低速大扭矩液压马达摩擦副磨损机制研究.pdf

２０１６ 年 ３ 月 第 ４１ 卷 第 ３ 期 润滑与密封 ＬＵＢＲＩＣＡＴＩＯＮ ＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧ Ｍａｒ􀆱 ２０１６ Ｖｏｌ􀆱 ４１ Ｎｏ􀆱 ３ ＤＯＩ １０􀆱 ３９６９／ ｊ􀆱 ｉｓｓｎ􀆱 ０２５４－０１５０􀆱 ２０１６􀆱 ０３􀆱 ０２２ 收稿日期 ２０１５－０５－２３ 作者简介 张中伟 （１９９１）， 男， 硕士研究生， 研究方向为液 压马达摩擦与磨损． Ｅ⁃ｍａｉｌ ７３４３５３０８３＠ ｑｑ􀆱 ｃｏｍ． 低速大扭矩液压马达摩擦副磨损机制研究 黎 杰１ 张中伟２ 于善虎１ 卢小辉２ 谢小鹏２ （１． 广州华工机动车检测技术有限公司 广东广州 ５１０６４０； ２． 华南理工大学机械与汽车工程学院 广东广州 ５１０６４０） 􀤖􀤖􀤖􀤖􀤖􀤖􀤖􀤖 摘要 针对油缸和曲轴构成的摩擦副磨损严重， 影响低速大扭矩液压马达性能和寿命的问题， 根据摩擦副油膜理 论对该类液压马达在高速低载的工况下摩擦副易产生磨损的原因进行理论分析， 找出影响摩擦副油膜承载能力和稳定 性的因素。 结果表明 适当地增加摩擦副张角的范围有利于提高油膜的承载能力； 液压马达在低速工况下运行稳定， 当转速较高时， 由于剪切流作用明显， 导致摩擦副一侧的油膜承载能力有所降低， 不利于摩擦副的稳定运行； 在一定 范围内， 油液压力越大， 油膜系统的响应灵敏度越高， 马达运转速度较高时， 有利于摩擦副系统的正常运行。 关键词 液压马达； 摩擦副； 油膜理论； 油膜承载力 中图分类号 ＴＨ１１７ 文献标志码 Ａ 文章编号 ０２５４－０１５０ （２０１６） ０３－１１４－０４ 􀤖􀤖􀤖􀤖􀤖􀤖􀤖 Ｓｔｕｄｙ ｏｎ Ｗｅａｒ Ｍｅｃｈａｎｉｓｍ ｏｆ Ｆｒｉｃｔｉｏｎ Ｐａｉｒｓ ｉｎ Ｌｏｗ Ｓｐｅｅｄ Ｈｉｇｈ Ｔｏｒｑｕｅ Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ Ｍｏｔｏｒｓ ＬＩ Ｊｉｅ１ ＺＨＡＮＧ Ｚｈｏｎｇｗｅｉ２ ＹＵ Ｓｈａｎｈｕ１ ＬＵ Ｘｉａｏｈｕｉ２ ＸＩＥ Ｘｉａｏｐｅｎｇ２ （１􀆱 Ｇｕａｎｇｚｈｏｕ Ｈｕａｇｏｎｇ Ｍｏｔｏｒ Ｖｅｈｉｃｌｅ Ｉｎｓｐｅｃｔｉｏｎ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ Ｃｏ．，Ｌｔｄ．，Ｇｕａｎｇｚｈｏｕ Ｇｕａｎｇｄｏｎｇ ５１０６４０，Ｃｈｉｎａ； ２􀆱 Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ＆ Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｓｏｕｔｈ Ｃｈｉｎａ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ， Ｇｕａｎｇｚｈｏｕ Ｇｕａｎｇｄｏｎｇ ５１０６４０，Ｃｈｉｎａ） ＡｂｓｔｒａｃｔＡｉｍｅｄ ａｔ ｔｈｅ ｐｒｏｂｌｅｍ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｓｅｒｉｏｕｓ ｗｅａｒ ｏｆ ｔｈｅ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒ ｃｏｎｓｉｓｔｅｄ ｏｆ ｃｙｌｉｎｄｅｒ ａｎｄ ｃｒａｎｋｓｈａｆｔ ｗｉｌｌ ｉｎｆｌｕ⁃ ｅｎｃｅ ｔｈｅ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ａｎｄ ｌｉｆｅｔｉｍｅ ｏｆ ｔｈｅ ｌｏｗ ｓｐｅｅｄ ｈｉｇｈ ｔｏｒｑｕｅ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｍｏｔｏｒ，ａｃｃｏｒｄｉｎｇ ｔｏ ｔｈｅ ｆｉｌｍ ｔｈｅｏｒｙ ｏｆ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒｓ，ｔｈｅ ｒｅａｓｏｎ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒｓ ｏｆ ｔｈｉｓ ｋｉｎｄ ｏｆ ｍｏｔｏｒｓ ｉｓ ｅａｓｉｌｙ ｔｏ ｂｅ ｗｏｒｎ ｕｎｄｅｒ ｈｉｇｈ ｓｐｅｅｄ ｌｏｗ ｌｏａｄ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ ｗａｓ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌｌｙ ａｎａｌｙｚｅｄ，ａｎｄ ｔｈｅ ｆａｃｔｏｒｓ ｗｅｒｅ ｆｏｕｎｄ ｏｕｔ ｔｈａｔ ｉｍｐａｃｔｉｎｇ ｔｈｅ ｂｅａｒｉｎｇ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｃａｐａｂｉｌｉｔｙ ａｎｄ ｓｔａｂｉｌｉｔｙ ｏｆ ｔｈｅ ｆｒｉｃ⁃ ｔｉｏｎ ｐａｉｒ ｏｉｌ ｆｉｌｍ．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ｉｔ ｉｓ ｈｅｌｐｆｕｌ ｔｏ ｉｍｐｒｏｖｅ ｂｅａｒｉｎｇ ｃａｐａｂｉｌｉｔｙ ｏｆ ｏｉｌ ｆｉｌｍ ｂｙ ｉｎｃｒｅａｓｉｎｇ ｔｈｅ ｒａｎｇｅ ｏｆ ｏｐｅｎ⁃ ｉｎｇ ａｎｇｌｅ ｏｆ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒｓ ｐｒｏｐｅｒｌｙ．Ｔｈｅ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｍｏｔｏｒ ｃａｎ ｒｕｎ ｓｔａｂｌｙ ｕｎｄｅｒ ｔｈｅ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｏｆ ｌｏｗ ｓｐｅｅｄ，ｗｈｅｎ ｔｈｅ ｒｏｔａｔｉｏｎ ｓｐｅｅｄ ｉｓ ｈｉｇｈｅｒ，ｄｕｅ ｔｏ ｏｂｖｉｏｕｓ ｓｈｅａｒｉｎｇ ｆｌｏｗ ｅｆｆｅｃｔ，ｔｈｅ ｂｅａｒｉｎｇ ｃａｐａｃｉｔｙ ｏｆ ｏｉｌ ｆｉｌｍ ａｔ ｔｈｅ ｓｉｄｅ ｏｆ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒｓ ｉｓ ｄｅｃｒｅａｓｅｄ ａｔ ｓｏｍｅ ｅｘｔｅｎｄ，ｗｈｉｃｈ ｉｓ ｈａｒｍｆｕｌ ｔｏ ｓｔａｂｌｅ ｒｕｎｎｉｎｇ ｏｆ ｔｈｅ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒｓ．Ｉｎ ａ ｃｅｒｔａｉｎ ｒａｎｇｅ，ｔｈｅ ｌａｒｇｅｒ ｔｈｅ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｐｒｅｓｓｕｒｅ， ｔｈｅ ｈｉｇｈｅｒ ｉｓ ｔｈｅ ｒｅｓｐｏｎｓｅ ｓｅｎｓｉｔｉｖｉｔｙ ｏｆ ｏｉｌ ｆｉｌｍ ｓｙｓｔｅｍ．Ｔｈｅ ｈｉｇｈ ｒｕｎｎｉｎｇ ｓｐｅｅｄ ｏｆ ｍｏｔｏｒ ｉｓ ｈｅｌｐｆｕｌ ｔｏ ｔｈｅ ｎｏｒｍａｌ ｒｕｎｎｉｎｇ ｏｆ ｔｈｅ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒｓ ｓｙｓｔｅｍ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｍｏｔｏｒ；ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒｓ；ｏｉｌ ｆｉｌｍ ｔｈｅｏｒｙ；ｏｉｌ ｆｉｌｍ ｂｅａｒｉｎｇ ｃａｐａｃｉｔｙ 曲轴无连杆柱塞式液压马达是一种低速大扭矩液 压马达， 这种马达因具有输出扭矩大、 低噪声、 效率 高、 启动扭矩低、 低速稳定性好的特点得到广泛应 用［１］。 国外以意大利卡尔佐里 （Ｃａｌｚｏｎｉ） ＭＲ 系列为 代表的无连杆液压马达的相关技术已渐趋成熟且形成 系列批量生产， 而国内中意液压有限公司的 ＭＲＣ 系 列马达也是这类马达的典型代表［２－３］。 这类马达的结构如图 １ 所示， 其工作原理为 高 压油经油道进入油缸 ２ 内， 通过缸套 １ 和油缸的密封 在马达曲轴偏心轮 ３ 的球面产生液压力。 偏心轮的中 心 Ｏ１与旋转中心 Ｏ 之间的偏心矩为 ｅ， 使作用在偏 心轮中心 Ｏ１上的合力 ｐ 对旋转中心 Ｏ 产生力矩， 偏 心轮顺时针方向转动， 直到 Ｏ１旋转到 Ｏ 正下方时， 油缸到达下死点， 然后在惯性力作用和其他油缸推动 下， 偏心轮继续转动， 油缸向上运动， 将油液从排油 口排出。 当 Ｏ１转到 Ｏ 正上方时， 油缸到达上死点， 排油结束， 高压油再次进入油缸活塞内产生液压力， 开始进入第二次循环。 图 １ 液压马达结构原理图 Ｆｉｇ １ Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｍｏｔｏｒ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｄｉａｇｒａｍ （ａ） ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｍｏｔｏｒ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ； （ｂ） ｔｈｅ ｗｏｒｋｉｎｇ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ ｏｆ ｍｏｔｏｒ 由油缸和曲轴构成的摩擦副是此类马达中的关键 摩擦副。 通过内置弹簧的预紧力和油液压力使油缸始 终紧贴偏心轮形成密封， 保证油液压力推动偏心轮旋 转， 因而马达在高速低载工况下， 摩擦副曲轴偏心轮 表面易产生刮擦磨损， 这将严重影响马达的性能。 本文作者根据无连杆柱塞液压马达摩擦副的结构 建立了相关数学模型， 根据影响油膜承载力和稳定性 的因素， 从油膜理论的角度分析了马达在高速低载工 况下易产生磨损的原因。 １ 数学模型的建立 图 ２ 油缸曲轴摩擦副结构 Ｆｉｇ ２ Ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒｓ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｏｆ ｃｙｌｉｎｄｅｒ ａｎｄ ｃｒａｎｋｓｈａｆｔ 油缸曲轴摩擦副结构如图 ２ 所示， 当油缸和曲轴 处于静态平衡时， 球面套球心距曲轴几何中心的距离 为 ε， 即偏心距为 ε。 图 ２ 中 α１、 α２分别为摩擦副张 角的上、 下限。 则偏心轮球面副密封带处油膜厚 度［４－５］为 ｈ＝εｃｏｓα（１） 式中 α 为摩擦副张角， 且 α１≤α≤α２。 １􀆱 １ 油膜静压支承力的求解 由两平行板间计算缝隙流流量经验公式［５］可推出 球面圆环缝隙流量式 ｑｐ＝－πε ３ ｃｏｓ３αｓｉｎα ６μ ｄｐ ｄα （２） 式中 μ 为油液动力黏度。 由油膜油液压力边界条件 ｐ（α１）＝ ｐｒ ｐ（α２）＝ ０ { （３） 式中 ｐｒ为油液压力。 由式 （１）、 （２） 可求得由压差流产生的油膜静 压支承力 Ｗｐ＝πＲ２ｐｒ ｔａｎ２α２ －ｔａｎ ２α １－２ ｓｉｎ ２α １ｌｎ（ｔａｎα２／ ｔａｎα１）＋（１－ ｃｏｓ２α１ ｃｏｓ２α２）ｔａｎ ２α １ ｔａｎ２α２ －ｔａｎ ２α １＋２ｌｎ（ｔａｎα２／ ｔａｎα１） 即 Ｗｐ ＝Ａ ｅｐｒ （４） 式中 Ｒ 为曲轴半径； Ａｅ为有效支承面积。 由式 （４） 可知， 油膜的静压承载力与油液压力 成正比， 也与曲轴半径和摩擦副接触面张角有关。 １􀆱 ２ 油膜挤压支承力的求解 摩擦副之间已经形成一定的初始油膜厚度， 在外 载荷的作用下， 油膜被挤压变薄， 摩擦副间便形成压 力场， 此压力场的合力， 可以平衡外载荷。 油膜受挤 压而产生的平衡外载荷的合力， 称为油膜挤压支承 力。 在外载荷作用下， 由油膜挤压而产生的流量 ｑｔ＝πＲ２ｓｉｎ２αｄε ｄｔ （５） 式中 ｄε ｄｔ 为油膜挤压速度。 当压力场由挤压产生时， 压差流量等同于挤压流 量， 因此联立式 （１）、 （２）、 （４） 求得由挤压流产生 的承载力 Ｗｔ＝－３μＲ ４ ２ε３ ｄε ｄｔ ２ｔａｎ２α２ －ｔａｎ ２α １ ２ｌｎ ｔａｎα２ ｔａｎα１ ｔａｎ２α２ －ｔａｎ ２α １＋２ｌｎ ｔａｎα２ ｔａｎα１ ＋２ｌｎ ｃｏｓα２ ｃｏｓα１ ５１１２０１６ 年第 ３ 期黎杰等 低速大扭矩液压马达摩擦副磨损机制研究 即 Ｗｔ＝ Ｋ ε３ ｄε ｄｔ （６） 式中 Ｋ 为挤压系数。 由式 （６） 可知， 油膜的挤压承载力与油膜挤压 速度成正比， 与油膜厚度 ３ 次方成反比， 与油液黏度 和曲轴半径有关。 １􀆱 ３ 油膜的总承载力 在液压马达摩擦副中， 压差流动和挤压流动常常 是同时存在的。 这种情况下， 油膜的总承载力是可以 由二者叠加求得［５］。 由式 （４）、 （６） 可知油膜的总承载力为 Ｗ＝Ａｅｐｒ＋ Ｋ ε３ ｄε ｄｔ （７） ２ 摩擦副油膜性能分析 ２􀆱 １ 摩擦副张角对油膜支承性能的影响 由球面圆环缝隙流量公式 （１） 和油膜液压力边 界条件式 （２） 可计算得到摩擦副张角内的压力分布 函数 ｐ＝ （ｔａｎ２α－ｔａｎ２α２＋２ｌｎ（ｔａｎα／ ｔａｎα２） （ｔａｎ２α１ －ｔａｎ ２α ２＋２ｌｎ（ｔａｎα１／ ｔａｎα２） ｐｒ（８） 静压支承效应单位面积压力与摩擦副张角之间的 关系如图 ３ 所示。 