滑动摩擦因数

滑动摩擦因数（通用6篇）

滑动摩擦因数 篇1

0 引言

滑动轴承的摩擦系数f是设计滑动轴承的重要参数之一,它的数值与变化规律直接影响轴承的摩擦和润滑状态、轴承的温升及机器节能降耗等。摩擦因数f的影响因素主要有润滑油的特性、轴的转速和轴承压强等。因此研究滑动轴承摩擦因数的特性具有重要意义。

本文以实验为基础,展开滑动轴承理论方面的研究,并且进行了f-λ曲线和p-f-n曲线的测定,探讨压强p,转速n等的变化对f-λ曲线的影响,并将实验结果与国外提供的相关数据进行比较,进一步探究了最小摩擦因数的位置及其数值大小变化特征。

1 实验数据采集和f-λ曲线测定

实验数据取自ZHS20系列滑动轴承综合实验台[4]。

Stribeck曲线表示轴承摩擦因数f与轴承无量纲特性参数λ的关系,即轴承转速n=0的静摩擦状态过渡到低转速下的边界摩擦及混合摩擦状态,并随着转速的提高达到液体摩擦状态。

f-λ曲线是综合考虑轴承的比压p,转速n及润滑油动力黏度η等因数对轴承摩擦状态的影响,所以引入轴承无纲量特性参数λ,其表达式为:

λ=ηn/p (1)

式中:η——动力黏度(Pa·s);

n——转速(r/min);

p——比压(MPa)。

本实验测定静压加载P=0.1MPa时的f-λ曲线,如图1所示。

由实验测定曲线可知,当转速n=15r/min时,f达到最小值为0.005,该数值与国内外研究的结果[2]μ<(0.005～0.01)较为吻合。该曲线显示了在压强p=0.1MPa下,轴承的摩擦由静摩擦、边界摩擦、混合摩擦直至液体摩擦的转化全过程。

2 用福格波尔(Vogelphol)理论计算摩擦因数

2.1 实验已知参数

轴径d=60mm;轴承宽B=60mm;实际相对间隙ψ=0.0017;轴承包角β=180°;润滑油牌号L-AN32;轴径与轴瓦的表面粗糙度Rz1=1.6m,Rz2=3.2m;油温T=17℃,查黏温表[3]17℃时得,ν=130mm2/s,

2.2 计算索氏数

F=9.81(p0A+G0) (2)

式中:F——轴承外载荷,(N);

p0 ——油腔供油压力(N/cm2);

A ——油腔在水平面上投影面积,取A=60cm2;

G0 ——初始载荷(包括瓦轴自重、压力变送器重量等),取G0 =73.55N

η=υρ (3)

式中:η——动力黏度(Pa·s);

υ ——运动黏度(mm2/s);

ρ ——液体密度,取ρ=900kg/m3;

undefined

式中: ω ——角速度(rad/s);

n ——转速(r/min);

undefined

式中: s0 ——无纲量数群,索氏数;

ψ ——相对间隙;

B ——轴承宽度(mm);

d ——轴颈直径(mm)。

由p-f-n实验曲线和实验数据可知,当静压加载为p=0.10MPa时,过渡转速为n=15r/min,轴承的摩擦系数达到最小。将已知各参数带入上述各式中计算,算得索氏数分别为:

S0= 1.0008

2.3 计算摩擦因数

彼得洛夫(Petroff)[2]早在1883年就已经对无载的径向轴承(轴和轴承孔的位置同心)导出了求摩擦系数的方程:

μ/ψ=π/S0 (6)

上述彼得洛夫(Petroff)方程目前通常用于求轻载或高速运转轴承的摩擦系数的近似值,其有效范围为S0<1。对于重载或低速运转的轴承,也就是对于S0>1的情况,法尔茨(Falz)[2]提出了下列关系式:

undefined

福格波尔(Vogelphol)[1]根据许多实验结果,将其改为:

undefined

将计算出来的索氏数So的数值带入式(8)中计算,得到:μ= 0.005096。该计算值与实验测出的f值误差为1.92%,实验结果与理论值较为吻合。

3 结论

3.1f-λ曲线的分析

由f-λ曲线可以看出:

1) 在压强p=Constant的情况下,滑动轴承摩擦因数的变化规律是正确的,和经典的Stribeck曲线完全一致,表明本实验准确可靠;

2) 实验结果与国外若干学者提供的研究结果较为吻合,表明采用该实验装置对于精确测试摩擦因数具有推广价值;

3) 测试数据准确性在于进行了运转实时下瞬时油温的数据采集,从而得到了采集数据时油的黏度的准确值。

3.2 多参数耦合作用下滑动轴承摩擦因数的实验研究

采用传统的横坐标为无量纲λ的f曲线,无法凸显多参数的变化,如压强p变化时,摩擦因数f曲线的变化。为此采用了p-f-n实验模式,从而测出了不同压强下,摩擦因数曲线f的变化规律。

a) p-f-n曲线测定:通过实验测定p-f-n曲线如图2所示。

实验测定不同压强p下的摩擦因数f的值在表1中给出。

根据表1的结果,将图2中在过渡转速处的图形进行放大,见图3。

b) 实验结果分析:由图3可知,随着载荷的增大而液体摩擦状态下的摩擦系数减小,而边界润滑和混合润滑状态下的摩擦因数增大,这一试验结果与文献[2]的结论完全一致。随着载荷的增大,达到液体摩擦所需要的转速提高,这一实验结论与实际运转是吻合的。因此采用采用p-f-n的实验模式对于研究多参数耦合下轴承摩擦因素的变化和轴承润滑状态的转化都具有参考价值。

摘要：结合西南交通大学自主研发的ZHS20滑动轴承试验台,通过实验展开对滑动轴承摩擦因数f的研究,测定f-λ曲线和p-f-n曲线,探讨摩擦因数f和特性参数λ的关系,并且与福格波尔(Vogelphol)关于摩擦因数f的研究成果进行比较分析;进一步研究了不同压强p下和不同转速n耦合时,对f曲线的影响,对研究多参数影响下轴承摩擦因数的变化规律具有实际指导意义。

关键词：滑动轴承,摩擦因数测定,摩擦因数曲线,实验研究

参考文献

[1]Vogelphol G.Betriebssichere gleitlager,berechnungsverfahren für konstruktion und betrieb[M].Berlin:Heidelburg,New York:Spring,1967.

