張優(yōu)云，錢思思，閆玉平，朱永生，劉永紅，何志輝

(1.西安交通大學(xué)現(xiàn)代設(shè)計及轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)教育部重點(diǎn)實驗室，710049 西安;2.三一重工股份有限公司研究總院，410100 長沙)

臂架脂潤滑滑動軸承摩擦性能試驗研究

張優(yōu)云1，錢思思1，閆玉平1，朱永生1，劉永紅2，何志輝2

(1.西安交通大學(xué)現(xiàn)代設(shè)計及轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)教育部重點(diǎn)實驗室，710049 西安;2.三一重工股份有限公司研究總院，410100 長沙)

為研究工程機(jī)械臂架脂潤滑滑動軸承在長期交變徑向重載作用下的摩擦性能，研制了一種可以測量這類軸承摩擦力矩和摩擦系數(shù)的軸承試驗臺.該試驗臺不僅能夠模擬軸承在低速重載工況下的工作過程，還能實現(xiàn)軸承與銷軸之間的兩種相對運(yùn)動形式.對臂架滑動軸承工作過程中承受的主動力矩與和銷軸摩擦力矩之間的關(guān)系進(jìn)行試驗研究，提出一種摩擦力矩和摩擦系數(shù)的試驗求法，并應(yīng)用于軸承磨損試驗時摩擦系數(shù)的測量.試驗結(jié)果表明:利用該方法可準(zhǔn)確獲得軸承與銷軸之間的摩擦系數(shù)，并可利用其摩擦系數(shù)的發(fā)展趨勢監(jiān)測軸承當(dāng)前的潤滑與磨損狀況，為軸承安全、可靠運(yùn)行提供保障，并為設(shè)計者預(yù)估軸承壽命以及優(yōu)化設(shè)計提供參考.

臂架脂潤滑滑動軸承試驗臺;摩擦力矩;摩擦系數(shù);試驗研究;狀態(tài)監(jiān)測

近年來，隨著摩擦學(xué)在工業(yè)和科技領(lǐng)域的應(yīng)用和發(fā)展，對關(guān)鍵行業(yè)的各類滑動軸承摩擦力矩和摩擦系數(shù)的研究受到越來越多的關(guān)注，相應(yīng)試驗設(shè)備的開發(fā)也受到各國摩擦學(xué)工作者的重視［1－5］.文獻(xiàn)［6－8］報道了通過理論計算獲得軸承摩擦力矩的方法和結(jié)果，但軸承的摩擦力矩是影響因素十分復(fù)雜的隨機(jī)變量，它不僅與兩接觸表面的材料性質(zhì)、潤滑介質(zhì)有關(guān)，同時隨摩擦副所處的工作狀況和環(huán)境條件而變化，因此迄今還沒有一個理論計算公式能夠?qū)ζ溥M(jìn)行準(zhǔn)確計算［9］，定量研究只能使用試驗的方法［10］.由于滑動軸承大多用于承受徑向載荷，因結(jié)構(gòu)所限，實際采集周向摩擦力時不可避免地會受到徑向載荷的干涉，測量時需選取特殊的裝置或測量手段剔除其影響［9－11］.

本文的研究對象是工程機(jī)械上普遍使用的臂架脂潤滑滑動軸承，對這類軸承摩擦性能的研究除了要解決上述難題以外，還需考慮以下因素.首先，這類軸承長期工作在交變徑向重載作用下，工作載荷大，無法使用文獻(xiàn)［9］中提到的利用摩擦系數(shù)比滑動軸承小1～2個數(shù)量級的滾動軸承進(jìn)行徑向加載以解決采集摩擦力矩時發(fā)生干涉的難題;其次，這類軸承與銷軸之間不僅限于常見的軸承固定銷軸轉(zhuǎn)動的運(yùn)動形式，而更多地工作在銷軸固定軸承擺動的情況下，這給摩擦力的采集帶來了更大的困難;再者，這類軸承工作時的擺動頻率一般較低(≤0.5 Hz)，加之空間和結(jié)構(gòu)的限制，通常采用潤滑脂進(jìn)行潤滑，摩擦磨損導(dǎo)致的破壞現(xiàn)象較為普遍和嚴(yán)重.

