偏心凸輪-挺柱副摩擦特性試驗(yàn)研究

張肖肖，李書義，郭 峰，晁 珅，劉 成，朱桂香

（1.青島理工大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，青島 266525；2.濰柴動(dòng)力股份有限公司，濰坊 261061）

0 概述

內(nèi)燃機(jī)是當(dāng)前熱效率最高的熱力發(fā)動(dòng)機(jī)［1］，廣泛應(yīng)用于車輛、工程機(jī)械、船機(jī)、農(nóng)機(jī)、國防戰(zhàn)車等各類動(dòng)力機(jī)械中，其性能水平很大程度上受到自身運(yùn)動(dòng)副摩擦性能影響。凸輪-挺柱副是內(nèi)燃機(jī)中對(duì)潤滑油抗磨性最敏感的接觸副，通常在惡劣的工況下工作。其接觸區(qū)負(fù)荷、卷吸速度和幾何形狀不斷變化［2］，若接觸副潤滑不良，會(huì)直接導(dǎo)致內(nèi)燃機(jī)進(jìn)、排氣機(jī)構(gòu)失衡，使內(nèi)燃機(jī)熱效率下降，磨損嚴(yán)重時(shí)甚至?xí)l(fā)安全事故。但由于凸輪-挺柱副工作條件極其復(fù)雜（工況瞬變性、熱效應(yīng)及系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性等），使得數(shù)值和試驗(yàn)研究十分困難。

多年來，隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的快速發(fā)展，與凸輪-挺柱接觸相關(guān)的數(shù)值模擬研究獲得很大進(jìn)步。文獻(xiàn)［3］中在考慮擠壓項(xiàng)和能量方程的情況下解決了凸輪-挺柱副混合彈流潤滑問題，并對(duì)比了平底挺柱與滾子從動(dòng)件間差異，估算了接觸副的摩擦系數(shù)。文獻(xiàn)［4］中建立了瞬態(tài)效應(yīng)、潤滑油流變特性、彈性變形、熱效應(yīng)和接觸表面粗糙度的模型，預(yù)測(cè)了凸輪-從動(dòng)件潤滑接觸表面的油膜厚度和摩擦系數(shù)。文獻(xiàn)［5］中基于彈流接觸問題的數(shù)值解，對(duì)凸輪-從動(dòng)件機(jī)構(gòu)中凸輪軸向輪廓幾何形狀、外加負(fù)荷和凸輪轉(zhuǎn)速變化進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)［6］中建立了基于摩擦和潤滑分析的數(shù)學(xué)模型，詳細(xì)研究了不同工況下閃溫對(duì)凸輪-從動(dòng)件機(jī)構(gòu)摩擦力的影響。文獻(xiàn)［7］中采用凸輪-滾子接觸的有限長線接觸等溫彈流模型和滾子-銷軸半解析潤滑模型，并通過滾輪和銷軸的摩擦模型將兩部分耦合，對(duì)凸輪-滾子從動(dòng)件進(jìn)行了潤滑和摩擦分析。

