润滑状态下线接触滑动粗糙界面的动摩擦特性研究

肖会芳， 杨　荃， 邵毅敏， 徐金梧

(1.北京科技大学 国家板带生产先进装备工程技术研究中心，北京　100083；2. 重庆大学 机械传动国家重点实验室，重庆　400044)



润滑状态下线接触滑动粗糙界面的动摩擦特性研究

肖会芳1,2， 杨荃1， 邵毅敏2， 徐金梧1

(1.北京科技大学 国家板带生产先进装备工程技术研究中心，北京100083；2. 重庆大学 机械传动国家重点实验室，重庆400044)

摘要：滑动粗糙界面的摩擦润滑特性对界面的润滑设计和润滑状态预测具有重要的理论和实际意义。通过建立不同润滑状态下的滑动粗糙界面模型，基于界面的法向载荷由润滑油膜和粗糙体共同承担的载荷分配思想，采用Greenwood-Williamson统计模型描述粗糙表面形貌，考虑界面润滑的时变效应和润滑油的黏-压特性，建立线接触滑动粗糙界面的油膜厚度方程和粗糙体接触压力方程，获得了整个润滑区的润滑油膜载荷比例因子、油膜厚度和摩擦系数随滑动速度的变化关系，推导了界面由混合润滑过渡为液压润滑的临界速度关系表达式，分析了滑动粗糙界面的润滑承载机理，获得了界面油膜厚度、摩擦系数和临界速度随界面形貌参数、法向载荷、润滑油属性参数的变化规律，为机械结构的界面润滑设计、润滑状态预测和润滑优化提供理论和实验参考。

关键词：滑动粗糙界面；动摩擦；润滑特性；临界速度

线接触滑动粗糙界面是机械设备中广泛存在的界面类型，例如直齿轮的啮合界面、滑动轴承的轴颈与轴瓦界面、轧制过程的轧辊与带钢形成的轧制界面、发动机的活塞-缸壁界面等[1-4]。其特点是相互接触的表面具有粗糙形貌，在接触区形成线接触，同时存在相对滑动。

通常，滑动粗糙界面工作在润滑状态。对润滑界面而言，油膜厚度和摩擦系数是描述界面性能最重要的参数，其变化直接反映了界面以及机械结构的动力学特性、工作稳定性、磨损性能等[5-6]。机械结构工作过程中，例如启动时的加速过程、停机时的减速过程，界面的润滑状态经历边界润滑(Boundary Lubrication，BL)、混合润滑(Mixed Lubrication，ML)和液压润滑(Elastohydrodynamic Lubrication，EHL)[7]。

实践表明，若滑动界面的润滑状态不合理，不仅直接影响机械结构的使用性能，甚至整个系统的动力学特性：当界面润滑不足时，金属表面直接接触，造成机械系统的表面损伤严重、振动剧烈、噪声大，过早形成表面点蚀、胶合、磨损等缺陷[8-9]；若界面过润滑，界面的表面形貌、润滑状态等小尺度特征参数的扰动可以引起界面和系统的动力失稳，导致界面行为的根本变化，使系统出现迥异的运行状态，甚至产生功能障碍[10-11]。因此，确定界面的润滑状态、油膜厚度和摩擦系数随界面形貌参数、法向载荷、润滑油属性等润滑工况的变化规律，对界面的润滑设计和润滑状态预测，具有重要的理论和实际意义。

本文通过建立不同润滑状态下的滑动粗糙界面模型，基于界面的法向载荷由润滑油膜和粗糙体共同承担的载荷分配思想，采用Greenwood-Williamson统计模型描述粗糙表面形貌，考虑润滑的时变效应和润滑液的黏压特性，建立线接触滑动粗糙界面的油膜厚度方程和粗糙体接触压力方程，获得了油膜载荷比例因子、油膜厚度和摩擦系数随滑动速度的变化关系，推导了界面由混合润滑过渡为液压润滑的临界速度关系表达式，分析了油膜厚度、摩擦系数和临界速度随界面形貌参数、法向载荷、润滑油属性参数的变化规律。

