只能減慢液體流動(dòng)，不能阻止液體流動(dòng)，這是與固體摩擦力不同的[9]。牛頓內(nèi)摩擦的模型示意圖如圖3所示，圖中Ⅰ、Ⅱ是面積相等的兩塊的平板，兩平板之間的距離很小并且其中充滿流體，剛開始時(shí)，系統(tǒng)原先處于靜止?fàn)顟B(tài)，之后平板Ⅱ不動(dòng)，而平板Ⅰ以恒定速度v沿x方向上運(yùn)動(dòng)，在運(yùn)動(dòng)過程中，緊貼于平板Ⅰ下方的一薄層流體也以速度v隨平板運(yùn)動(dòng)。當(dāng)速度v不太大時(shí)，板間流體將形成穩(wěn)定層流。從運(yùn)動(dòng)平板Ⅰ到固定平板Ⅱ的液體薄層的速度按某種曲線規(guī)律連續(xù)變化，靠近平板Ⅰ的液體比遠(yuǎn)離平板Ⅰ的液體具有較大的速度，并且離平板Ⅰ越遠(yuǎn)的薄層，其速度越小，至固定平板處，液體薄層的速度降為零。大量實(shí)驗(yàn)證明，牛頓內(nèi)摩擦力大小與流體性質(zhì)有關(guān)，與接觸面積A和流體成正比，其表達(dá)為：

圖3 牛頓內(nèi)摩擦

1.3.2 流體動(dòng)壓潤滑摩擦

流體動(dòng)壓潤滑是由摩擦表面的幾何形狀和相對運(yùn)動(dòng)，并借助粘性流體的動(dòng)力學(xué)產(chǎn)生動(dòng)態(tài)壓力來平衡外載荷一種模型，其示意圖如圖4所示。流體動(dòng)壓潤滑的形成必須要滿足一定的摩擦結(jié)構(gòu)和相對運(yùn)動(dòng)速度條件：流體表面形成由大到小的收斂液（氣）楔、流體表面具有一定的相對運(yùn)動(dòng)速度、流體要具備一定的粘度且供應(yīng)量、外載小于總的液（氣）膜力。在流體動(dòng)壓潤滑條件下，兩摩擦副表面之間被具有一定粘度的流體完全分開，此時(shí)固體之間的外摩擦被流體內(nèi)摩擦替代，避免了固體表面的直接接觸，在滑動(dòng)過程中表面間的摩擦阻力得到了盡可能的減小，表面的損傷也得到了減低[16]。流體動(dòng)壓潤滑的摩擦阻力極低，其摩擦系數(shù)在0.001～0.008或更低。流體動(dòng)壓潤滑滿足雷諾方程[17]，其普遍形式如下：

圖4 流體動(dòng)壓潤滑

1.3.3 彈性流體潤滑摩擦

彈性流體潤滑摩擦的模型如圖5所示，兩個(gè)摩擦傳動(dòng)的無限長滾子之間有油潤滑，滾子半徑分別為R1、R2。接觸區(qū)的壓力情況為赫茲接觸壓力分布，應(yīng)力區(qū)的寬度為a。兩滾子之間由于接觸面的運(yùn)動(dòng)將潤滑油帶入高壓接觸區(qū)使得金屬不直接接觸。由于壓力的升高，接觸區(qū)內(nèi)潤滑油瞬間固化，兩滾子間產(chǎn)生的速度差使在兩滾子間的固化油膜產(chǎn)生剪切力[18]。在不同載荷、剛度、潤滑油粘度下，有以下主要幾種經(jīng)驗(yàn)公式：

（1）當(dāng)滿足如下條件：①滾動(dòng)體為剛性，不考慮其接觸變形；②潤滑油粘度為常數(shù)，不考慮粘度的影響；③滾動(dòng)體為無限寬，不考慮潤滑油在寬度方向上的流動(dòng)，可利用馬丁方程：