[2][西德]O.R.朗格,斯泰因希尔珀W,编著.Gleitlager滑动轴承[M].王成焘,曹永上,译.北京:机械工业出版社,1986.

[3]邱宣怀,主编.机械设计[M].4版.北京:高等教育出版社,2000.

[4]吴鹿鸣,陆天炜,主编.机械设计实验教程[M].成都:西南交通大学出版社,2007.

[5]张直明,主编.滑动轴承的流体动力润滑理论[M].北京:高等教育出版社,1986.

滑动轴承摩擦因数的测定实验研究 篇2

滑动轴承的摩擦系数f是设计滑动轴承的重要参数之一, 它的数值与变化规律直接影响轴承的摩擦和润滑状态轴承的温升及机器节能降耗等, 摩擦因数f的影响因素主要有润滑油的特性、轴的转速和轴承压强等, 因此测定滑动轴承摩擦因数的特性具有重要意义, 本文以实验为基础, 进行f-λ曲线和p-f-n曲线的测定, 探讨压强p, 转速n等的变化对f-λ曲线的影响[1]。

1 实验设备简介

ZHS20系列滑动轴承综合实验台 (见图1) 主要由主轴驱动系统、静压加载系统、轴承润滑系统、油膜压力测试系统、油温测试系统、摩擦因素测试系统以及数据采集与处理系统等组成[2]。

1—交流伺服电动机2—轴向油压压力变送器3—静压加载压力变送器4—周向油压压力变送器 (1～7号) 5—滚动轴承6—调压阀7—摩擦力传感器测力装置8—实验主轴箱9—液压油箱10—机座

2 测定滑动轴承摩擦特性f-λ曲线

滑动轴承的摩擦系数f是重要的设计参数, 它的大小与润滑油的粘度η、轴的转速n和轴承压强p相关, 令

λ为滑动轴承摩擦特性系数。η为已知参数, 分别测定轴的转速n和轴承压强p, 则可计算出滑动轴承摩擦特性系数[3]。实验测定滑动轴承摩擦特性曲线如图2。

图2为滑动轴承摩擦特性曲线, 表示轴承摩擦因数f与滑动轴承摩擦特性系数λ的关系, 即轴承转速n=0的静摩擦状态过渡到低转速下的边界摩擦及混合摩擦状态, 并随着转速的提高达到液体摩擦状态, 在此过程中, 轴承摩擦系数f由大变小再变大, 当λ=0.843时承摩擦因数f最小。

3 多参数耦合作用下滑动轴承摩擦因数的实验研究

采用传统的横坐标为无量纲λ的f曲线, 无法凸显多参数的变化, 如压强p变化时, 摩擦因数f曲线的变化为此采用了p-f-n实验模式, 从而测出了不同压强下, 摩擦因数曲线f的变化规律。p-f-n曲线测定:通过实验测定p-f-n曲线如图3所示。

实验结果分析:由图2可知, 随着载荷的增大而液体摩擦状态下的摩擦系数减小, 而边界润滑和混合润滑状态下的摩擦因数增大, 这一试验结果与国外文献数据基本符合, 随着载荷的增大, 达到液体摩擦所需要的转速提高, 这一实验结论与实际运转是吻合的, 因此采用采用p-f-n的实验模式对于研究多参数耦合下轴承摩擦因素的变化和轴承润滑状态的转化都具有参考价值。

参考文献

[1]张直明, 主编.滑动轴承的流体动力润滑理论[M].北京:高等教育出版社, 1986.

[2]吴鹿鸣, 陆天炜, 主编.机械设计实验教程[M].成都:西南交通大学出版社, 2007.

滑动摩擦因数 篇3

离合过程是一个动态的摩擦过程,在这个过程中,摩擦因数是摩擦副系统的综合特性,受到滑动过程中各种因素的影响,如材料副配对性质、静

止接触时间、法向载荷的大小、摩擦副的刚度和弹性、滑动速度、温度状况、摩擦表面接触几何特性和表面层物理性质以及环境介质的化学作用等。这就使得摩擦因数随着工况条件的变化而发生变化,因而预先确定摩擦因数的准确数据和全面估计各种因素的影响是十分困难的。

在离合过程中,材料副配对性质一定的条件下,摩擦因数主要与摩擦副的载荷、滑动速度、温升三因素有关[1]。对于离合器摩擦片和压盘这对摩擦副而言,压盘金属表面处于弹塑性接触状态,由于实际接触面积与载荷的非线性关系,使得摩擦因数随着载荷的增加而降低,而离合过程中,除离合器工作预紧力(最大工作载荷)外,载荷的大小完全取决于司机的操作习惯、行驶工况等非确定因素,量化过程十分困难,故本文研究摩擦因数的变化采取最大工作载荷下的离合过程。滑动速度影响摩擦力主要取决于温度状况,滑动速度引起的发热和温度变化,改变了表面层的性质以及摩擦过程中表面的相互作用和破坏条件,因而摩擦因数必将随之变化。而对于在很宽的温度范围内机械性质保持不变的材料例如石墨,摩擦因数几乎不受滑动速度影响[2]。

摩擦热是离合过程的必然结果,因此从能量的观点出发,摩擦离合器实质上就是能量转换器或热交换器。能量被吸收会引起摩擦副温度升高,导致材料摩擦表面结构组成发生一系列的物理化学变化,如压盘金属的氧化以及金相组织的变化,聚合物基摩擦材料的热分解、热疲劳等,进而影响其摩擦因数,导致离合性能热衰退[3]。