為了研究這類滑動軸承的摩擦磨損性能，針對如上問題，作者研制了一種能夠最大程度模擬此類軸承摩擦磨損過程的軸承試驗臺，可以測量軸承磨損試驗過程中的徑向交變載荷、軸承工作溫度、擺動速度以及磨損量等各項性能參數(shù)，對軸承擺動過程中承受的主動力矩與和銷軸摩擦力矩之間的關(guān)系進(jìn)行了試驗研究，獲得了軸承在交變載荷作用下的摩擦力矩和摩擦系數(shù).

1 試驗臺的結(jié)構(gòu)和功能

圖1、2分別為臂架脂潤滑滑動軸承試驗臺的結(jié)構(gòu)簡圖和試驗臺主體放大圖.徑向加載油缸和擺動油缸均固定在四立柱機(jī)架頂部，可向試驗軸承施加徑向載荷和輸出往復(fù)擺動運(yùn)動.為模擬軸承與銷軸之間的兩種相對運(yùn)動形式，“軸承動”時銷軸通過銷軸擺桿固定，擺動油缸帶動試驗軸承擺動;“軸動”時試驗軸承通過軸承擺桿固定，擺動油缸帶動銷軸擺動.兩個支撐軸承采用與試驗軸承相同的軸承，如圖3所示，基本規(guī)格為:內(nèi)徑60 mm，外徑65 mm，寬30 mm.為提高承受徑向重載的能力，減弱擺動部分與固定壓頭之間的摩擦力，選擇一內(nèi)徑130 mm的滑動軸承作為徑向加載軸承，并考慮到其對摩擦力矩測量可能產(chǎn)生的影響，選擇與試驗軸承相同的軸承材料加工而成，而且潤滑良好.

圖1 臂架脂潤滑滑動軸承試驗臺的結(jié)構(gòu)簡圖

圖2 試驗臺主體放大圖

圖3 試驗軸承

該試驗臺可實現(xiàn)0～500 kN的徑向恒定載荷以及交變載荷(正弦波、三角波、方波)加載，加載周期和幅值可通過上位機(jī)監(jiān)測軟件進(jìn)行調(diào)節(jié);輸出的擺角范圍為±45°;擺動頻率≤0.5 Hz且可調(diào)節(jié).可實現(xiàn)的測量功能主要有:通過安裝在徑向加載油缸正下方的稱重傳感器測量徑向加載力的大小;安裝在軸承擺桿上的角度傳感器測量擺動角度進(jìn)而求得擺動速度;軸向安裝在試驗軸承外套筒上的熱電阻測量軸承工作過程中的溫度變化;固定在試驗軸承正下方的電渦流位移傳感器測量試驗軸承在豎直方向的位移量，據(jù)此反應(yīng)試驗軸承的磨損量;此外，通過在銷軸上粘貼應(yīng)變片并輔以其他手段測量試驗軸承與銷軸之間的摩擦力矩和摩擦系數(shù).這些信號將通過NI 9203進(jìn)行采集并在利用 LabVIEW［12－13］編寫的上位機(jī)測試與監(jiān)測軟件上進(jìn)行實時顯示和曲線的繪制［14－16］，每個測試參數(shù)均設(shè)有上限報警值，當(dāng)所測試的參數(shù)超過報警值時，計算機(jī)控制自動停機(jī)，試驗數(shù)據(jù)將被保存在數(shù)據(jù)庫中供日后分析.

