首先要将优化前后的GEZ101ES向心关节轴承样品的外圈切割成两片圆心角为170。的轴瓦，将轴承内囹固定于同摩擦磨损试验机连接的轴．采用南京航空航天大学研制的轴承摩擦磨损试验机(见图3)进行摩擦磨损试验．首先在频率0．12 Hz、摆角±30。、MoS 锂基脂润滑、不同正压力条件下测定摩擦系数．先将正压力加载到150 kN，测定相应的摩擦系数，再依次按正压力250 kN、357 kN、500 kN、607 kN加载，测定相应的摩擦系数．共测定19组不同正压力条件下的摩擦系数，取不同正压力条件下摩擦系数的平均值作为关节轴承设计、计算及使用的依据．由于摩擦磨损试验机摆动过程中的摩擦力同摆动角有关，故从摩擦学角度而言，摆动时只要能通过最大摩擦力位置，则一定能够通过其它位置．鉴于此，我们测量得到最大摩擦力，并将其换算成摩擦系数，即得到最大摩擦系数．
其次，我们用优化前后的GEZ101ES关节轴承试件进行磨损对比试验，试验条件为：正压力607 kN，摆动频率0．12 Hz，摆角±30。，在轴承的内外圈接触点附近摆动．规定以温升≥150℃、内圈或者外圈的磨损量≥150 m或套圈烧伤等3种情况之一作为判定磨损失效的依据．在全部试验过程中未发现套圈烧伤现象，经连续12 h磨损试验后试件温升不超过40℃ ，故以磨损量150 m作为试验终止的判定依据．用数显温度仪监测轴承的温度，采用千分表，在磨损试验过程中每隔4～6 h测量轴承外圈的厚度，用千分尺测量轴承内圈球径，磨损厚度等于初始厚度减去磨损试验后测定的厚度．
采用扫描电子显微镜(SEM)观察GEZ101ES关节轴承外圈磨损表面形貌，结果与分析摩擦学学报 摩擦系数优化前后的GEZ101ES关节轴承在MoS 锂基脂润滑、不同正压力的摩擦系数示于图4．可 看出，0¨u lIna LJ-k图4 GEl01ES正压力与摩擦系数的关系曲线Fig 4 Relationship between frictior,coeKicient and normal load for GEl0IES GEZ101ES关节辅承在优化前后的摩擦系数变化不大．在定期润滑条件下，当正压力处于150～607 kN范围内时．相应的摩擦系数为0．089~0．067，摩擦系数随正压力增加而有所减小，符合正常的摩攘离损规律．
磨损性能图5示出了优化前后GEZ1 01ES关节轴承磨损Fig 5 Wear depth of spherical bearing： s．sliding dista rwe圈5 关节辅承的磨损曲线深度随磨损行程变化的关系曲线．可见．当承载力为607 kN，外圈磨损量为1 50 m时，轴承两片外圈的磨损量相近．未优化的关节轴承磨损行程为1 3 847 1TI，而优化后的关节轴承膳损行程为15 760 m．与此同时，在适当的润滑条件下，连续磨损过程中轴承温升变化不大，一般连续运行12 h温升不过30，C(室温为笫24卷5～1 ℃)．测得相应的摩擦系数约为0．070，说明该娄轴承的摩擦系数较稳定2．3 磨损表面形貌图6示出了轴承外圈磨损表面形貌SEM照片．F 6 SEM images 0f wDrn su rface of GEZ101ES(500× 】图5 GEZ101ES磨损表面形貌SEM腑片(×500)可见其表面存在点蚀坑．据此可 推测．在摆动条仆下，关节轴承的损伤主要源于表面疲劳磨损．
结论相应的有限元分析最大能磺误差为7．5 ，说明所选择的同格精度满足要求．结果可靠．b． 优化后的关节轴承所受的应力同忧化前的相比减小29．2 ．c． 关节袖承在优化前后的摩擦系数无显菩变化，但优化后的磨损寿命比优化前的显著提高．相应的计算及试验结果相一致．