销轴-套筒铰链副热弹流脂润滑摩擦特性

Friction characteristics of thermo⁃elastohydrodynamic grease lubrication in pin⁃bush hinge pairs

摘要

针对链传动销轴-套筒铰链副脂润滑摩擦特性的问题，基于Ostwald流变模型构建了无限长线接触热弹流润滑模型，通过数值模拟研究了润滑脂流变指数、当量曲率半径及表面粗糙度对接触区油膜压力、厚度及温升等特性的影响。通过铰链副摆动磨损试验，获取摩擦因数-时间曲线，分析材料、结构、表面处理工艺及几何参数对摩擦特性的影响。结果表明，流变指数和当量曲率半径增大促进低摩擦流体润滑状态，粗糙度加剧边界润滑效应；摩擦因数演变呈现初始稳定、中间波动、后期上升三阶段特征；镀铬处理等可改善润滑性能。研究成果可为链传动铰链副的低摩擦设计提供理论依据，推动润滑脂选型和接触副几何参数优化的工程应用。

Abstract

To research the friction characteristics of grease-lubricated pin-bush hinge pairs in chain drives， an infinite line-contact thermo-elastohydrodynamic lubrication （TEHL） model was established based on the Ostwald rheological model. Numerical simulations were conducted to investigate the effects of the rheological index of lubricating grease， equivalent curvature radius， and surface roughness on the characteristics of oil film pressure， thickness， and temperature rise in the contact area. Through the swing wear experiment of hinge pairs， the friction coefficient-time data were obtained to analyze the influence of materials， structures， surface treatment processes and geometric parameters on friction characteristics. The results show that increasing the rheological index and curvature radius promotes low-friction fluid lubrication， while roughness intensifies boundary lubrication effects. The friction coefficient evolves in three stages： initial stable， intermediate fluctuating， and late rising. Surface treatments such as chromium plating improve lubrication performance by delaying severe wear. This research provides a theoretical basis for low-friction design of chain drive hinge pairs， facilitating the engineering application of grease selection and contact parameter optimization.

Graphical abstract

关键词

机械设计 / 销轴-套筒铰链副 / 热弹流脂润滑 / 摩擦特性 / 磨损试验

Key words

mechanical design / pin-bush hinge pair / thermo-elastohydrodynamic grease lubrication / friction characteristics / wear test

0 引 言

链传动作为工业关键传动形式，其销轴-套筒铰链副因润滑失效引发的磨损、温升及能耗问题，是制约其可靠性的核心挑战。润滑脂的非牛顿流变特性以及接触副的几何参数、表面形貌等直接影响铰链副润滑状态和摩擦行为，研究其热弹流润滑特性对优化链传动设计具有重要工程意义。

国内外学者围绕铰链副润滑和磨损开展了系统性研究。早期杨沛然^［1］研究了弹性圆柱接触润滑现象。文献［2-4］进一步建立了铰链副弹流油润滑模型，分析了载荷、速度等对油膜特性的影响。史文华^［5］探讨了传动机构线接触脂润滑摩擦特性。徐秀琴等^［6］发现套筒结构影响散热和耐磨性能。尹子明等^［7］通过对比实验揭示了表面处理工艺会导致磨损差异。张艳芹等^［8］研究了静压轴承高速运行时的楔形油膜润滑性能。Summer等^［9］借助表面分析技术揭示CrN涂层改善摩擦磨损的机理；Tandler等^［10］基于热力学建立了广义磨损方程，实现了链条磨损的有限元预测；Lv等^［11］研究了工业链条套筒与销冲击-滑动运动的油脂润滑复合磨损；Sappok等^{［12，13］}通过高精度测量验证了润滑剂与表面处理的协同抗磨效果。然而，现有研究多聚焦于牛顿流体热弹流润滑数值仿真或脂润滑条件下的轴承、齿轮接触润滑及磨损问题^［14-16］，对脂润滑条件下链条铰链副摩擦特性研究略显不足，且缺乏试验验证。

本文针对销轴-套筒铰链副，基于Ostwald流变模型构建了无限长线接触热弹流润滑模型，通过数值模拟揭示了润滑脂流变指数、当量曲率半径及表面粗糙度对接触区油膜特性的影响规律。结合摆动磨损试验，定量分析了工艺等变量对铰链副摩擦特性的作用机制。旨在突破传统牛顿流体润滑理论的局限，建立非牛顿脂润滑状态下的摩擦特性预测方法，为链传动铰链副的低摩擦设计和工程应用提供理论支撑。

