汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)動(dòng)力和磨損特性

張 帥，朱世杰，李佳宸，鄒 傲，吳建華

（1.西安交通大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，710049 西安；2.南京奧特佳新能源科技有限公司，210012 南京）

0 引言

近年來(lái)，渦旋壓縮機(jī)在汽車空調(diào)特別是電動(dòng)汽車空調(diào)上應(yīng)用越來(lái)越廣泛，有關(guān)其工作特性的研究也越來(lái)較多，如變壁厚型線[1]、油氣分離[2]、補(bǔ)氣增焓[3]及動(dòng)盤(pán)背壓平衡[4]等。止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)也是渦旋壓縮機(jī)需要研究的一個(gè)重要方面，其主要作用是限制動(dòng)盤(pán)的自轉(zhuǎn)，以保證動(dòng)盤(pán)和靜盤(pán)渦旋齒側(cè)面的正常嚙合。汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)經(jīng)常采用的止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)有十字滑環(huán)、滾珠式和柱銷式3種[5-6]，其中柱銷式由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、止轉(zhuǎn)可靠及容易加工等特點(diǎn)，在國(guó)產(chǎn)汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)中的應(yīng)用逐漸增加。不過(guò)在這種結(jié)構(gòu)中，柱銷和圓孔側(cè)面接觸部位容易發(fā)生磨損。當(dāng)磨損情況比較嚴(yán)重時(shí)，不僅會(huì)增加止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的摩擦功耗，還會(huì)影響動(dòng)盤(pán)和靜盤(pán)之間的徑向嚙合間隙，對(duì)壓縮機(jī)的性能及可靠性造成不利影響。

對(duì)于十字滑環(huán)防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，顧兆林等[7-8]分析了它的工作特點(diǎn)和受力特性，劉興旺等[9]研究了它的摩擦磨損特性。鄭尚書(shū)等[10-11]先后研究了滾珠防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力特性和疲勞壽命等問(wèn)題，劉振全等[12-14]對(duì)小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力特性進(jìn)行了深入研究。然而，關(guān)于柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)動(dòng)力特性，特別是磨損方面的研究比較少。為了找出柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)磨損的原因，本文提出了一種判斷止轉(zhuǎn)柱銷位置及計(jì)算止轉(zhuǎn)柱銷受力的方法，并分析了接觸部位磨損的形式和特點(diǎn)，建立了接觸部位潤(rùn)滑狀態(tài)評(píng)價(jià)準(zhǔn)則，最后提出了一些改善磨損的方法。

1 柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)工作原理

本文研究的汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)如圖1所示。

圖1 柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)實(shí)際結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of cylindrical pin anti-rotation mechanism

銷釘通過(guò)過(guò)盈配合固定在動(dòng)盤(pán)上，圓孔開(kāi)設(shè)在止推板上，止推板通過(guò)定位銷固定在機(jī)架上，止推板端面和動(dòng)盤(pán)底板接觸，可以起到軸向止推作用。為了減少止推軸承磨損，止推板和動(dòng)盤(pán)底板之間還會(huì)安裝鋼制耐磨片（圖1中未畫(huà)出）。

柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)工作原理如圖2所示，圖中，共有4對(duì)柱銷-圓孔，分別以下標(biāo)1～4表示。P1～P4分別為每個(gè)柱銷截面中心，柱銷所在的分布圓圓心和動(dòng)盤(pán)軸承中心Oe重合，H1～H4分別為每個(gè)圓孔截面中心，圓孔所在的分布圓圓心和和機(jī)架中心Os重合。

圖2 柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)工作原理Fig.2 Working principle of cylindrical pin anti-rotation mechanism

當(dāng)動(dòng)盤(pán)繞靜盤(pán)作公轉(zhuǎn)平動(dòng)時(shí)，柱銷也以相同的速度和角速度繞圓孔中心運(yùn)動(dòng)，二者之間的距離和回轉(zhuǎn)半徑相同，二者幾何尺寸和回轉(zhuǎn)半徑之間的關(guān)系為：