2 摩擦扭矩和摩擦系數(shù)的試驗求法

為獲得試驗過程中試驗軸承與銷軸之間的摩擦力矩和摩擦系數(shù)，根據(jù)材料力學(xué)的知識，可利用在銷軸上粘貼應(yīng)變片的方法獲得銷軸所受摩擦力矩進(jìn)而求得摩擦系數(shù).此法不僅適用于“軸承動”的工作形式，根據(jù)臂架滑動軸承的實際工況，“軸動”時其擺動范圍不超過40°，因此同樣的方法仍然能夠進(jìn)行摩擦力矩的測量，且不會由于引線纏繞影響信號的輸出.但在長期的交變重載作用下，試驗發(fā)現(xiàn)應(yīng)變片的使用壽命很短，無法滿足長期的磨損試驗要求.而擺動油缸施加到試驗軸承上的主動力矩卻可通過擺動油缸的加載力穩(wěn)定的求得.本試驗的目的是在短期內(nèi)利用在銷軸上粘貼應(yīng)變片的方法求得摩擦力矩，進(jìn)而通過標(biāo)定建立其與易求取的主動力矩之間的關(guān)系，日后即可直接通過主動力矩求取摩擦力矩和摩擦系數(shù)，而不必再使用貼片法進(jìn)行測量.

2.1 試驗原理

2.1.1 貼片法測量摩擦力矩

銷軸在徑向載荷和外加扭矩的共同作用下處于彎扭復(fù)合的應(yīng)力狀態(tài)，為測出銷軸所受的摩擦力矩，選擇圖4所示的應(yīng)變片粘貼方法［17－18］得到銷軸的應(yīng)變進(jìn)而求出摩擦力矩，并采用一定的電路形式實現(xiàn)彎矩和扭矩的分離，保證得到的應(yīng)變完全是由扭矩作用所產(chǎn)生的.

圖4 貼片位置及其測量電路

將兩個測扭矩應(yīng)變花粘貼在銷軸上同一截面相差180°的位置上，軸向位置的選擇需避開銷軸的應(yīng)力集中區(qū)并方便貼片，4個應(yīng)變片(R1、R2、R3、R4均為工作片，阻值均為 120 Ω)與軸線成45°或 135°(圖 4(a))，并為提高靈敏度，利用惠斯通全橋路(圖4(b))將信號引出(此接法已做溫度補(bǔ)償)進(jìn)行測量.

由材料力學(xué)可知，扭矩和應(yīng)變呈正比關(guān)系，而應(yīng)變又與電橋輸出電壓有關(guān)，因此可通過電壓反求出扭矩［19］.根據(jù)圖4(a)有

根據(jù)全橋電路理論，

其中，U和Uo分別為電橋輸入和輸出電壓.設(shè)Ri=R0+ ΔRi，又 ΔR/R=Kε，K 是應(yīng)變片的靈敏度系數(shù)，因此有

并結(jié)合式(1)～(3)，

這就保證了應(yīng)變儀所測結(jié)果完全是由于扭矩產(chǎn)生的，排除了彎矩的影響，又

并且

其中:E、μ分別為彈性模量和泊松比，τmax為最大切應(yīng)變，WT為抗扭截面模量，ε應(yīng)變儀為應(yīng)變儀讀取的應(yīng)變值.所以有

因此通過應(yīng)變儀采集的應(yīng)變值即可求得摩擦力矩值.

圖5所示為試驗銷軸的力學(xué)模型及其受力分析，右端的固定端約束是模擬銷軸通過銷軸擺桿被固定的情形.以銷軸為研究對象，對其進(jìn)行受力分析有

其中:T是試驗軸承所受主動力矩，T1、T2、T固分別是銷軸所受支承軸承、試驗軸承以及固定處施加的摩擦力矩.4個黑色位置分別貼有4個測扭矩應(yīng)變花，上下兩個一組按照圖4所示組成全橋測試電路.經(jīng)過試驗驗證，受力后①、②位置由應(yīng)變儀測得的輸出應(yīng)變數(shù)值明顯不同，說明支承軸承處施加給銷軸的摩擦力矩不能忽略，故需兩組全橋電路才能完成測量工作.分析易知，①、②位置應(yīng)變片測得的分別是支承軸承和固定端施加給銷軸的摩擦力矩之和以及固定端單獨(dú)施加的摩擦力矩.而

其中:F是徑向加載油缸施加的徑向加載力，D為銷軸直徑，μ即為待求摩擦系數(shù).綜上有，只要測得①、②位置應(yīng)變片的輸出，根據(jù)式(4)～(6)即可求出T2進(jìn)而獲得摩擦系數(shù)μ.