1 数值计算模型

1.1　润滑状态与摩擦机理分析

滑动摩擦可分为干摩擦、边界摩擦、流体摩擦及混合摩擦。摩擦润滑状态可通过膜厚比λ表征：

\lambda =\frac{h_{\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}}}{\sqrt[]{R_{\mathrm{a}\mathrm{1}}^{\mathrm{2}}+R_{\mathrm{a}\mathrm{2}}^{\mathrm{2}}}}（1）

式中：h_{\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}}为最小油膜厚度；R_{\mathrm{a}\mathrm{1}}、R_{\mathrm{a}\mathrm{2}}分别为两摩擦表面轮廓的算术平均偏差。

当\lambda \le \mathrm{1}时，为边界摩擦，时，为混合摩擦，\lambda >\mathrm{3}时，为流体摩擦。

斯特里贝克（Stribeck）曲线（见图1）揭示了润滑状态转变与摩擦因数\mu间的关系：边界摩擦阶段，\mu受粗糙度主导而变化平缓；混合摩擦阶段，油膜逐渐形成，\mu急剧下降；流体润滑阶段，\mu因流体内部摩擦阻力的作用而轻微上升。

膜厚比与Stribeck曲线结合可准确判断铰链副润滑状态，其值受材料、表面形貌及润滑脂流变特性影响，是连接理论分析与工程应用的关键参数。

1.2　脂润滑数学模型

针对销轴-套筒铰链副相对运动特性，构建如图2所示的简化结构示意图。套筒、销轴的半径分别为r_{\mathrm{b}}、r_p；线速度分别为u_{\mathrm{b}}、u_p；杨氏模量分别为E_b、E_p；泊松比分别为{\nu }_{\mathrm{b}}、{\nu }_{\mathrm{p}}。

销轴、套筒为共形接触，故销轴和套筒的当量曲率半径r可由下式表示：

r=\frac{r_{\mathrm{b}}{r}_{\mathrm{p}}}{r_{\mathrm{b}}-r_{\mathrm{p}}}（2）

当量弹性模量E^*满足如下表达式：

\frac{\mathrm{1}}{E^{\mathrm{*}}}=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}\left(\frac{\mathrm{1}-{\nu }_{\mathrm{b}}^{\mathrm{2}}}{E_{\mathrm{b}}}+\frac{\mathrm{1}-{\nu }_{\mathrm{p}}^{\mathrm{2}}}{E_{\mathrm{p}}}\right)（3）

接触区域上的单位长度承载量F_{\mathrm{q}}为：

F_{\mathrm{q}}=\frac{F_{\mathrm{n}}}{l_{\mathrm{0}}}（4）

式中：F_{\mathrm{n}}为法向接触力；l_{\mathrm{0}}为内链节外宽。

润滑剂的卷吸速度u₀和滑滚比u_s分别为：

u_{\mathrm{0}}=\frac{u_{\mathrm{b}}+u_{\mathrm{p}}}{\mathrm{2}}（5）

u_{\mathrm{s}}=\frac{u_{\mathrm{b}}-u_{\mathrm{p}}}{u_{\mathrm{0}}}（6）

本文采用Ostwald本构方程^［17］表征润滑脂流变特性：

\tau =m{\left(\frac{\partial u}{\partial z}\right)}^n（7）

式中：τ为剪应力；m为表达黏性的物理量；z为垂直油膜厚度方向；u为流体速度；n为流变指数。

若忽略时变效应，可以推导出在脂润滑情况下的广义Reynolds方程为^［18］：

\frac{\mathrm{d}}{\mathrm{d}x}\left[\rho \cdot \frac{n}{\mathrm{1}+\mathrm{2}n}\cdot \frac{h^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}}{\left(\frac{h}{\mathrm{2}m}\cdot \frac{\partial P}{\partial x}\right)}^{\left(\mathrm{1}+n\right)/n}\right]=\frac{\mathrm{d}}{\mathrm{d}x}\left(\rho h{u}_{\mathrm{0}}\right)（8）

式中：ρ为润滑剂密度；x为卷吸方向；h为油膜厚度；P为油膜压力。

边界条件为P\left(x_{\mathrm{i}\mathrm{n}}\right)=P\left(x_{\mathrm{o}\mathrm{u}\mathrm{t}}\right)=\mathrm{0}，其中，x_{\mathrm{i}\mathrm{n}}、x_{\mathrm{o}\mathrm{u}\mathrm{t}}分别为油膜入口、出口位置的坐标。