式中 Rh——圓孔內(nèi)圓半徑；

Rp——柱銷外圓半徑；

Ror——回轉(zhuǎn)半徑；

δ——柱銷和圓孔裝配間隙。

在動(dòng)盤(pán)氣體力和離心力引起的自轉(zhuǎn)力矩的作用下，動(dòng)盤(pán)有繞著動(dòng)盤(pán)軸承中心Oe自轉(zhuǎn)的趨勢(shì)。由于柱銷沿著分布圓切線方向的運(yùn)動(dòng)會(huì)受到圓孔壁面的限制，因此能夠起到限制動(dòng)盤(pán)自轉(zhuǎn)的作用。這種情況下，動(dòng)盤(pán)不會(huì)發(fā)生自轉(zhuǎn)或自轉(zhuǎn)角非常微小，這主要取決于柱銷和圓孔的初始裝配間隙和動(dòng)盤(pán)工作時(shí)受力變形情況等因素。

2 柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)受力分析

2.1 柱銷-圓孔接觸狀態(tài)判斷

雖然柱銷貼著圓孔內(nèi)壁作圓周運(yùn)動(dòng)，但嚴(yán)格來(lái)說(shuō)，并不是每對(duì)柱銷-圓孔之間處于緊密接觸狀態(tài)，即存在接觸壓力。

在圖2所示的坐標(biāo)系 XsOsYs中，第 i（i＝1～4）個(gè)圓孔中心和柱銷中心所在的位置坐標(biāo)分別為：

式中 h——下標(biāo)，圓孔；

p——下標(biāo)，柱銷；

Rdis——圓孔和柱銷所在分布圓半徑。

ψhi和ψpi分別為第 i（i＝1～4）個(gè)圓孔和柱銷中心所在的位置角，二者相等，計(jì)算方法如下：

式中ψ1——第1個(gè)圓孔和柱銷中心所在的位置角（圖2中ψ1＝0）；

Δψ——相鄰兩個(gè)柱銷或圓孔對(duì)應(yīng)的位置角夾角。

Δψ和柱銷-圓孔對(duì)數(shù)目有關(guān)，根據(jù)下式計(jì)算：

式中 N——柱銷-圓孔對(duì)總數(shù)目。

規(guī)定第 i（i＝1～4）個(gè)圓孔中心指向柱銷中心的向量為ni，柱銷中心沿著所在分布圓切線方向的向量為ti。當(dāng)動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)角為θx（從橫坐標(biāo)軸正方向順時(shí)針?lè)较蛩闫穑r(shí)，每對(duì)柱銷-圓孔對(duì)應(yīng)的ni和ti如圖3所示，二者計(jì)算公式為：

圖3 和向量示意Fig.3 Schematic diagram of sum vector

式中，當(dāng)動(dòng)盤(pán)繞動(dòng)盤(pán)軸承中心順時(shí)針?lè)较蜃赞D(zhuǎn)時(shí)，± ?。?，否則?。?。

第 i（i＝1～4）對(duì)柱銷 - 圓孔對(duì)應(yīng)的 ni和 ti之間的夾角為：

根據(jù)〈ni，ti〉的大小可以判斷柱銷-圓孔是否可能發(fā)生接觸。若 0≤〈ni，ti〉＜π/2，柱銷和圓孔相互靠近，有可能發(fā)生接觸；若 π/2≤〈ni，ti〉＜π，柱銷和圓孔相互遠(yuǎn)離，不會(huì)發(fā)生接觸。

如果動(dòng)盤(pán)繞著動(dòng)盤(pán)軸承中心產(chǎn)生了微小的角位移，固定在動(dòng)盤(pán)上的每個(gè)柱銷沿著其分布圓切線方向也會(huì)產(chǎn)生相同大小的角位移，其中對(duì)應(yīng)〈ni，ti〉最小的柱銷一定最先和圓孔內(nèi)壁接觸。因此，在所有可能發(fā)生接觸的柱銷-圓孔對(duì)中，真正起到止轉(zhuǎn)作用的一對(duì)柱銷-圓孔對(duì)應(yīng)的〈ni，ti〉最小，其下標(biāo)以f表示，計(jì)算方法為：

2.2 止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)受力分析模型

要計(jì)算止轉(zhuǎn)柱銷-圓孔之間的作用力，需要對(duì)動(dòng)盤(pán)及其驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)即偏心軸套進(jìn)行全面的受力分析。為了簡(jiǎn)化分析，這里假設(shè)動(dòng)盤(pán)的自轉(zhuǎn)力矩全部由止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)承擔(dān)。如果動(dòng)盤(pán)自轉(zhuǎn)力矩為Msf，起止轉(zhuǎn)作用的柱銷-圓孔之間的接觸力為Fb，則Fb和Msf之間的關(guān)系為：

