孫寶瑞, 馬 偉, 楊秀光

(長春機械科學研究院有限公司, 長春 130103)

關節(jié)軸承襯墊摩擦性能試驗機結構設計與運動分析

孫寶瑞, 馬 偉, 楊秀光

(長春機械科學研究院有限公司, 長春 130103)

自主設計了一種關節(jié)軸承襯墊摩擦性能試驗機，用于測試關節(jié)軸承襯墊在承受正向壓力作用下的摩擦性能。首先介紹了該試驗機的主要結構；然后建立了該試驗機系統(tǒng)的數(shù)學模型，進行了運動學分析，確定了正向加載力與襯墊摩擦力之間的關系，得到了準確描述正向加載力和襯墊摩擦力的計算公式；最后采用多體動力學軟件Recurdyn對該試驗機進行動力學分析，得到了隨著往復摩擦作動器的運動，襯墊摩擦力、往復運動傳感器測量值、正向加載傳感器測量值的變化。本工作為關節(jié)軸承襯墊摩擦性能試驗機的研發(fā)提供了技術支持。

關節(jié)軸承襯墊；摩擦性能；試驗機;運動學分析

關節(jié)軸承作為滑動軸承的重要組成部分，由于其襯墊強度高、摩擦因數(shù)小、物理化學性能穩(wěn)定等優(yōu)良性能，被廣泛應用于航空航天、軌道客車、礦山、冶金、重型汽車、水利水電等領域。關節(jié)軸承由帶有內(nèi)球面的外圈、帶有外球面的內(nèi)圈和襯墊構成[1]。影響關節(jié)軸承性能和壽命的主要因素是磨損，磨損使襯墊不斷消耗，內(nèi)、外圈間隙增大并導致摩擦因數(shù)增大，情況嚴重時甚至出現(xiàn)卡死現(xiàn)象。國內(nèi)對于關節(jié)軸承襯墊的研究起步較晚，目前航空航天領域中的襯墊材料主要依賴進口[1-3]，因此對關節(jié)軸承襯墊摩擦性能的研究對于軸承結構的優(yōu)化和新型襯墊材料的研發(fā)具有重要意義。

為此，筆者設計了一種關節(jié)軸承襯墊摩擦性能試驗機，主要用于測試關節(jié)軸承襯墊在承受正向壓力載荷作用下的摩擦學性能[4]。該試驗機采用兩個直線作動器作為執(zhí)行元件，進行位移和負荷加載，實現(xiàn)對關節(jié)軸承襯墊進行正向加載和往復摩擦運動，并測試磨損量、摩擦因數(shù)、溫度、往復位移、頻率以及往復運動速率等參數(shù)，從而為關節(jié)軸承襯墊的設計和研究提供一種精確便捷的摩擦性能試驗方法。

1 結構設計

由摩擦學理論可知，摩擦力與物理表面所受的正壓力有關，發(fā)生滑動摩擦的物體之間要有相對運動，由于摩擦的產(chǎn)生導致磨損現(xiàn)象的發(fā)生，正壓力要補償磨損量，實時保證物體表面的正壓力。所設計的關節(jié)軸承襯墊摩擦性能試驗機采用兩個直線作動器實現(xiàn)對襯墊進行正向加載和往復摩擦運動，可同時對兩組襯墊進行摩擦性能試驗。

夾具結構如圖1所示，襯墊粘貼在襯墊載體上，并通過楔塊將襯墊固定在夾具體上。主機外形結構如圖2所示，摩擦載體兩邊各有一個夾具，摩擦載體的摩擦面與襯墊接觸，夾具固定在加載框架上，正向加載作動器固定在加載框架上對夾具施加正壓力， 加載框架固定在導軌上可自由移動，補償襯墊的損耗，保證兩個襯墊正常磨損，消除偏磨現(xiàn)象。

圖1 夾具結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of the fixture structure

圖2 主機外形結構示意圖Fig.2 Schematic diagram of host structure

往復運動加載結構如圖3所示，導向座內(nèi)嵌自潤滑軸承，摩擦載體兩端通過自潤滑軸承支撐，保證其在往復運動中變形小，消除正向載荷產(chǎn)生彎矩的影響。往復運動傳感器一端與摩擦載體連接，另一端與往復摩擦作動器連接，實現(xiàn)摩擦載體與襯墊之間的相對運動，產(chǎn)生滑動摩擦，從而測試兩個襯墊與摩擦載體之間的摩擦力。