考虑弹性变形和热效应，油膜厚度h方程^［19］为：

h\left(x\right)=h_{\mathrm{0}}+\frac{x^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}r}-\frac{\mathrm{2}}{\mathrm{\pi }{E}^{\mathrm{*}}}{\int }_{x_{\mathrm{i}\mathrm{n}}}^{x_{\mathrm{o}\mathrm{u}\mathrm{t}}}P\left(x_{\mathrm{1}}\right)\mathrm{l}\mathrm{n}{\left(x-x^{\text{'}}\right)}^{\mathrm{2}}\mathrm{d}{x}^{\text{'}}（9）

式中：h_{\mathrm{0}}为刚体中心膜厚；等号右边第2项为几何间隙；第3项为两表面的法向弹性变形之和。

润滑油膜的能量方程为：

c\rho u\frac{\partial T}{\partial x}+\frac{T}{\rho }\cdot \frac{\partial \rho }{\partial T}\left(u\frac{\partial P}{\partial x}\right)=k\frac{{\partial }^{\mathrm{2}}T}{\partial z^{\mathrm{2}}}+m{\left(\frac{\partial u}{\partial z}\right)}^{\mathrm{2}}（10）

式中：T为温度；c、k分别为润滑剂的比热、热传导系数。

界面上的温度边界条件为：

\left\{\begin{array}{c}T\left(x,\mathrm{0}\right)=\frac{k}{\sqrt[]{\mathrm{\pi }{\rho }_{\mathrm{b}}{c}_{\mathrm{b}}{k}_{\mathrm{b}}{u}_{\mathrm{b}}}}{\int }_{-\mathrm{\infty }}^x{\left.\frac{\partial T}{\partial z}\right|}_{x,\mathrm{0}}\frac{\mathrm{d}s}{\sqrt[]{x-s}}+T_{\mathrm{0}}\\ T\left(x,h\right)=\frac{k}{\sqrt[]{\mathrm{\pi }{\rho }_{\mathrm{p}}{c}_{\mathrm{p}}{k}_{\mathrm{p}}{u}_{\mathrm{p}}}}{\int }_{-\mathrm{\infty }}^x{\left.\frac{\partial T}{\partial z}\right|}_{x,h}\frac{\mathrm{d}s}{\sqrt[]{x-s}}+T_{\mathrm{0}}\end{array}\right.（11）

式中：c_b、c_p、ρ_b、ρ_p、k_b、k_p分别为套筒和销轴的比热、密度和热传导系数；T₀为环境温度。

润滑剂的黏温-黏压关系采用Roelands公式计算：

m=m_{\mathrm{0}}\mathrm{e}\mathrm{x}\mathrm{p}\left\{\left(\mathrm{l}\mathrm{n}{m}_{\mathrm{0}}+\mathrm{9.67}\right)\left[-\mathrm{1}+\right.\right.\left(\mathrm{1}+\right.

\left.\left.{\left.\mathrm{5.1}\times {\mathrm{10}}^{-\mathrm{9}}P\right)}^{Z_{\mathrm{V}}}{\left(\frac{T-\mathrm{138}}{T_{\mathrm{0}}-\mathrm{138}}\right)}^{-\mathrm{1.1}}\right]\right\}（12）

式中：m_{\mathrm{0}}为环境压力下的黏度；Z_{\mathrm{V}}=\alpha /\left[\mathrm{5.1}\times {\mathrm{10}}^{-\mathrm{9}}\left(\mathrm{l}\mathrm{n}{m}_{\mathrm{0}}+\mathrm{9.67}\right)\right]，\alpha为黏压系数。

基于流速分离法^［18］，求得流速u为：

u=\left(u_{\mathrm{p}}-u_{\mathrm{b}}\right)\frac{z}{h}+u_{\mathrm{b}}+\frac{n}{\mathrm{1}+n}{\left(\frac{\mathrm{1}}{m}\cdot \frac{\partial P}{\partial x}\right)}^{\mathrm{1}/n}\cdot

\left[{\left|z-\frac{h}{\mathrm{2}}\right|}^{\left(\mathrm{1}+n\right)/n}-{\left(\frac{h}{\mathrm{2}}\right)}^{\left(\mathrm{1}+n\right)/n}\right]（13）