動(dòng)盤(pán)自轉(zhuǎn)力矩主要由氣體力和離心力引起，可以根據(jù)下式計(jì)算：

式中 ret，rer，rego——?jiǎng)颖P(pán)軸承中心 Oe到切向氣體力Ft、徑向氣體力Fr和動(dòng)盤(pán)離心力Fco作用點(diǎn)的矢徑。

聯(lián)立式（9）和（10）即可得到作用在柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)上的力。需要注意的是，在渦旋型線被偏置的情況下，動(dòng)盤(pán)軸承中心Oe和動(dòng)盤(pán)基圓圓心Oo位置不同。另外，若沒(méi)有進(jìn)行一次平衡，動(dòng)盤(pán)質(zhì)心Ogo和上述兩點(diǎn)也不重合，如圖4所示。

圖4 動(dòng)盤(pán)受力分析Fig.4 Analysis of forces on the orbiting scroll

由于渦旋型線頭部修正的影響，氣體力Fr、Ft的作用點(diǎn)一直在變化，并不是固定在動(dòng)盤(pán)基圓中心Oo和靜盤(pán)基圓中心Of連線的中點(diǎn)。這里，推薦根據(jù)文獻(xiàn)[15]中的方法計(jì)算氣體力Fr和Ft。離心力Fco的大小為：

式中 morb——?jiǎng)颖P(pán)組件質(zhì)量，包括動(dòng)盤(pán)、動(dòng)盤(pán)軸承、耐磨片、密封條及柱銷；

ω——回轉(zhuǎn)角速度。

3 磨損原因分析

3.1 磨損形式

對(duì)經(jīng)過(guò)耐久性測(cè)試的汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行拆機(jī)檢查，發(fā)現(xiàn)止推板上的圓孔內(nèi)壁部分區(qū)域比較光亮，和其它區(qū)域顏色對(duì)比明顯，如圖5所示，說(shuō)明出現(xiàn)了輕微磨損。另外，4個(gè)圓孔內(nèi)壁磨損情況大致相同。

圖5 止推板上圓孔磨損Fig.5 Wear of cylindrical hole on thrust plate

對(duì)于磨損比較嚴(yán)重的，圓孔內(nèi)壁表面會(huì)有沿著周向方向的細(xì)淺劃痕，并且這種劃痕主要集中在2個(gè)地方，即圓孔內(nèi)壁同其分布圓交點(diǎn)附近，如圖6中的P和P'點(diǎn)所示，其中P點(diǎn)附近的劃痕長(zhǎng)度較長(zhǎng)，深度較深。動(dòng)盤(pán)在順時(shí)針公轉(zhuǎn)時(shí)，大部分情況下具有順時(shí)針?lè)较虻淖赞D(zhuǎn)趨勢(shì)。根據(jù)第2.1節(jié)中介紹的柱銷-圓孔接觸狀態(tài)判斷方法可知，對(duì)于任意一對(duì)柱銷-圓孔，柱銷和圓孔內(nèi)壁接觸區(qū)主要集中在圓孔和分布圓在向前方向的交點(diǎn)上，如圖6中P點(diǎn)所示，因此磨損程度P點(diǎn)磨損情況比較嚴(yán)重。但由于本文所研究的汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)采用了型線偏置，在某些條件下會(huì)出現(xiàn)動(dòng)盤(pán)反向即逆時(shí)針自轉(zhuǎn)的情況，導(dǎo)致柱銷和圓孔內(nèi)壁在圓孔和分布圓在向后方向的交點(diǎn)附近接觸，如圖6中的P'點(diǎn)所示，不過(guò)P'點(diǎn)的磨損程度相對(duì)較輕。

圖6 圓孔磨損位置分析Fig.6 Analysis of wear position of cylindrical hole

柱銷沿著圓孔內(nèi)壁作圓周運(yùn)動(dòng)，由于柱銷通過(guò)過(guò)盈配合固定在動(dòng)盤(pán)上，柱銷和圓孔內(nèi)壁之間既存在相對(duì)滾動(dòng)，也存在著相對(duì)滑動(dòng)。柱銷的滾動(dòng)速度和滑動(dòng)速度分別為：