1 试验

为了系统地研究摩擦面温度对离合器摩擦材料摩擦因数的影响,本文试验选用自制的高温销盘式摩擦试验机,在定载荷和变速摩擦的工况下,结合扫描电子显微镜(SEM)分析等手段,对材料的摩擦因数随摩擦面温度的变化情况及摩擦面工作层的形貌进行分析。

1.1 试验设备

图1为自制的高温销盘式摩擦试验机结构简图,主要技术参数如下:①最大试验力为50kN,准确度为±0.1%;②摩擦力范围为0~500N,准确度为±0.1%;③温度范围为室温~600℃,控制精度为±2℃;④主轴转速为无级调速,转速范围为0~600r/min,精度为±5r/min;⑤时间设定范围为1~12 000s;⑥采用计算机进行数据采集,屏幕显示各主要参数,测量并自行记录离合器摩擦面片的摩擦因数μ,形成摩擦因数、温度、转速的关系曲线。

1.主轴 2.传力手臂 3.上试样 4.下试样 5.电炉 6.滑动轴承 7.扭矩传感器 8.滚动轴承 9.平衡块 10.滑动轴承 11.力传感器 12.载荷

1.2 试样选用

本试验上试样采用多数国内微车制造商选用的离合器摩擦面片,该摩擦面片以质量分数为17%的酚醛树脂和丁晴橡胶作为基体,其他的主要元素如下:w(Cu)为8%~10%,w(Al)为2%~5%,w(C)为5%~10%,w(Si)为8%~12%,w(Ca)为10%~15%,w(Fe)为1%~2%,w(Zn)为7%~10%,加工成25mm×25mm的正方形试验小样,下试样采用ϕ90mm×35mm的HT250试环,硬度为220HB。

1.3 试验项目及方法

小样试验定速式摩擦试验机国家试验标准GB5763-98规定[4]见表1。

根据表1的试验标准和微型汽车的实际工作条件,定载荷选取0.5MPa,摩擦速度分别选取230r/min、330rmin、430r/min、480r/min、530r/min、580r/min6个速度点,25℃、50℃、100℃、150℃、200℃、250℃ 6个环境温度点。6个速度点和6个环境温度点进行耦合,共进行36组试验,每组试验进行3次,每次试验摩擦时间为30min,每隔30s记录一次瞬时摩擦因数及温度。通过安装在下试样试环侧面距摩擦表面2mm处的热电偶来测量材料摩擦面的温度;然后对摩擦后的摩擦面进行SEM分析,对比不同速度和环境温度条件下材料摩擦因数和摩擦面形貌随摩擦面温度的变化。

2 试验结果与分析

2.1 摩擦因数随摩擦面温度变化的试验结果

在不同速度点和环境温度条件下,耦合出36组试验,每组进行3次30min试验,每隔30s记录一次瞬时温度和瞬时摩擦因数,共计36×3×30×2=3240条数据记录,对这些数据进行统计,如表2所示。

各平均温度与对应的平均摩擦因数的关系如图2所示。通过MATLAB对图2中数据进行三次曲线拟合,拟合曲线如图3所示。

2.2 摩擦面形貌随温度变化的试验结果

通过图3所示的拟合曲线可以看出,20~130℃时摩擦因数逐渐增大,130~220℃时摩擦因数趋于平稳,220℃以上时摩擦因数开始下降,故选取25℃、75℃、170℃、250℃ 4个温度点的摩擦片试样结合扫描电子显微镜(SEM)进行摩擦面形貌观察,结果如图4~图7所示。

2.3 试验结果分析

根据上述试验结果可知,低速低温时,虽然材料表面温度较低(表2),表面没有发生或很少发生变化,但摩擦过程中材料表面受到的压力和摩擦热的作用足以使表面形成不稳定的温度场和压力场。与金属材料不同,摩擦面片的摩擦材料是由金属组元和非金属组元共同组成的复合材料,所以材料中各组元的热膨胀系数不同,这样就造成了受热表面层和次表层的热膨胀率不同,以及表面层中不同区域热膨胀率的差异[5]。由图4可以看出摩擦表面层会产生褶皱或微裂纹,材料表面的这些褶皱和微裂纹在压力作用下与相对较硬的对偶件反复摩擦,造成摩擦面的崩块和点状脱落现象,此时摩擦表面相对平整,磨屑较少,摩擦因数小,如图3所示。

随着摩擦的进行,摩擦表面温度不断升高,各种材料的热膨胀不同,在温度场和压力场的共同作用下经过与对偶件的摩擦,摩擦界面中的钢纤维与铸铁之间的铁原子易发生黏着,黏着点被反复剪切、黏着,形成磨屑而脱落,使细小的钢纤维被拔出或部分被撕裂,铸铁材料也可能被黏着、撕脱,从而造成磨损,形成磨屑。黏着较严重的部位撕脱的磨屑较大,同时,也很容易撕落黏着点周边的摩擦材料,形成块状脱落,如图5所示材料表面明显剥落,内部纤维已磨损至摩擦表面,此时摩擦表面已相当不平整,同时存在大量的磨粒,致使摩擦因数在20~130℃温度区间急剧上升,如图3所示。摩擦表面温度在130~220℃区间时,由表2和图3可知,摩擦因数基本稳定在0.38附近,已达到工作区域的最大值,这是因为,一方面摩擦材料在170℃时的粗大磨屑比较多,而其形状与75℃磨屑中的大颗粒有所区别,类似于材料破碎后的碎片,说明在170℃时复合摩擦材料的剥落比较严重,这是由于没有及时排出的细小磨屑在摩擦界面反复碾磨,黏附在摩擦表面,并形成不稳定的界面膜。同时,摩擦不够稳定,应力分布不均,受力大的地方容易产生裂纹,并随滑动过程的进行逐渐扩展,致使材料局部发生破裂甚至碎化,从而产生图6所示的磨屑形貌,这些大量体积大的磨粒,使摩擦因数提升至最大;随着摩擦面温度的提高,摩擦材料表面已基本形成了一层比较均匀致密的表面膜,大大减小了金属组分与铸铁对偶的直接接触面积,因而使黏着作用大大减弱,这降低了黏着磨损,表面粗糙度得到一定的改善,磨损趋于平缓,致使摩擦因数趋于稳定[6]。此前的摩擦均属于典型的磨粒磨损、黏着磨损和氧化磨损的干摩擦。

