基于動壓效應的柱塞泵滑靴副潤滑特性仿真分析

王月鵬， 陳先勇， 曹華威， 宋 博， 李 嘉

(1.國網北京昌平供電公司， 北京 102200； 2.許繼三鈴專用汽車有限公司， 河南 許昌 461000；3.許繼時代技術有限公司， 河南 許昌 461000；4.長安大學 公路養(yǎng)護裝備國家工程實驗室， 陜西 西安 710064)

引言

柱塞泵是重要的動力裝置之一，是能夠連續(xù)地提供不同流量和壓力的介質。相比其他類型的油泵，柱塞泵轉速范圍大、增壓能力強、可控性高[1]。因此，高性能柱塞泵的性能分析研究一直是被關注的重點。其中，柱塞泵中的幾個主要摩擦副是柱塞泵性能和壽命的重要影響因素。而滑靴副長期工作在高速、重載的狀態(tài)下，若其油膜太厚，密封性遭到破壞，泄漏增加，將大大降低泵的容積效率；若其油膜太薄或者無法形成，則滑靴副表面會發(fā)生磨損甚至燒壞，縮短泵的使用壽命。所以滑靴副的性能更直接制約柱塞泵高壓化、高速化的技術發(fā)展。因此，要實現柱塞泵大流量、高壓化、高速化、低噪聲和長壽命等目標，掌握滑靴副的潤滑特性，建立優(yōu)異的潤滑油膜是重要的技術手段之一[2]。然而，目前國內柱塞泵多為測繪仿制，且滑靴副大都按靜壓支承原理進行設計與分析。由于柱塞泵處于周期性交變重載的工作條件下，滑靴在斜盤上的運動軌跡是非規(guī)則的空間曲線，實際中滑靴副底面的楔形油膜因為相對運動將產生動壓支承力，從而使滑靴副的壓力場分布變得更加復雜[3]。所以，為精確反映滑靴副的實際潤滑情況，有必要專門對柱塞泵滑靴副潤滑特性進行研究。

1 國內外研究現狀

目前，針對柱塞泵滑靴副潤滑特性的相關研究受到了越來越多的重視。國外對于柱塞泵滑靴副的相關研究可追溯到20世紀70年代，主要代表是KOC E等[4-5]，確定了滑靴受到的離心力矩和球鉸副摩擦力矩是導致滑靴發(fā)生傾覆現象的2個重要因素，會影響滑靴副油膜潤滑狀態(tài)。同時，MANRING N D等[6-7]在發(fā)展初期，在滑靴副的研究中也取得了一系列的研究成果，理論分析并建立了滑靴的動力學模型，根據受力情況對滑靴的傾覆趨勢進行了預測，但忽略了油膜的擠壓效應。由于柱塞泵工作過程中，滑靴側傾可能與斜盤發(fā)生接觸，并在高壓下產生彈性變形。因此，BERGADA J M等[8-9]對滑靴副油膜可能發(fā)生的彈性混合潤滑情況進行了研究。另一方面，隨著數值分析方法和計算機仿真技術的興起和發(fā)展，出現了采取數值計算和軟件仿真相結合的方法進行柱塞泵關鍵摩擦副的研究工作及成果。 Purde大學基于C++設計了仿真軟件，IVANTYSYNOVA M和WIECZ-OREK U等[10-11]應用該軟件對軸向柱塞泵的配流副、柱塞副、滑靴副3處油膜進行了全面的潤滑特性仿真研究。PELOSI M等[12]建立了滑靴副的熱彈流動態(tài)仿真模型，對高壓下的滑靴變形、油膜的溫度場進行了數學建模和仿真研究，該模型涵蓋了滑靴的動力學特性、壓力場模型、滑靴和斜盤的變形以及滑靴副的熱傳遞模型。