密温-密压方程为：

\rho ={\rho }_{\mathrm{0}}\left[\mathrm{1}+\frac{\mathrm{0.6}\times {\mathrm{10}}^{-\mathrm{9}}P}{\mathrm{1}+\mathrm{1.7}\times {\mathrm{10}}^{-\mathrm{9}}P}-\mathrm{0.000}\mathrm{65}\left(T-T_{\mathrm{0}}\right)\right]（14）

式中：{\rho }_{\mathrm{0}}为常温、常压下的润滑剂密度。

载荷平衡方程为：

{\int }_{x_{\mathrm{i}\mathrm{n}}}^{x_{\mathrm{o}\mathrm{u}\mathrm{t}}}P\mathrm{d}x=F_{\mathrm{q}}（15）

销轴与套筒之间的摩擦力f为：

f=\frac{-\left(f_{\mathrm{b}}+f_{\mathrm{p}}\right)}{\mathrm{2}}（16）

式中：f_{\mathrm{b}}={\int }_{x_{in}}^{x_{out}}\tau \left|{}_{z=\mathrm{0}}\right.dx；f_{\mathrm{p}}={\int }_{x_{\mathrm{i}\mathrm{n}}}^{x_{\mathrm{o}\mathrm{u}\mathrm{t}}}\tau \left|{}_{z=h}\right.\mathrm{d}x。

摩擦因数为：

\mu =f/F_{\mathrm{q}}（17）

考虑粗糙度影响时，结合式（1）计算膜厚比λ，判断铰链副所处润滑状态，再结合Stribeck曲线分析摩擦因数变化情况。

2 数值计算结果及讨论

查阅国标《传动用短节距精密滚子链、套筒链、附件和链轮》^［20］，获取05B~24B各链号的几何参数。通过式（1）计算得到05B、06B、08B、10B、12B、16B、20B、24B各链号销轴-套筒铰链副当量曲率半径分别为54.52、109.22、200.00、260.60、330.04、689.7、1 043.46和2 147.68 mm。数值计算初始工况如下所示：F_q=1×10⁵ N；E^*=2.21×10¹¹ Pa；T₀=303 K；m₀=0.01 Pa·s；u₀=0.87 m/s；u_s=0.25；r=0.02 m。材料热物性参数如表1所示。

2.1　流变指数对摩擦特性的影响

润滑脂流变指数随温度升高趋近于1，且在一定温度范围内塑性黏度变化不大^［21］。鉴于此，在控制其他参数不变的前提下，将流变指数n依次设定为0.80、0.85、0.90、0.95及1.00，分析非牛顿特性对润滑性能的影响，结果如图3所示，其中，图3（a）~（c）以x的无量纲化形式X为横坐标。

靠近入口区及二次压力峰值区的油膜压力随n的增大而上升，中心与出口区油膜压力下降，二次压力峰值愈发显著且前移（见图3（b））；膜厚持续增大，颈缩区域同步前移（见图3（a））。各层温升分布规律一致，此处选取油膜中层温度分布图进行分析。当n=1.00时，温升最平缓，温升随n的逐渐增大而变缓（见图3（c））。在滑滚比、载荷等参数恒定下，摩擦因数随n的增大而线性下降（n=0.80时，μ=0.157；n=1.00时，μ=0.014（见图3（d）），显示剪切变稀特性减弱可减小摩擦。

2.2　当量曲率半径对摩擦特性的影响

在线载荷F_q、滑滚比u_s及流变指数n恒定时，分析不同链号（当量曲率半径r=54.52~2147.68 mm）的润滑特性，如图4所示。

随着r的增大，接触区压力下降，二次压力峰值逐渐消失，而所有链号的接触压力峰值几乎都处于相同位置（见图4（b））；油膜厚度单调递增，颈缩区域扩大（见图4（a）），利于流体润滑。r≤700 mm时，温升敏感，超过该阈值后温升分布趋于稳定（见图4（c））；摩擦因数随r的增大呈“快速下降-缓慢下降-稳定”三阶段特征（见图4（d）），r>1 000 mm时摩擦因数基本稳定在0.02左右，表明在线载荷、滑滚比及流变指数恒定下，大当量曲率半径有利于形成稳定低摩擦状态。