1滑动粗糙界面润滑模型

1.1模型描述

润滑条件下，滑动粗糙界面的模型示意图，如图1

所示。半径分别为R1和R2，弹性模量分别为E1和E2的两圆柱体，在润滑液和法向载荷FN的作用下相互接触并作相对旋转运动。该两圆柱体的滑动接触可以采用半径为R、弹性模量为E的圆柱体，以速度v在固定的刚性平面上滑动的模型进行等效，其中，等效半径1/R=1/R1+1/R2，等效弹性模量2/E=(1-v12)/E1+(1-v22)/E2。具有一定表面粗糙形貌的圆柱体R与刚性平面的线接触区被润滑液充满。

图1　滑动粗糙界面的模型示意图Fig.1 Sketch diagram of the sliding rough interface

随着滑动速度v变化，滑动粗糙界面线接触区的不同润滑状态，如图2所示。当速度v较小时，界面的润滑为边界润滑，其特点是界面几乎无润滑液，大部分为金属-金属表面的接触，如图2(a)所示。随着滑动速度v增大，润滑液进入接触区，油膜厚度增加，金属-金属间的接触减小而金属-液体接触区增大，形成混合润滑，如图2(b)所示。随着滑动速度v进一步增大，润滑液进一步进入接触区，使得油膜厚度大于表面粗糙峰的峰值，接触界面完全被润滑液充满而无金属表面的接触，形成液压润滑，如图2(c)所示。

图2　滑动粗糙界面的不同润滑状态示意图Fig.2 Sketch diagram of the different lubrication states at sliding rough surface

1.2载荷分配思想

不同润滑状态下，界面的外部法向载荷FN由油膜压力FH和粗糙峰微凸体接触力FC共同承担，即

FN=FH+FC

(1)

引入Johnson的载荷比例因子思想[12]，式(1)改写为

(2)

式中:γ1和γ2分别是润滑油膜和微凸体承受载荷的载荷因子，且有

(3)

假设金属表面的粗糙微凸体对界面油膜的液体动力行为无影响，则界面的摩擦力可以表示为

Ff=Ff,H+Ff,C

(4)

式中:Ff,H是液体动力摩擦力，Ff,C是粗糙微凸体接触摩擦力。

假设界面微凸体的摩擦为库仑摩擦，由于界面的不同微凸体均具有相同的摩擦因数[13]，则界面的微凸体摩擦力Ff,C可以表示

(5)

式中：fc为界面的平均粗糙体摩擦因数，其值通过实验测试确定。

对牛顿润滑液，假设整个接触区油膜厚度等于接触中心油膜厚度，界面的液体动力摩擦力可表示为[14]

(6)

(7)

式中:η0为常温常压下润滑液的黏度，η=6.315×10-5Pa·s,cp=1.962×108Pa。pm为Hertzian接触的平均压力，黏度-压力指数Z可以表示为

(8)

其中:α为压力-黏度因数。

1.3摩擦因数

润滑状态下，滑动粗糙界面的摩擦因数可表示为

(9)

式(9)显示，界面摩擦因数是滑动速度、油膜厚度和粗糙微凸体比例因子的函数。为了获得摩擦因数，需要先确定油膜厚度hc和粗糙微凸体比例因子γ2的大小。

2滑动粗糙界面动力方程

2.1流体弹性动力

基于Moes方程，光滑界面线接触区的油膜厚度可表示为[17]

其中:

各无量纲参数分别为

HRI=3M-1,HEI=2.621M-1/5,HRP=1.287Q2/3

考虑界面的表面粗糙形貌，基于Johnson的载荷分配思想，采用E/γ1代替式(10)中的E，FN/γ1代替式(10)中的FN，则粗糙界面的油膜厚度为

(11)

其中:

