滑动摩擦副（共6篇）
滑动摩擦副 篇1
0 引言
枢轴—宝石轴承摩擦副是机械产品的关键部件之一,其性能与可靠性将直接影响着机械产品的性能与可靠性。磨损是影响枢轴—宝石轴承摩擦副性能与可靠性的主要因素[1],进行枢轴—宝石轴承摩擦副磨损性能研究以确定合适的摩擦副磨损设计参数,对于提高机械产品性能与可靠性具有十分重要的意义。
磨损是一个复杂的综合动态过程[2],受较多因素影响,理论上进行磨损性能研究比较困难,主要依赖试验。传统的磨损性能试验研究大多是在利用磨损机研究不同因素对摩擦副磨损性能的影响,如文献[3]研究了添加剂对宝石轴承与T8钢组成摩擦副的磨损性能影响;文献[4]从添加剂角度研究了超高速枢轴宝石轴承摩擦学特性。上述研究主要集中在添加剂对磨损性能的影响,对于枢轴—宝石轴承摩擦副而言,其磨损性能不仅局限于此,而是受多种因素影响。另外上述研究多是在磨损机上进行的,更侧重于磨损机理研究,在摩擦副的材料匹配和配合形式方面与枢轴—宝石轴承摩擦副差别较大,并不能反映枢轴—宝石轴承的磨损性能[5]。因此需开展专项试验,对枢轴—宝石轴承的磨损性能进行研究。
1 研究内容
对枢轴—宝石轴承摩擦副的摩擦磨损过程进行了分析,如图1。
枢轴—宝石轴承摩擦副的磨损性能主要与速度、载荷、材料副配对性质以及环境介质的化学作用等因素有关,因此,摩擦副的磨损性能研究主要从上述4个方面着手,通过对摩擦力和磨损量进行综合分析,提出枢轴—宝石轴承摩擦副的耐磨损设计参数。
2 试验装置
试验装置由基座、转动系统、加力及测力系统、测速系统组成(图2所示)。
将宝石轴承固定在转动轴上转动。测量系统由测力系统和测频两部分组成。测力系统由载荷杆、顶尖和压力传感器组成。载荷杆具有一定抗弯刚度,可承受试验中对枢轴—宝石轴承加力要求,同时载荷杆备有和轴尺寸相配的轴孔,便于轴的安装。系统利用杠杆平衡原理,将枢轴—宝石轴承的摩擦力转换为针尖对压力传力器的压力,由测力系统显示力。采用光电传感器测量轴的转速,由频率计显示。
3 试验结果与讨论
3.1 试验方法
所有试样在试验前后均超声清洗5 min。
磨损前后的试样均在体视显微镜下进行观察,并对磨损后的磨斑直径进行测量。
3.2 试验判据
枢轴—宝石轴承摩擦副磨损性能试验包括2个方面:摩擦与磨损,以摩擦系数和磨斑直径作为试验依据。摩擦系数是从摩擦性能进行研究,与摩擦力有关,反映了耐磨性能;磨斑直径是从磨损性能进行研究,与磨损量有关,反映了减磨性能。
对磨损后的枢轴,在体视显微镜下进行了观察,枢轴的破坏形式为典型的磨粒磨损(图3)。
枢轴在磨损过程中,其表面会形成一个圆形磨斑,通过测量比较磨斑直径的大小,可以反映出枢轴的减磨性能。
3.3 速度影响试验
研究了不同速度下,枢轴—宝石轴承摩擦副的摩擦系数变化情况,如图4。
摩擦系数随速度的升高而增加,越过一极大值后,又随速度的增加而降低,最终趋于稳定。速度为2.5 m/s时,摩擦系数最大,是造成磨损最为严重的速度。枢轴—宝石轴承的工作转速应避开此速度。
3.4 硬度影响试验
在影响磨损最为严重的速度下(2.5 m/s),进行了硬度影响试验,得到了硬度与摩擦系数与磨斑直径的关系,见图5、图6。
摩擦系数和磨斑直径随枢轴表面硬度的增加而减小,提高表面硬度,能够增强耐磨和减磨性能。硬度大于900 HV,摩擦系数和磨斑直径均最小,耐磨和减磨性能最强。
3.5 载荷影响试验
在影响磨损最为严重的速度下(2.5 m/s),进行了载荷影响试验,得到载荷与摩擦系数、磨斑直径的关系曲线,见图7、图8。
摩擦系数随载荷的增加而减小,磨斑直径随载荷的增加而增大,从11 N开始,摩擦系数趋于稳定。摩擦副之间的摩擦力与真实接触面积成正比,由于真实接触面积的增长率小于载荷的增长率,摩擦系数随载荷增长逐渐减小,直到载荷增大到11 N,真实接触面积的增长与载荷的增长呈比例,摩擦系数不再降低,为常数。承载力在11 N~13 N,摩擦系数较小,具有较强的耐磨损性能。但随着载荷的增加,磨斑直径不断增大,减磨性能降低。这种情况下,不能确保摩擦副的寿命。需要开展润滑性能试验,通过改善润滑条件延长寿命。
3.6 添加剂影响试验
改善润滑油的润滑性能是提高枢轴—宝石轴承摩擦副耐磨损性能的有效方法,通过加入少量合适的添加剂能够有效提高润滑油的润滑性能。
选用T322、T321、T405、T451、T306和T309六种添加剂进行试验,涵盖了目前应用较为广泛的添加剂(图9、图10)。
在T309极压添加剂的作用下,摩擦系数和磨斑直径最小,耐磨和减磨性能最强。在此基础上进行不同配比T309影响试验,结果见图11、图12。
在1%T309极压添加剂的作用下,摩擦系数和磨斑直径最小,耐磨和减磨性能最强。采用1%的配比,可以提高枢轴—宝石轴承摩擦副的耐磨和减磨性能。
4 结语
通过开展枢轴—宝石轴承摩擦副耐磨损性能试验研究,可以得到以下几点结论:
1)设计建立的磨损性能试验装置可以进行枢轴—宝石轴承摩擦副耐磨损性能试验研究。
2)引起枢轴摩擦磨损最为严重的滑动速度为2.5 m/s,此滑动速度的确定对于枢轴—宝石轴承摩擦副耐磨损性能试验研究具有重要意义。
3)确定出枢轴—宝石轴承摩擦副的耐磨损设计参数为:枢轴硬度大于900 HV,润滑油中加入1%T309,可以提高枢轴—宝石轴承摩擦副的耐磨和减磨性能。
摘要：根据枢轴—宝石轴承摩擦副的结构和材料特点,专门设计建立了磨损性能试验装置,利用试验装置分别从滑动速度、表面硬度、载荷和润滑油添加剂4个方面采用单因素影响试验法,从耐磨性能和减磨性能2个方面对枢轴—宝石轴承摩擦副的磨损性能进行了研究,以摩擦系数和磨斑直径作为评判依据。根据试验结果确定了影响枢轴—宝石轴承摩擦副摩擦磨损最为严重的滑动速度,由此研究获得了其耐磨损性能设计参数,延长了使用寿命。
关键词：枢轴—宝石轴承,磨损性能,试验研究
参考文献
[1]苏荔.旋转机械轴承磨损加速寿命试验研究[C].中国航空学会可靠性工程专业委员会第十届学术年会论文集.北京:国防工业出版社,2006:201-204.
[2]张嗣伟.基础摩擦学[M].青岛:石油大学出版社,2001.