而在試驗(yàn)測(cè)量方面，對(duì)凸輪-挺柱副摩擦特性的研究也在不斷進(jìn)行以更深入了解潤滑接觸中的真實(shí)情況，為驗(yàn)證數(shù)值模型及建立修正系數(shù)提供可能性。文獻(xiàn)［8］中使用由變速直流電機(jī)驅(qū)動(dòng)的凸輪-挺柱模塊試驗(yàn)裝置，通過轉(zhuǎn)矩傳感器測(cè)量凸輪轉(zhuǎn)動(dòng)所需的轉(zhuǎn)矩，減去法向載荷的幾何轉(zhuǎn)矩得到凸輪-挺柱接觸的摩擦力矩，測(cè)試了不同油品的摩擦特性。文獻(xiàn)［9］中在單凸輪-從動(dòng)件試驗(yàn)臺(tái)上，利用轉(zhuǎn)矩傳感器測(cè)量了不同表面粗糙度和涂層參數(shù)影響下的接觸副平均摩擦力矩。文獻(xiàn)［10］中利用研制的凸輪-挺柱摩擦試驗(yàn)臺(tái)，通過摩擦系數(shù)-凸輪轉(zhuǎn)角關(guān)系的測(cè)量，研究了潤滑油黏度和添加劑對(duì)凸輪副摩擦特性的影響，其數(shù)據(jù)顯示最高摩擦系數(shù)產(chǎn)生在挺柱最大升程處（凸輪的鼻部位置）。文獻(xiàn)［11］中描述了一種新的用于測(cè)試凸輪-從動(dòng)件接觸并可直接評(píng)估摩擦力的試驗(yàn)裝置，與文獻(xiàn)［10］不同的是，其研究結(jié)果中最高摩擦系數(shù)并未發(fā)生在挺柱最大升程處。文獻(xiàn)［12］中也描述了一種直接測(cè)量凸輪軸摩擦的新方法，該方法使用專門設(shè)計(jì)的凸輪軸皮帶輪轉(zhuǎn)矩傳感器來測(cè)量凸輪軸摩擦力矩。文獻(xiàn)［13］中利用自主研發(fā)的凸輪-從動(dòng)件試驗(yàn)裝置對(duì)偏心圓凸輪-挺柱接觸副間摩擦力進(jìn)行了測(cè)量，結(jié)果表明摩擦系數(shù)隨凸輪轉(zhuǎn)角的變化不明顯。以上試驗(yàn)研究都使用了經(jīng)典的配置，即凸輪軸旋轉(zhuǎn)且位置固定，移動(dòng)挺柱連接至彈簧，但獲得的摩擦系數(shù)-凸輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系并不一致，可能是測(cè)試條件不同所致。

本研究中所使用試驗(yàn)裝置與前述文獻(xiàn)不同，采用實(shí)驗(yàn)室自主研發(fā)的凸輪-挺柱副油膜潤滑測(cè)量系統(tǒng)［14］對(duì)凸輪-挺柱副的摩擦特性進(jìn)行試驗(yàn)研究。該測(cè)量系統(tǒng)保持挺柱部分固定，并使用特別設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)保證凸輪軸旋轉(zhuǎn)的同時(shí)實(shí)現(xiàn)上下擺動(dòng)，可實(shí)現(xiàn)潤滑油膜厚度和摩擦力的同時(shí)測(cè)量。過去通常認(rèn)為凸輪-挺柱副處于混合潤滑狀態(tài)。隨著彈流潤滑理論的發(fā)展，凸輪-挺柱副之間的彈流潤滑狀態(tài)逐漸被了解，油膜厚度可作為判斷凸輪副彈流潤滑摩擦性能的重要指標(biāo)。彈流潤滑是凸輪-挺柱副的重要潤滑機(jī)制，值得重點(diǎn)研究。本研究中在油膜潤滑條件下，詳細(xì)分析了不同凸輪轉(zhuǎn)速、初始負(fù)荷、潤滑油和凸輪偏心距對(duì)接觸副摩擦系數(shù)的影響，為凸輪-挺柱副的工程設(shè)計(jì)和摩擦性能研究提供參考。

1 試驗(yàn)測(cè)量和計(jì)算

1.1 試驗(yàn)裝置

凸輪-挺柱副油膜潤滑測(cè)量系統(tǒng)如圖1 所示，其摩擦力測(cè)量裝置和測(cè)量原理如圖2 所示。圖中f 為接觸副間摩擦力，L 為回轉(zhuǎn)半徑，F(xiàn)1為傳感器1 的測(cè)量值，F(xiàn)2為傳感器2 的測(cè)量值，L1和L2為相對(duì)應(yīng)的力臂長度。偏心凸輪由鋼球制成，挺柱部分由藍(lán)寶石盤代替，偏心凸輪與藍(lán)寶石盤組成接觸副，藍(lán)寶石盤固定于主軸。偏心凸輪通過控制電機(jī)設(shè)置轉(zhuǎn)速。當(dāng)偏心凸輪開始旋轉(zhuǎn)，接觸副間摩擦力會(huì)給盤施加驅(qū)動(dòng)力矩，由于藍(lán)寶石盤、主軸及連接在主軸上的摩擦力臂固定，因此主軸和摩擦力臂會(huì)將盤受到的摩擦力矩傳導(dǎo)至摩擦力傳感器，從而可測(cè)得不同偏心凸輪轉(zhuǎn)角下的摩擦力。接觸副間摩擦力f 的表達(dá)式見式（1）。