國內對于柱塞泵滑靴副的研究起步較晚，加上試驗手段和條件匱乏，使得相關研究工作開展較少，主要集中在對柱塞泵滑靴副的潤滑問題及影響規(guī)律方面[13-14]。鄭家錦等[15]提出了一種多油室滑靴結構，并在滑靴表面開設梯形油槽，通過試驗研究表明，這種結構可以減小滑靴的側傾。胡新華[16]對柱塞副和滑靴副的運動受力進行了分析，計算了滑靴受到的傾覆力矩，并通過搭建試驗臺對油膜厚度進行了測量；此外，還提出了一種靜壓支承球鉸副的設計方法[17]，并在考慮油膜擠壓效應的情況下求解了滑靴油膜的靜壓支承力。孫營輝[18]針對滑靴副油膜厚度場、壓力場以及滑靴自旋轉速的測試，設計了試驗臺測試泵的機械結構，實現了厚度場與壓力場的多點測量。于思淼[19]重點研究了滑靴副油膜的動壓效應和擠壓效應，應用MATLAB編制了滑靴副流體動壓支撐分析軟件。

綜上可知，國內對滑靴副的研究由于起步晚相對較為局限，主要集中在滑靴副動力學特性以及潤滑特性的理論研究。且上述研究對象基本都是平行柱塞的軸向柱塞泵滑靴副，而軸向傾斜式的球面斜盤軸向柱塞泵的滑靴副相關研究現階段還處于對滑靴靜壓潤滑特性的求解方面。對于動壓效應、滑靴變形以及油膜溫度場等關鍵問題還沒有進行深入研究。為此，進行動壓效應下的柱塞泵潤滑特性仿真研究，對提高柱塞泵的性能具有一定的理論及應用價值。

因此，在某型帶滑靴且柱塞傾斜的球面斜盤柱塞泵的基本參數基礎上，進行滑靴副潤滑特性的相關分析研究；其次，給出該型柱塞泵滑靴副油膜的潤滑特性求解方法；進而，利用該求解方法進行動壓效應的仿真分析，并基于支撐力計算驗證方法的有效性；最后，對影響油膜壓力分布的主要因素進行仿真分析研究，以確定影響規(guī)律。

2 柱塞泵參數

以某型帶滑靴且柱塞傾斜的球面斜盤柱塞泵為對象，進行滑靴副潤滑特性的相關分析研究。該型柱塞泵的基本元件有：轉子、分油盤、柱塞(9個)、滑靴、斜盤和控制活塞等。其中，滑靴副主要由柱塞、滑靴、斜盤3個部件組成，為保證滑靴和斜盤間潤滑為全膜潤滑(即純液體摩擦)，柱塞泵的滑靴副為帶中心油池的阻尼孔型靜壓支承滑靴，斜盤為球面斜盤。因斜盤工作表面為凹球面，為保證良好貼合，滑靴底面也為近似球面。此外，由于斜盤表面的曲率半徑遠大于滑靴副的相關結構尺寸，為研究方便，在接下來的建模當中，假設滑靴底面和斜盤表面均為圓形平面。圖1所示為該型柱塞泵滑靴副結構示意圖，泵轉子、柱塞、滑靴以及保持架等部分結構參數如表1所示。為了更好的展示其結構，進行了三維模型建模，模型示意圖如圖2所示。