2.3　粗糙度对摩擦特性的影响

为量化分析实际工况中表面粗糙度对润滑特性的影响（见图5），引入粗糙度表征函数\overline{S}\left(X\right)=\overline{A}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}(\mathrm{2}\mathrm{\pi }X)，其中\overline{A}为无量纲粗糙度幅值。控制其余参数恒定不变，取\overline{A}分别为0.00、0.05、0.10、0.15。

观察图5（a）（b）发现，粗糙度导致油膜压力、油膜厚度曲线显著波动，幅值越大，波动越剧烈。进一步观察图5（c）发现，随着粗糙度幅值的增加，μ呈非线性增大，验证了膜厚比理论中粗糙度对润滑状态的影响规律。

综上所述，润滑脂流变指数与铰链副曲率半径增大促进流体润滑，粗糙度加剧边界润滑，3个独立变量通过影响油膜厚度、压力及温升共同决定摩擦特性，为参数优化提供依据。

3 试 验

3.1　试验设备和条件设置

采用链条铰链副摆动磨损试验机开展销轴-套筒铰链副摩擦学试验，设备由机座、试验力弹簧加载系统、摩擦力矩测量系统及摇摆机构等多个关键部分构成，如图6所示。试验时，外链节在摇摆机构驱动下往复摆动，使销轴与套筒产生滑动摩擦，内链节受约束仅纵向移动；摩擦力矩传感器和红外测温传感器分别采集摩擦力矩及销轴端部温度，通过MLB测控软件生成动态曲线。

工况参数设定如下：试验载荷为3.6 kN；摆动角度为19°；摆动频率为150 次/min；总试验时长为120 h；初始添加润滑脂FH-1且全程不再补充；温度保持室温21 ℃。实际试验时间会有一定偏差。测试样品为5种链条铰链副，其几何尺寸、材料属性及表面处理工艺详见表2。

3.2　摩擦因数演变规律与多因素对比分析

图7为典型工况下的摩擦因数-时间曲线。摩擦因数演变呈现3阶段特征。

（1）初始稳定阶段（0~20 h）：润滑脂充足，处于流体润滑状态，润滑膜几乎完全隔开摩擦表面，摩擦因数低且平稳。

（2）中间波动阶段（20~70 h）：润滑脂减少，进入混合润滑区，表面微凸体与润滑膜交替接触，摩擦因数在0.10~0.30间波动。

（3）后期上升阶段（70 h后）：润滑脂损耗，边界润滑主导，表面直接接触加剧，摩擦因数骤升至0.40以上并剧烈波动。

选取3组铰链副开展对比试验，探究材料、结构及几何参数对润滑性能的影响。

16A-1-00（DZ）和16B-1-00（DZ）二者材料、表面处理工艺相同，几何参数不同，16A-1-00（DZ）当量半径较16B-1-00（DZ）大28%，导致其线载荷大13.02%。将二者材料参数和润滑剂参数代入数学模型中，计算得室温下16A-1-00（DZ）、16B-1-00（DZ）摩擦因数分别为0.11、0.14（差值为0.03），与初始平稳阶段试验数据吻合（0.08、0.13，差值为0.05），验证了数学模型的可靠性。

由图8可见：在相同加载力和摆动频率下，16A-1-00（DZ）摩擦因数（0.05~0.15）始终低于16B-1-00（DZ）的摩擦因数（0.08~0.45），且波动幅度减小60%。尽管16A-1-00（DZ）线载荷更高，但曲率优化效应主导了润滑状态，使系统更稳定处于低摩擦流体润滑或混合润滑区。

16B（CP）-1-00（Solid）与16B-1-00（DZ）两组铰链副的几何参数和材料一致，仅销轴表面处理不同：16B（CP）-1-00（Solid）销轴采用硬铬电镀工艺（硬质镀铬层厚度达0.035 mm），16B-1-00（DZ）未进行任何表面强化处理。

由图9可见：在加载力和摆动频率恒定的条件下，初始阶段（0 h~30 h），两者摩擦因数均稳定在0.13左右；40 h后，未镀铬的16B-1-00（DZ）摩擦因数开始急剧攀升，说明此阶段其膜厚比剧烈波动，而镀铬的16B（CP）-1-00（Solid）因镀层支撑，剧烈磨损发生时间延迟约75%。但因16B（CP）-1-00（Solid）基体材料硬度略低于前者，其摩擦因数峰值较16B-1-00（DZ）后者高出约15%，表明镀铬处理可有效改善润滑性能，但需关注镀层与基体的硬度匹配性。