[3]蒋书运.几种油性剂和极压抗磨剂对T8钢/Al2O3摩擦磨损性能的影响[J].摩擦学学报,2004,24(1):29-32.
[4]方红梅,蒋书运.基于有限元的枢轴宝石轴承结构优选设计[J].精密制造与自动化,2003(2):30-31.
[5]温诗铸.摩擦学原理[M].北京:清华大学,2002.
滑动摩擦副 篇2
无隙钢球精密传动具有无回差、传动比范围广、效率高等特点, 在精密机械传动中具有良好的应用前景。日本学者寺田英嗣等[1,2]最早对端面啮合的摆钱钢球行星传动进行了较深入的理论研究, 并在精密机械伺服传动机构上应用了此传动系统。自20世纪90年代初以来, 我国学者开始对无隙钢球精密传动进行研究, 并在结构原理、运动学、啮合特性和动力学性能等方面取得了一系列的研究成果[3,4,5]。
随着机器人技术的发展, 对高动态性能传动机构的需求日益增多, 具有无回差特性的钢球精密传动逐渐成为研究热点[6]。在传动过程中, 由于受钢球运动形式和啮合副几何形状等因素的影响, 啮合副在滚动的同时还伴随滑动, 啮合副之间的微滑动对机构传动精度以及摩擦磨损导致的能量损失都有影响。周建军[7]分析了钢球在啮合过程中的运动状态, 近似求出了无隙钢球精密传动可能存在的最大滑动速度。Hiroyuki等[8]研究了钢球在行星运动中的运转行为, 测绘了钢球的中心轨迹, 定性分析了钢球滚滑现象对输出轴转角误差的影响。
在揭示啮合副中钢球滑动机理的基础上, 本文对无隙钢球精密传动啮合副的滑动特性进行了深入研究, 从理论上分析了啮合副元素间滑动速度及滑动率的变化规律, 并结合运动仿真对理论结果进行了验证。
1 摆线槽啮合副钢球滑动表征
由无隙钢球精密传动机构组成可知, 中心盘端面加工有齿数为Z1的外摆线槽, 行星盘端面加工有齿数为Z3的内摆线槽, 在内外摆线槽交错区内等距放置数量为Z2的钢球, 中心盘、行星盘和钢球组成了摆线槽啮合副。根据摆线钢球啮合副的运动学关系, 钢球除绕自身轴线旋转外, 还绕钢球分布圆中心轴线公转, 滚动的同时还会沿接触面有一定的差动滑动和自旋滑动。钢球在滚道中滚动时, 在外加载荷及预紧力的作用下, 接触点会发生弹性接触变形, 外加载荷或预紧力越大, 接触面就越大, 钢球与滚道在接触面上的差动滑动就越大, 从而使得钢球与滚道之间的滑动摩擦力增大[9]。
由相对运动原理可知, 当行星盘和中心盘做相对运动时 (图1) , 若A、A′两高副都是纯滚动, 则接触点A′在中心盘上的轨迹应等于接触点A在行星盘上的轨迹。若这两个轨迹的长度不相等, 则表明A、A′两高副间存在相对滑动。因此, 机构啮合副传动过程存在滑动, 啮合轨迹也一定存在弧长差。
转化机构并未改变啮合副的相对运动, 如图1所示, 啮合副在运转中的某一瞬时位置, 钢球与行星盘内摆线槽外侧和中心盘外摆线槽内侧接触啮合传动时, 中心盘以主动轴O1为轴, 以lO1 A′为曲率半径做回转运动, 则行星盘相当于是以转臂轴O3为轴、以曲率半径lO3 A做回转运动。因此运转一周的弧长差s为
根据几何关系可得
式中, r1为外摆线生成的基圆半径;r0为滚圆半径;r3为内摆线生成的基圆半径;r为钢球半径;R为钢球分布圆半径;e为偏心距;θi为钢球啮合转角;α为辅助计算角;β为摆线槽锥顶角。
综合以上各式, 可得弧长差为
根据式 (2) , 取设计参数Z2=11, e=4mm, r0=2mm, r=2mm, r1=4mm, r3=8mm, 在一个周期θi∈ (0, 2π) 内, 弧长差随啮合位置的变化曲线如图2所示。在一个啮合周期内, 弧长差呈对称分布, 其中两次达到峰值, 即θi= (2n+1) π/2 (n为整数) 时, 钢球与摆线槽的齿根和齿顶啮合时, 弧长差最大, 将近0.1mm, 差动滑动会较明显。在其他区域内, 弧长差近似在-0.02~0.02mm之间波动, 弧长差值较小, 趋近于零。
2 摆线槽啮合副滑动速度分析
2.1 相对滑动速度分析
由啮合理论可知, 若两齿面在啮合点为纯滚动, 则两者切向速度相等;若存在滑动, 则两者切向速度之差即为相对滑动速度。在啮合副啮合传动过程中, 钢球与内外摆线槽的啮合运行状态理论上存在三种形式:两啮合点处均存在滑动;钢球仅与中心盘外摆线槽或仅与行星盘内摆线槽啮合存在滑动;两啮合点均为纯滚动。
在分析啮合副滑动速度时采用转化机构, 给整体机构赋予一个与偏心轴大小相等、方向相反的转动速度ωH, 按钢球与内摆线槽外侧和外摆线槽内侧啮合传动模式进行分析, 啮合副在运转过程某一瞬时位置参照图1, 图1中OiV为钢球自转轴线, γ为自转轴线与Z轴夹角, φ2为钢球系转角, ω1H、ω2H、ω3H分别为中心盘、钢球系和行星盘在转化机构中定轴转动的角速度, ωb为钢球自转角速度, 转向与行星盘相同。根据转化机构原理可知, 机构中各构件的角速度关系如下:
除去钢球与内外摆线槽两啮合点处均为纯滚动的状态, 下面对另外两种状态的钢球相对滑动速度进行分析。
2.1.1 钢球在两啮合点处均存在滑动
由内外摆线槽形成过程可知, 点P为啮合节点, 即中心盘与行星盘的相对速度瞬心, 根据刚体运动学和速度合成定理, 可求出中心盘外摆线槽内侧齿面啮合点A′的切向速度vt1 A′为
式中, vP为节点P的速度。
钢球上啮合点A′的切向速度vt2 A′为
式中, k为短幅系数。
则中心盘外摆线内侧与钢球啮合点A′处的相对滑动速度ΔvA′为
行星盘内摆线槽外侧齿面上啮合点A的切向速度vt3 A为
钢球上啮合点A的切向速度vt2 A为
则行星盘内摆线外侧与钢球啮合点A处的相对滑动速度ΔvA为
2.1.2 钢球仅与外摆线槽内侧或与内摆线外侧啮合存在滑动
当钢球仅与中心盘外摆线内侧之间存在滑动时, 钢球与行星盘内摆线外侧啮合点A处啮合方式为纯滚动, 不存在滑动, 则
中心盘外摆线内侧与钢球啮合点A′处的相对滑动速度ΔvA′为
同理可计算出行星盘内摆线外侧与钢球啮合点A处的相对滑动速度ΔvA为
2.2 相对滑动速度曲线比较分析
由钢球传动机构的传动比计算公式可知, 2ωH/Z3=ωH/iH3=ω3, ω3为原机构行星盘的转动角速度, 即机构的输出角速度。钢球行星机构运转过程中, 钢球绕自身轴线旋转的角速度很小, 相对滑动速度计算表达式中关于钢球自转角速度ωbrcos (β-γ) 的影响可以忽略。