可知， 当张角 α２＝ ３２时， 随着初 始张角 α１的增大， 油膜静压支承单位面积压力 ｐ 下 降得越来越快。 图 ３ 静压压力在摩擦副张角内的分布 Ｆｉｇ ３ Ｓｔａｔｉｃ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｉｎ ｔｈｅ ｏｐｅｎｉｎｇ ａｎｇｌｅ ｏｆ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒｓ 对式 （８） 在摩擦副张角内进行积分即得静压支 承力 Ｗｐ。 由图 ３ 可知， 摩擦副张角越大， 油膜静压 支承力越大。 由油膜挤压系数 Ｋ 的表达式可求得油膜挤压系 数与摩擦副张角 α１的关系如图 ４ 所示。 可知， 当 α２＝３２时， 油膜挤压系数随着摩擦副张角 α１的增大 而减小。 考虑实际产品结构的情况下， 适当增大摩擦 副张角上、 下限 α１、 α２的范围， 能有效地提高摩擦 副内油膜的支承性能。 图 ４ 油膜挤压系数和摩擦副张角的关系 Ｆｉｇ ４ Ｒｅｌａｔｉｏｎｓｈｉｐ ｏｆ ｆｉｌｍ ｅｘｔｒｕｓｉｏｎ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ａｎｄ ｏｐｅｎｉｎｇ ａｎｇｌｅ ｏｆ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐａｉｒｓ ２􀆱 ２ 转速对油膜支承性能的影响 缝隙中油液产生运动的原因有压差流和剪切流， 两者的叠加则称为 Ｃｏｕｅｔｔｅ⁃Ｐｏｉｓｅｕｉｌｌｅ 流［６］。 当马达运 转时， 油缸内的高压油液推动曲轴转动， 摩擦副表面 发生相对移动从而引起油膜内产生剪切流。 转速过高 时， 剪切流将对油膜支承性产生一定的影响。 如图 ５ 所示为平行板间剪切流与压差流作用示意 图， 当剪切流方向和压差流方向相反时， 剪切流将对 压差流产生削弱的作用。 图 ５ 平行板间剪切流与压差流作用示意图 Ｆｉｇ ５ Ｃｏｕｅｔｔｅ ｆｌｏｗ ａｎｄ ｐｏｉｓｅｕｉｌｌｅ ｆｌｏｗ ｂｅｔｗｅｅｎ ｐａｒａｌｌｅｌ ｐｌａｔｅｓ 两平行板间剪切流的流量公式为 ｑ＝ ｂｈｖ ２ （９） 所求得球面圆环缝隙剪切流量公式为 ｑｖ＝πＲｈεｓｉｎαｃｏｓα（１０） 球面圆环缝隙油膜如图 ６ 所示， 当曲轴顺时针转 动时， 摩擦副左端处于危险区域， 考虑到挤压流和剪 切流的作用效果对最左侧应用微元法求得其单位面积 承载力为 Ｗ＝Ｗｐ ＋Ｗ ｔ＝ Ａｅ ２π ｐｒ－６μＲｖ ｈ２ （ｔａｎα２－ ｔａｎα１） ＋ Ｋ ２πε３ ｄε ｄｔ （１１） 由式 （１１） 可知， 当转速越大时， 摩擦副左端 剪切流对油膜承载力的削弱作用越明显， 转速过大 时， 可能造成危险区内油膜承载力下滑造成油膜的破 裂， 摩擦副磨损。 ６１１润滑与密封第 ４１ 卷 图 ６ 球面圆环缝隙油膜 Ｆｉｇ ６ Ｔｈｅ ｏｉｌ ｆｉｌｍ ｏｆ ｓｐｈｅｒｉｃａｌ ａｎｎｕｌａｒ ｇａｐ ２􀆱 ３ 油液压力对油膜支承性能的影响 由油膜的总承载力式 （７） 可知 Ｗ－ＷＰ＝ Ｋ ε３ ｄε ｄｔ 对上式进行积分得 （Ｗ － Ｗｐ）∫ ｔ ０ ｄｔ ＝ ∫ ε ε０ Ｋ ε３ ｄε 式中 ｔ 为挤压时间。 