式(11)中有两个未知量，分别为油膜厚度hc和油膜载荷因子γ1。

2.2粗糙微凸体接触力

界面的粗糙形貌采用Greenwood-Williamson统计模型(GW模型)进行描述。在GW模型中，表面粗糙体的形状为球体且粗糙体的高度符合高斯分布，各粗糙体的接触符合Hertzian弹性接触理论且粗糙体之间无相互作用。则界面粗糙微凸体的接触压力为[18]

(12)

式中:n为微凸体的密度，β为微凸体的平均半径，σs为微凸体高度的标准偏差，dd为粗糙峰平均平面与粗糙面高度平均平面之间的距离，dd=1.15σs[16]，且

同时，混合润滑状态下，微凸体接触的中心压力可以表示为[5]

(13)

式中:a1=1.558,a2=0.033 7,a3=-0.442,a4=-1.70。式(12)与式(13)相等，则有

(14)

将式(14)无量纲化，采用E/γ2代替式(14)中的E，FN/γ2代替式(10)中的FN，nγ2代替n，则有

(15)

各无量纲参数为

联立式(3)、式(11)和式(15)，可以求解未知参数hc，γ1和γ2。将hc和γ2代入式(9)，即可确定摩擦因数。

3模型有效性验证

为了验证本文滑动粗糙界面润滑模型的有效性，将模型仿真计算获得的摩擦因数-载荷关系曲线与文[19]中对双圆盘模型的实验测试结果进行对比。实验测试的圆盘几何参数和载荷参数，如表1所示。模型计算采用的界面参数为：微凸体密度n=1.25×1010m-2，微凸体平均半径β=10 μm，微凸体高度标准差σs=0.274 μm，界面平均粗糙体摩擦因数fc=0.1。

表1　实验测试参数[19]

模型计算获得的摩擦因数随法向载荷FN变化关系与实验测试结果的对比图，如图3所示。图3显示，模型的计算结果与实验测试结果基本一致。说明本文的滑动粗糙界面润滑模型是有效的、可靠的。模型计算结果与实验结果之间的差异在于理论模型未考虑实验测试加载过程的时间效应和连续运行过程。

图3　模型计算结果与实验测试结果对比Fig.3 Comparison between model results and experimental data

4计算结果与分析

计算采用的参数初始值，如表2所示。改变界面的润滑工况参数，包括法向载荷FN、微凸体高度的标准偏差σs和润滑液黏度η0，获得不同润滑工况时油膜载荷比例因子1/γ1、平均油膜厚度hc、摩擦因数f随滑动速度的变化关系曲线。

表2　计算参数初始值

4.1油膜载荷比例因子随滑动速度变化关系(1/γ1-v曲线)

界面润滑工况变化时，油膜载荷比例因子1/γ1随滑动速度v的变化关系曲线，如图4所示。其中，图4(a)为界面的法向载荷不同时，图4(b)为界面的表面粗糙形貌不同时，图4(c)为界面的润滑液的属性不同时。

图4(a)～4(c)显示，不同润滑工况下，油膜载荷比例因子1/γ1的范围在[0,1]，随着滑动速度增加，1/γ1逐渐增大，即随着滑动速度增加，润滑油膜承担的法向载荷逐渐增加，则微凸体承担的法向载荷相应减小，界面的润滑状态从边界润滑过渡为混合润滑。当滑动速度增大到一定数值时(定义为临界速度vc)，1/γ1达到最大值1，此时界面的润滑状态从混合润滑过渡为液压润滑，润滑油膜的承载能力达到饱和。

图4　不同润滑工况时，油膜载荷比例因子1/γ1随滑动速度v的变化曲线Fig.4 Evolution of hydrodynamic scaling factor 1/γ1 with sliding velocity v for different lubrication conditions