圖5 銷軸力學(xué)模型以及受力分析

2.1.2 主動力矩的計算方法

根據(jù)圖1所示的試驗臺結(jié)構(gòu)簡圖，對擺動油缸伸縮過程中某一位置處的幾何關(guān)系進(jìn)行分析，如圖6所示.D為擺動油缸伸縮過程中某一任意位置，A、B、C分別為徑向加載油缸固定端、擺動油缸固定端以及軸承擺桿與試驗軸承連接處的位置.Le、He、L1按照設(shè)計尺寸分別為 1 420 mm、330 mm和400 mm，L為擺動油缸的實際工作長度，由油缸內(nèi)置位移傳感器反饋的伸長量加上1 200 mm的固定長度獲得.

圖6 主動力矩計算簡圖

擺動油缸輸出的主動力矩為

其中:p1、p2、A1、A2分別為擺動缸無桿腔壓力和有桿腔壓力以及對應(yīng)腔活塞面積，可分別通過油缸內(nèi)置的壓力傳感器和產(chǎn)品設(shè)計尺寸獲得，A1、A2分別為4 225π mm2和2 025π mm2，H可通過幾何關(guān)系

計算得到.由圖2可知，忽略擺動油缸與擺桿之間的摩擦，主動力矩M將用來克服加載軸承(φ130)與擺動部件之間以及試驗軸承(φ60)與銷軸之間的摩擦力矩.因此在其他條件均相同的情況下，根據(jù)式(6)，試驗軸承所受主動力矩需按照其與加載軸承的直徑比進(jìn)行分配，最終結(jié)果將通過上位機(jī)軟件計算得到并存入數(shù)據(jù)庫中.

綜上分析，試驗軸承所受擺動油缸施加的主動力矩為

所受銷軸施加的摩擦力矩(數(shù)值上等于應(yīng)變儀測得的銷軸所受試驗軸承施加摩擦力矩)為

而根據(jù)式(5)

其中:εc1和εc2分別為①、②位置應(yīng)變片的輸出.根據(jù)式(7)～(9)，通過對這兩類試驗數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合即可得到兩者之間的關(guān)系.

2.2 試驗條件和試驗方法

選用圖3所示的內(nèi)徑60 mm的銅－鋼雙金屬軸承進(jìn)行試驗，與其配合的銷軸直徑60 mm，長430 mm.待系統(tǒng)恒力下穩(wěn)定工作一段時間后，以徑向加載力每次遞增10 kN并同時施加擺動扭矩的形式進(jìn)行15次試驗，加載力從82.6～215.0 kN，每次加載約3 min.試驗同時上位機(jī)監(jiān)測軟件自動記錄每次試驗的主動力矩值M，應(yīng)變儀采集兩個通道的應(yīng)變值.

試驗按如下步驟進(jìn)行:①結(jié)合圖4、5，按照應(yīng)變片電測法的要求在銷軸上正確位置按照正確的方法進(jìn)行貼片，擱置晾干后以全橋形式接入應(yīng)變儀的兩個通道;② 試驗開始前，在空載下對兩個通道分別進(jìn)行調(diào)零操作;③同時運(yùn)行軸承試驗臺監(jiān)測軟件和應(yīng)變儀，進(jìn)行必要的配置后啟動試驗臺，控制臺選擇“手動”工作模式，以徑向加載力每次遞增10 kN并同時施加擺動扭矩的形式進(jìn)行15次試驗;④試驗結(jié)束后，將試驗數(shù)據(jù)分別從上位機(jī)監(jiān)測軟件和應(yīng)變儀導(dǎo)出保存;⑤對數(shù)據(jù)進(jìn)行離線分析，得到主動力矩與應(yīng)變儀測得的銷軸摩擦力矩之間的擬合曲線;⑥將擬合表達(dá)式嵌入上位機(jī)程序，由主動力矩經(jīng)換算得到摩擦系數(shù)并顯示.