圖1 柱塞泵滑靴副結構示意圖

圖2 柱塞泵滑靴副三維模型示意圖

該型柱塞泵燃油介質采用RP-3型航空煤油，其部分性能參數如下：

(1) 最大轉速n： 4620 r·min-1

(2) 體積流量V： 400～10000 L·h-1

(3) 進口壓力pin： 0.9 MPa

(4) 增壓Δp： 20 MPa

(5) 功率P： ≤5.6 kW

此處由于本研究重點及篇幅限制，暫不給出各個參數的具體計算過程。

表1 部分結構參數

3 柱塞泵滑靴副動壓效應

滑靴底面油膜產生的靜壓力不足以平衡柱塞腔的油壓力，需將中心彈簧力、慣性力、離心力等其他力考慮進來。即靜壓支承滑靴穩(wěn)定工作時的油膜支承力并不完全由靜壓支承力提供，滑靴副間還存在著動壓效應，相應地存在動壓支承力?；ピ诠ぷ鬟^程中受到離心力矩和摩擦力矩的作用，將使滑靴發(fā)生傾覆，從而在滑靴底面和斜盤表面形成一定夾角，產生楔形油膜，如圖3所示。由流體力學動壓潤滑理論可知，滑靴與斜盤之間形成的楔形油膜由于相對運動會產生附加壓力場，這是因為流體通過收斂間隙速度增大，產生額外的動壓力，從而改變滑靴副油膜靜壓支承下的壓力場分布，使整個滑靴副的潤滑情況變得更為復雜。故燃油柱塞泵的靜壓支承滑靴實際上是靠動壓和靜壓協(xié)調配合來實現有效潤滑。

圖3 柱塞泵滑靴副動壓示意圖

滑靴副工作過程中，存在一系列的潤滑特性參數，滑靴副的實際潤滑效果正是這些潤滑特性參數共同作用的結果，主要包括承載力、抗傾覆力矩、泄漏量等，通常對相應的微觀特性進行積分即可求得。

油膜承載力由下式進行計算：

(1)

由于油膜動壓效應的作用，滑靴底面將形成不均衡的壓力分布，從而分別產生繞x軸和繞y軸的抗傾覆力矩，表達式如下：

(2)

燃油柱塞泵工作時，滑靴副始終保持著一定的油膜間隙，油液從中心油池經滑靴密封帶泄漏到轉子腔，泄漏量的計算公式為：

(3)

泄漏量是滑靴副關鍵的潤滑特性參數，若泄漏量過大，則會使整個柱塞泵的容積效率降低；若要減小泄漏量，則需要使油膜厚度變小，但會影響滑靴副潤滑效果。

4 基于動壓效應的柱塞泵滑靴副潤滑特性求解

由于動壓效應的存在，滑靴副油膜的潤滑狀況變得錯綜復雜，其壓力場和厚度場的求解也變得更加困難。此處給出考慮動壓效應的滑靴副潤滑特性數值求解方法，分別完成油膜壓力場、油膜厚度場的求解。

4.1 假設條件

由于滑靴副間的流動是錯綜復雜的空間流動，基于滑靴副基本潤滑性質分析，研究中對潤滑油膜作如下假設：

(1) 忽略油膜受到的體積力和慣性力，如重力和離心力；

(2) 介質為Newton流體；

(3) 不考慮油膜中的湍流和渦流；

(4) 油液在滑靴副壁面無滑移；

(5) 在潤滑油膜厚度方向上，流體黏性和壓力保持不變；

(6) 忽略油膜曲率引起的速度方向的變化；

(7) 假設油膜溫度場均勻分布。

由于滑靴副油膜的厚度非常小，設定滑靴副油膜為層流，流體黏性和壓力在厚度方向保持不變等假設是合理的。在層流狀態(tài)下，選取柱坐標系為潤滑油膜參考坐標系，由于滑靴傾斜方向與運動速度方向并不一致，所以在滑靴徑向和周向都有動壓產生。根據N-S方程和連續(xù)性方程可推導得出柱坐標系下的適合油膜描述的控制方程為：

(4)

式中，vr,vθ為滑靴與斜盤相對滑動速度的徑向和周向分量;ht,hb為滑靴頂部和斜盤底部壁面的厚度。方程式等號后前兩項表示油膜在滑靴與斜盤楔形間隙下運動產生的動壓效應；中間兩項表示由滑靴表面的邊界速度梯度引起的變化；后兩項表示滑靴和斜盤的彈性變形引起的油液擠壓效應。