图4(a)显示，相同滑动速度下，随着法向载荷FN增加，油膜载荷比例因子1/γ1递减，即润滑油膜的承载量随着法向载荷的增加递减。当法向载荷增大到一定数值时(FN=900 N)，1/γ1不再继续增加，润滑油膜的承载能力达到饱和，且达到承载饱和的临界速度vc随着法向载荷的增大而增大。同时，随着法向载荷FN增加，油膜载荷比例因子1/γ1随滑动速度v的增加速率变小(1/γ1-v曲线的斜率减小)，与轻载相比，重载条件下，随着滑动速度增加，润滑油膜承载能力的增量更缓慢。

图4(b)显示，相同滑动速度下，随着表面粗糙度增大，油膜载荷比例因子1/γ1递减，油膜的承载量随着表面粗糙度的增大递减。随着表面粗糙度增加，油膜载荷比例因子1/γ1随滑动速度v的增加速率变小(1/γ1-v曲线的斜率减小)，即表面粗糙度较大时，随着滑动速度增加，润滑油膜承载能力的增量更缓慢。图4(b)同时显示，临界速度vc随表面粗糙度的增大而增大。

图4(c)显示，相同滑动速度下，随着润滑液黏度增大，油膜载荷比例因子1/γ1递增，油膜的承载量随润滑液黏度的增大递增。随着润滑液黏度增加，油膜载荷比例因子1/γ1随滑动速度v的增加速率增加(1/γ1-v曲线斜率增大)，即润滑液黏度较大时，随着滑动速度增加，润滑油膜承载能力的增量更快。图4(c)同时显示，临界速度vc随润滑液黏度增大而递减。

4.2油膜厚度随滑动速度变化关系(hc-v曲线)

不同的界面润滑工况时，平均油膜厚度hc随滑动速度v的变化关系曲线，如图5所示。其中，图5(a)为界面的法向载荷不同时，图5(b)为界面的表面粗糙形貌不同时，图5(c)为界面润滑液的属性不同时。图5显示，在速度变化的整个过程中，没有产生膜厚的剧烈变化，润滑状态之间的转化是光滑连续过渡。油膜厚度随着速度的增加而增大：速度较小时，油膜厚度随滑动速度呈非线性递增；速度较大时，油膜厚度随滑动速度近似呈线性递增。

图5(a)显示，相同滑动速度时，油膜厚度随着法向载荷增加而减小。与重载相比，轻载条件下，滑动速度增量相同时，油膜厚度的增量更大。因此，轻载条件下，滑动界面更易形成液压润滑状态。

图5(b)显示，当表面粗糙度与润滑油膜的平均厚度处于同一数量级时，粗糙度对油膜厚度和润滑性能的影响不可忽视。相同滑动速度下，油膜厚度随着表面粗糙度的增大而增大。粗糙度较小的界面，油膜厚度变化更为剧烈，这是因为粗糙度较小的界面形成的润滑油膜厚度随滑动速度增加较快(hc-v曲线斜率更大)。因此，粗糙度较小的滑动界面更易形成液压润滑。由于粗糙度与油膜厚度在一定程度上决定了界面的润滑状态，因而粗糙度较小的界面可以在较低的速度下形成覆盖接触区的润滑油膜，使界面工作在液压润滑状态，无微凸体接触。

图5(c)显示，油膜厚度随润滑油黏度的增加而递增，且黏度较大时，随着滑动速度增加，膜厚的增量更大。因此，润滑液黏度较高的滑动界面更易形成液压润滑状态。

图5　不同润滑工况时，油膜厚度hc随滑动速度v变化关系曲线Fig.5 Evolution of film thickness hc with sliding velocity v for different lubrication conditions

4.3摩擦因数随滑动速度变化关系(f-v曲线)

不同的界面润滑工况时，摩擦因数随滑动速度的变化关系曲线，如图6所示。曲线描述了界面从边界润滑、混合润滑到液压润滑的整个润滑区，以及从混合润滑到液压润滑过渡区的摩擦因数变化特征，可以判断界面的润滑状态及预测摩擦因数。图6显示，滑动速度较小时，界面处于边界润滑状态(BL)，摩擦因数较大，摩擦因数随速度增大而缓慢减小；随着滑动速度增加，界面进入混合润滑(ML)，摩擦因数呈线性递减[16,20]；随着滑动速度进一步增加，界面从混合润滑过渡为液压润滑(EHL)，摩擦因数随滑动速度增加而缓慢增大，变化较小。