2.2.1 钢球在两啮合点处均存在滑动
中心盘外摆线内侧与钢球啮合点A′处的相对滑动速度ΔvA′为
行星盘内摆线外侧与钢球啮合点A处的相对滑动速度ΔvA为
2.2.2 钢球仅与外摆线槽内侧或与内摆线外侧啮合存在滑动
由相对滑动速度计算方程 (式 (5) 和式 (6) ) 可知:
由转化机构中各构件角速度关系可知, 若钢球系转角为2π, 则中心盘转角为2πZ2/Z1, 行星盘转角为2πZ2/Z3, 则钢球系与中心盘和行星盘之间的转角差分别为2π/Z1和2π/Z3, 即外内摆线槽每个波对应的角度。则当钢球系转过2π时, 钢球系分别相对中心盘和行星盘转过一个波。
取机构输入转速为1440r/min, 传动比为6, k=0.5, r0=2mm, r=2mm, β=π/4时, 啮合副以滑动状态运转, 在前半个周期φ2∈ (0, π) 内, 相对滑动速度随啮合位置变化的曲线如图3所示。
由图3可以看出, 两种运行状态下曲线趋势相同, 但第一种状态下的滑动速度较大一些, 即钢球与中心盘外摆线槽内侧和行星盘内摆线外侧两啮合点处均为滑动时滑动速度更大。
假设前半个工作周期钢球与中心盘外摆线槽内侧和行星盘内摆线外侧传力啮合, 则后半个工作周期钢球与中心盘外摆线槽外侧和行星盘内摆线内侧传力啮合, 钢球与中心盘摆线外侧啮合点B′的相对滑动速度为
钢球与行星盘内摆线内侧啮合点B的相对滑动速度为
若后半周期同样以滑动速度较大的状态运行, 绘制出相对滑动速度随啮合位置变化的曲线图见图4。
从图4可以看出, 若啮合副传动在一个工作周期中均为滑动, 则相对滑动速度值变化范围为0.04~0.14m/s, 且钢球与中心盘摆线槽间相对滑动速度较大。曲线不连续表明钢球转到内外摆线槽齿顶和齿根处, 钢球与两摆线槽的传力接触侧和转向会发生改变。
实际运行过程中, 摆线槽啮合副既存在滚动又存在滑动, 因此可知, 当摆线槽啮合副出现滑动时, 其钢球与摆线槽间的相对滑动速度变化趋势应为图4中曲线趋势。
3 滑动率分析
滑动的大小可用滑动率来衡量, 滑动率表示两共轭齿形间相对切向速度与该点的切向速度的比值, 在一定程度上反映了齿廓磨损量的大小, 表明了两啮合副元素间有害滑动的特性[10]。在摆线钢球行星传动机构中, 滑动率是钢球与摆线槽啮合点的切向相对滑动速度与摆线槽啮合点切向速度的比值。
由相对滑动速度的分析过程可知, 钢球与中心盘外摆线槽和行星盘内摆线槽两啮合点同时存在滑动时的滑动速度较大, 则此情况下的滑动率也应较大, 因此只分析钢球与两啮合点处均存在滑动情况下的滑动率。定义钢球与中心盘摆线槽啮合点处的滑动率为UK, 与行星盘摆线槽啮合点处的滑动率为UG。
3.1 前半个工作周期
钢球与中心盘外摆线槽内侧和行星盘内摆线槽外侧啮合时, 滑动率UK1、UG1分别为
忽略钢球自转速度的影响, 啮合节点P为中心盘和行星盘运动的相对速度瞬心, 由摆线齿形形成过程和原理可知, r3=Z3e/2, r3=r1+e, 可求出节点P的速度为
在啮合副结构转化关系图 (图1a) 的△POiO2中, 由余弦定理可得
因此整理后滑动率UK1、UG1为
3.2 后半个工作周期
钢球与中心盘外摆线槽外侧和行星盘内摆线槽内侧啮合时, 滑动率UK2、UG2分别为
同样绘制滑动率曲线图进行比较分析, 保持传动参数不变, 在一个周期φ2∈ (0, 2π) 内滑动率随啮合位置变化的曲线如图5所示。
从图5可以看出, 在前半个工作周期, 钢球与中心盘外摆线槽和行星盘内摆线槽的啮合滑动率基本一致。在后半个工作周期, 当钢球转角位于3π/2附近时, 啮合点沿行星盘齿廓运动的方向发生改变, 滑动率由负极大值变为正极大值。而钢球与中心盘的滑动率始终为正值, 没有钢球与行星盘的滑动率出现突变的现象。由整个运动周期滑动率的变化可知, 钢球与中心盘的滑动率偏大, 与相对滑动速度分析结果相符合, 因此中心盘摆线槽的磨损较严重。
4 啮合副相对滑动速度仿真实验
保持机构的结构参数不变, 运用Pro/E软件对摆线槽啮合副进行实体建模, 得到的啮合副模型如图6所示。
在ADAMS中对机构进行材料的设置、约束的添加以及载荷的施加, 机构材料设为GCr15, 其密度为7830kg/m3, 泊松比为0.3, 弹性模量为206GPa。因为该机构塑性变形很小, 故将钢球与中心盘、行星盘均设为线弹性材料。运行过程中, 每个钢球与摆线槽保持4点接触, 因此钢球与内外摆线槽间建立44对接触, 接触类型为solid to solid接触, 静动摩擦因数分别为0.02和0.01。
偏心轴输入转速为1440r/min, 输入轴转过2πz2/z1, 即转过6.908rad, 仿真得到啮合副中钢球与中心盘和行星盘一个波的相对滑动速度变化曲线如图7所示。
由图7a可见, 钢球相对摆线槽运转过程的状态为滚-滑-滚。在0~3.161rad区间内, 钢球与外摆线槽齿廓平缓阶段啮合, 相对滑动速度为0, 啮合运转状态为纯滚动;在3.161~3.749rad区间内, 受齿廓形状影响, 钢球开始滑动, 滑动速度值阶跃到0.14m/s, 然后减小至0.009m/s。此时钢球位于齿根处, 钢球与两摆线槽的传力接触侧和转向开始发生改变, 滑动速度从最小值0.009m/s增大为最大值0.162m/s。在3.161~6.908rad区间内, 相对滑动速度为0, 啮合运转状态为纯滚动。
在图7b中, 钢球与行星盘的相对滑动速度的变化趋势与图7a相同。因Z3-Z2=1, 所以变化区间滞后0.105rad, 滑动速度最大值要小一些, 为0.14m/s。通过对比图7和图4可知, 在滑动区间内, 仿真出的相对滑动速度变化趋势与理论曲线相吻合。
4 结论
(1) 采用啮合原理和机构转化分析方法对啮合副摆线钢球周期工作状态进行研究, 揭示了滑动速度和滑动率变化规律。
(2) 应用Pro/E建立摆线槽啮合副三维装配模型, 在ADAMS中对虚拟样机模型进行了运动学仿真, 仿真结果与理论计算值相吻合, 验证了摆线槽啮合副滑动特性理论分析的正确性。
(3) 无隙精密钢球传动过程中钢球的微滑动是影响传动精度的主要因素, 钢球与中心盘外摆线槽啮合传动过程中相对滑动较明显, 摆线槽的摩擦磨损也就较严重, 在设计无隙钢球精密传动机构时应予以考虑。
