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1、摩擦学读书报告流体润滑的历史，方法及其对摩擦学研究的启示一、流体润滑的产生与发展1883 年，英国的 Tower 教授在测定滑动轴承在各种载荷和转速条件下的摩擦系数时，为 给滑动轴承加油（在此之前是将滑动轴承整个浸在油中）开了一个 10mm的小孔，但奇怪的 是轴承转动起来后竟有油从小孔中冒出。为防止冒油，用软木塞将小孔塞住，更令人惊奇的 是软木塞竟然被顶开。用压力表测量，压力竟达14 个大气压，发现润滑油膜中的压力要比平 均压力大得多。这是第一次发现滑动轴承转动起来后轴承油膜中存在高压（流体压力），但当 时仅仅是记录下来。Petrov在进行轴承试验时也独立地发现，在轴承与轴颈之间存在著足够 厚
2、的油膜，它能将轴颈与轴瓦完全隔离开来；1886年，Reynolds教授针对Tower发现的现象 经几年的努力用流体力学的理论推导出著名的 Reynolds 方程，解释了流体动压形成机理，从 而奠定了流体润滑理论研究的基础；1904年，Sommerfeld求出了无限长圆柱轴承的Reynolds 方程的解析解；1954年，Ocvirk建立了无限短轴承的解析解，促使流体润滑理论得以应用于 工程近似设计；随着电子计算机和数值技术的发展及有限差分、变分、有限元等方法的应用， 使得流体润滑理论日趋成熟。60年代相继建立起EHL（弹性流体动力润滑理论）、TEHL（热弹性 流体动力润滑理论）、MEHL（微弹性
3、流体动力润滑理论）、TMEHL（热微弹性流体动力润滑理论）。二、流体润滑理论的理论基础及分类1、润滑的分类按表面的润滑状态对摩擦/润滑进行分类可分为干摩擦、边界润滑、流体润滑和混合润滑。对摩擦表面间的润滑状态的判别，一直是采用TETallian提出的膜厚比九为依据的，并 认为九3时为流体润滑状态；从1时为边界润滑状态；13时为混合润滑状态。膜厚比的表达式为：九=hmin / hcp，其中hmin为按表面流体润滑理论求的的计算最小油膜厚度，S为 临界最小油膜厚度，主要由表面粗糙度所决定，其实质就是假定界面间为纯净的理想介质， 只有表面微凸体对润滑状态发生影响。因此，也有资料上将膜厚比表示成九=h
4、min /2 I +:， hmin含义与前面相同，& 1、& 2分别为两接触表面的粗糙度（均方根值）。久越大，油膜承载 能力越大，摩擦力 f 越小。但大量运用实践已证明，两接触表面间只要有相对运动，就会不 断产生新的磨粒，因此润滑状态也不是固定不变的。2、流体润滑的定义 两物体表面被润滑油膜完全隔开时的摩擦称为流体摩擦/润滑。 此时润滑油膜厚度远大于表面粗糙度，理论上无磨损；摩擦力来自润滑油内部分子间的 切向力，粘度起主要作用。边界润滑中，油压和挤压性能对摩擦力起主要作用；混合润滑中， 摩擦力由接触凸峰间的摩擦和润滑油内部摩擦两部分组成，粘度仍起主要作用。3、形成流体润滑的条件(a) 牛顿流体
5、：是指任一点上的剪应力都同剪切变形速率呈线性函数关系的流体，即遵循 牛顿内摩擦定律的流体；(b) 层流：当流速很小时，流体分层流动，互不混合，称为层流。根据雷诺实验，一般当 雷诺准数 Re h A6,故qa qb。但由于润滑油是不可压缩的，流入间隙的油流量必须等 于流出间隙的流量，即满足流量连续性条件：QA = QB。因此，假设油层不存在流体动压力的 前提是错误的。事实上，此时流入楔形空间内的油受到了挤压，使油层压力升高，产生了流 体动压力，从而使油层中的速度分布发生变化，已不是简单的线性分布。只要收敛油楔里有 足够的润滑油，就能使承载能力维持不变。这种具有一定粘性的流体流入收敛油楔而产生流
6、体动压力的现象，称为流体动力润滑的楔效应。2、流体静力润滑流体静力润滑是靠液压泵（或其他压力流体源）将加压后的流体送入两摩擦表面之间，形 成压力油膜将两表面完全分开，利用流体静压力来平衡外裁荷。图 2 所示为典型流体静力润滑系统示意图，油腔一般开在承导件上，由液压泵将润滑剂加压，通过补偿元件送入摩擦件的油腔，润滑剂再通过油腔周围的封油面与另一摩擦面构成的间隙流出，并降至环境压力。采用流体静力润滑可在两个静止且平行的摩擦表面间形成流体膜，其承载能力不依赖于流体粘度，故能用粘度极低的润滑剂，且既可使摩擦副有较高的 承载能力，又可使摩擦力矩降低。3、弹性流体动力润滑 接触区弹性变形和润滑剂在压力下粘
7、性增大这两个效应的结合可产生一个承载油膜，因 此考虑零件表面的接触变形和压力对油粘度的影响这两个因素后的流体动力润滑理论，称为 弹性流体动力润滑理论（Elasto-Hydrodynamic Lubrication）,简称弹流理论（EHL或EHD）。弹流理论是润滑理论近代发展的领域，在弹流理论产生之前，人们一直把机械中的点接 触、线接触等具有相互运动的接触问题作为强度问题来处理，用 Hertz 接触理论计算其应力， 用接触疲劳理论预计其寿命。弹流理论则揭示出上述接触表面常常是被一层动力润滑油膜保 护着的，固体内部的应力和Hertz应力也大不相同。点接触弹流理论还表明，接触表面的任 一个微凸体，在