圖1 凸輪-挺柱副油膜潤滑測(cè)量系統(tǒng)

圖2 摩擦力測(cè)量裝置及測(cè)量原理示意圖

1.2 試驗(yàn)條件

試驗(yàn)所用藍(lán)寶石盤直徑為150 mm，厚度為1 mm，折射率為1.762；鋼球?yàn)镚5 精度，直徑為25.4 mm。盤和鋼球的表面粗糙度分別約為1.4 nm 和14.0 nm（Ra）。試驗(yàn)條件如表1 所示。潤滑油PAO10、PAO20 和PAO40 在23 ℃下的動(dòng)力黏度分別為113.9 mPa·s、321.0 mPa·s、855.7 mPa·s。

表1 試驗(yàn)條件

為保證試驗(yàn)數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性，試驗(yàn)準(zhǔn)備階段對(duì)兩個(gè)摩擦力傳感器進(jìn)行標(biāo)定。標(biāo)定方法為：將不同質(zhì)量（10.0 g～910.5 g）標(biāo)準(zhǔn)砝碼分別放置在摩擦力傳感器上，收集由數(shù)據(jù)采集器所轉(zhuǎn)化的數(shù)字電壓信號(hào)，對(duì)應(yīng)負(fù)荷下數(shù)字電壓信號(hào)取平均值；測(cè)量完兩個(gè)傳感器的多組數(shù)據(jù)后，以數(shù)字電壓信號(hào)為橫坐標(biāo)，負(fù)荷為縱坐標(biāo)，分別擬合出兩個(gè)傳感器對(duì)應(yīng)的數(shù)字電壓信號(hào)和負(fù)荷之間的一次函數(shù)曲線，將對(duì)應(yīng)函數(shù)關(guān)系寫入程序即完成標(biāo)定。摩擦力傳感器標(biāo)定曲線如圖3 所示。

圖3 摩擦力傳感器標(biāo)定曲線

試驗(yàn)前，通過千分表對(duì)偏心凸輪做標(biāo)記，在偏心凸輪回轉(zhuǎn)中心離藍(lán)寶石盤表面最近時(shí)，設(shè)定凸輪轉(zhuǎn)角為0°位置。圖4（a）為偏心凸輪安裝圖，圖4（b）為偏心凸輪示意圖，其中O1為鋼球圓心，O2為偏心凸輪旋轉(zhuǎn)中心。

圖4 偏心凸輪安裝及示意圖

為了清晰描述接觸副運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)的不同滑滾狀態(tài)，對(duì)滑滾比（S）進(jìn)行求解。圖5 給出了接觸副的運(yùn)動(dòng)參考系示意圖。圖中，偏心凸輪旋轉(zhuǎn)中心O2定為原點(diǎn)；同時(shí)也是接觸點(diǎn)P處的曲率中心；R為鋼球半徑；Rb為基圓半徑；選取凸輪上B點(diǎn)為旋轉(zhuǎn)起始點(diǎn)；θ為凸輪轉(zhuǎn)角；ω為凸輪角速度；z1為挺柱升程。

根據(jù)圖5 中幾何關(guān)系，可得式（2）～式（4）。

圖5 偏心凸輪-挺柱副的運(yùn)動(dòng)參考系示意圖

其中式（2）為偏心凸輪接觸點(diǎn)P在x方向的參數(shù)方程。以式（2）～式（4）為基礎(chǔ)可求得卷吸速度ue、接觸表面的速度差Δu、接觸副運(yùn)動(dòng)過程中的滑滾比分別如式（5）～式（7）所示。

式中，uc為偏心凸輪接觸點(diǎn)線速度；us為挺柱接觸點(diǎn)線速度。

由式（7）可得到不同偏心距時(shí)滑滾比S隨凸輪轉(zhuǎn)角變化規(guī)律，如圖6 所示。由圖6 可知，在接觸副整個(gè)運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)，滑滾比實(shí)時(shí)變化且滑滾比數(shù)值處于1.4～2.8 范圍內(nèi)，屬于大滑滾比工況［15］。