2.3 數(shù)據(jù)處理

從上位機(jī)監(jiān)測軟件保存的每次試驗過程中的主動力矩值中截取較平穩(wěn)的一段數(shù)據(jù)進(jìn)行剔除奇異值和算數(shù)均值運(yùn)算，將所得結(jié)果作為本次試驗的力矩值.圖7所示為某次試驗過程采集的主動力矩值.由于試驗過程中應(yīng)變儀會出現(xiàn)零點(diǎn)漂移現(xiàn)象，故在處理應(yīng)變儀記錄的每個通道的數(shù)據(jù)時分別截取較平穩(wěn)的正、負(fù)扭矩段數(shù)值進(jìn)行算術(shù)均值運(yùn)算后相減除以2，將所得結(jié)果作為本次試驗的應(yīng)變值.圖8所示為某次試驗過程記錄的①通道應(yīng)變值.

圖7 某次試驗記錄的主動力矩值

圖8 某次試驗記錄的①通道應(yīng)變值

得到主動扭矩和兩個通道的應(yīng)變后，根據(jù)式(8)、(9)計算出試驗軸承所受摩擦力矩值，將試驗與計算結(jié)果記入表1.

繪制主動力矩(表1第3列)和摩擦力矩(表1第6列)的試驗數(shù)據(jù)曲線，如圖9、10所示，可見兩者的變化趨勢非常一致，具有一定的線性關(guān)系.將這15組數(shù)據(jù)進(jìn)行最小二乘擬合，結(jié)果如圖11所示，兩者之間的擬合直線表達(dá)式為

所以

其中:M為擺動油缸施加到試驗軸承上的主動扭矩;F為徑向加載力，可由稱重傳感器測得;D為軸承內(nèi)徑.

表1 試驗結(jié)果記錄表

圖9 試驗軸承所受主動力矩試驗結(jié)果

圖10 試驗軸承所受摩擦力矩試驗結(jié)果

將上述擬合表達(dá)式嵌入上位機(jī)程序，得到由主動力矩間接求取的摩擦系數(shù).

圖11 數(shù)值擬合結(jié)果

3 試驗驗證

為檢驗該方法的正確性，在試驗臺上對圖3所示的軸承進(jìn)行磨損試驗.試驗工況:徑向載荷在19.0～23.0 t以方波形式變化，載荷周期為2 s，擺動頻率1.5～2.0 Hz.試驗開始后，定期為加載軸承、支撐軸承加潤滑脂，試驗軸承只在試驗開始前進(jìn)行一次加脂，過程中不再加脂.試驗開始時間:2013－03－11 T 9:00，結(jié)束時間:2013－03－21 T15:00.試驗過程中，對包括摩擦系數(shù)在內(nèi)的各性能參數(shù)進(jìn)行實時監(jiān)測，圖12所示為試驗過程中上位機(jī)軟件記錄下的摩擦系數(shù)值.為了說明本文方法的可行性，更加清晰地顯示系統(tǒng)穩(wěn)定后較短時間內(nèi)所采集的摩擦系數(shù)的變化曲線，將其中第1 200～1 900 min采集的摩擦系數(shù)值放大至圖13所示的曲線，并將對應(yīng)于求得該變化過程的主動力矩曲線繪制于圖14.