图6(a)显示，法向载荷对不同润滑状态摩擦因数的影响均较大。随着法向载荷增大，摩擦因数增加。这是由于随着法向载荷增大，油膜厚度减小，进入接触的微凸体增加，引起摩擦因数增大。在边界润滑和混合润滑区，法向载荷较小时，摩擦因数降低的速率更快；在液压润滑区，法向载荷较大时，摩擦因数增加的速率更快。轻载时，较小的速度增量，界面就从混合润滑过渡到液压润滑。

图6(b)显示，表面粗糙度对边界润滑(BL)和混合润滑状态(ML)的摩擦因数影响较大，而对液压润滑状态(EHL)的摩擦因数影响较小。这是因为在混合润滑区，表面形貌的微凸体接触在摩擦力形成中占主要部分。进入液压润滑状态后，界面被润滑油充满，金属表面未发生接触，界面的摩擦因数主要由润滑液的黏性剪切决定，表面粗糙度的影响可以忽略。对不同的润滑状态，粗糙度较小的界面，其摩擦因数均较小，但是摩擦因数随滑动速度的变化更剧烈，表明粗糙度越小，f-v曲线斜率越大，混合润滑区越窄，从混合润滑过渡至液压润滑越快。

与图6(b)类似，润滑液黏度对边界润滑(BL)和混合润滑状态(ML)的摩擦因数影响较大，而对液压润滑状态(EHL)的摩擦因数影响较小，如图6(c)所示。对不同的润滑状态，润滑液黏度较大时，摩擦因数较小，且摩擦因数随滑动速度的变化更剧烈，表明润滑液黏度越大，f-v曲线斜率越大，混合润滑区越窄，从混合润滑过渡至液压润滑越快。

4.4临界速度变化规律

图6的摩擦因数关系曲线显示了界面的润滑状态随界面润滑工况的变化特征。当滑动速度达到某一临界速度vc时，界面从混合润滑过渡到液压润滑。进一步，研究界面从混合润滑状态过渡到液压润滑状态的临界速度vc随界面润滑工况的变化规律。

当界面摩擦因数f达到最小值时，界面的润滑状态从混合润滑过渡为液压润滑，此时

(16)

将式(9)对速度v求导得

(17)

式(17)即为临界速度方程。将不同润滑工况下的γ2-v关系，hc-v关系代入式(17)，数值求解临界速度vc随法向载荷、表面粗糙度和润滑液黏度的变化关系曲线。

图7 临界滑动速度vc随法向载荷的变化曲线Fig.7Evolutionofcriticalvelocityvcwithnormalload图8 临界滑动速度vc随表面粗糙形貌的变化曲线Fig.8Evolutionofcriticalvelocityvcwithsurfaceroughness图9 临界滑动速度vc随润滑油属性参数的变化曲线Fig.9Evolutionofcriticalvelocityvcwithlubricationviscosity

临界速度随界面法向载荷的变化关系曲线，如图7所示。临界速度随法向载荷FN呈非线性递增，当载荷增大到一定数值后，vc趋于定值。速度vc与法向载荷FN之间的关系，可由式(18)表示

(18)

式中:系数k0,k1,kb,b,kn与界面形貌、润滑油属性和界面材料属性等相关。

临界速度随界面粗糙度的变化关系曲线，如图8所示。临界速度随微凸体高度标准差呈非线性递增。速度vc与微凸体高度标准差σs之间的关系，可由式(19)表示

vc(σs)=kqσsq

(19)