由表2可知：80HE-1-00和80HFL（CP）-1-00二者尺寸相同，套筒结构、销轴表面处理及材料不同。理论计算得到室温下，80HE-1-00、80HFL（CP）-1-00摩擦因数分别为0.080 0和0.080 2，仅相差0.4%，表明两组材料差异对润滑特性的影响可忽略不计。从结构性能角度剖析，无缝套筒设计在动态运行过程中能够维持更稳定的配合间隙，促使铰链副接触应力分布均匀化，进而有效提升润滑脂的剪切稳定性；销轴表面镀铬处理工艺则能显著延缓剧烈磨损阶段的到来。

由图10可见：在相同加载力、润滑脂及转动频率条件下，稳定磨损阶段内，80HFL（CP）-1-00的摩擦因数普遍维持在0.05~0.10，较80HE-1-00型（0.10~0.15）低约40%。当铰链副80HE-1-00在100 h后进入急剧磨损阶段时，80HFL（CP）-1-00的摩擦因数仍低于80HE-1-00。理论预测与实测数据的偏差源于现有模型未考虑镀铬层特殊物理特性及套筒结构对润滑脂分布的影响。经试验数据分析和对比，明确表面镀铬处理工艺对降低摩擦因数的优化效果，显著优于无缝套筒结构改进所带来的性能提升。

3.3　销轴表面形貌与磨损机制关联性

通过扫描电子显微镜（Scanning electron microscope，SEM）和粗糙度轮廓仪，对磨损后销轴表面进行多尺度分析，揭示不同结构与表面处理对磨损行为的影响。

对宏观磨损特征进行分析如下：80HE-1-00的接触区沿滑移方向有明显划痕，磨损均匀但深度大（见图11（a）），最大磨损率4.659%；80HFL（CP）-1-00的表面可见块状剥落与金属转移痕迹，剥落区域边缘存在镀层残留（见图11（b）），最大磨损率（2.177%）较80HE-1-00降低53%；16A-1-00（DZ）的磨损轻微，接触区两端呈均匀亮泽（见图11（c）），表面粗糙度变化仅0.0022mm，体现大曲率半径对接触应力的均匀化作用；16B-1-00（DZ）的深犁沟密集分布，局部锈迹与颗粒嵌入（见图11（d）），最大磨损率为0.702%，呈边界润滑下三体磨粒磨损特征；16B（CP）-1-00（Solid）的表面显著粗糙化，凹坑、剥落块及“烧结”痕迹，0.035 mm镀铬层部分磨穿（见图11（e）），最大磨损率为2.129%。

对微观磨损特征进行分析如下：

磨粒磨损（80HE-1-00、16B-1-00）：SEM见方向性犁沟及磨粒残留（见图12（a）（d）），由硬质颗粒或碎屑犁削表面引起，常见于润滑不足的边界状态。

黏着磨损（80HFL（CP）-1-00）：剥落坑与层状碎片表明金属直接接触黏着失效（见图12（b）），镀铬层与基体界面因应力集中脆性剥落。

疲劳磨损（16B（CP）-1-00）：不规则凹坑与片状剥落（见图12（e）），镀铬层磨损后基体承受交变载荷，加速疲劳裂纹扩展。

均匀磨损（16A-1-00）：表面平整缺陷少（见图12（c）），大当量曲率半径降低接触应力，润滑膜稳定。

4 结 论

（1）热弹流润滑模型表明，润滑脂流变指数和当量曲率半径增大可促进低摩擦流体润滑状态；而表面粗糙度增加会强化边界润滑效应，导致摩擦因数显著上升。

（2）磨损试验发现，摩擦因数随润滑脂损耗呈现3阶段特征：初始流体润滑、中间混合润滑、后期边界润滑，验证了膜厚比与Stribeck曲线对润滑状态转变的预测作用。

（3）当量曲率半径较大时，可通过降低接触应力、增厚油膜提升润滑稳定性；镀铬处理能延迟剧烈磨损发生时间约75%；套筒有/无缝对摩擦因数的影响受表面处理制约，镀铬优化效果优于结构改进；磨损机制受润滑状态影响。

（4）本文理论模型可指导润滑脂选型和几何参数优化，试验结论可为表面处理工艺提供工程参考。

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基金资助

山西省科技重大专项计划“揭榜挂帅”项目(202501100102004)