圖12 試驗過程中摩擦系數(shù)變化曲線

從圖12所得完整試驗數(shù)據(jù)可見:隨著載荷的增大，摩擦系數(shù)并未發(fā)生較大改變，基本保持在0.20～0.25.由圖13、14可知，由于試驗過程中存在油缸換向及壓力波動等原因，使得主動力矩數(shù)據(jù)存在不穩(wěn)定的現(xiàn)象，但其波動范圍不大，仍能通過其求取出摩擦系數(shù)在短期內(nèi)的變化情況，且兩者的變化趨勢有較為明顯的對應(yīng)關(guān)系，證明了該方法的可行性.試驗進(jìn)行至2013－03－21 T12:00左右時，摩擦系數(shù)值明顯增大且超過設(shè)置閾值達(dá)較長時間，監(jiān)測軟件發(fā)出報警，同時發(fā)現(xiàn)試驗軸承處有異響，隨后停止試驗，并對試驗軸承進(jìn)行拆洗、拍照.圖15所示為試驗軸承拆洗后的照片，發(fā)現(xiàn)其出現(xiàn)嚴(yán)重磨損，甚至部分區(qū)域油槽已被磨平，且可見高溫灼傷的痕跡，并據(jù)此結(jié)果初步將10 d作為試驗軸承的加脂周期.文獻(xiàn)［20］顯示滑動軸承在半干摩擦情況下的摩擦系數(shù)為0.1～0.5，摩擦副材料為鋼－軸承合金時，在無潤滑時摩擦系數(shù)為0.2，有潤滑時摩擦系數(shù)為0.04，可見試驗所得摩擦系數(shù)值合理可靠且可根據(jù)其發(fā)展趨勢準(zhǔn)確推測出試驗軸承目前的磨損程度和潤滑狀況.

圖13 1 200～1 900 min內(nèi)所采摩擦系數(shù)變化曲線

圖14 主動力矩變化曲線

圖15 試驗后軸承

4 結(jié)論

1)研制了一種可以測量臂架脂潤滑滑動軸承摩擦性能的試驗臺，并可通過所開發(fā)的上位機(jī)軟件準(zhǔn)確測試試驗過程中軸承的各項工況參數(shù)以及磨損性能參數(shù).

2)研究軸承工作過程中所受主動力矩與和銷軸摩擦力矩之間的關(guān)系，提出了一種摩擦力矩和摩擦系數(shù)的試驗求法，并在磨損試驗中對摩擦系數(shù)進(jìn)行了較為精確的測量.

3)通過觀察試驗所得摩擦系數(shù)曲線的發(fā)展趨勢，可實時監(jiān)測軸承目前的磨損程度和潤滑狀況，在工程應(yīng)用中發(fā)揮了重要作用.

［1］URBAKH M，KLAFTER J，GOURDON D，et al.The nonlinear nature of friction［J］.Nature，2004，430(7):25－528.

［2］ZSIDAI L，de BAETS P，SAMYN P，et al.The tribological behavior of engineering plastics during sliding friction investigated with small-scale specimens［J］.Wear，2002，253(5/6):673－688.

［3］de BAETS P，STRIJCKMANS K，van PETEGHEM A P.A comparative study of different wear measurement techniques applied to fretting wear of a spherical against a flat steel specimen［J］.Tribotest Journal，1997，4(2):129－143.

［4］YANG Boyuan，ZHENG Peiyun.Development of an experimental rig with hydrostatic bearing for testing the EHD traction force of high-speed lubricants［J］.Tribotest Journal，1998，24(9):31－38.

［5］任海東，楊伯原.軸承摩擦力矩特性試驗臺的研制［J］.軸承，2007，41(1):26－28.

［6］DOWSON D，HIGGINSON G R.彈性流體動力潤滑［M］.程華譯.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1982:100－110.

［7］GUPTA P K.On the traction behavior of several lubricants［J］.Journal of Tribology，1981，103(1):55－64.

［8］WIKSTROM V，HOGLUND E.Starting and steady-state friction torque ofgrease-lubricated rolling element bearings at low temperatures-Part I:A parameter study［J］.Tribology Transactions，1996，39(3):517－526.