圖6 不同偏心距下滑滾比隨凸輪轉(zhuǎn)角變化曲線

2 結(jié)果與討論

2.1 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)接觸副摩擦系數(shù)的影響

圖7 給出了充分供油下采用PAO20 潤滑油在初始負(fù)荷為10 N、凸輪偏心距e為2 mm 時(shí)，不同轉(zhuǎn)速下接觸副摩擦系數(shù)隨凸輪轉(zhuǎn)角變化曲線?？梢钥闯?，摩擦系數(shù)在凸輪轉(zhuǎn)角為180°時(shí)最大，在凸輪轉(zhuǎn)角0°或360°時(shí)最??；隨著轉(zhuǎn)速的提升，最大摩擦系數(shù)呈現(xiàn)先增大再減小趨勢(shì)。轉(zhuǎn)速的變化主要通過影響接觸區(qū)負(fù)荷和油膜剪應(yīng)變率來改變摩擦系數(shù)。摩擦系數(shù)最大值出現(xiàn)在凸輪轉(zhuǎn)角為180°位置，主要是由于該位置接觸副運(yùn)行工況最為苛刻。該位置卷吸速度最小，滑滾比最大，滑動(dòng)速度大，升程最大，接觸區(qū)負(fù)荷最大。對(duì)接觸副的試驗(yàn)探究需要精細(xì)化，應(yīng)針對(duì)性地探討運(yùn)行工況最為苛刻的關(guān)鍵位置。

圖7 不同轉(zhuǎn)速下接觸副摩擦系數(shù)隨凸輪轉(zhuǎn)角變化（PAO20潤滑油，初始負(fù)荷10 N，偏心距e=2 mm）

圖8 給出了采用PAO20 潤滑油在初始負(fù)荷為10 N 且凸輪偏心距e為2 mm 時(shí)，不同轉(zhuǎn)速下接觸區(qū)實(shí)時(shí)負(fù)荷隨凸輪轉(zhuǎn)角的變化曲線。其中接觸區(qū)負(fù)荷w由初始負(fù)荷F0、挺柱升程變化引起彈簧形變產(chǎn)生的彈性力Fe、傳動(dòng)單元在旋轉(zhuǎn)過程中所產(chǎn)生的慣性力FI組成，可表示為式（8）。

圖8 不同轉(zhuǎn)速下接觸區(qū)實(shí)時(shí)負(fù)荷隨凸輪轉(zhuǎn)角變化（PAO20潤滑油，初始負(fù)荷10 N，偏心距e=2 mm）

由圖8 可以看出，當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)角為0°～90°和270°～360°時(shí)，接觸區(qū)負(fù)荷w隨著轉(zhuǎn)速的提升而增大，此時(shí)慣性力FI與彈性力Fe同向；當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)角為90°～270°時(shí)，接觸區(qū)負(fù)荷w隨著轉(zhuǎn)速的提升而減小，此時(shí)慣性力FI與彈性力Fe反向。不難得到在凸輪轉(zhuǎn)角為90°和270°時(shí)，加速度為0，即在這兩個(gè)凸輪轉(zhuǎn)角位置慣性力FI為0，只有初始負(fù)荷F0和彈性力Fe，所以在此位置理論上所有轉(zhuǎn)速的接觸區(qū)負(fù)荷相同。但由于試驗(yàn)與理論會(huì)存在些許誤差，所以圖8 中試驗(yàn)數(shù)據(jù)在90°和270°附近各摩擦系數(shù)曲線相交。

當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)速由18 r/min 提升至96 r/min 時(shí)，卷吸速度隨之提升，接觸表面間油膜滑動(dòng)速度線性增加，而油膜厚度增加程度低于滑動(dòng)速度的增加，因此油膜剪應(yīng)變率相應(yīng)增大，致使接觸副摩擦力增加。由圖8 可以看出，在18 r/min～96 r/min 的轉(zhuǎn)速區(qū)間，凸輪轉(zhuǎn)角為180°時(shí)，隨凸輪轉(zhuǎn)速的提升，接觸區(qū)負(fù)荷逐漸減小，因此產(chǎn)生了圖7 中最大摩擦系數(shù)隨凸輪轉(zhuǎn)速增加而增大的現(xiàn)象。