4.2 滑靴副油膜壓力場求解

選取有限體積法求解油膜壓力場，對滑靴副油膜的控制方程式(4)進行偏微分方程離散求解。由簡化N-S方程，即式(5)，積分得到油膜流速方程，沿膜厚方向對流速進行積分得到單位寬度截面流量，結合控制體積寬度得到整個體積流量，最后通過流量守恒方程進行求解?；ジ庇湍毫銮蠼饬鞒倘鐖D4所示。

具體過程如下：

(5)

式(5)為不可壓縮流體的簡化N-S方程，將其轉化成圓柱坐標形式并在平面上積分可得油膜的流速為：

(6)

圖4 滑靴副油膜壓力場求解流程

將式(6)沿油膜厚度方向積分，以確定單位寬度截面上通過的體積流量，為：

(7)

式中，qr為體積流量的徑向分量;qθ為體積流量的周向分量。

對滑靴副求解域進行徑向和周向網格劃分，即將滑靴副潤滑區(qū)域劃分成有限個控制體積，并使每一個體積單元充分微小，以保證求解過程中的迭代精度。以每一個網格節(jié)點為中心，選取半網格范圍空間區(qū)域作為離散控制體積。根據流量守恒原理，從離散控制體積各邊界流入和流出的流量相等，整個體積內的流量增量為0，即：

(8)

利用式(7)可求出式(8)中的各項流量，分別如式(9)～式(12)所示：

(9)

(10)

(11)

(12)

將式(9)～式(12)帶入式(8)中，對方程中壓力p的偏微分項進行向后差分處理，可得到各節(jié)點p(i, j)的數值表達式，進而構成了一個非線性方程組，方程組中的系數是各節(jié)點待求的油膜壓力的函數。采取數值迭代的方法求解這一非線性方程組，從而得到整個油膜的壓力分布。求解中先給定初始的中心油膜厚度hc和滑靴最大傾斜角βmax，采用Gauss-Seidel超松弛迭代算法進行求解，并設定數值收斂條件為:

(13)

式中，m和n分別為徑向和周向網格節(jié)點數；ε為從k次迭代到k+1次的相對誤差，取[ε]=1×10-6。若迭代誤差滿足要求，油膜壓力場求解完畢，通過積分可求得滑靴副油膜支承力、動壓力矩、泄漏量等潤滑特性參數。

4.3 滑靴副油膜厚度場求解

在滑靴底面與斜盤表面間形成一層楔形油膜，該滑靴副油膜厚度場是復雜的三維空間場，隨著外部載荷、壓力場分布以及滑靴姿態(tài)的改變而改變?；ジ庇湍ず穸葓銮蠼饬鞒倘鐖D5所示。

如圖5可以看出，厚度場的求解過程中，需要結合壓力場求解結果為初值，進而完成油膜各個力矩的計算，在判斷狀態(tài)后，進行循環(huán)迭代。迭代中，對中心油膜厚度和傾斜角進行更新。

為了更加準確地描述油膜的傾覆特性，通過滑靴傾斜角度和滑靴中心油膜厚度進行該楔形油膜的數學描述，示意圖如圖6所示。其中，需要對滑靴x軸、y軸2個方向的角位移進行求解，并計算出滑靴底面中心油膜厚度。由圖6中的幾何關系進行推導，可得厚度場的表達式為：

h=hc+r·sinβ·cos(Ω-φ)

(14)

式中，hc為中心油膜厚度;Ω為坐標系中任一點與x軸的夾角;φ為滑靴最大傾斜方位角。

圖5 滑靴副油膜厚度場求解流程

圖6 滑靴副油膜厚度計算示意圖

滑靴受到的主要力矩為離心力矩、密封帶油膜摩擦力矩以及油膜動壓力矩。此外，還受到圍繞柱塞球頭相對轉動受到球鉸副油膜的摩擦力矩。

滑靴在x軸和y軸上受到的離心力矩為：

(15)