式中:系数kq和q(q>1)与界面的法向载荷、润滑油属性和界面材料属性等相关。

临界速度随润滑液黏度η0的变化关系曲线，如图9所示。临界速度随润滑油黏度η0呈非线性递减。速度vc与润滑油黏度η0之间的关系，可由式(20)表示

vc(η0)=kpη0-p

(20)

式中:系数kp和p(p>0)与界面的法向载荷、界面形貌和界面材料属性等相关。

5结论

本文通过建立描述不同润滑状态的滑动粗糙界面模型，基于界面的法向载荷由润滑油膜和粗糙体共同承担的载荷分配思想，研究了界面载荷分配、油膜厚度、摩擦因数和临界速度随界面形貌参数、法向载荷、润滑油属性参数的变化规律，主要结论如下：

(1) 随着滑动速度增加，润滑油膜承担的法向载荷逐渐增加，微凸体承担的法向载荷相应减小。当滑动速度增大到临界速度vc后，润滑油膜的承载能力达到饱和。润滑油膜的承载量随着法向载荷的增加递减，随表面粗糙度的增大递减，随润滑液黏度的增大递增。轻载、表面粗糙度较小、润滑液黏度较大时，润滑油膜承载能力的增量更快。

(2) 油膜厚度随着滑动速度的增加而增大。轻载、粗糙度较小、润滑液黏度较高的条件下，滑动界面易形成液压润滑状态。

(3) 法向载荷对不同润滑状态摩擦因数的影响均较大：随着法向载荷增大，摩擦因数逐渐增加；表面粗糙度和润滑液黏度对边界润滑和混合润滑状态的摩擦因数影响较大，而对液压润滑状态的摩擦因数影响较小，粗糙度较小和润滑液黏度较大的界面，摩擦因数较小。

(4) 界面从混合润滑状态过渡到液压润滑状态的临界速度vc随法向载荷递增后趋于一定值，随界面微凸体高度标准差呈指数非线性递增，随润滑油黏度呈指数非线性递减。

参 考 文 献

[1] Dong H L, Hu J B, Li X Y. Temperature analysis of involute gear based on mixed elastohydrodynamic lubrication theory considering tribo-dynamic behaviors [J]. Journal of Tribology, 2014, 136: 021504-1-13.

[2] Naduvinamani N B, Kashinath B. Surface roughness effects on curved pivoted slider bearings with couple stress fluid [J]. Lubrication Science, 2006, 18(4):293-307.

[3] Azushima A, Nakata Y, Toriumi T. Prediction of effect of rolling speed on coefficient of friction in hot sheet rolling of steel using sliding rolling tribo-simulator [J]. Journal of Materials Processing Technology, 2010, 210: 110-115.

[4] Chen H J. Modeling the lubrication of the piston ring pack in internal combustion engines using the deterministic method [D]. Massachusetts Institute of Technology, 2011.

[5] Serest A E, Akbarzadeh S. Mixed-elastohydrodynamic analysis of helical gears using load-sharing concept [J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers. Part J: Journal of Engineering Tribology, 2014, 228: 320-331.

[6] Masjedi M, Khonsari M M. Film thickness and asperity load formulas for line-contact elastohydrodynamic lubrication with provision for surface roughness [J]. Journal of Tribology, 2012, 134: 011503-1-10.

[7] Moshkovich A, Perfilyev V, Lapsker I, et al. Stribeck curve under friction of copper samples in the steady friction state [J]. Tribology Letter, 2010, 37:645-653.

[8] Sinou J J, Cayer-Barrioz J, Berro H. Friction-induced vibration of a lubricated mechanical system [J]. Tribology International, 2013, 61: 156-168.

[9] Liu G, Parker G R. Impact of tooth friction and its bending effect on gear dynamics [J]. Journal of Sound and Vibration, 2009, 320: 1039-1063.

[10] Chiang H L, Lin J R, Hsu C H, et al. Linear stability analysis of a rough short journal bearing lubricated with non-Newtonian fluids [J]. Tribology Letters, 2004, 17(4): 867-877.