式中 T——回轉(zhuǎn)周期。

將式（1）代入式（13）并忽略裝配間隙的影響，整理可以得到：

在汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)中，回轉(zhuǎn)半徑約為柱銷外圓半徑的2～3倍。由根據(jù)式（12）（14）可知，柱銷沿著圓孔內(nèi)壁的運(yùn)動(dòng)以滑動(dòng)為主，滑動(dòng)速度約為滾動(dòng)速度的2～3倍。根據(jù)粘著磨損的定義[16]，可以斷定發(fā)生在圓孔內(nèi)壁的磨損是一種粘著磨損。

3.2 潤(rùn)滑狀態(tài)

柱銷沿著圓孔內(nèi)壁的運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)和磨損形式，同內(nèi)燃機(jī)中的凸輪和挺柱摩擦副比較接近。大量研究和實(shí)驗(yàn)證實(shí)，在一定的條件下，在齒輪傳動(dòng)、滾動(dòng)軸承和凸輪等高副接觸中，可以形成將將兩表面完全分開(kāi)的潤(rùn)滑油膜[17]。

如果忽略動(dòng)盤(pán)傾覆的影響，認(rèn)為柱銷和圓孔內(nèi)壁之間緊密接觸，形成的最小油膜厚度可以根據(jù)道森-希金森公式進(jìn)行估計(jì)[18]：

式中 α——潤(rùn)滑油的黏壓系數(shù)，Pa-1；

η0——油膜入口區(qū)潤(rùn)滑油的黏度；

R——當(dāng)量半徑；

E'——當(dāng)量彈性模量；

W——單位長(zhǎng)度線接觸載荷。

將柱銷和圓孔內(nèi)壁的接觸等效為一個(gè)彈性柱體和一個(gè)剛性平面接觸，則當(dāng)量半徑R和當(dāng)量彈性模量 E'分別為[17]：

式中 μp，μh——柱銷和圓孔材料的泊松比；

Ep，Eh——柱銷和圓孔材料的彈性模量。

柱銷沿著圓孔內(nèi)壁的滾動(dòng)和滑動(dòng)都會(huì)引起油膜入口區(qū)油的流量增加，因此有效速度或卷吸速度u 根據(jù)下式計(jì)算：

柱銷和圓孔內(nèi)壁接觸形成的單位長(zhǎng)度載荷W為：

式中 Fb——止轉(zhuǎn)柱銷和圓孔內(nèi)壁之間的接觸力，可以根據(jù)第3.2節(jié)推薦的方法計(jì)算；

L——止轉(zhuǎn)柱銷和圓孔內(nèi)壁間的接觸長(zhǎng)度。

根據(jù)式（15）求得最小油膜厚度后，即可計(jì)算柱銷和圓孔內(nèi)壁接觸對(duì)應(yīng)的膜厚比[17]：

式中 σ1，σ2——柱銷和圓孔內(nèi)壁表面對(duì)應(yīng)的粗糙度均方根值。

膜厚比對(duì)于摩擦表面的潤(rùn)滑特性具有重要影響，較大的膜厚比有利于摩擦表面的潤(rùn)滑。Tallian（1967年）在研究滾動(dòng)軸承油膜連續(xù)程度和膜厚比的關(guān)系時(shí)指出[16]：當(dāng)Λ≥3時(shí)，金屬表面潤(rùn)滑條件良好，僅發(fā)生輕微磨損，能夠保證較長(zhǎng)的工作壽命，稱為全膜彈流潤(rùn)滑；當(dāng)0.8≤Λ＜3時(shí)，金屬表面粗糙峰的碰撞比較頻繁，粗糙度對(duì)潤(rùn)滑狀態(tài)的影響較大，屬于部分膜彈流潤(rùn)滑；當(dāng)Λ＜0.8時(shí)，潤(rùn)滑油膜基本無(wú)法形成，不存在潤(rùn)滑油的動(dòng)壓效應(yīng)，稱為表面損傷區(qū)。

3.3 結(jié)果分析

這里選取GBT 27942—2011 汽車空調(diào)用小排量渦旋壓縮機(jī)中壓縮機(jī)耐久性試驗(yàn)工況中的持續(xù)高速高壓運(yùn)轉(zhuǎn)工況進(jìn)行計(jì)算分析，工況參數(shù)見(jiàn)表1，吸氣過(guò)熱度按10 ℃考慮。