摩擦力矩為：

(16)

動壓力矩為：

(17)

由于滑靴球窩與柱塞球頭的相對運動幅度較小，假設球窩中心與球頭中心重合，則球絞副摩擦力矩為：

MFx=-μbsFnRb

(18)

式中，μbs為摩擦系數，一般取常數。

對式(14)的厚度場進行求解，是完成滑靴傾斜角度和傾斜方位角，而滑靴傾斜角和傾斜方位角均由其繞x軸和y軸的轉動角度φx和φy決定，滿足如下關系：

(19)

假定球頭和滑靴的接觸點在球心和滑靴重心的連線上(z軸上)，則滑靴的運動速度由柱塞腔內柱塞的線性運動決定，為：

vz=vcosψ

(20)

式中，v為柱塞在柱塞腔內的相對運動速度。

對式(20)求導，得滑靴在z軸方向加速度，為：

(21)

根據受力平衡和力矩平衡條件，確定滑靴副動力學平衡模型，為：

(22)

式中，Jx為滑靴關于x軸的轉動慣量;Jy為滑靴關于y軸的轉動慣量。

從式(22)可知，滑靴副的動力學平衡模型是一個非線性方程組，運用Newton-Raphson方法進行迭代求解得出φx和φy，可得到整個滑靴副的厚度場。

5 基于動壓效應的柱塞泵滑靴副潤滑特性仿真

對柱塞泵滑靴副油膜的潤滑特性進行數值模擬，分析其動壓效應下的潤滑特性，并給出了驗證；同時，分析中心油膜厚度、滑靴最大傾斜角、轉子轉速以及進口壓力對滑靴副油膜壓力分布的影響。

5.1 動壓效應仿真結果及驗證

以上述求解方法進行考慮動壓效應下的仿真求解。圖7和圖8所示為滑靴副1個周期內的中心油膜厚度和最大傾斜角計算結果。

圖7 滑靴副中心油膜厚度

圖8 滑靴最大傾斜角

圖中，最大傾斜角是絕對值，沒有考慮其與坐標系位置的關系。圖7中，在考慮油膜動壓效應的情況下，油膜厚度在α=180°狀態(tài)(吸排區(qū)切換狀態(tài))時，油膜厚度不再發(fā)生跳變，這正是動壓效應的作用。圖8中，滑靴在α=180°狀態(tài)(吸排區(qū)切換狀態(tài))時發(fā)生最大傾斜，滑靴在該點將產生最大動壓支承力。

圖9給出了在α=180°狀態(tài)(吸排區(qū)切換狀態(tài))時，考慮動壓效應的油膜壓力分布。

圖9 考慮動壓效應的油膜壓力分布

在該條件下，油膜動靜壓混合支承力可由式(23)對壓力積分求得：

(23)

由靜壓潤滑理論可知油膜的靜壓支承力為：

(24)

因此，油膜的動力支承力為：

Fd=Fhd-Fj

(25)

可求得該狀態(tài)油膜動靜壓混合支承力，即：全部承載力為2509.5 N，靜壓支承力為1790 N，動壓支承力為719.5 N。而滑靴副受力分析結果得到α=180°時滑靴所受合壓緊力大約2532.5 N(此處受力理論分析不詳細闡述)，因此，數值計算結果和理論分析結果所得到的動靜壓混合支承力幾乎吻合。同時，證明了柱塞泵滑靴副油膜的承載力主要由靜壓支承力提供，但動壓支承力體現的動壓效應不可忽略。值得注意的是，有必要利用相關實驗進行仿真的有效性驗證，作為后續(xù)研究重點。