在摩擦性能试验过程中,可以明显地观察到,当温度达到220℃左右时可以闻到有烧焦的气味并有少量烟雾冒出,随着温度进一步升高,烟雾增多气味变浓,特别在330℃以后最为明显。这是由于,220℃已达到了酚醛树脂有机物的热分解温度,酚醛树脂产生分解,生成少量的液体和气体,此时,材料表面层发生软化和大量塑性变形,磨屑易滞留在材料表面,对偶材料在运动过程中将细微磨屑重新压入摩擦面,致使高温摩擦后材料形成比低温时相对光滑的表面层,改善了摩擦表面形貌,如图7所示,摩擦因数由最高值逐渐回落;随着温度的进一步提高特别在330℃以后,酚醛树脂分解剧烈,生成大量的液体和气体[7]。酚醛树脂经高温裂解后,其液体产物主要包括苯酚、2-甲基酚、4-甲基酚、2,6-二甲基酚、2,4-二甲基酚、2,4,6-三甲基酚,气体主要包括CO、CO2、CH4,此时导致酚醛树脂对复合材料中的其他材料黏结作用大大降低,材料表面继续大面积地剥落,出现部分纤维断裂,如图7所示。摩擦衬片中的低熔点金属高温液化或有机物黏结剂发生热分解产生液态物,使润滑点扩展而形成局部“润滑层”。同时衬片中酚醛树脂的分解而产生大量的气体物(CO、CO2、CH4等),对偶件金属表面的氧化膜又易吸附气体,因而在摩擦面上形成了局域的一层“气垫层”,在润滑层和气垫层的作用下,摩擦已从典型的磨粒磨损、黏着磨损和氧化磨损的干摩擦过渡到具有流体润滑的磨粒磨损的混合摩擦,摩擦因数出现明显下降,随着温度的升高,分解剧烈,流体润滑效果明显,摩擦因数进而出现陡降现象,如图3后半段曲线所示。

3 结论

微车离合器摩擦材料的摩擦面温度低于酚醛树脂热分解温度时,属于典型的磨粒磨损、黏着磨损和氧化磨损的干摩擦,摩擦因数先逐步增加,后趋于稳定;当高于酚醛树脂热分解温度时,属于具有流体润滑的磨粒磨损的混合摩擦,摩擦因数急剧下降。

从微车离合器摩擦材料摩擦因数的角度可解释微车起步发抖和面片烧蚀的离合器主要故障产生的原因:由图3所示的拟合曲线可知,在摩擦面温度较低的工况下,摩擦因数较低,微车起步时,离合器传递的扭矩不足以克服道路阻力,引起微车起步发抖;而在摩擦面温度过高的工况下,离合过程中,摩擦因数较低,传递扭矩效率低,导致离合器滑磨时间过长,引起烧蚀现象。

参考文献

[1]徐石安,江发潮.汽车离合器[M].北京:清华大学出版社,2005.

[2]温诗铸,黄平.摩擦学原理[M].北京:清华大学出版社,2002.

[3]梁磊,曹献坤,王营.温度分布对制动摩擦片性能的影响[J].武汉工业大学学报,2000,5(6):45-47.

[4]赵小楼,程光明,王铁山,等.汽车摩擦材料摩擦磨损性能试验的现状与发展[J].润滑与密封,2006,10(4):200-203.

[5]林荣会,郗英欣,邵艳霞,等.纳米铜改性酚醛树脂及其应用性能[J].复合材料学报,2004,21(6):114-118.

[6]苏立志,李志章.耐温聚合物基复合材料的摩擦学性能与磨损机理研究进展[J].材料科学与工程,2000,6(2):125-130.

一种纤维摩擦因数求解算法设计 篇4

纺织纤维的加工及应用中广泛存在着摩擦现象。纺织纤维在加工时, 纤维与纤维、纤维与加工机件间会有相对运动, 因而会产生摩擦问题。如果摩擦力大, 会影响加工效果;如果摩擦力小, 会影响织成物质量。因此, 纤维的摩擦性能不仅影响织物的加工工艺, 也影响着织物的特征风格及服用特性。

织物特征风格是织物的物理性能对人体感官产生的效应。日常生活中, 人们通过视觉和手感来获得对织物的各种信息, 织物的软硬、滑糙等都是人们评价织物面料优劣的标准。研究表明, 织物手感的评定受手指运动方向和手指与织物表面之间摩擦力的影响。

织物服用性是指纺织物的耐磨性、舒适性及冷暖感。耐磨性是衡量织物质量好坏的重要指标。在实际生活中, 磨损是造成织物损坏的重要原因。而磨损就是由织物与其它物体间反复摩擦造成的, 因此磨损与织物的表面摩擦性能关系密切;织物的舒适性也与摩擦相关。衣物如果表面光滑, 与身体直接接触时衣物和皮肤间的摩擦就小, 皮肤就会感觉舒适。相反, 如果表面粗糙, 则与皮肤间的摩擦就大, 皮肤就会感觉不舒服;摩擦也影响纺织物的冷暖感。研究表明, 衣物与人体皮肤间的接触面决定热量的传递, 而接触面又与衣物织物表面摩擦特性相关, 因此织物表面的摩擦特性与纺织物的热传递性能密切。

综上所述, 纤维摩擦性能研究对纺织加工是非常重要的, 故测算纤维摩擦因数就是极为必要的。

2 纤维摩擦系数测量方法

2.1 纤维摩擦的基本理论

摩擦就是相互接触的两个物体之间发生或即将发生滑移的现象。互相接触的纤维发生滑移运动时, 纤维的接触处就会产生挤压、变形、粘合、锁结等。起初这些实际接触只发生在部分粗糙的凸起处, 加在这些实际接触处的压强就会很大, 而强大的压强会使接触处的纤维材料产生屈服流动。随着屈服流动的不断进行, 纤维接触处的面积逐渐增大。当两纤维间产生相对滑移运动时, 产生屈服流动的接触处就被剪切力打开, 切开这些接触处产生的剪切阻力就是阻止两纤维相互移动的摩擦力。