[11] Mongkolwongrojn M, Aiumpronsin C. Stability analysis of rough journal bearings under TEHL with non-Newtonian lubricants [J]. Tribology International, 2010, 43: 1027-1034.

[12] Johnson K L, Greenwood J A, Poon S Y. Asimple theory of asperity contact in elastohydrodynamic lubrication [J]. Wear, 1972, 19, 91-108.

[13] Han L, Zhang D W, Wang F J. Predicting film parameter and friction coefficient for helical gears considering surface roughness and load variation [J]. Tribology Transactions, 2013, 56: 49-57.

[14] Akbarzadeh S, Khonsari M M. Performance of spur gears considering surface roughness and shear thinning lubricant [J]. Journal of Tribology, 2008, 130: 021503-1-8.

[15] Johnson K L. Contact Mechanics[M]. Cambridge: Cambridge University Press, 1985.

[16] Sojoudi H，Khonsari M M. On the modeling of quasi-steady and unsteady dynamic friction in sliding lubricated line contact [J]. Journal of Tribology, 2010, 132,012101.

[17] Moes H. Optimum similarity analysis with applications to elastohydrodynamic lubrication [J]. Wear, 1992,159: 57-66.

[18] Greenwood J A, Williamson J B P. Contact of nominally flat surfaces [J]. Proceedings of the Royal Society of London Series A, 1966, 295: 300-319.

[19] Lee S. Scuffingmodeling and experiments for heavily loaded elastohydrodynamic lubrication contacts [D]. Northwestern University, 1989.

[20] 马晨波，朱华，陆斌斌，等. 引入特征粗糙度参数的Stribeck曲线试验研究[J]. 摩擦学学报, 2010,30 (5): 466-471.

MA Chen-bo, ZHU Hua, LU Bin- bin,et al. Experimental study on Stribeck curves based on characteristic roughness [J]. Tribology, 2010,30 (5): 466-471.

基金项目：国家自然科学基金青年基金项目(51304019);国家自然科学基金重点基金项目(51035008); 机械传动国家重点实验室开放基金项目(SKLMT-KFKT-201420)

收稿日期：2014-09-22修改稿收到日期：2015-09-04

中图分类号:O343.3

文献标志码：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.01.030

Dynamic friction characteristics of sliding rough interfaces in line contact under labrication

XIAO Hui-fang1,2, YANG Quan1, SHAO Yi-min2, XU Jin-wu1

(1. National Engineering Research Center of Flat Rolling Equipment, Beijing University of Science and Technology, Beijing 100083, China; 2. State Key Laboratory of Mechanical Transmission, Chongqing University, Chongqing 400044, China)

Abstract:The dynamic friction lubriction characteristics of sliding rough interfaces are important to lubrication design and lubriation state prediction of mechanical structures. Here, the sliding rough interface models describing different lubrication states were established based on the load sharing concept that the total normal load was shared by lubrication oil film and rough body. The rough surface topography was described using the Greenwood-Williamson statistic model. The oil film thickness equation and the rough body’s contact pressure equation on the lubricating interface were established considering the time-varying effect of interface lubrication and the lubrication oil’s viscosity-pressure characteristic. The relationships between oil film load scaling factor, film thickness, friction coefficient and sliding velocity were obtained in the whole lubrication regions of boundary lubrication, mixed lubrication and elastohydrodynamic lubrication. The expression of the critical velocity at which the transition from mixed lubrication to elastohydrodynamic lubrication occured was derived. The lubrication loading mechanism was analyzed and the change laws of oil film thickness, friction coefficient and critical velocity with respect to surface roughness, normal load and lubrication viscosity were obtained. The results provided theoretical and experimental guidances for interface lubration design, lubrication state prediction and lubrication optimization of mechanical structures.

Key words:sliding rough interface; dynamic friction; lubrication characteristic; critical velocity

第一作者 肖会芳 女，讲师， 1984年12月生