因此 ， 油膜从 ε０挤压到 ε１所需要的时间为 Δｔ＝ｔ１ －ｔ ０＝ Ｋ ２（Ｗ－ＷＰ）（ １ ε１２ － １ ε０２） （１２） Δｔ 称为油膜挤压时间［７］， 其反映油膜系统的响 应快慢。 如果油膜挤压时间越短， 则油膜挤压速度越 快， 油膜系统越快达到稳定状态［８］。 取 α１＝２８、 α２＝３２、 Ｒ＝ ６１􀆱 ５ ｍｍ， 初始油膜厚 度 ε０＝０􀆱 ０４ ｍｍ。 设在油液工作压力范围内油膜被挤 压后的稳定厚度不小于 ε１＝ ０􀆱 ０２ ｍｍ。 所求得的油膜 挤压时间与油膜压力的关系曲线如图 ７ 所示。 图 ７ 挤压时间和油液压力 Ｆｉｇ ７ Ｐｒｅｓｓｉｎｇ ｔｉｍｅ ａｎｄ ｏｉｌ ｐｒｅｓｓｕｒｅ 由图 ７ 可知， 当油液压力为 １５ ＭＰａ 时， 油膜厚 度从 ０􀆱 ０４ ｍｍ 挤压到 ０􀆱 ０２ ｍｍ 的时间为 １５􀆱 ８９ ｍｓ； 当油液压力为 １８ ＭＰａ 时， 挤压时间为 １３􀆱 ２４ ｍｓ。 可 见在一定范围内， 增大油液压力， 将提高油膜系统的 响应灵敏性， 使油膜更快达到稳定状态。 ３ 结论 （１） 适当地增加摩擦副张角的范围有利于提高 油膜的承载能力。 （２） 液压马达在低速工况下运行稳定， 当转速 较高时， 由于剪切流作用明显， 导致摩擦副一侧的油 膜承载能力有所降低， 不利于摩擦副的稳定运行。 （３） 在一定范围内， 油液压力越大， 油膜系统 的响应灵敏度越高， 在马达较高速运转过程中， 有利 于摩擦副系统的正常运行。 参考文献 【１】 陈卓如．低速大扭矩液压马达理论、计算与设计［Ｍ］．北京 机械工业出版社，１９８９． 【２】 杨球来，许贤良，赵连春．大扭矩液压马达的发展现状与展 望［Ｊ］．机械工程师，２００４（３） ６－９． ＹＡＮＧ Ｑ Ｌ，ＸＵ Ｘ Ｌ，ＺＨＡＯ Ｌ Ｃ．Ｈｉｇｈ ｔｏｒｑｕｅ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｍｏｔｏｒ’ｓ ｐｒｅｓｅｎｔ ｓｉｔｕａｔｉｏｎ ａｎｄ ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｄｏｍｅｓｔｉｃ ａｎｄ ｏｖｅｒｓｅａ ［Ｊ］． Ｃｈｉｎａ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｓ，２００４（３）６－９． 【３】 刘辉龙，谢小鹏，何航．套筒伸缩摆缸式液压马达磨损故障 机制分析［Ｊ］．润滑与密封，２０１６，４１（１）１３０－１３３． ＬＩＵ Ｈ Ｌ，ＸＩＥ Ｘ Ｐ，ＨＥ Ｈ．Ｍｅｃｈａｎｉｓｍ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｗｅａｒ ｆａｉｌｕｒｅ ｆｏｒ ｔｅｌｅｓｃｏｐｉｃ ｃｙｌｉｎｄｅｒ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｍｏｔｏｒ［Ｊ］． Ｌｕｂｒｉｃａｔｉｏｎ Ｅｎｇｉ⁃ ｎｅｅｒｉｎｇ，２０１６，４１（１）１３０－１３３． 【４】 唐群国，陈卓如，金朝铭．液压马达滑靴副接触方式对静压 支承性能的影响［Ｊ］．机床与液压，２０００，２８（５）５１－５２． 【５】 阳恩会．高精度大型转子静平衡仪静压支承球面摩擦副研 究［Ｄ］．镇江 江苏大学，２００５． 【６】 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