此外，如圖10和圖11所示為滑靴傾斜角β和滑靴旋轉速度ω為0時的油膜壓力分布 。

圖10 β=0時的油膜壓力分布

圖11 ω=0時的油膜壓力分布

圖10和圖11中，沒有出現明顯的動壓峰值，進而計算求得動壓支承力，β=0時為42.8 N，ω=0時為71.1 N，表明兩種情況下滑靴副油膜中依舊存在少量的動壓力，這是由于滑靴副流道中的介質本身流動，流體只要具有速度就會產生相應的動壓力，通過間隙時介質流動速度增加，使動壓力增大。

通過上述3種情況下的仿真結果分析可以得到，考慮動壓效應時，數值計算結果和理論分析結果所得到的動靜壓混合支承力幾乎吻合。同時，滑靴副油膜的動壓力和靜壓力相對獨立，相互影響較小，且在滑靴工作過程中靜壓作用更為穩(wěn)定，在油膜承載力中占主導地位。而動壓作用雖然更小，但動壓支承力體現的動壓效應不可忽略。

5.2 壓力分布影響因素分析

滑靴副油膜形狀主要由中心油膜厚度hc和滑靴最大傾斜角β確定，不同的油膜形狀將使滑靴油膜壓力分布產生巨大差異，影響其潤滑特性。因此，逐一對上述兩種影響因素進行仿真分析。

圖12 不同中心油膜厚度下的壓力分布仿真結果

首先，分析中心油膜厚度對油膜壓力分布的影響規(guī)律。選擇在滑靴最大傾斜角不變時，對不同中心油膜厚度下的滑靴副油膜壓力進行仿真分析。如圖12所示為β取0.00075 rad，hc分別取10，11，12 μm的油膜壓力分布仿真結果。

由圖12可知，當滑靴最大傾斜角保持不變時，不同的中心油膜厚度下，滑靴油膜的靜壓作用區(qū)域壓力分布幾乎不發(fā)生改變，動壓力峰值隨著中心油膜厚度的增加而減小。油膜整體的靜壓支承力保持不變，動壓支承力減小，但靜壓力分布隨著中心油膜厚度的增加其壓力梯度向邊緣發(fā)散。此外，油膜的動壓效應對于中心油膜厚度的變化十分敏感，在最大傾斜半徑上，10 μm中心膜厚下的最大壓力可達40 MPa以上，1 μm的中心膜厚變化可能造成不少于20 MPa的動壓力差值。同時，最大傾斜角固定時，中心油膜厚度的增加會使楔形油膜的收斂性減弱，從而抑制動壓力的產生，使收斂間隙的動壓效應減弱，相應的動壓力峰值也隨之減小。

其次，分析滑靴最大傾斜角對油膜壓力分布的影響規(guī)律。選擇在中心油膜厚度不變時，對不同滑靴最大傾斜角下的滑靴副油膜壓力分布進行仿真分析。如圖13所示為hc取11 μm，β分別取0.0006, 0.00075,0.0009 rad的油膜壓力分布仿真結果。

圖13 不同最大傾斜角下的壓力分布仿真結果

由圖13可知，滑靴中心油膜厚度固定時，隨著滑靴最大傾斜角的增加，楔形油膜的收斂性增強，從而促進動壓力的產生，使收斂間隙的動壓效應更為顯著。通過計算動壓支承力可知，相比與中心油膜厚度，動壓效應對于最大傾斜角的變化更為敏感。同時，在這一過程中油膜的靜壓作用區(qū)域壓力分布幾乎沒有發(fā)生變化。

為了更為清晰的反應2個因素對油膜壓力的影響規(guī)律，根據上述仿真結果，對2個因素的油膜動靜壓支承力進行計算。表2為不同中心油膜厚度的油膜動靜壓支承力結算結果，表3為不同最大傾斜角的油膜動靜壓支承力結算結果。

表3 不同最大傾斜角下的油膜動靜壓支承力

從表2及表3的計算結果來看，中心油膜厚度和最大傾斜角的變化能夠影響油膜的動靜壓支承力，隨著中心厚度增大，靜壓支撐力稍微增強，影響較小，而動壓支撐力影響較大。隨著最大傾斜角增大，靜壓支撐力稍微增強，而動壓支撐力影響較大?？偟膩碚f，中心油膜厚度、滑靴最大傾斜角主要對動壓效應產生影響，均是滑靴副油膜的壓力分布的影響因素。