表1 渦旋壓縮機(jī)耐久性試驗(yàn)工況Tab.1 Durability test condition of scroll compressor

壓縮機(jī)行程容積為86 mL，工質(zhì)為R134a，型線基本參數(shù)見(jiàn)表2，為了提高渦旋體頭部剛度，型線頭部進(jìn)行了對(duì)稱圓弧加直線修正。

表2 渦旋壓縮機(jī)型線基本參數(shù)Tab.2 Basic parameters of scroll compressor profile

編制汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)熱力學(xué)和動(dòng)力學(xué)模擬程序，對(duì)表1中工況進(jìn)行模擬計(jì)算。一個(gè)回轉(zhuǎn)周期內(nèi)，渦旋腔各腔室氣體壓力和動(dòng)盤(pán)切向、徑向氣體力如圖7所示，其中，徑向氣體力為負(fù)表示氣體力方向由動(dòng)盤(pán)基圓圓心指向靜盤(pán)基圓圓心。為了方便計(jì)算分析，圖7中橫坐標(biāo)對(duì)應(yīng)的動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)角θ是以靜盤(pán)內(nèi)側(cè)末端和動(dòng)盤(pán)外側(cè)開(kāi)始嚙合算起的，和從橫坐標(biāo)軸正方向順時(shí)針?lè)较蛩闫饎?dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)角θx含義不同，二者之間的轉(zhuǎn)化關(guān)系如下：

圖7 渦旋腔各腔室壓力和動(dòng)盤(pán)切向、徑向氣體力Fig.7 Pressure of scroll chamber and tangential and radial gas forces on the orbiting scroll disc

式中，Δθ按 2π[（Nfix-0.25）-int（Nfix-0.25）]計(jì)算。

對(duì)于表2中渦旋壓縮機(jī)型線參數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)[19]推導(dǎo)的公式，可以算得排氣角以θx表示為286°，以θ表示為 71.5°。不過(guò)，文獻(xiàn)[19]研究的渦旋壓縮機(jī)沒(méi)有排氣閥，排氣角實(shí)際也是動(dòng)盤(pán)和靜盤(pán)型線頭部脫嚙角。本文研究的汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)帶有排氣閥，即使動(dòng)盤(pán)和靜盤(pán)型線頭部脫嚙，排氣過(guò)程也不一定開(kāi)始。在表1中的試驗(yàn)工況下，渦旋腔各腔室壓力變化如圖7（a）所示，可以看到排氣腔壓力在左右達(dá)到排氣壓力，在附近達(dá)到最大值。相應(yīng)地，動(dòng)盤(pán)受到的切向氣體力也在附近達(dá)到最大，如圖7（b）所示。

動(dòng)盤(pán)受到的離心力可以由式（11）算得，大小為997 N。由此，再根據(jù)式（10）可以算得1個(gè)周期內(nèi)氣體力和離心力引起的自轉(zhuǎn)力矩，如圖8所示，其中，自轉(zhuǎn)力矩為負(fù)表示動(dòng)盤(pán)有繞軸承軸線順時(shí)針旋轉(zhuǎn)的趨勢(shì)。

圖8 動(dòng)盤(pán)自轉(zhuǎn)力矩變化曲線Fig.8 Variation curve of self-moment of the orbiting scroll disc

從圖8可以看出，在大約0～70°轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，氣體力引起的自轉(zhuǎn)力矩為正，但是由于離心力引起的自轉(zhuǎn)力矩的補(bǔ)償作用，使得總氣體力矩為負(fù)。王國(guó)梁等人也曾指出，通過(guò)適當(dāng)調(diào)整動(dòng)盤(pán)質(zhì)心位置，能夠利用離心力附加力矩來(lái)平衡氣體力引起的自轉(zhuǎn)力矩[20]。

根據(jù)式（7）算得一個(gè)回轉(zhuǎn)周期內(nèi)，每對(duì)柱銷和圓孔對(duì)應(yīng)的〈ni，ti〉，如圖9所示。

圖9 柱銷和圓孔對(duì)應(yīng)的向量夾角Fig.9 Angle between vectors corresponding to each pair of cylindrical pin and cylindrical hole

根據(jù)第3.1節(jié)中提供的止轉(zhuǎn)柱銷判斷方法，可以判斷出一個(gè)回轉(zhuǎn)周期內(nèi)依次起止轉(zhuǎn)作用的分別為第3個(gè)、第2個(gè)、第1個(gè)、第4個(gè)柱銷。