摘要：针对无隙钢球精密传动啮合副中钢球滚滑现象对传动精度的影响, 运用啮合原理和转化机构运动学分析方法, 提出采用弧长差表征啮合副滑动特性的方法, 阐释了无隙钢球精密传动啮合副传动过程中钢球滑动产生的机理。建立了理论分析数学模型, 分析了滑滚状态下啮合副在啮合传动过程中相对滑动速度和滑动率的变化规律, 并绘制了其变化曲线。建立了无隙钢球精密传动啮合副三维实体, 并利用ADAMS进行了运动学仿真分析。结果表明, 啮合副传动过程存在微量滑动, 钢球与中心盘啮合处的滑动速度和滑动率较大, 磨损也较严重。
关键词：无隙钢球精密传动,啮合副,相对滑动速度,滑动率,运动学仿真
参考文献
滑动摩擦副 篇3
关键词：滚珠丝杠,预紧力,摩擦力矩,冲击
0 引言
滚珠丝杠副转动时, 滚珠进出返向器时会产生冲击, 引起摩擦力矩波动, 从而引起系统振动和产生噪声, 影响滚珠丝杠副的运动平稳性[1,2,3,4]。目前对滚珠丝杠的研究主要着重于滚珠进入返向器时产生的滚珠间冲击以及滚珠对返向器的冲击作用, 对滚珠丝杠摩擦力矩波动很少涉及。本文基于丝杠稳定运行时的工作状态, 认为丝杠摩擦力矩的波动对丝杠的运动有极大的影响, 以丝杠滚珠进出返向器产生冲击及摩擦力矩波动为分析出发点, 设计制造了滚珠丝杠摩擦力矩试验系统, 对滚珠丝杠在不同进给速度、不同预紧力、不同返向器位置下对冲击及摩擦力矩的影响进行了测试分析。
1 滚珠丝杠摩擦力矩试验系统
滚珠丝杠摩擦力矩试验系统专门用于测试滚珠丝杠的摩擦力矩及其波动变化, 如图1所示, 主要由被测丝杠支撑装置及支持工作台组成, 其中支持工作台部分包括工作台、基准丝杠、称重传感器及直线滚动导轨等, 目的是安装传感器及保证被测丝杠螺母与支持工作台之间的相对位置, 即在被测丝杠旋转过程中, 支持工作台同步运动使得工作台上安装的称重传感器与被测丝杠螺母上的悬臂保持静止关系。基准丝杠采用日本THK公司的滚珠丝杠BNK2010, 公称直径为20mm, 导程为10mm。
(a) 试验系统俯视图 (b) 试验系统剖面图
被测丝杠支撑部分由前顶尖及鸡心夹、后顶尖及尾座拖板等组成, 被测丝杠以前后顶尖定位并由鸡心夹带动旋转, 可以方便地进行拆装;被测丝杠的螺母上安装有螺母套 (图1) , 装有悬臂以传递摩擦力矩, 摩擦力矩为测试力与力臂的乘积。工作台上安装了称重传感器, 悬臂压在称重传感器上面, 通过采集称重传感器的力信号得到摩擦力矩信号。为测试摩擦力矩与振动加速度之间的关系, 在被测丝杠螺母的X、Y、Z三个方向安装了压电式加速度传感器。
工作时试验系统丝杠由两个伺服电机驱动, 分别使被测丝杠螺母及支持工作台做轴向移动, 调节电机输入参数, 使得被测丝杠螺母移动时, 支持工作台以相同的进给速度移动, 从而保证了测力传感器与被测螺母悬臂间的相对位置关系。
数据采集系统采用NI公司的基于PC的测量平台LabVIEW及八通道同步数据采集卡PCI4472, 采用虚拟仪器应用软件进行运动控制、显示与处理, 数据采集频率10kHz, 每次采集40000点数据。试验用丝杠为某国产型号直径为28mm、导程为5mm、不同预紧力的滚珠丝杠。测试前先对测力传感器进行标定, 取稳定运行的摩擦力矩及加速度信号来分析力矩的波动和加速度振动之间的关系。
2 摩擦力矩波动及振动测试分析
2.1摩擦力矩波动与转速的关系
取平稳运行状态下的摩擦力矩信号, 图2所示为丝杠在各种速度下摩擦力矩信号的自功率谱, 可见丝杠摩擦力矩的波动频率f在丝杠转速的各倍数频率上均出现了明显的峰值, 如丝杠转速n为1.66r/s、3.33r/s、6.66r/s、10r/s时分别在12.5Hz、26Hz、52.5Hz、80Hz处摩擦力矩波动出现峰值, 摩擦力矩的波动频率与转速成正比关系且成倍数关系, 说明摩擦力矩的波动是由滚珠运动周期性激励引起的。
在滚珠丝杠工作过程中滚珠按一定的节奏进出滚道, 该节奏频率与丝杠的转速成比例关系。由文献[4], 滚珠在离开丝杠滚道时对返向器产生冲击, 滚珠的冲击频率就是滚珠进入返向器的频率, 与丝杠的转速及丝杆参数有关。按照滚珠进入返向器、滚珠在返向器中运行、滚珠进入丝杠滚道的工作过程, 摩擦力矩波动的频率f与滚珠的冲击频率应大小一致并有一定的时间差, 试验测试的摩擦力矩波动频率及滚珠进入返向器的计算频率如表1所示, 可见摩擦力矩的波动频率与滚珠进入返向器的频率相同, 说明滚珠由返向器进入丝杠滚道时引起了丝杠摩擦力矩的变化。
(a) n=1.66r/s (b) n=3.33r/s (d) n=10r/s (c) n=6.66r/s
2.2返向器在不同位置下冲击响应与转速的关系
为了比较丝杠返向器在不同位置下的冲击响应, 对丝杠正反转下的滚珠冲击响应进行了测试分析, 图3所示为丝杠返向器处于侧向位置时滚珠冲击下丝杠螺母径向加速度响应的自功率谱变化。对振动加速度测试信号进行分析的过程中发现, 对应滚珠冲击计算频率下的丝杠加速度振动响应比较小, 特别是在较高转速下, 该振动加速度响应与丝杠其他振动信号相比较小, 在自功率谱中没有明显的峰值。由于摩擦力矩的波动频率与滚珠冲击频率相同, 因而根据摩擦力矩波动频率范围对滚珠冲击振动信号进行滤波, 提取出对应的响应信号如图3所示。
由图3可见, 丝杠返向器在侧位时, 丝杠反转下的冲击响应明显比正转下的冲击响应大, 但整体响应趋势相同, 均表现为低转速下对丝杠的冲击激励响应明显, 随着丝杠转速的增大, 对应转速下的加速度冲击响应减小。说明随着丝杠转速的增大, 滚珠的动能增大, 使滚道的摩擦能耗相对减小, 滚珠具有相对大的速度, 使得前后滚珠间的速度差变小, 即滚珠间的冲击能量比较小, 但同时滚珠在返向器内的停留时间缩短, 滚珠间发生碰撞的几率反而减小, 从这个角度来说, 丝杠转速的提高有利于减小滚珠进入返向器时的冲击。
另外, 丝杠正反转响应不同, 说明返向器的位置对滚珠冲击有影响, 滚珠在返向器中的运动状态对滚珠进出滚道的影响有所不同, 从而使得正反转下的冲击响应发生变化。但应指出的是, 图3所示为丝杠滚珠进出滚道的冲击响应, 丝杠的整体振动响应是随着转速的增大而变大的。
2.3摩擦力矩与加速度振动的关系