（2）當(dāng)潤滑油粘度受壓力較大，且處于等溫條件式，可利用布洛克方程：

（3）當(dāng)表面變形較大且潤滑油粘度變化不大，可采用如下的布洛克方程：

（4）但假設(shè)油不可壓縮，無側(cè)泄，忽略熱效應(yīng)式，可利用道森方程[19]：

圖5 彈性流體動(dòng)力潤滑

以上摩擦模型歸結(jié)起來有靜態(tài)摩擦模型、動(dòng)態(tài)摩擦模型和流體潤滑摩擦等，雖然三者都可以用于滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)副的摩擦分析和計(jì)算，但只有對各運(yùn)動(dòng)副的摩擦狀態(tài)充分了解后，選取合適的摩擦模型進(jìn)行分析才能獲得準(zhǔn)確結(jié)論。

2 國內(nèi)學(xué)者在壓縮機(jī)各運(yùn)動(dòng)副摩擦狀態(tài)和摩擦特性的研究

國內(nèi)不同學(xué)者通過開展實(shí)驗(yàn)研究或者進(jìn)行理論分析，對滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)的摩擦磨損和摩擦特性展開了多方面的研究，直接或間接地指出了滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)各運(yùn)動(dòng)副的摩擦狀態(tài)。

張華俊等在《空調(diào)用滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)動(dòng)力分析》中[20]，指出偏心軸與氣缸下蓋、滾動(dòng)活塞下表面、滑片與滑片槽、滑片端部與滾動(dòng)活塞表面等處運(yùn)動(dòng)副為邊界摩擦，其余運(yùn)動(dòng)副為流體潤滑，并給出了各個(gè)運(yùn)動(dòng)副的摩擦功率計(jì)算公式。

樊靈等在《變頻旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)的研究現(xiàn)狀與進(jìn)展》中[21]，分析了旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的動(dòng)力學(xué)特性研究現(xiàn)狀，指出葉片與滑槽間摩擦狀態(tài)時(shí)邊界摩擦，滾動(dòng)活塞與氣缸壁間是流體動(dòng)壓摩擦，滾動(dòng)活塞受到了流體動(dòng)壓力和粘性剪切力。

馬國遠(yuǎn)在《滾動(dòng)活塞式壓縮機(jī)的動(dòng)力計(jì)算》中[22]，指出葉片與滑片槽運(yùn)動(dòng)副為邊界摩擦，滾動(dòng)活塞與氣缸端蓋間、滾動(dòng)活塞與轉(zhuǎn)子間、轉(zhuǎn)子與氣缸端蓋間的摩擦為平行流體潤滑，滾動(dòng)活塞與氣缸壁間為流體動(dòng)壓潤滑，其不足之處是滾動(dòng)活塞與轉(zhuǎn)子間不能簡化為平行流體潤滑，而是符合流體動(dòng)壓潤滑。

李愛國在《滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)活塞異常磨損的研究》中[23]，指出滾動(dòng)活塞與轉(zhuǎn)子間、滾動(dòng)活塞與氣缸壁間的潤滑狀態(tài)更符合流體動(dòng)壓潤滑，滾動(dòng)活塞與氣缸端蓋間、轉(zhuǎn)子與氣缸端蓋間的摩擦為平行流體潤滑。

周杏標(biāo)等在《旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)滑片端部動(dòng)力學(xué)分析》中[24]，指出滑片與滑片槽間出現(xiàn)了邊界摩擦，還存在粘滯摩擦。通過分析曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)頻率、滑片厚度、滑片端部半徑、吸排氣壓差、活塞質(zhì)量對活塞自轉(zhuǎn)角速度、相對滑動(dòng)速度、PcV值等的影響規(guī)律，有效預(yù)測滑片端部與活塞摩擦副的磨耗情況，并且提出減小PcV值方向，為旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)思路。