［9］周健.低速重載脂潤滑滑動軸承拖動特性試驗臺的研制及實驗研究［D］.河南:河南科技大學(xué)，2011:20－28.

［10］賈群義，王紅軍，魯英敏，等.大型球軸承摩擦力矩試驗臺的研制及其實用性能的試驗研究［J］.摩擦學(xué)學(xué)報，1997，17(4):348－353.

［11］向曉漢，顧京，宋新萍.重載滑動摩擦試驗機(jī)的研制［J］.機(jī)電工程技術(shù)，2005，34(12):53－55.

［12］National Instrument.LabVIEW User Manual［DB/OL］.2001［2013－03－20］.http://search.ni.com/nisearch/app/main/p/bot/no/ap/global/lang/zhs/pg/1/q/Lab VIEW%20User%20Manual%20/.

［13］KALKMAN C J.LabVIEW:a software system for data acquisition，data analysis，and instrument control［J］.Journal of clinical monitoring，1995，11(1):51－58.

［14］GANESHKUMAR D，KRISHNASWAMY K.Intelligent bearing testerusing labview［J］.Journalofthe Instrument Society of India，2009，39(1):18－22.

［15］房超峰，孫美麗，陳瀅，等.虛擬儀器軟件LabVIEW在動載油膜研究中的應(yīng)用［J］.太原科技大學(xué)學(xué)報，2006，27(s1):20－23.

［16］SUN D C，BREWE D E，ABEL P B.Simultaneous pressure measurement and high-speed photo-graph study of cavitation in a dynamically loaded journal bearing［J］.Journal of Tribology，1993，115(1):88－95.

［17］孫照志.三種測應(yīng)變線路的比較［J］.西安石油學(xué)院學(xué)報，1992，7(4):39－43.

［18］趙巍，張永珍.電阻應(yīng)變計法測量組合變形軸的扭矩和彎矩［J］.唐山學(xué)院學(xué)報，2009，22(3):1－2.

［19］鄭秀瑗.應(yīng)力應(yīng)變電測技術(shù)［M］.北京:國防工業(yè)出版社，1985:27－28.

［20］吳宗澤，羅圣國.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊［M］.北京:高等教育出版社，2006:6.

Experimental research on the friction performance of grease lubricated sliding bearing of boom

ZHANG Youyun1，QIAN Sisi1，YAN Yuping1，ZHU Yongsheng1，LIU Yonghong2，HE Zhihui2
(1.Key Laboratory of Education Ministry for Modern Design and Rotor-Bearing System，Xi’an Jiaotong University，710049 Xi’an，China;2.Research Institute of SANY Heavy Industry Co.，Ltd.，410100 Changsha，China)

To research the friction performance of grease lubricated sliding bearing of the boom in engineering machinery under long-time action of cyclic radial heavy load，a friction torque and coefficient test bench for this kind of bearing has been developed.The test bench can not only simulate the working process of the bearing under the condition of low speed and heavy load approximately，but realize two relative movement forms between bearing and pin shaft.Based on the bench，experiments about the relationship between active torque and friction torque on the sliding bearings in the working process are carried out，and a test calculation method of the friction torque and coefficient is introduced.The wear test shows that the method can be used to accurately obtain the friction coefficient between the bearing and pin shaft.The method provides references for designers to estimate the bearing life and work efficiency，as well as for the optimal design of this type of bearing.

test bench of grease lubricated sliding bearing of the boom;friction torque;friction coefficient;experimental research;condition monitoring

TH117.1

A

0367－6234(2014)03－0086－07

2013－05－20.

國家自然科學(xué)基金重點(diǎn)資助項目(51035007);

機(jī)床重大專項資助項目(2012ZX04012031).

張優(yōu)云(1947—)，女，教授，博士生導(dǎo)師.

朱永生，yszhu@mail.xjtu.edu.cn.

(編輯 楊 波)