圖3 往復運動加載結構示意圖Fig.3 Schematic diagram of reciprocating motion load structure

正向加載結構如圖4所示，加載框架主要包括左加載板、右加載板、框架立柱、作動器固定板。正向加載作動器固定在作動器固定板上，右加載板通過自潤滑軸承可在框架立柱上移動。正向加載傳感器一端固定在右加載板上，另一端與正向加載作動器活塞桿連接，主要用于測試襯墊正向加載力。兩個裝有襯墊的夾具分別通過推力關節(jié)軸承與左加載板、右加載板連接，夾具能夠自動調整角度，使襯墊與摩擦載體可靠接觸，從而保證襯墊在試驗過程中自動找正，消除偏磨現(xiàn)象。

圖4 正向加載結構示意圖Fig.4 Schematic diagram of positive loading structure

2 運動學理論分析

試驗機測試精度是試驗機設計的重要指標，所設計的關節(jié)軸承襯墊摩擦性能試驗機主要運動包括正向加載運動和往復摩擦運動，其測試參數(shù)主要包括正向加載力、往復運動位移、襯墊摩擦力、襯墊磨損量等。往復運動位移依靠往復運動作動器位移傳感器測量，精度達到滿量程的±1%；襯墊磨損量依靠非接觸激光傳感器測量，精度達到滿量程的±0.5%；正向加載力依靠正向加載傳感器測量；襯墊摩擦力依靠往復運動傳感器測量。

正向加載傳感器測量值Fn包括正向加載力Fn1以及自潤滑軸承與框架立柱的摩擦力f1，其中f1與襯墊摩擦力F1有關；往復運動傳感器測量值包括襯墊摩擦力F1以及摩擦載體與自潤滑軸承的摩擦力f2，其中f2與導軌副摩擦力f3有關，而導軌副摩擦力f3又與襯墊摩擦力F1有關，因此正向加載力與襯墊磨損量相互影響，關系復雜。下面建立關節(jié)軸承襯墊摩擦性能試驗機數(shù)學模型，對其進行運動學理論分析，確定正向加載力與襯墊摩擦力之間的關系。

以摩擦載體在工作臺投影的中心為坐標原點，水平方向為x軸，垂直方向為y軸，摩擦載體的軸線為z軸，建立坐標系，如圖5和圖6所示，其中l(wèi)1為滑塊x方向的間距，l2為滑塊y方向的間距，l3為滑塊x方向的中心面與坐標原點的距離，P1,P2,P3,P4分別為4個滑塊承受的壓力，設自潤滑軸承外圈與內(nèi)圈的摩擦因數(shù)為μ1，導軌副的摩擦因數(shù)為μ2，則有

(1)

式中：m1為右加載板及其上各零件質量總和。

根據(jù)導軌副計算公式得到4個滑塊承受的壓力分別為

(2)

(3)

則導軌副的摩擦力為

(4)

式中：m2為滑塊上各零件質量總和。

由于導軌副摩擦力的存在，導致摩擦載體與自潤滑軸承產(chǎn)生摩擦力f2，則有

(5)

根據(jù)圖6建立力平衡方程如下

(6)

式中：Fm為往復運動傳感器測量值;m3為摩擦載體及其上各零件質量總和；a為摩擦載體加速度。

整理得單個襯墊與摩擦載體的摩擦力為

(7)

將式(6)帶入式(1)得

(8)

圖5 x向和y向受力示意圖Fig.5 Schematic diagram of x and y force

圖6 z向受力示意圖Fig.6 Schematic diagram of z force

式(7)和式(8)分別為襯墊摩擦力和施加到襯墊上的正壓力，襯墊摩擦力小于往復運動傳感器測量值，當襯墊摩擦力為固定值時，往復運動傳感器測量值隨著摩擦載體運動加速度的變化作同向變化；襯墊正向加載力小于正向加載傳感器測量值，當正向加載作動器輸出力固定時，襯墊所受的正向加載力隨著往復運動傳感器測量值和摩擦載體運動加速度的變化而實時變化。