當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)速從96 r/min 繼續(xù)提升至144 r/min時(shí)，接觸副間潤滑油膜動(dòng)壓效應(yīng)明顯，卷吸速度的提升使油膜厚度提升顯著，從而使摩擦力減小，最大摩擦系數(shù)呈現(xiàn)減小趨勢(shì)。而從圖7 中試驗(yàn)結(jié)果觀察可知，在兩種影響因素的協(xié)同作用下，由油膜剪應(yīng)變率所引起的摩擦力減小占據(jù)主導(dǎo)作用，產(chǎn)生了最大摩擦系數(shù)隨轉(zhuǎn)速提升而減小的現(xiàn)象。對(duì)于接觸副最小摩擦系數(shù)位置處，運(yùn)行工況相對(duì)較為溫和，摩擦系數(shù)整體變化對(duì)接觸副影響較小，此處不再探討。

2.2 初始負(fù)荷對(duì)接觸副摩擦系數(shù)的影響

圖9 給出了充分供油下采用PAO20 潤滑油在凸輪轉(zhuǎn)速為54 r/min 而偏心距為2 mm 時(shí)，不同初始負(fù)荷下摩擦系數(shù)隨凸輪轉(zhuǎn)角變化規(guī)律。由圖9 可看出，不同初始負(fù)荷下各曲線呈現(xiàn)不同的變化趨勢(shì)，但摩擦系數(shù)最大值仍位于凸輪轉(zhuǎn)角180°位置，摩擦系數(shù)最小值處于凸輪轉(zhuǎn)角為0°或360°位置，另外在凸輪轉(zhuǎn)角為90°和270°時(shí)摩擦系數(shù)近似相同。

圖9 不同初始負(fù)荷下摩擦系數(shù)隨凸輪轉(zhuǎn)角變化（PAO20 潤滑油，凸輪轉(zhuǎn)速54 r/min，偏心距e=2 mm）

圖10 給出了充分供油下，采用PAO20 潤滑油在凸輪轉(zhuǎn)速為54 r/min 而偏心距為2 mm 時(shí)拍攝的不同初始負(fù)荷下油膜干涉圖隨凸輪轉(zhuǎn)角變化規(guī)律。圖10 中不同凸輪轉(zhuǎn)角位置接觸區(qū)大小不同，這與實(shí)時(shí)的接觸區(qū)負(fù)荷有關(guān)。試驗(yàn)中所得到的油膜干涉圖可通過實(shí)驗(yàn)室的圖像處理軟件DIIM［16］進(jìn)行處理，得到相對(duì)應(yīng)的潤滑油膜厚度。圖11 給出了充分供油下采用PAO20 潤滑油在凸輪轉(zhuǎn)速為54 r/min 而偏心距為2 mm 時(shí)，不同初始負(fù)荷下油膜厚度隨凸輪轉(zhuǎn)角變化曲線。從圖11 中可以看出，隨著初始負(fù)荷的增加，各凸輪轉(zhuǎn)角位置處的中心油膜厚度逐漸減?。黄耐馆営赏馆嗈D(zhuǎn)角0°旋轉(zhuǎn)一周至360°過程中，中心油膜厚度呈現(xiàn)先減小再增加的趨勢(shì)，其中在凸輪轉(zhuǎn)角為180°位置處中心膜厚達(dá)到最小值。