根据丝杠加速度响应与摩擦力矩响应之间的互相关函数R (p) , 可得冲击响应与摩擦力矩波动响应间的滞后时间。图4所示为丝杠部分转速下的冲击响应信号与摩擦力矩的波动信号的互相关函数。由图4可见, 互相关函数中存在周期成分, 且随时间衰减没有明显的周期性, 其频率与摩擦力矩的波动频率相同, 证明滚珠对返向器的冲击频率与摩擦力矩的波动频率之间是大小相等的关系。
随着丝杠转速的增大, 摩擦力矩波动的时间滞后逐步变短, 说明随着丝杠转速的增大, 滚珠出口冲击与入口摩擦力矩波动间的时间缩短, 符合两者之间的传动关系。
2.4振动响应与预紧力的关系
丝杠预紧力是丝杠的重要参数, 预紧力的大小对丝杠滚珠的弹性势能有决定性影响, 不同的丝杠预紧力下, 其系统的响应表现出明显的不同。为了分析不同预紧力下振动响应大小间的关系, 在不同的丝杠转速下进行测试, 图5所示为两种不同预紧力下丝杠的加速度冲击响应峰值变化。
由图5可见, 在相同的丝杠转速下, 大预紧力时的丝杠振动加速度响应大于小预紧力时的丝杠振动加速度响应, 和振动响应与转速的关系一样, 在低速下丝杠的冲击响应明显大于高速状态下的冲击响应, 说明丝杠低转速时, 滚珠的动能小, 前后珠间的速度差较大, 形成的冲击较大。不同预紧力下的振动冲击响应说明丝杠预紧力的大小对丝杠的弹性冲击有较大的影响。
3 摩擦力矩波动与滚珠冲击分析
3.1滚珠对返向器的冲击频率
丝杠在工作状态下螺母不转动, 当滚珠在螺母滚道内转动一定圈数时, 圈内所有滚珠都要经过 (或接触) 螺母滚道上某一定点一次。因此, 滚珠对返向器的冲击频率就等于丝杠每转进入返向器的滚珠数与丝杠转速的乘积[4,5,6]。如图6所示, 忽略滚珠的滑动, 有
r′b=rbcos β (1)
式中, r′b为滚珠与丝杠螺母外滚道接触点处的半径;rb为滚珠半径;β为接触角。
考虑螺旋升角, 一圈外滚道的长度为
s=π (d0+2r′b) /cos λ (2)
一圈滚道内的滚珠数为
z=2s/rb=2πd0/ (rbcos λ) (3)
式中, d0为丝杠的公称直径;λ为螺纹的上升角。
由滚珠中心的线速度可得滚珠对返向器的冲击频率为
滚珠的冲击频率与丝杠转速成正比, 与丝杠及滚珠的直径成反比, 根据式 (4) 计算的频率如表1所示。
3.2摩擦力矩的波动频率
在滚珠丝杠的摩擦力矩计算中, 除丝杠滚道中驱动滚珠滚动的扭矩外, 滚珠进入返向器时, 返向器内壁与滚珠间的摩擦阻力、滚珠进入滚道时的作用力使得摩擦力矩发生规律性的波动, 每个滚珠进入滚道的过程中均会使丝杠摩擦力矩发生波动[7,8,9]。
(a) 丝杠滚珠入口 (b) 丝杠滚珠出口
如图7所示, 在外循环滚珠丝杠副的循环返向器中, 滚珠的运动是后面滚珠推动前面滚珠向前运动的 (图7b) , 假设返向器内滚珠不受滚动力偶作用, 只做滑动而无滚动, 则返向器内滚珠的运动阻力均作用到丝杠滚道出口滚珠上而导致丝杠摩擦力矩发生变化;在丝杠滚道的入口 (图7a) , 由于丝杠的预紧效果, 滚珠必须克服丝杠摩擦阻力产生的扭矩才能进入滚道, 即需要对滚道入口的滚珠施加作用力FR, 而该力是由滚道出口处滚珠所提供的, 所以在滚道出口处滚珠所受的力将产生附加的摩擦阻力, 从而使得丝杠摩擦力矩产生波动。
返向器内滑动的滚珠所产生的摩擦力Ff对丝杠产生的摩擦力矩为
Mo1=Ffrd1=z2mgfo1rd1 (5)
式中, z2为返向器水平管内的滚珠数;rd1为丝杠底部半径;m为滚珠质量;fo1为返向器内的滑动摩擦阻力系数。
由于滚珠进入滚道时摩擦力矩的波动以半正弦的形式变化, 故由入口滚珠上的摩擦阻力产生的对丝杠的附加摩擦力矩为
(6)
式中, τ为与转速及预紧力相关的半正弦脉冲常数;FR为滚珠进入滚道所需的作用力, 其大小与滚珠上的正压力Np有关。
返向器总的附加摩擦力矩为
Mo=Mo1+Mo2 (7)
由以上分析可知, 在滚珠进入返向器的过程中, 进入滚道的滚珠对滚道内的滚珠及滚道产生冲击使系统产生振动响应, 且滚珠由返向器返回丝杠滚道所需的作用力使得摩擦力矩发生波动, 由于滚珠离开滚道的数量与进入滚道的数量相等, 因而滚珠对返向器的冲击频率与摩擦力矩的波动频率的大小相同, 有一定的相位差。
3.3返向器位置对摩擦力矩波动的影响
图8为返向器处于侧向位置时的运动状态图, 取滚珠由上向下运动为反转 (图8a) , 否则为正转 (图8b) 。比较图3正反转下的滚珠冲击响应变化曲线可见, 丝杠在反转情况下的低速冲击响应明显要大于正转情况下的低速冲击响应, 说明返向器位于侧向位置时由于滚珠的自重使得返向器中的滚珠速度下降较大, 从而引起前后滚珠间的速度差加大而使冲击响应加大。
(a) 反转 (b) 正转
3.4丝杠转速与振动冲击响应的关系
文献[6]认为, 冲击的大小与滚珠的速度成近似的正比关系, 该结论是建立在前滚珠停止不动的条件下的, 实际情况与此不同。在丝杠工作过程中, 滚道中的滚珠速度由丝杠转速确定, 在不发生滑移的条件下沿丝杠滚道滚动, 其滚动速度大小与丝杠转速成正比;在返向器中的滚珠运动以滑动位移为主, 其速度与返向器对滚珠的摩擦阻力有关, 小于滚道中滚珠的中心移动速度。
滚珠进入返向器的冲击响应大小与前后滚珠间的速度差相关, 滚珠进入返向器后滚珠的速度与返向器中的滑动阻力相关。假设返向器滚道对滚珠的滑动摩擦阻力近似不变, 则在低速下, 滑动阻力对滚珠产生摩擦作用, 使得速度差相对较大, 高速下的速度差相对较小, 因而在高速下滚珠间的冲击能量反而变小。低速度冲击较大是因为在低速时返向器中的滚珠速度可近似看作静止不动, 其冲击能量必然较大从而引起较大的冲击响应。
另外, 在返向器位于侧向位置时, 丝杠的正反转使得返向器内的滚珠有不同的运动方向, 在丝杠正转的情况下, 由于前滚珠受重力作用, 其摩擦力产生的速度影响较小, 使前后滚珠间的的运动速度差较小, 所产生的冲击也小;丝杠反转时, 由于滚珠不仅受摩擦力作用, 而且受重力作用, 使得前后滚珠的速度差较大, 因而所产生的冲击也大 (图3) , 在丝杠高转速下其振动响应总体较大, 但其中滚珠进出滚道的冲击作用并非起主要作用。
4 结论
(1) 滚珠丝杠的冲击响应频率与丝杠滚珠摩擦力矩的波动频率相同, 在时间上超前于摩擦力矩的波动。
(2) 滚珠冲击响应的大小与滚珠丝杠副的预紧力的大小有关, 丝杠预紧力的大小对于丝杠的振动冲击响应有较大的影响。