3 運動學仿真分析

采用多體動力學軟件Recurdyn對關節(jié)軸承襯墊摩擦性能試驗機進行運動學仿真分析，討論隨著往復摩擦作動器的運動，襯墊摩擦力、往復運動傳感器測量值和正向加載傳感器測量值的變化。

3.1 仿真設置

仿真模型如圖7所示，按照各零部件間的運動關系施加運動副，設置導軌副摩擦因數(shù)為0.003，自潤滑軸承外圈與內(nèi)圈的摩擦因數(shù)為0.2，推力關節(jié)軸承內(nèi)外圈面接觸摩擦因數(shù)為0.1，襯墊與摩擦載體摩擦因數(shù)為0.08。正向加載作動器輸出載荷為120 kN，如圖8所示；往復摩擦作動器按照正弦波運動，振幅50 mm，頻率分別為3.2，10 Hz，兩種頻率往復運動加載曲線如圖9和圖10所示，對其進行仿真分析。

圖7 仿真模型Fig.7 The simulation model

圖8 正向加載輸入載荷Fig.8 Positive loading input load

圖9 頻率為3.2 Hz時的往復運動加載曲線Fig.9 Reciprocating motion loading curve at frequency of 3.2 Hz

圖10 頻率為10 Hz時的往復運動加載曲線Fig.10 Reciprocating motion loading curve at frequency of 10 Hz

3.2 結果分析

(1) 10 Hz運動加載

保持正向加載傳感器120 kN加載力，往復摩擦作動器按照正弦波振幅±50 mm、頻率10 Hz運動，往復運動傳感器測量值Fm和襯墊摩擦力2F1曲線如圖11所示。由圖11可見：襯墊摩擦力曲線為周期方波，大小為16.8 kN；往復運動傳感器測量值為周期曲線，以最大力為25 kN開始逐漸減小，減小到15 kN時停止減小，在反方向達到最大值。摩擦載體的加速度曲線如圖12所示，以1 s后摩擦載體加速度第一次達到負向最大開始，在半個周期內(nèi)進行分析，摩擦載體開始運動，摩擦載體與襯墊摩擦由靜摩擦變?yōu)閯幽Σ?，加速度a達到負向最大值，往復運動傳感器測量值Fm達到正向最大值，襯墊摩擦力2F1達到負向最大值；隨著摩擦載體加速度a向正向最大變化，往復運動傳感器測量值Fm減小，襯墊摩擦力2F1不變，當摩擦載體運動到最高點時，摩擦又由滑動摩擦轉為靜摩擦，摩擦載體加速度a達到正向最大值，往復運動傳感器測量值Fm達到負向最大值，襯墊摩擦力2F1保持不變。當摩擦載體開始向相反方向運動時，加速度a由正向最大值向負向最大值變化，往復運動傳感器測量值Fm減小，襯墊摩擦力2F1保持不變；當摩擦載體運動到初始點時，摩擦又由滑動摩擦轉為靜摩擦，摩擦載體加速度a達到負向最大值，往復運動傳感器測量值Fm達到最小值，襯墊摩擦力2F1保持不變，此運動規(guī)律與式(7)相符。

頻率為10 Hz時襯墊正壓力曲線如圖13所示，可見襯墊正壓力在120 kN上下跳動，與式(8)相符。

圖11 頻率為10 Hz時往復運動傳感器測量值和襯墊摩擦力曲線Fig.11 Reciprocating motion sensor indication and liner friction force curve at frequency of 10 Hz

圖12 頻率為10 Hz時摩擦載體加速度曲線Fig.12 Friction vehicle acceleration curve at frequency of 10 Hz

圖13 頻率為10 Hz時襯墊正壓力曲線Fig.13 Liner positive pressure curve at frequency of 10 Hz

(2) 3.2 Hz運動加載

保持正向加載傳感器120 kN加載力，往復摩擦作動器按照正弦波振幅±50 mm、頻率3.2 Hz運動，往復運動傳感器測量值Fm和襯墊摩擦力2F1曲線如圖14所示。由圖14可見：襯墊摩擦力曲線為周期方波，大小為16.8 kN；往復運動傳感器測量值為周期曲線，最大力為20 kN。摩擦載體的加速度曲線如圖15所示，可見隨著加速度a的減小，往復運動傳感器測量值Fm最大值減小，襯墊摩擦力2F1保持不變，其運動規(guī)律與式(7)相符。