圖10 不同初始負(fù)荷下油膜干涉圖隨凸輪轉(zhuǎn)角變化（PAO20 潤滑油，凸輪轉(zhuǎn)速54 r/min，偏心距e=2 mm）

圖11 不同初始負(fù)荷下油膜厚度隨凸輪轉(zhuǎn)角變化（PAO20 潤滑油，凸輪轉(zhuǎn)速54 r/min，偏心距e=2 mm）

在圖9 中摩擦系數(shù)曲線的最大值（θ =180°）隨初始負(fù)荷的增大而減小，而最小值隨初始負(fù)荷的增大而增大（θ=0°或360°）。這是由于在其他條件不變的情況下，初始負(fù)荷變化會(huì)直接影響接觸區(qū)壓力和潤滑油膜厚度。當(dāng)初始負(fù)荷增大，接觸區(qū)負(fù)荷會(huì)增大，使得接觸區(qū)油膜厚度略有減?。▓D11），因此隨負(fù)荷增加油膜剪應(yīng)變率的增幅不大。凸輪轉(zhuǎn)角為180°左右時(shí)，由于熱效應(yīng)影響較大，各個(gè)負(fù)荷下接觸區(qū)潤滑油黏度差別小，因此摩擦力差別不大，所以高負(fù)荷下的摩擦系數(shù)小。而在凸輪轉(zhuǎn)角為0°或360°，滑動(dòng)速度降低且負(fù)荷減小，熱效應(yīng)降低，此時(shí)因黏壓效應(yīng)引起高負(fù)荷下黏度較快增加，對(duì)應(yīng)的摩擦力也有明顯增加，導(dǎo)致高負(fù)荷對(duì)應(yīng)較高的摩擦系數(shù)。在其余凸輪轉(zhuǎn)角位置處摩擦系數(shù)大小由油膜厚度和接觸區(qū)負(fù)荷共同確定，影響程度與凸輪轉(zhuǎn)角位置的潤滑狀態(tài)直接相關(guān)，從而產(chǎn)生了圖9 中3 條摩擦系數(shù)曲線呈現(xiàn)交叉的現(xiàn)象。以上的分析只是定性說明，如果做定量分析則需要復(fù)雜的熱彈流數(shù)值計(jì)算。通過初始負(fù)荷對(duì)接觸副摩擦系數(shù)的影響研究，在凸輪設(shè)計(jì)中，在滿足強(qiáng)度的條件下適當(dāng)提高設(shè)計(jì)中的初始負(fù)荷可保證凸輪整體的摩擦磨損較為均勻，這在一定程度上可提升凸輪的整體性能。

2.3 潤滑油黏度對(duì)接觸副摩擦系數(shù)的影響

為探究不同黏度下接觸副摩擦系數(shù)的變化，試驗(yàn)采用了兩種黏度差別較大的潤滑油PAO10 和PAO40，給出了充分供油下初始負(fù)荷為20 N、凸輪轉(zhuǎn)速為54 r/min、偏心距為2 mm 時(shí)，兩種潤滑油摩擦系數(shù)隨凸輪轉(zhuǎn)角變化曲線，如圖12 所示。

圖12 不同黏度下摩擦系數(shù)隨凸輪轉(zhuǎn)角的變化曲線（初始負(fù)荷20 N，凸輪轉(zhuǎn)速54 r/min，偏心距e=2 mm）

從圖12 中可以看出，在各凸輪轉(zhuǎn)角位置，隨著黏度的增加，摩擦系數(shù)整體呈增大趨勢(shì)，其中在最大摩擦系數(shù)位置處兩種黏度潤滑油的摩擦系數(shù)差距也最大。這主要是由于在初始負(fù)荷和凸輪轉(zhuǎn)速固定的情況下，在各凸輪轉(zhuǎn)角位置處兩種潤滑油的接觸區(qū)實(shí)際負(fù)荷基本保持不變，摩擦系數(shù)大小由摩擦力大小決定。黏度越大的潤滑油，產(chǎn)生的摩擦力越大，因此表現(xiàn)出較大的摩擦系數(shù)。由圖12 可知，在實(shí)際工程中，若能保證充分供油，可選擇黏度相對(duì)較小的潤滑油進(jìn)行凸輪副潤滑，獲得較小的摩擦系數(shù)以減小功耗。

2.4 凸輪偏心距對(duì)接觸副摩擦系數(shù)的影響

凸輪偏心距的改變將會(huì)使得接觸副在運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)滑滾比（圖6）、滑動(dòng)速度和接觸區(qū)負(fù)荷都隨之改變。圖13 給出了不同偏心距下接觸區(qū)實(shí)際負(fù)荷隨凸輪轉(zhuǎn)角變化曲線。圖14 給出了偏心距為1 mm和2 mm 時(shí)，理論計(jì)算的滑動(dòng)速度隨凸輪轉(zhuǎn)角變化規(guī)律。從圖14 可以看出，不同凸輪偏心距下兩滑動(dòng)速度曲線呈交叉分布，偏心距不同使得各凸輪轉(zhuǎn)角位置處滑動(dòng)速度各不相同。