周德馨在《提高旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)可靠性的技術(shù)》中[25]，提出使用珠光體灰口鑄鐵等耐磨材料作為旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的機(jī)芯材料，在磨合后其基體有所磨損后形成的溝槽有利于保持油膜，滑片在彈簧和排氣壓力推動(dòng)下壓向活塞，滑片端部R面與活塞外圓呈線形接觸，運(yùn)行中產(chǎn)生急劇的摩擦，容易出現(xiàn)大的磨損，且此處為邊界摩擦。

董桂田在《滾動(dòng)軸承摩擦力矩的彈性流體動(dòng)壓潤滑計(jì)算》中[26]，指出在滾動(dòng)軸承摩擦力矩計(jì)算中引入彈性流體動(dòng)壓潤滑理論算得的結(jié)果與考慮潤滑帶來的摩擦、滾動(dòng)摩擦和打滑經(jīng)驗(yàn)式確定的值相差甚微，該文獻(xiàn)提出的公式能準(zhǔn)確計(jì)算滾動(dòng)軸承任意時(shí)刻的摩擦力矩，揭示了滾動(dòng)軸承摩擦力矩的彈性流體動(dòng)壓潤滑計(jì)算的物理本質(zhì)。

總結(jié)上述學(xué)者對滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)的研究結(jié)論，可以大體明確滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)各個(gè)運(yùn)動(dòng)副的摩擦狀態(tài)：

（1）滾動(dòng)活塞與滑片、滾動(dòng)活塞與下端蓋等處摩擦狀態(tài)為邊界摩擦；

（2）滑片與端蓋、滾動(dòng)活塞與上端蓋等處摩擦狀態(tài)為平行流體潤滑摩擦狀態(tài)；

（3）滑片與滑片槽間同時(shí)有邊界摩擦和粘滯摩擦；

（4）滾動(dòng)活塞與曲軸之間為流體動(dòng)壓潤滑；

（5）滾動(dòng)活塞與氣缸間考慮為流體動(dòng)壓潤滑或者彈流潤滑。

3 作者在壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)副摩擦的研究

在滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)眾多的運(yùn)動(dòng)副中，滑片與滑片槽運(yùn)動(dòng)副之間的狀況變化最為激烈，因此，該運(yùn)動(dòng)副也是摩擦磨損的產(chǎn)生最為嚴(yán)重的地方，對壓縮機(jī)的性能有著關(guān)鍵的影響。為了對滑片與滑片槽運(yùn)動(dòng)副之間的摩擦特性進(jìn)行研究，且考慮到難以在壓縮機(jī)本體上開展實(shí)驗(yàn)觀測，作者在前期的研究中，設(shè)計(jì)一種與滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)滑片與滑片槽運(yùn)動(dòng)副等效的實(shí)驗(yàn)裝置，其示意圖如圖6所示。實(shí)驗(yàn)中，利用拉壓力傳感器測量試驗(yàn)裝置的滑片與滑槽運(yùn)動(dòng)副之間的摩擦力，并借助高速攝影技術(shù)和圖像處理技術(shù)分析滑片相對滑槽的運(yùn)動(dòng)狀況，研究了滑片與滑槽運(yùn)動(dòng)副之間的摩擦特性[27]，結(jié)果表明滑片在運(yùn)行期間具有明顯的二階運(yùn)動(dòng)特征，即滑片不僅存在沿著滑槽方向的來回運(yùn)動(dòng)而且存在左右偏擺運(yùn)動(dòng)，在工作周期內(nèi)滑片始終保持順時(shí)針傾斜姿態(tài)并規(guī)律性地發(fā)生橫向運(yùn)動(dòng)與偏擺。滑片的二階運(yùn)動(dòng)直接影響到滑片-滑槽運(yùn)動(dòng)副的油膜厚度，進(jìn)而影響潤滑狀態(tài)，并且滑片兩側(cè)的潤滑狀態(tài)是動(dòng)態(tài)變化的，在吸氣腔側(cè)，滑片與滑槽之間的潤滑狀態(tài)較為惡劣，主要表現(xiàn)為混合潤滑和邊界潤滑，承載側(cè)壓力主要由流體動(dòng)壓和擠壓組成；在壓縮腔側(cè)，滑片與滑槽之間的潤滑狀態(tài)較好，是完全流體潤滑和較淺的混合潤滑，承載側(cè)壓力主要為流體動(dòng)壓。