頻率為3.2 Hz時襯墊正壓力曲線如圖16所式，可見襯墊正壓力在120 kN上下跳動，與式(8)相符。

圖14 頻率為3.2 Hz時往復運動傳感器測量值和襯墊摩擦力曲線Fig.14 Reciprocating motion sensor indication and liner friction force curve at frequency of 3.2 Hz

圖15 頻率為3.2 Hz時摩擦載體加速度曲線Fig.15 Friction vehicle acceleration curve at frequency of 3.2 Hz

圖16 頻率為3.2 Hz時襯墊正壓力曲線Fig.16 Liner positive pressure curve at frequency of 3.2 Hz

通過以上仿真分析可知，不能將往復運動傳感器測量值作為襯墊摩擦力，需要按所建立的數(shù)學模型對往復運動傳感器測量值進行數(shù)據(jù)處理。

4 結論

(1) 設計的關節(jié)軸承襯墊摩擦性能試驗機主要用于測試關節(jié)軸承襯墊在承受正向壓力載荷作用下的摩擦學性能，該試驗機采用兩個直線作動器作為執(zhí)行元件，進行位移、負荷加載，實現(xiàn)對關節(jié)軸承襯墊進行正向加載和往復摩擦運動。

(2) 建立了該試驗機的數(shù)學模型，對其運動學進行了分析，發(fā)現(xiàn)襯墊摩擦力小于往復運動傳感器測量值，當襯墊摩擦力為固定值時，往復運動傳感器測量值隨著摩擦載體運動加速度的變化發(fā)生同向變化；襯墊正向加載力小于正向加載傳感器測量值，當正向加載作動器輸出力固定時，襯墊所受的正向加載力隨著往復運動傳感器測量值和摩擦載體運動加速度的變化而實時變化。

(3) 采用多體動力學軟件Recurdyn對關節(jié)軸承襯墊摩擦性能試驗機進行動力學分析，發(fā)現(xiàn)不能將往復運動傳感器測量值作為襯墊摩擦力，需要按所建立的數(shù)學模型對往復運動傳感器測量值進行數(shù)據(jù)處理。

[1] 江煜,李文輝,杜三明.關節(jié)軸承襯墊材料摩擦溫度研究[J].潤滑與密封,2015,40(9):124-127.

[2] YANG Y L, ZU D L, ZHANG R J,etal. Effects of friction heat on the tribological properties of the woven self-lubricating liner[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2009,22(6):918-924.

[3] 李喜軍,邱明,袁文征.自潤滑關節(jié)軸承襯墊材料摩擦學性能的研究進展[J].煤礦機械,2009,30(9):12-15.

[4] 濮良貴,陳國定,吳立言.機械設計[M].北京:高等教育出版社,2013.

Structure Design and Motion Analysis of Joint Bearing Liner Friction Performance Testing Machine

SUN Baorui, MA Wei, YANG Xiuguang

(Changchun Research Institute for Mechanical Science Co., Ltd., Changchun 130103, China)

A joint bearing liner friction performance testing machine which was mainly used to measure the friction performance of the joint bearing liners under positive pressure was independently designed. The main structure of the testing machine was introduced, the mathematical model of the testing machine system was established, and kinematics analysis was carried to determine the relationship between the positive loading force and the liner frictional force and obtain the formula for accurately calculating the positive loading force and the liner frictional force. The dynamics analysis of the testing machine was carried out by multibody dynamics software Recurdyn, and the change of the liner frictional force, reciprocating motion sensor indication and positive loading sensor indication with the movement of the reciprocating friction actuator was obtained. This work provided a technical support for the research and development of the joint bearing liner friction performance testing machine.

joint bearing liner; friction performance; testing machine; dynamics analysis

10.11973/lhjy-wl201708010

2017-06-23

孫寶瑞(1975-)，男，高級工程師，主要從事電液伺服設計研究，suibaorui888@163.com

TB873

A

1001-4012(2017)08-0580-05