8、一定的条件下都会产生弹流效应。EHD研究的主要领域可用图3表示出来： 从顶部出发，沿任一路线下行到底部，都可以形成一个具体的研究方面。在实际中弹性流体 动力学理论应用的最多，这方面的理论也比较完善，通过对一些条件的扩展可以研究大部分 的流体润滑问题。图3 EHD研究的主要领域弹性流体动力润滑与经典的流体动力润滑的比较：1、经典问题通常研究的是低副接触零件之间的润滑问题，将接触体看作刚体，弹流问题 研究在相互滚动或伴有滚动的滑动条件下，两弹性物体间的流体动力润滑膜的力学性质，一 般将接触体看作弹性体；2、经典问题将润滑剂的粘度看作与压力无关，弹流问题将润滑剂粘度作为压力的函数；3、经典问题一般适
9、用于滑动轴承等接触应力较小的工况，弹流问题适用于滚动轴承、齿 轮啮合、凸轮与挺杆等高接触应力的润滑工况；4、在经典问题中只需求解 Reynolds 方程，而弹流问题中则需要把计算在油膜压力下摩 擦表面的变形的弹性方程及表述润滑剂粘度与压力间关系的粘压方程与流体动力润滑的主要 方程结合起来，以求解油膜压力分布、润滑膜厚度分布等问题，在热弹流问题中还需求解能 量方程。4、热弹性流体动力润滑在弹流润滑中，温度升高会导致润滑剂发生物理化学变化，使润滑失效，油膜破裂，甚 至发生胶合破坏。热弹性流体动力润滑理论就是在等温弹流理论的基础上，进一步综合考虑 接触热效应的影响。其研究重点是点线接触副润滑中的热现
10、象和热效应，其中包括弹流油膜 和接触表面的温度分布，以及温度场对压力分布、油膜形状与厚度、摩擦力等特性及其变化 规律的影响。热弹流润滑计算需要通过能量方程以及固体热传导方程或者热界面方程，求解 油膜中和接触表面上的温度分布，进而根据 Reynolds 方程求解考虑了热效应的压力分布和油 膜形状。由于油膜和固体之间的热交换，在弹流润滑计算中应采用允许粘度和密度沿膜厚方 向变化的普遍形式 Reynolds 方程。弹流油膜温度沿运动方向的分布与压力分布相对应，在二次压力峰的位置油膜温度相应 形成一个高峰。而在膜厚方向上，油膜最大温度的位置偏于热扩散率低的接触体的一侧。油 膜和接触表面的最大温升与载荷
11、、滚动与滑动速度、接触几何形状、材料的热扩散和弹性模量等密切相关。5、微观弹性流体动力润滑经典弹流理论中，通常只研究等温条件下 Newton 流体在两光滑表面间的稳态流动，未考 虑表面粗糙度对油膜的影响。而在实际工程中，弹流油膜的厚度通常只有零点几毫米，与某 些切削工艺形成的金属表面粗糙度处于同一数量级，这种情况下表面粗糙度是不应忽略的， 而且不同加工工艺形成的加工表面纹理方向也不尽相同。表面粗糙度对弹流润滑问题解的影 响，通过对表面粗糙度建立模型或者采用已知曲线如正弦曲线进行模拟分析得到对于线接触 来说相同工作条件下，横向的粗糙度比纵向的粗糙度更会使油膜产生大的屈服变形，此外粗 糙度的幅值和
12、频率对压力分布、油膜形状、最小油膜厚度、摩擦系数等都有影响，如：粗糙 度的幅值越大则压力峰值越高,粗糙度的幅值和频率对摩擦系数的影响最大可达95%98%等。 因此，在上面所提到的由于某些切削工艺形成的金属表面粗糙度会对弹流润滑问题产生很大 影响,这时有必要考虑粗糙度的影响了。图 4展示了一线接触润滑的圆柱与平面间的表面粗 糙度。Contact Zone图4两表面接触时表面粗糙度示意图6、热微观弹性流体动力润滑热微观弹性流体动力学是指同时考虑表面粗糙度及温度影响的弹性流体动力学问题。目 前已求得了非牛顿流体线接触微观热弹流润滑的准稳态数值解。结果显示,横向微凸体能够 造成强烈的局部动压,且微凸体
13、越高或越窄,动压效应便越强。四、流体润滑问题的基本求解方程流体润滑理论主要研究的是经典流体动力润滑问题,对微弹流及为微观热弹流问题的求 解理论尚不是很完善。要求解一个流体动力润滑问题,就是要根据流体力学的基本原理,研 究流体在流体场中的运动、受力、变形以及温度等的变化情况,所用的基本方程主要是 N-S 方程或雷诺方程、流动的连续性方程、润滑剂的状态方程（粘度和密度方程）、表面的弹性方 程及能量方程。根据动量守恒得到N-S方程：（即粘性流体动力学方程，Navier-Stokes方程）dudp dp = pX 一 +dtdx dxdvdpdp= pY 一 + -dtdydydwdpdp= pZ 一 + -dtdzdzdw一 + 一 + 一 Idu 2 du dv口 2一dx 3 (dx dy dz JJ I dy