圖13 不同偏心距下接觸區(qū)實(shí)際負(fù)荷隨凸輪轉(zhuǎn)角的變化曲線（初始負(fù)荷20 N，凸輪轉(zhuǎn)速54 r/min）

圖14 不同偏心距下滑動(dòng)速度隨凸輪轉(zhuǎn)角變化曲線（凸輪轉(zhuǎn)速54 r/min）

圖15 給出了充分供油下采用潤滑油PAO40 在初始負(fù)荷為20 N 而凸輪轉(zhuǎn)速為54 r/min 時(shí)，不同偏心距下摩擦系數(shù)隨凸輪轉(zhuǎn)角變化曲線。

圖15 不同偏心距下摩擦系數(shù)隨凸輪轉(zhuǎn)角變化曲線（PAO40潤滑油，初始負(fù)荷20 N，凸輪轉(zhuǎn)速54 r/min）

從圖15 中可以看出，與偏心距為1 mm 時(shí)相比，偏心距為2 mm 時(shí)的最大摩擦系數(shù)更大，而最小摩擦系數(shù)略小。圖15 中摩擦系數(shù)與圖14 中滑動(dòng)速度變化趨勢(shì)相同，說明在接觸副運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)，滑滾狀態(tài)對(duì)摩擦系數(shù)變化起主導(dǎo)作用。結(jié)合偏心距的變化對(duì)接觸區(qū)負(fù)荷的影響（圖13）分析可知，接觸區(qū)負(fù)荷的增大使得最大摩擦系數(shù)位置處摩擦系數(shù)減小，最小摩擦系數(shù)位置處摩擦系數(shù)增大，而圖15 中摩擦系數(shù)曲線變化規(guī)律與之相反，說明接觸區(qū)負(fù)荷變化對(duì)摩擦系數(shù)的影響被滑動(dòng)速度削弱。由此可以判斷，在不同偏心距的工況下，偏心距變化所引起的滑滾狀態(tài)變化起主導(dǎo)作用，而偏心距變化所引起的接觸區(qū)負(fù)荷變化起次要作用，但也會(huì)使得摩擦系數(shù)曲線在縱向有一定偏移。凸輪偏心距對(duì)接觸副摩擦系數(shù)的影響研究表明，在凸輪設(shè)計(jì)中若能滿足機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)需求，凸輪偏心距越小則摩擦損失越小，凸輪可靠性越高。

3 結(jié)論

（1）采用偏心凸輪-藍(lán)寶石盤接觸形式對(duì)凸輪-挺柱副摩擦特性進(jìn)行的研究表明：充分供油下，凸輪轉(zhuǎn)速變化主要通過影響接觸區(qū)實(shí)際負(fù)荷和油膜剪應(yīng)變率來改變摩擦系數(shù)。當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)速由18 r/min 提升至96 r/min 時(shí)，最大摩擦系數(shù)隨轉(zhuǎn)速的增加而增大，最大為0.11；當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)速由96 r/min 提升至144 r/min時(shí)，潤滑油膜產(chǎn)生動(dòng)壓效應(yīng)，使得油膜剪應(yīng)變率有所減小，最大摩擦系數(shù)隨轉(zhuǎn)速的增加而減小。

（2）最大摩擦系數(shù)位置處，初始負(fù)荷變化引起的接觸區(qū)負(fù)荷增加起主導(dǎo)作用，最大摩擦系數(shù)隨初始負(fù)荷增加而減??；最小摩擦系數(shù)位置處，初始負(fù)荷變化引起黏壓效應(yīng)對(duì)摩擦力的增加起主導(dǎo)作用，最小摩擦系數(shù)隨初始負(fù)荷增加而增大。

（3）凸輪偏心距的改變使得凸輪滑動(dòng)速度、接觸區(qū)負(fù)荷和滑滾比都隨之改變。偏心距增加所引起的摩擦系數(shù)變化主要由滑滾狀態(tài)決定。

（4）在凸輪整體材質(zhì)相同的前提下，適當(dāng)提高初始負(fù)荷可提升可靠性；在滿足需求的前提下，凸輪偏心距越小摩擦損失越小，結(jié)構(gòu)越可靠。