2.2 欧拉方程在纤维摩擦因数测量上的应用

这就是欧拉方程。因为纤维就是一种挠性材料, 故可以利用上述方程对纤维的摩擦因数进行准确测算。在摩擦因数的测算时, 如果能够测得挠性材料所受的两端张力T1、T2以及挠性材料与轮的包角α, 就可以利用上述欧拉方程来求解纤维摩擦因数。

2.3 纤维摩擦因数测量方案

采用绞盘法的原理。将待测的纤维样品绕于滚筒之上, 将滚筒安装在轴上, 滚筒通过联轴器和减速器与电机相连。纤维的一端连接砝码座加载装置, 另一端固定并连接上传感器, 以捕捉在不同加载情况下滚筒上纤维的运动状态。根据纤维的最大承载, 在加载装置中对纤维进行由小到大的负载力的变化。然后起动电机, 通过电机带动轴的转动, 观察滚筒上的纤维以及其所吊的砝码在不同的负载情况下的运动情况, 直至滚筒由最初的运动状态转换为静止状态。

通过传感器对纤维在有无负载两种情况下的示数, 读出纤维两端所受的力的大小。根据欧拉方程在摩擦系数测量中的应用, 得到的两个力的大小即是纤维紧端与松端的力的大小。根据此时纤维对滚筒的夹角大小, 经过一系列运算即可得待测纤维的摩擦因数大小。

3 纤维摩擦因数测量装置设计

纤维摩擦因数测量装置设计, 重点是对驱动系统、传动系统以及执行系统进行设计。

3.1 驱动系统

驱动系统设计主要是对步进电机的选择。步进电机是常用的驱动装置之一, 适用于机电一体化产品的定位控制和定速控制。步进电机的转速是由输入脉冲的频率所决定的, 外界每输入一个脉冲步进电机转轴就相应步进一个步距角增量, 电机的输入脉冲数与电机的总回转角成正比。选择步进电机时, 要求电机的输出功率必须大于负载所需的功率, 从而保证电机运行可靠。

3.2 传动系统

3.2.1 减速器选择

实际工作中, 常利用减速器使电机回转数与工作所需的回转数一致。减速器输入轴上的齿轮小、齿数少, 输出轴上的齿轮大、齿数多, 通过大小齿轮的啮合, 减速器可以把电动机、内燃机或其它高速运转的动力进行减速。输出轴上大齿轮的齿数与输入轴上小齿轮的齿数之比即为减速器的传动比。本方案设计减速器的传动比为8~60, 对比不同减速器的传动比性能, 最终选用ZLY型减速器。

3.2.2 联轴器选择

联轴器是机械传动中的常用部件, 主要用来连接轴与轴 (或轴与其他回转零件) , 以传递运动与转矩。由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象, 所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩Tcα。计算转矩按下式

从GB/T 4323—2002中查得TL2型弹性套柱销联轴器的许用转矩为16N·m, 许用最大转速为7600 r/min, 轴孔直径在12~19之间。故选用此联轴器作为本装置中连接电机输出轴和减速器输入轴所用的联轴器。

3.2.3 工作轴的设计与校核

轴是机械中的重要零件, 做回转运动的传动零件 (如齿轮、蜗轮等) , 都要安装在轴上并通过轴才能进行运动及动力的传递。本装置中所需的工作轴是为了起到支撑滚筒并使之完成既定运动的作用, 因此, 选择光轴作为工作轴。左端采用定位盘对滚筒左端的安装进行定位装配, 右端加工出一部分螺纹, 滚筒装上之后使用压盘对滚筒右端进行定位, 然后在压盘右面拧上螺母来完成工作轴上各部分零件的轴向定位装配。

对于传动轴而言, 因其只承受或主要承受扭矩, 因此只按轴所受的扭矩来计算轴的强度;如果轴还承受不大的弯矩, 则用降低许用扭转切应力的方法来处理。在做轴的结构设计时, 常采用此种方法来初步估算轴径。

3.3 执行系统

3.3.1 摩擦力测试装置

本设计通过对纤维、滚筒、轴、压盘、定位盘以及传感器的建模设计及型号选择来搭建出一个测试装置, 在加载系统以及转动控制系统的基础上完成对摩擦力的测量, 并经过计算最终得出摩擦因数。

工作轴轴径为24mm, 材料为45, 并在右端加工一段螺纹以便进行轴上各个零件的很好定位;定位盘的作用主要是使工作轴和左边的零件连接有轴向的定位与固定作用;纤维材质的滚筒是为了使待测纤维能在其上缠绕, 避免待测纤维直接与钢材料所做的轴直接接触, 从而得到更准确的纤维摩擦系数。左端大、右端小的结构是为了左端与定位盘定位, 右端采用压盘对其定位及固定, 有利于节省材料;压盘的可以保证滚筒的右端轴向定位, 在其右端采用螺母进行轴向固定, 使得轴上零件都能完成准确的定位。确保轴在正常运转的情况下, 滚筒不会出现偏离、滑移的情况。

结合前面的驱动系统和传动系统, 摩擦力测试装置最终达到正常运转。将待测纤维绕于滚筒上, 通过电机转动引起滚筒以及其上纤维的运动, 在纤维一端进行加载, 加载的砝码的数量以及其运动状态通过传感器可以得到要测的参数, 从而完成摩擦力的测量。

3.3.2 加载装置

本装置加载主要由砝码来完成。通过增加砝码的数量从而增加纤维的承载, 观察分析纤维在滚筒上的运动情况, 对比砝码的质量, 得到该转速下的动摩擦力, 进而通过计算得出纤维的摩擦因数。

4 结论

本课题对纤维摩擦系数的测算方法进行了探索性的研究, 能够在环境变化小的情况下对纤维摩擦因数进行准确测算。今后, 随着纤维材料在更多领域内的广泛使用, 纤维摩擦因数的测量技术将会得到越来越多的研究和发展。

参考文献

[1]任建.基于小波变换的旋转法检测织物摩擦性能的研究[D].上海:东华大学, 2008.