(3) 随着丝杠转速的提高, 丝杠滚珠的冲击响应减小, 这与返向器中前后滚珠之间的速度差有关, 丝杠转速的増加使得滚道内前后滚珠的速度差减小从而使得滚珠冲击响应变小。
(4) 滚珠的冲击作用与丝杠返向器的位置有关, 低速下冲击响应的差别表现明显。
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滑动摩擦副 篇4
本文研究的液压挖掘机回转马达为液压轴向柱塞马达。轴向柱塞马达是液压系统中重要的动力元件和执行元件, 广泛地应用于工业液压和行走液压领域, 是现代液压元件中使用最广的液压元件之一。此外, 由于轴向柱塞马达结构复杂, 对制造工艺、材料的要求非常高, 因此它又是技术含量很高的液压元件之一[1,2,3,4,5]。
轴向柱塞马达的柱塞表面与缸孔内表面之间构成一对摩擦副。这对摩擦副首先要起到密封的作用, 保证缸孔中的压力油液不会产生过大的泄漏;同时又要能承受一定的径向分力, 并保证柱塞能在缸孔中自由往复运动[6,7,8]。柱塞副受力分析是柱塞副结构优化设计的基础。为了正确选择柱塞副的材料, 就必须了解柱塞的受力、承受的最大[PV]值和承受的最大压力的部位, 所以需要对柱塞进行受力分析。而计算[PV]值对于柱塞缸体摩擦副的选材来说是非常重要的。计算出来的[PV]值必须小于选用材料的许用比功[PV]值, 否则设计是不合理的。
1 柱塞受力分析的数学建模
图一为柱塞的受力分析示意图。图一中, R1、R2是缸体对柱塞的侧压力;Fp是高压油对柱塞的作用力, 其值为。若假设柱塞和缸体材料的弹性模量均很大, 其受力产生的弹性变形均很小, 可忽略不计。缸孔由于弹性变形而产生的分布应力σ1和 σ2的长度设为l1和l2, 其合力设为R1和R2。F1、F2为侧压力R1、R2所产生的摩擦力;W是滑靴对柱塞的作用力。为简化计算, 在此忽略质量力等小量。
如图一所示, 由x, y方向的受力平衡可得:
列出力矩平衡方程:
按照应力三角形相似原理得到:
式 (3) 、 (4) 中, f为缸孔与柱塞之间的摩擦系数;l0柱塞的最小留缸长度, 单位mm;l为柱塞在缸体中的含接长度, 单位mm;d为柱塞直径, 单位mm;L为回转马达柱塞的几何长度, 单位mm。
l随转角的变化规律为:
式 (6) 中, R为柱塞分布圆半径, 单位mm;α 为斜盘倾角, 单位:度;φ 为缸体转角, 单位:度。
由式 (1) 至式 (5) 可以推出:
2 柱塞受力分析的仿真
表一为某型号液压挖掘机回转马达的相关计算参数, 运用MATLAB软件编写计算程序, 并代入相关参数进行仿真计算。
由MATLAB软件仿真计算得到R1、R2随缸体转角 φ 的变化曲线图, 如图二所示。柱塞的最大受力值为4408N, 位于缸体从上死点转动180 度的位置, 且R1远远大于R2, 即柱塞前端受力值要远大于后端。柱塞所受比压为:
由MATLAB软件仿真计算求出[P1]、[P2]的变化曲线图, 如图三所示。
由图三可知, 柱塞承受的最大比压值为41.8Mpa, 位于柱塞转到180 度时, 且柱塞前端承受的比压[P1]大于后端承受的比压[P2], 所以柱塞的前端部位比后端部位更容易磨损。柱塞前后端承受的[PV]值分别为:[P1V1]=2R1V/ (l1d) , [P2V2]=2R2V/ (l2d) , 其中V=2πn Rtanαsinφ/60。
由MATLAB软件仿真计算可得到柱塞承受比功[PV]值变化曲线图, 如图四所示。
从图四可以看出, 柱塞前端所承受的比功[PV]值要大于柱塞后端承受的比功[PV] 值, 最大比功[PV]值发生的位置并不在柱塞作用力最大缸体的下死点的位置, 而是在缸体从上死点转动大约130.2度左右的位置, 并且最大[PV]值为45MPa·m/s。
3 结束语
本文对液压挖掘机回转马达柱塞进行了受力分析, 主要得到以下结论:柱塞的前端受力、承受比压和[PV]值均大于后端, 因而柱塞靠近球头部分的磨损就相对大一些, 在对柱塞进行设计时应该考虑其强度要求以及耐磨性, 比如在柱塞表面可以增加镀层, 或进行强化处理, 或适当增加留缸长度、承压面积等。
摘要：本文以液压挖掘机回转马达柱塞摩擦副为研究对象, 建立了柱塞摩擦副的受力分析数学模型, 并进行了受力分析, 为柱塞副结构优化设计提供了参考。
关键词：回转马达,柱塞副,受力分析,[PV]值
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滑动摩擦副 篇5
本文研究的挖掘机回转马达为液压轴向柱塞马达。轴向柱塞马达的缸体孔和柱塞之间有一定间隙, 可用此间隙来实现密封。轴向柱塞马达在吸油时, 柱塞底部缸孔中是高压油, 在缸孔和柱塞密封间隙两端形成高低压力差, 使得缸孔中的高压油通过密封间隙向低压的壳体内泄漏。该泄漏油液在间隙中的压力是逐渐减小的, 具有相当的承载能力, 对于缸孔和柱塞摩擦副来说, 起到了支撑、润滑及冷却作用。缸孔和柱塞的间隙取太大, 会加剧泄漏, 降低马达的容积效率;间隙取太小, 又容易发生“咬死”现象[1,2,3]。故对液压轴向柱塞马达的柱塞和缸孔不同配合公差的情况的泄漏量进行计算, 以便确定泄漏量与配合公差之间的关系。
1 柱塞摩擦副泄漏流量的计算
图一为柱塞与缸孔的相对位置图, 其中1为柱塞, 2为缸体。该马达的一些参数:斜盘倾角γ=17.6°, 柱塞直径d=16mm, 柱塞最小留缸长度l0=32mm, 马达额定压力P=24MPa, 转速n=1700r/min, 柱塞孔在缸体中的分布圆半径R=36mm。
单个柱塞的泄漏可视为偏心圆环缝隙内的流动, 其瞬时泄漏量为[4,5]:
式 (1) 中, h为柱塞和缸孔的单边配合间隙 (m) ;ε为柱塞偏心率, 本文中取:
μ为油液动力粘度 (Pa.s) ;li为柱塞的接触面长度 (m) :
式 (3) 中, θ为相邻两柱塞之间的夹角;i表示第i个柱塞) ;φ为缸体转角 (°) ;vi为柱塞和缸壁的相对滑动速度 (m/s) :
W为缸体转动角速度 (rad/s) :
柱塞摩擦副总泄漏量为:
式 (6) 中, j为高压区柱塞的个数。
将式 (1) ~ (5) 代入式 (6) 可求得柱塞摩擦副的泄漏流量。
2 柱塞摩擦副配合公差对泄漏流量的影响