5.3 主要結構參數影響分析

通過改變滑靴底面工作半徑，對其影響滑靴的潤滑特性等規(guī)律進行分析。滑靴底面工作半徑r2分別取9, 10, 11 mm，其他仿真參數保持一致，取hc=11 μm，β=0.00075 rad，進口壓力為10.29 MPa，出口壓力為0.3 MPa，轉子轉速為4620 r/min,中心油池半徑固定為5 mm，得到滑靴底面工作半徑對油膜壓力分布的影響仿真結果如圖14所示。

圖14 滑靴底面工作半徑對油膜壓力分布的影響

由圖14分析可知，滑靴底面工作半徑對滑靴副油膜的壓力分布影響很大，隨著r2的增大，油膜的靜壓作用區(qū)和動壓效應區(qū)的壓力梯度都隨之增大，整個油膜的承載力有了很大的提升。因此，在滿足滑靴尺寸設計要求的前提下，通過增大滑靴底面工作半徑的方式對滑靴結構進行優(yōu)化，不僅可以提高滑靴副油膜整體的承載能力，還可以增強油膜的動壓效應，從而達到提升滑靴抗傾覆能力的目的。

5.4 油膜溫度分布影響分析

在求解中首先對雷諾方程進行求解獲得壓力分布，再帶入積分方程進行求解得到溫度的分布。圖15為不同偏心率(e=0.1,0.4,0.6時)滑靴副的溫度分布仿真結果。

可以看出，溫度峰值主要有4個。分別位于軸承中心位置，最小油膜厚度的端部以及承載部位的前部。主要是因為溫度分布與油膜厚度及壓力梯度相關。從能量方程的關系來看，溫度與膜厚成反比，所以在最大膜厚處溫度最低，而在最小膜厚處溫度最高。此外，與壓力在周向方向的梯度的平方成正比處溫度最高。溫度還與壓力在軸向方向的梯度平方成正比，因此溫度會在寬度方向上呈現出中間低、兩邊高的分布。

圖15 不同偏心率滑靴副的溫度分布仿真結果

6 結論

為了更好的分析柱塞泵中滑靴副的潤滑特性，提出了一種考慮動壓效應的滑靴副潤滑特性仿真求解方法。并基于該方法，對某型柱塞泵進行了潤滑特性仿真分析研究。主要得到了以下結論：

(1) 考慮柱塞泵滑靴副中的動壓效應，提出的滑靴副潤滑特性的仿真求解方法，能夠實現其壓力場和厚度場的求解；仿真分析結果表明，數值計算結果和理論分析結果所得到的油膜動靜壓支承力幾乎吻合，證明了該方法的有效性；

(2) 通過動壓效應的分析結果表明，滑靴副油膜承受了動壓、靜壓兩種形式的混合支承力，動壓力和靜壓力相對獨立，相互影響較小，且在滑靴工作過程中靜壓作用更為穩(wěn)定，在油膜承載力中占主導地位。而動壓作用雖然更小，但動壓支承力體現的動壓效應不可忽略；

(3) 分析了滑靴副中心油膜厚度和最大傾斜角對油膜壓力分布的影響規(guī)律。結果表明，中心油膜厚度、滑靴最大傾斜角是動壓效應的主要影響因素。隨著中心厚度增大，靜壓支撐力稍微增強，影響較小，而動壓支撐力影響較大。隨著最大傾斜角增大，靜壓支撐力稍微增強，而動壓支撐力影響較大。此外，通過改變滑靴底面工作半徑可以實現滑靴結構的優(yōu)化。

所得出的結論對實現高性能柱塞泵的研制具有一定的工程實踐意義。