[2]孙博.力学角度测试织物表面粗糙度的方法研究[D].上海:东华大学, 2009.

滑动摩擦因数 篇5

关键词：湿平整,摩擦因数,润滑油膜

0引言

在平整轧制过程中, 摩擦因数是轧制压力预报的基础, 其计算精度直接影响到轧制压力、板形、延伸率等参数的预报与设定精度, 对成品带材质量具有举足轻重的影响。对于双机架高延伸率湿平整轧制过程而言, 影响摩擦因数的主要有来料因素 (包括钢种、规格等) 、轧制参数 (包括延伸率、轧制速度等) 、轧辊参数 (包括轧辊原始粗糙度、换辊后轧制公里数等) 以及平整液参数 (包括粘度等) 等4类因素。上述4类因素对摩擦因数又往往是交叉影响、综合作用的。这样, 如何考虑上述因素的综合作用, 建立相应的摩擦因数模型就成为现场攻关的重点。以往现场对于摩擦因数模型的开发主要集中在冷连轧机, 而对于平整轧制尤其是双机架湿平整轧制过程中摩擦因数模型的开发则未有文献涉及。为此, 经过大量的现场试验与理论分析, 综合考虑到高延伸率湿平整轧制的工艺特点, 充分利用现场实际数据, 通过对辊缝中润滑油膜厚度与摩擦因数之间关系的定量回归分析, 首次建立了一套双机架湿平整轧制过程中的摩擦因数模型, 并将其应用于国内某1420连退平整机的生产实践, 取得了良好的使用效果。

1摩擦因数模型的建立

1.1 摩擦因数影响模型的构造

在湿平整轧制过程中, 变形区润滑油膜的厚度与摩擦因数之间存在着一一对应的关系, 而来料因素、轧制参数、轧辊参数以及平整液参数等主要是通过影响润滑油膜的厚度来改变摩擦因数的。这就是说, 如果能够通过现场实际数据回归出润滑油膜厚度与摩擦因数之间的定量关系, 实质就已经建立起了双机架湿平整轧制过程中的摩擦因数机理模型。根据相关文献[1,2], 构造出湿平整轧制过程中润滑油膜厚度对摩擦因数的影响模型:

μi=a+beBξξ0i 。 (1)

其中:μi为双机架平整机第i机架的摩擦因数;a为干摩擦影响系数;b为液体摩擦影响系数;Bξ为摩擦因数衰减指数;ξ0i为第i机架的润滑油膜厚度。根据式 (1) 可以知道, 只要求出a、b、Bξ就可以得到相应的湿平整轧制过程中的摩擦因数模型。

1.2 摩擦因数模型参数的求解

根据基本轧制理论[3]可以知道, 对于双机架平整机而言, 在轧制过程中任意第i机架轧制压力可表示为:

Pi=F0 (hi, εi, σ1i, σ0i, k, μi, B, Ri) 。 (2)

其中:hi为双机架平整机第i机架出口带材厚度;εi为双机架平整机第i机架的延伸率;σ1i为双机架平整机第i机架的前张力;σ0i为双机架平整机第i机架的后张力;k为带材的变形抗力;Ri为双机架平整机第i机架工作辊半径;B为带材宽度。

与单机架平整机及冷连轧机不同, 双机架平整机在机架之间没有测速仪与测厚仪, 往往只能实测出总的延伸率, 而延伸率在各个机架之间的实际分配则是未知的。为此, 引入机架间延伸率分配系数ζ这一变量, 同时用ε0来表示总延伸率, 那么有:

ε1=ζε0 。 (3)

undefined。 (4)

h1=H0 (1-ε1) =H0 (1-ζε0) 。 (5)

其中:H0为来料厚度。

undefined。 (6)

将式 (3) ～式 (6) 代入式 (2) , 又可以得到双机架平整机轧制过程中任意第i机架轧制压力为:

Pi=F1 (H0, ε0, k, B, Ri, ζ, σ1i, σ0i, μi) 。 (7)

考虑到湿平整轧制过程中带材的前滑值比较小, 因此可以认为轧辊表面线速度vr与带材的入口速度v0近似相等, 这样湿平整轧制过程中, 润滑油膜厚度[4,5]可以表示为:

undefined。 (8)

其中:αi为双机架平整机第i机架的咬入角;Krs为轧辊传递到带材上的复印系数;η0为润滑剂的动力粘度;θ为润滑剂的粘度压缩系数;Rar0i为双机架平整机第i机架的工作辊原始粗糙度;Li为双机架平整机第i机架工作辊换辊后的轧制公里数;BL为工作辊粗糙度衰减系数;vi为双机架平整机第i机架带材出口速度;krg为第i机架带材的变形抗力。

由于双机架平整机的宽展量比较小, 所以可认为:

v1h1=v2h2 。 (9)

将式 (5) 、式 (6) 代入式 (9) 得:

undefined。 (10)

综合式 (1) 以及式 (8) ～式 (10) , 可以将摩擦因数表示为:

μi=F2 (H0, ε0, k0, B, Ceq, Ri, ζ, v2, Rar0i, Li, η0, θ, a, b, Bξ, σ1i, σ0i, Pi) 。 (11)

其中:k0为来料的变形抗力;Ceq为材料的碳当量。

实际上, 对于特定的双机架平整机组而言, 根据其工艺及设备特点, 在一个特定的平整轧制过程中, H0、ε0、k0、B、Ceq、Ri、v2、Rar0i、Li、σ1i、σ0i、Pi等参数是已知的。如果工艺润滑制度也确定, 那么η0、θ的值也是已知的。这样, 未知的参数主要有a、b、Bξ、ζ 4个参数。而式 (7) 、式 (11) 代表4组方程, 显然, 4组方程解4个未知数, 通过一定的算法是可以求出解的。基本求解思路如下:

(1) 收集一组特定的轧制工艺参数H0, ε0, k0, B, Ceq, Ri, v2, Rar0i, Li, σ1i, σ0i, Pi及润滑工艺参数η0、θ。

(2) 令X={a, b, Bξ, ζ}, 并给定X的初始值X0。

(3) 将X0代入到方程组 (11) , 求出摩擦因数的计算值μ′i。

(4) 将μ′i代入到方程组 (7) , 求出轧制压力的计算值P′i。

(5) 计算目标函数值undefined。

(6) 判断POWELL条件是否成立?如果不成立, 调整X的设定值, 直到POWELL条件成立为止。

2摩擦因数模型的建立

针对国内某1420双机架平整机组, 为了建立湿平整轧制过程中的摩擦因数模型, 根据现场相关实际数据, 采用本文所介绍的相关方法, 回归计算出该双机架平整机组在湿平整模式下的摩擦因数模型:

μ=0.07+0.3e-1.625ξ0 。 (12)

利用式 (12) 作出摩擦因数与油膜厚度之间的关系曲线, 如图1所示。

3结论

本文在大量现场实验与理论分析的基础上, 充分考虑来料因素、轧制参数、轧辊参数以及平整液参数的交叉影响, 建立了一套适合双机架湿平整高延伸率轧制的摩擦因数模型, 给出了相应的模型参数计算方法, 并将其应用到国内某1420双机架平整机组的生产实践, 取得了良好的使用效果, 具有进一步推广应用的价值。

参考文献

[1]白振华, 周庆田, 窦爱民, 等.冷连轧高速轧制过程中摩擦因数机理模型的研究[J].钢铁, 2007, 42 (5) :47-50.

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滑动摩擦因数 篇6

在过去的10年,许多学者对影响摩擦因数的因素进行了研究。Nakajima S.[2],Szakaly E. D.[3]等使用平板滑动实验装置发现合金化热镀锌板(简称GA板)和热镀锌板表面摩擦因数随着压力的增加而降低。Michal G.M.[4]等采用杯冲实验发现合金化热镀锌钢板的表面摩擦因数随着冲压速率的增加而降低。Abotani K.[5],Lee B.H.[6],GONG H.Y.[7],Andrzej Matuszak[8]等发现随着润滑剂黏度的增加热镀锌钢板表面摩擦因数逐渐下降。Yanagida A[9]等采用热冲压实验发现,随着温度的增加,镀锌板摩擦因数上升。Lee B.H.[6]等发现镀锌板摩擦因数在镀层表面粗糙度为0.5～1μm时最小,过大或过小的表面粗糙度都会使摩擦因数升高。Garza L.G.[10],张理扬[11]等发现合金化热镀锌IF钢摩擦因数会随着镀层表面ξ相的增多而升高。Michal G.M.[4]等采用杯冲实验发现电锌钢板镀层较软的表面摩擦因数较高,基板强度对电镀锌钢板表面摩擦基本没有影响。

目前摩擦过程机理还有很多不明之处,摩擦对薄板成形过程的影响很少。大多数研究者研究了外部因素(如压力、速率、润滑油、温度等)或镀层本身的性质(如表面粗糙度、表面形貌、表面显微硬度等)对摩擦因数的影响,但很少有人研究镀锌板基板对摩擦因数的影响。本工作采用平板滑动摩擦测量装置研究了不同接触压力下基板强度对合金化热镀锌钢板摩擦因数的影响,利用黏着理论深入分析了基板影响摩擦因数的原因,为制定汽车板的冲压工艺提供了理论依据。

1 实验

选用4种基板材料,分别是两种屈服强度为150MPa左右的IF钢和两种屈服强度超过300MPa的微合金高强度钢。根据GB/T 3822—1999,利用Leica VMHT 30M显微硬度计(载荷为25g,加载时间为15s)测量不同摩擦条件下镀层表面显微硬度和不同变形情况下裸板的表面显微硬度,根据GB/T 2523—2008,利用表面粗糙度仪TR200测量镀层表面粗糙度。

采用平板滑动摩擦测量装置(样品在上下加压力P的平面模具之间,对样品加拉力F使之在模具间滑动,从而测定摩擦因数,示意图如图1所示,因模具接触面积恒定,可将压力化为单位面积接触压力)。

测量不同接触压力下合金化热镀锌钢板的摩擦因数μ,计算式如式(1)所示:

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2 实验结果

表1是所选基板制备合金化热镀锌板的力学性能。表2是镀锌板的镀层特性,图2是两种典型基板强度镀锌板的表面形貌。从表1可以看出,IF钢试样270E和270F强度与微合金高强度钢试样440W和590R强度相差一倍左右(本文中钢种级别和牌号来源于日本钢铁联盟标准)。从表2和图2可以看出:4种试样镀层厚度、镀层质量和镀层表面粗糙度相差不超过5%;镀层表面显微硬度相差不超过10%;两种典型基板强度镀锌板镀层表面形貌差异不大。

图3是不同拉伸变形下各试样裸板表面显微硬度的变化情况,可以看出屈服强度较低的IF钢板表面显微硬度值也较低;但随着变形量的增加,IF钢板的表面显微硬度迅速升高,幅度超过100%;微合金高强钢板表面初始硬度较高,但表面显微硬度随变形量增加变化不大(升高幅度不超过15%)。可以得出:IF钢板的加工硬化作用要比微合金高强钢板强烈。图4是不同接触压力下各试样镀层表面显微硬度的变化,可以看出,虽然各试样镀层表面显微硬度随着接触压力的变化而变化,但和原始镀层表面显微硬度相比波动不大,不超过10%,因此可以忽略摩擦条件对各试样镀层表面显微硬度的影响。