根据公差与配合的关系, 配合公差影响了柱塞副之间的配合间隙, 其最大间隙由配合公差决定。柱塞与缸孔间摩擦副一般采用基孔制间隙配合, 常用的配合公差有H8/h7, H8/f7, H7/h6, H7/g6。分别计算其最大间隙时的泄漏情况, 仿真结果如图二所示。
由图二可以看出, 泄漏流量相当大, 其泄漏的损失效率如表一所示。
从表一可以看出, 当配合公差对应的最大间隙最大, 如H8/f7对应的最大间隙为1.106mm, 其最大泄漏量为56.5 L/min, 容积效率为23.9%, 其泄漏量最大且容积效率最低, 容积效率损失最大。而配合公差对应的最大间隙较小, 如H7/h6对应最大间隙为0.049mm, 其最大泄漏量为5.91 L/min, 容积效率为92%, 其泄漏流量最小且容积效率最高, 容积损失效率最小。可见, 随着柱塞与缸孔的间隙增大, 配合精度逐渐降低, 泄漏量逐渐增大, 容积效率逐渐减小, 容积损失效率逐渐增大。因此, 可以适当提高配合精度等级, 分别取H6/h5, H6/g5, 可得其最大泄漏量如图三所示。
当配合公差分别取H6/h5, H6/g5时, 最大泄漏量及容积损失效率如表二所示。
若配合公差为H6/g5时, 最大泄漏量为2.52L/min, 容积效率为95.2%;若配合公差为H6/h5时, 最大泄漏量为1.18L/min, 容积效率为97.8%。从以上结果我们可以看到, 配合公差为H6/h5时, 泄漏量与容积效率属于可以接受的正常范围, 且加工精度也在合理范围, 不会造成加工成本的大幅提升。故该回转马达柱塞摩擦副的配合公差取H6/h5较为合理。
3 结束语
本文针对轴向柱塞马达柱塞与缸孔的不同配合公差情况的最大泄漏流量、容积效率损失进行了分析, 得到配合间隙对泄漏流量的影响, 得到该型号马达柱塞摩擦副配合公差取H6/h5比较合理。论文的研究为马达柱塞副的配合公差的设计提供了一定的借鉴。
摘要：本文以挖掘机回转马达柱塞副为研究对象, 分析了柱塞副的泄漏流量与柱塞和缸孔的配合公差之间的关系, 为柱塞副配合公差的选用提供了参考。
关键词：回转马达,柱塞副,泄漏流量
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滑动摩擦副 篇6
1 研究现状
1.1 结构参数的影响
叶晓明 [3]等研究了活塞环轴向高度、桶面高度以及桶面偏移率等结构参数对润滑性能的影响。研究以流体润滑理论为基础,提出了一种活塞环流体动压润滑数值分析模型,求解如下的平均Reynolds方程[4,5]进行润滑分析。
结果表明, 增加活塞环轴向高度可以增大最小油膜厚度, 改善润滑状况, 减少活塞环与气缸套间隙表面发生直接接触的可能。活塞环桶面偏移使活塞环上行过程中油膜厚度增加, 摩擦力减小, 但同时增加了活塞环与润滑油流体的接触面积, 使作用在活塞环表面的流体摩擦力随之增加;下行过程中相反。活塞环桶面高度较小时, 在上止点附近可以增加最小油膜厚度, 减小气缸套上下两端处的磨损;活塞环桶面高度较大可以减小摩擦力, 降低功率损失。
1.2 气缸套变形的影响
Ma[6,7,8]等通过对活塞环在三种不同形状气缸套内的润滑性能对比分析,指出气缸套变形对活塞环润滑性能有很大的影响。
叶晓明[9,10]等考虑气缸套圆周方向上的非轴对称等因素, 以弹流润滑理论为基础, 发展了活塞环三维弹性流体动压润滑数值分析理论, 建立椭圆形气缸套模型, 假设活塞环在圆周方向上保持轴对称, 但气缸套为椭圆形, 并且活塞环与气缸套中心在轴向保持相同, 此时油膜厚度在径向方向上的增量为:
式中,R为活塞环半径, θ为活塞环在圆周方向上的角位置,e为椭圆形气缸套长、短半轴之差。
结果显示 , 气缸套径向变形使最小油膜厚度减小, 容易造成油膜压力集中, 从而使油膜压力沿圆周方向发生明显波动 , 最大油膜压力增大 ,油膜厚度及润滑表面的弹性变形沿圆周方向存在很大的波动。
1.3 表面形貌的影响
Sato [11]等通过试验测量了不同表面粗糙度缸套的润滑状况,发现减小缸套表面粗糙度可以有效提高润滑性能。Michai[12,13]等分析了活塞环和气缸套表面粗糙度对润滑油膜厚度的影响,发现粗糙表面的表面方向参数和轮廓偏斜度对油膜厚度存在影响。
朱敏[14]等对表面粗糙度对活塞环与缸套间润滑的影响进行了试验测量与理论分析,表面粗糙度的变化对最小油膜厚度的影响不明显,而对膜厚比的影响很明显。表面综合粗糙度越大,膜厚比小于3的曲轴转角范围越大,峰元摩擦力作用的时间越长,润滑状态变差。
卢熙群 [15]等建立了考虑表面粗糙度的活塞环缸套摩擦副混合润滑模型,即微凸体接触模型,微凸体载荷为:
式中,A为名义接触面积,E' 为两表面综合弹性模量,η,β为微凸体顶部密度和平均曲率半径,σ为两表面综合粗糙度。
分析表明在一定范围内综合表面粗糙度增大时,微凸体间的剪切力显著增大, 同时摩擦损失也增大。
摩擦副表面加工微观形貌以改善摩擦性能始于Hamilton[16] 等的研究,此后活塞环-缸套摩擦副的激光表 面微造型 研究更成 为研究热 点 [17]。Kligerman[18] 等建立分析模型研究表面激光造型以降低活塞环和气缸套之间的摩擦,通过联立求解Reynolds方程以及环径向力平衡方程得到动压分布以及油膜厚度。根据环的宽度和运行条件可以找到最佳的凹坑深度,发现平均摩擦力不受凹坑直径的影响,但是增加凹坑的密度会减小平均摩擦力。Ronen[19] 等研究表明微凹坑表面织构技术可以有效地降低内燃机的摩擦损耗。
符永宏[20,21]等建立了表面具有规则微观抛物面凹腔结构模型。
式中,c(t) 为无造型区域瞬时油膜厚度,hp 为凹腔中心深度,rp 为凹腔半径,Ω为造型区域。
利用变异多重网格法对该模型进行数值求解,分析得到最小油膜厚度随微凹腔半径增大而显著变厚,无量纲平均摩擦力随凹腔半径增大而减小,平均摩擦力在进排气行程中的波动较小,在压缩做功行程中显著减小。
1.4 颗粒物的影响
1.4.1 运动颗粒