圖6 滑片與滑片槽運(yùn)動(dòng)副的等效實(shí)驗(yàn)裝置

4 總結(jié)

摩擦學(xué)自開展理論研究至今，經(jīng)過國內(nèi)外眾多學(xué)者的研究、不斷補(bǔ)充和完善，建立了形式多樣、適合不同應(yīng)用場景的多種摩擦模型，這些不僅包括將摩擦力描述為相對速度函數(shù)的靜態(tài)摩擦模型，也包括將摩擦力描述為相對速度和位移函數(shù)的動(dòng)態(tài)摩擦模型，另外，考慮到流體潤滑的存在，除上述兩種模型外，還有一種摩擦模型，即流體摩擦模型。這些模型下還有子模型，分別適用不同的應(yīng)用場合和特定工況，從總體來看，已經(jīng)足夠豐富。而從中現(xiàn)有的摩擦學(xué)理論研究中獲得的模型里面選用恰當(dāng)?shù)哪Ｐ烷_展?jié)L動(dòng)活塞壓縮機(jī)的摩擦特性研究，其關(guān)鍵在于要依據(jù)壓縮機(jī)的實(shí)際運(yùn)行工況進(jìn)行選取。通過對近年來不同學(xué)者關(guān)于滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)副摩擦模型建立和摩擦特性方面的研究進(jìn)行綜述，并結(jié)合作者的一些研究結(jié)論提出滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)各運(yùn)動(dòng)副在摩擦模型建立和摩擦特性研究上的一些總結(jié)和展望如下：

（1）轉(zhuǎn)子與下端蓋、滾動(dòng)活塞與滑片、滾動(dòng)活塞與下端蓋等運(yùn)動(dòng)副是邊界潤滑，宜采用庫倫摩擦模型；

（2）滑片與端蓋、轉(zhuǎn)子與上端蓋、滾動(dòng)活塞與上端蓋等運(yùn)動(dòng)副是平行流體潤滑，宜采用平行流體牛頓內(nèi)摩擦模型；

（3）滾動(dòng)活塞與轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)副是流體動(dòng)壓潤滑，宜采用流體動(dòng)壓潤滑摩擦模型；

（4）滾動(dòng)活塞與氣缸運(yùn)動(dòng)副為流體動(dòng)壓潤滑或者彈流潤滑，宜采用流體動(dòng)壓潤滑摩擦模型或彈性流體動(dòng)壓潤滑摩擦模型；

（5）滑片與滑片槽運(yùn)動(dòng)副之間的狀況變化最為激烈，既有邊界摩擦又有粘滯摩的運(yùn)動(dòng)副，很難用單一摩擦模型進(jìn)行描述，并且滑片在運(yùn)行期間具有明顯的二階運(yùn)動(dòng)特征，該二階運(yùn)動(dòng)直接影響到滑片-滑槽運(yùn)動(dòng)副的油膜厚度，進(jìn)而影響潤滑狀態(tài)，并且滑片兩側(cè)的潤滑狀態(tài)是動(dòng)態(tài)變化的，在吸氣腔側(cè)，滑片與滑槽之間的潤滑狀態(tài)較為惡劣，主要表現(xiàn)為混合潤滑和邊界潤滑，承載側(cè)壓力主要由流體動(dòng)壓和擠壓組成；在壓縮腔側(cè)，滑片與滑槽之間的潤滑狀態(tài)較好，是完全流體潤滑和較淺的混合潤滑，承載側(cè)壓力主要為流體動(dòng)壓。對滑片與滑槽之間進(jìn)行摩擦特性研究時(shí)，應(yīng)考慮滑片二階運(yùn)動(dòng)的影響。