在滑动速率为200mm/min,温度为室温20℃,使用NR550HN润滑油(40℃,运动黏度为19.72mm2/s)的条件下,分别采用5,10,20MPa三种接触压力,对4种合金化热镀锌板材摩擦因数的实验结果如图5所示。可以看出:随着接触压力的增大,低强度镀锌板摩擦因数由0.154降为0.136,高强度镀锌板摩擦因数由0.140降至0.135,但接触压力较大时,摩擦因数降低的趋势变缓;低强度的IF钢GA板摩擦因数受接触压力的影响较大;在较低的接触压力下,高强度的微合金高强钢GA板摩擦因数明显比低强度的IF钢GA板低,但随着接触压力的进一步增加,基板强度对镀锌板摩擦因数的影响减弱。

(a)270E-GA;(b)440W-GA(a)270E-GA;(b)440W-GA

3 分析与讨论

从实验结果可以看出,各试样GA板镀层厚度、镀层质量、镀层表面显微硬度、镀层表面粗糙度相差较小,两种典型基板强度镀锌板镀层表面形貌差异不大,因此,各试样GA板镀层特性对摩擦因数的影响很小,在其他外部实验条件一致的情况下,基板强度是影响GA板摩擦因数的主要因素。

本实验润滑为边界润滑,根据黏着理论[12],实验中的摩擦力可以看做是剪断表面黏着部分的剪切力和剪断边界润滑膜的剪切力之和,即

undefined

式中:A为总的实际接触面积;α为总的实际接触面积中模具和镀层直接接触部分百分比;τb为镀层表面的抗剪强度;τf为边界润滑膜的抗剪强度。

对于镀锌板,当镀层厚度为微米数量级时,模具和镀层实际接触面积取决于基体硬金属,抗剪强度则取决于表面镀层[12]。而压力N由微凸体的接触和边界润滑膜的接触来承担,故

undefined

式中:σs为基体钢板的塑性流动压力,约等于基板表面显微硬度;σsf为边界润滑膜的屈服强度。

由此可得边界润滑时的摩擦因数为:

undefined

假设μ1是低强度的IF钢GA板摩擦因数,σs1,α1,A1分别是低强度IF钢GA板的基板塑性流动压力、总的实际接触面积中模具和镀层直接接触部分百分比和总的实际接触面积;而μ2是高强度HSLA钢GA板摩擦因数,σs2,α2,A2分别是高强度的HSLA钢GA板的基板塑性流动压力、总的实际接触面积中模具和镀层直接接触部分百分比和总的实际接触面积。在摩擦过程中,这两种镀锌板镀层特性相差不大,τb可以视为常数,在相同摩擦条件下τf也相同。因此:

undefined

显然,镀层表面的抗剪强度τb远大于边界润滑膜的抗剪强度τf。在相同的压力下,由图3可知,低强度的IF钢GA板基板的表面显微硬度较低,故σs1低、α1值大、A1值高,而基板强度高的镀锌板σs2高、α2值小、A2值低。由于α1>α2,所以undefined>1;由于摩擦条件相同,所以P1=P2,而A1>A2,根据公式(3),undefined>1,因此undefined,即μ1>μ2。显然σs1与σs2,α1与α2相差越大,μ1,μ2相差越大。而基板强度是决定基板表面显微硬度σs、总的实际接触面积中模具和镀层直接接触部分百分比α的主要因素,因此基板强度越高,摩擦因数越低,这也被实验结果所证实(图5)。图6(a),(b)是接触压力较小时(5MPa)两种典型基板强度GA板表面镀层损伤情况,从图6(a),(b)可以看出:高强度镀锌板440W表面损伤较轻,即实际接触面积中模具和镀层直接接触部分低,所以440W-GA板α值比270E-GA板低;而由图3可知440W-GA板基板表面显微硬度σs比270E-GA板基高。因此,440W-GA板摩擦因数较270E-GA板低,这也进一步验证了基板强度高的GA板摩擦因数较小。

在摩擦过程中,接触压力由基体钢板和润滑油膜承担,试样基板表面也会经历加工硬化,由图2可知,低强度的IF钢加工硬化要比高强度的HSLA钢强烈,可以认为,在受压的情况下,IF钢的加工硬化同样要比HSLA钢强烈。随着接触压力的增加,高强度GA板基板表面显微硬度与低强度GA板基板表面显微硬度差异逐渐缩小。因此,在较高的接触压力下,HSLA钢GA板与IF钢GA板σs和α值相差减小,导致高强度GA板与低强度GA板摩擦因数相差不大(图5)。图6(c),(d)是接触压力较大时(20MPa)两种典型基板强度GA板表面镀层损伤情况,可以看出,低强度270E-GA板与高强度440W-GA板镀层损伤情况接近,两种不同基板强度GA板模具和镀层直接接触部分百分比α基本相等;而由图3可知,在较高接触压力下440W-GA板和270E-GA板基板表面显微硬度σs相差较小。因此,440W-GA板和270E-GA板摩擦因数相差不大。这也进一步验证了在较高的接触压力下,由于基板加工硬化率的不同而导致两种基板强度的GA板摩擦因数相差不大。

(a),(c)270E-GA;(b),(d)440W-GAy of different substrate strength of galvannealed steel she(a),(c)270E-GA;(b),(d)440W-GA

4 结论

(1)屈服强度较低的IF钢板表面显微硬度值较低,但随着变形量的增加,IF钢板的表面显微硬度迅速升高,幅度超过100%;微合金高强钢板表面初始硬度较高,但表面显微硬度随变形量增加变化不大(升高幅度不超过15%)。在相同的变形情况下,低强度基板加工硬化要比高强度基板强烈。

(2)相同接触压力下,基板强度越高,摩擦因数越低;随着接触压力的增大,低强度镀锌板摩擦因数由0.154降为0.136,高强度镀锌板摩擦因数由0.140降至0.135;随着压力的进一步增加,降低的趋势变缓。

(3)摩擦因数的大小主要由模具与镀层直接接触部分占总接触面积百分比α和基板表面显微硬度决定;基板强度是决定基板表面显微硬度和α的主要因素;随着接触压力增大,不同强度基板的加工硬化率会使基板表面显微硬度逐渐接近,致使α差异减小,最终使基板强度对镀锌板摩擦因数影响减弱。

参考文献

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