孟凡明[22,23]等考虑内燃机在西部地区运行时受风沙的影响,有颗粒物进入气缸,研究了颗粒对活塞环-缸套摩擦副润滑的影响。对于颗粒影响的作用,建立了含有颗粒存在的混合润滑Reynolds方程,跟踪颗粒的运动。利用运动网格技术,分析了颗粒的位置、速度和直径对活塞环润滑特性的影响。结果表明,油膜承载力和活塞环摩擦力随着颗粒在油膜厚度方向上的高度及颗粒直径的增加而增加,随颗粒沿轴向速度的增大而减小;颗粒的直径及其在膜厚方向上高度的增加导致油膜压力场峰值的增加;颗粒轴向速度的增大导致油膜压力场峰值的减小;油膜压力场的形状以及峰值点随着颗粒直径、膜厚方向上的高度和轴向速度的变化而变化。
1.4.2 纳米添加颗粒
王伟[24] 等研究了纳米金刚石颗粒渗入到活塞环-缸套表面从而形成极薄的固体润滑薄膜以阻止摩擦表面的直接接触,称这种情况下的润滑为液固二相流润滑。引入纳米颗粒后的活塞环径向载荷方程为:
式中,Wp 为颗粒的总承载。
式中,Wi 为单个微粒的承载量,N为承载颗粒数目,λ为颗粒质量浓度,h i,l和B分别为颗粒承载区的有效高度、长度和宽度, ρ和ρp分别为润滑油和颗粒的密度,d为颗粒直径,g和gp 分别为缸套和颗粒的泊松比,E和Ep 分别为缸套和颗粒的弹性模量。
研究表明,较大的粒径使颗粒的承载提高,同时在更宽的范围对摩擦力产生影响;在颗粒承载区和非承载区,颗粒浓度的变化对二相流体摩擦力的影响是不同的;在一定浓度范围内,颗粒摩擦力相对于流体摩擦力而言,量值很小。
1.5 润滑油黏度的影响
润滑油通常表现出非牛顿特性,即剪切稀化效应,润滑油的黏度随着剪切速率的提高而减小。Ma等[25] 建立了一种可以表征润滑剂剪切稀化效应的二维润滑模型,这种模型可以正确分析活塞环缸套摩擦副的润滑状况。稠化油的剪切稀化效应和更薄的单级油使用可以降低摩擦损失,但是可能导致气缸套的磨损增加。
刘娜等[26] 基于润滑油的非牛顿效应,根据幂律流体的平均Reynolds方程建立了适用于活塞环缸套摩擦副的润滑模型。结果表明幂律指数不同时 ,油膜压力分布形状以及最大油膜压力出现的位置和变化趋势都一致,但油膜压力的数值随幂律指数的增大而增大;幂律指数越大,油膜承载能力越强。熊春华等 [27]以活塞环-缸套为研究对象,建立了润滑数学模型,研究过程中选用了9种不同黏度的润滑油,分析润滑油黏度对活塞环-缸套润滑性能的影响。转速升高时,流体剪切稀化效应增强,润滑油黏度减小,摩擦系数明显降低;当转速进一步升高时,流体剪切稀化效应导致润滑油黏度更低,摩擦系数随之逐步升高。
Harigaya等 [28]建立了热流体润滑模型,即平均Reynolds方程及非稳态二维能量方程,其中涉及油膜温度和剪切率对多级油黏度的影响。在低负荷条件下,多级油黏度由于温度升高和剪切率而减小,而在高负荷下多级油黏度的减小仅受剪切率影响。对于多级油,使用平均油膜温度和剪切率的黏度估算方法最适合于预测油膜厚度。
1.6 温度传热对活塞环润滑的影响
Liu等[29]建立了三维摩擦热耦合模型, 计算表明该模型可以更加精确地模拟内燃机摩擦副中的热传递, 摩擦热对活塞环-缸套摩擦副温度的影响显著。
周龙等[30]将三维瞬态热传导模型和润滑油膜传热模型引入流体动压润滑分析理论,建立了活塞环-缸套的三维非稳态热混合润滑模型。由于油膜自身摩擦热和外界环境温度的影响,建立和求解润滑油膜传热模型中考虑了各个瞬时与油膜相接触的活塞环和气缸套的温度 ,并以此为边界条件。探讨了表面粗糙度、活塞环平均基准压力对活塞环-缸套摩擦副润滑性能的影响。活塞环平均基准压力增大导致活塞环弹力增大, 油膜厚度变薄,油膜温度增加, 润滑油黏度减小,油膜摩擦热除了上死点附近有所增加, 其余时刻基本上没有变化;表面粗糙度增加,油膜厚度、摩擦热和温度都有所增加,而润滑油黏度相应减小。
1.7 活塞二阶运动的影响
活塞二阶运动指活塞在气缸内由于力和力矩的作用作微小的平动和转动。Chalhoub等[31]将活塞二阶运动引入三维Reynolds方程,研究了其对摩擦力以及瞬时油膜厚度等参数的影响。Mansouri等[32] 研究了设计参数对活塞二阶运动以及活塞-缸套摩擦副润滑的影响。刘焜等[33]基于活塞运动方程并结合流体润滑理论,研究了结构参数对活塞系统二阶运动和活塞环-缸套摩擦副润滑特性的影响。影响活塞二阶运动的主要参数为活塞裙部与气缸套之间的间隙以及活塞销偏心;在爆发压力附近油膜厚度随间隙无明显变化;活塞销偏心对主推力面和次推力面处油膜厚度的影响都相当明显。
1.8 润滑状况的影响
Brown等 [34]和Moore等 [35]研究发现根据之前的润滑理论,即使在理想的试验条件下测量的油膜厚度也只有计算结果的一半。这是由于活塞环-缸套间入口区域润滑油不完全充满 ,即贫油造成的。对于活塞环组,在第二环和第三环入口处的贫油是必不可免的。通过贫油模型与富油模型对比分析,引入贫油的影响后计算的油膜厚度与试验测得的油膜厚度是基本相吻合的。
Gulwadi等[36]研究了活塞环-缸套摩擦副动压润滑与边界润滑的交互作用以及润滑油流动的影响。结果表明 ,活塞环表面轮廓直接影响润滑油的流动状况,气缸套表面的油膜厚度对活塞环径向运动以及活塞环进口的润滑油量有显著的影响;润滑油供给量增加时润滑油流量增加 ,最大油膜压力减小;润滑油供给量减少时微凸体作用力、总摩擦力和功耗都增加。
朱黄龙等[37]在不同进口油膜供给的情况下,计算分析了活塞环-缸套摩擦副的润滑特性。结果表明,润滑油供给量增加时润滑油流量增加 ,活塞环出口油膜厚度增加 ,活塞环最小油膜厚度增加,最大油膜压力减小,微凸体作用力、总摩擦力和功耗都随润滑油供给量的减少而增加。
2 讨论与展望
上述为目前活塞环-缸套摩擦副润滑影响因素的研究。当前活塞环-缸套摩擦副润滑影响因素研究关注的焦点主要为贫油润滑、激光造型表面微坑的影响和润滑油的改进。此外,内燃机活塞环-缸套摩擦副润滑影响因素的研究还存在需要不断深入探讨的方面。
a. 目前影响因素如结构参数、粘度等的研究基本都是单独进行分析,需要将影响因素耦合到一起综合分析,更加贴近实际润滑状况。
b. 理论上认为桶面环在运动过程中是对称的,但复杂的内燃机工况可能会造成活塞环的扭曲和振动,从而影响润滑。
c. 内燃机在低温环境下启动时,润滑油的黏度较高而流动性比较低,并且随着内燃机运转而改变,因而需要开展内燃机启动工况下的活塞环-缸套摩擦副润滑分析。
d. 内燃机在实际使用中可能出现不正常工况,例如飞车,这些情况下的润滑分析可以提供指导。
e. 活塞环-缸套摩擦副的润滑研究需要进一步将理论分析与试验结合起来。