根據(jù)式（9）可以算得任意轉(zhuǎn)角下，止轉(zhuǎn)柱銷提供的止轉(zhuǎn)力，如圖10所示。

圖10 止轉(zhuǎn)柱銷提供的止轉(zhuǎn)力Fig.10 Anti-rotation force afforded by anti-rotation pins

從圖10可以看出，該工況下第1個(gè)和第4個(gè)柱銷提供的止轉(zhuǎn)力較大，最大為145 N。下面對(duì)該工作條件下柱銷和圓孔接觸潤(rùn)滑條件進(jìn)行計(jì)算分析。

柱銷和圓孔結(jié)構(gòu)及材料物性參數(shù)見(jiàn)表3，由式（16）（17）可以分別得到柱銷和圓孔內(nèi)壁接觸的當(dāng)量半徑R為2.9 mm，當(dāng)量彈性模量E'為234.4 GPa。

表3 柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)基本參數(shù)Tab.3 Basic parameters of cylindrical pin anti-rotation mechanism

潤(rùn)滑油（PAG56油，在40 ℃時(shí)的運(yùn)動(dòng)黏度為56.4 cSt）的黏壓系數(shù)α 根 PAREDES 等[21]對(duì) PAG潤(rùn)滑油的測(cè)量結(jié)果選取，這里取16 GPa-1進(jìn)行計(jì)算，動(dòng)力黏度根據(jù)廠家提供的圖表查得，這里取0.019 6 Pa·s進(jìn)行計(jì)算。

油膜卷吸速度u 根據(jù)式（18）計(jì)算，結(jié)果為2.39 m/s。單位長(zhǎng)度線接觸載荷W根據(jù)式（19）計(jì)算，結(jié)果為5.8×104N/m，其中接觸力Fb按145 N考慮，線接觸長(zhǎng)度為2.5 mm。

將上述中間變量代入式（15）和式（20），得柱銷和圓孔內(nèi)壁接觸形成的最小油膜厚度為0.17 μm，對(duì)應(yīng)的膜厚比為0.21。結(jié)合第4.2節(jié)對(duì)膜厚比的分析可知，此時(shí)柱銷和圓孔內(nèi)壁接觸區(qū)域基本無(wú)法形成油膜，磨損情況比較嚴(yán)重。

4 改進(jìn)措施

由于膜厚比反映了摩擦副表面的潤(rùn)滑情況，因此可以從提高膜厚比的角度考慮，改善柱銷和圓孔內(nèi)壁的潤(rùn)滑條件。

由式（15）可知，增加柱銷和圓孔接觸當(dāng)量半徑R、提高油膜入口區(qū)潤(rùn)滑油黏度η0、降低柱銷和圓孔內(nèi)壁單位線接觸長(zhǎng)度載荷W，均可以增加最小油膜厚度，進(jìn)而增加膜厚比。另外，由式（20）可知，直接降低柱銷或圓孔內(nèi)壁表面的粗糙度，也有利于增加膜厚比，改善潤(rùn)滑條件。

5 結(jié)論

（1）在任意時(shí)刻，柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)中起止轉(zhuǎn)作用的柱銷只有一個(gè)，其對(duì)應(yīng)的柱銷中心沿著所在分布圓切線方向的向量和圓孔中心指向柱銷中心的向量之間的夾角最小。

（2）在柱銷止轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)中，柱銷沿著圓孔內(nèi)壁的運(yùn)動(dòng)以滑動(dòng)為主，滑動(dòng)速度約為滾動(dòng)速度的2～3倍，因此圓孔內(nèi)壁出現(xiàn)的磨損是一種黏著磨損。

（3）圓孔內(nèi)壁發(fā)生磨損的主要原因是柱銷和圓孔內(nèi)壁接觸部位對(duì)應(yīng)的膜厚比太小，潤(rùn)滑條件比較差。當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)吸排氣壓力分別為0.3和2.0 MPa，速為6 000 r/min時(shí)，接觸部位對(duì)應(yīng)的膜厚比僅有0.21，基本無(wú)法形成潤(rùn)滑油膜。

（4）采用增加柱銷和圓孔接觸當(dāng)量半徑、提高油膜入口區(qū)潤(rùn)滑油黏度、降低柱銷和圓孔內(nèi)壁單位線接觸長(zhǎng)度載荷等措施可以有效增加柱銷和圓孔內(nèi)壁接觸對(duì)應(yīng)的膜厚比，從而達(dá)到改善磨損情況的目的。