注塑机肘杆机构销轴旋转副的磨损诸因素的绿色化技术准则的研究及创新(二)
科学的注塑机肘杆机构销轴旋转副的磨损的力学因素的绿色化技术准则是实现绿色化磨损寿命属性的主要因素。销轴旋转副的磨损的力学因素的技术准则主要包括接触力学、摩擦力学、剪切力学、润滑力学、热力学、材料力学等,围绕上述五方面及磨损实例,找出磨损的主要力学因素,确定提绿色化技术准则。
销轴旋转副的磨损的力学因素的研究特征。磨损指接触表面的磨损,力学技术准则中力学因数研究的是构件表面的力学因素与磨损之间的关联性能,这也是与其它类型的力学因数研究不同的特征。磨损的型式不同,作用的力学因数也不同。
4.1 销轴旋转副的磨损与动态配合间隙因素的分析及绿色化力学技术准则
销轴旋转副正常运行的首要的力学性能因素是销轴和轴套的两者之间必须在保证形成油膜最小安全厚度前提下的合理的动态配合间隙。动态配合间隙过小,难以形成稳定的润滑油膜,销轴旋转副初始运行已进入非正常咬合状态。
销轴旋转副的动态配合间隙由多方面的因素决定。销轴旋转副的配合设计中,普遍存在的缺陷是注重销轴和轴套的独立的静态配合的间隙,而忽略销轴和轴套在整个系统中及运行的动态配合间隙。
4.1.1 最小动态配合间隙的技术准则
作者根据统计,动态配合间隙为正态分布,推荐下式作为选取销轴旋转副的最小动态配合间隙:
(1)
式中:
hmin: 油膜最小厚度安全值,油膜厚度取决于速度、负荷、润滑剂粘度以及压力与粘度之间的关系等工作条件,根据道森和希金森的线接触等温全膜弹流最小油膜厚度计算公式理论,可具体计算,但很复杂,线接触的最小油膜厚度,工程设计可取1μm;
ζ:修正系数,影响间隙的未知影响难以量化,取ζ=1.1;
Δ1:连杆孔(图1的D孔与B孔)距公差,μm;
Δ2:模板单排支架的直线度公差,μm;
Δ3:模板上下两排支架的平行度公差,μm;
Δ4:模板上下两排支架的共面度公差,μm;
Δ5:销轴直线度公差,μm;
Δ6:销轴表面粗糙度,μm;
Δ7:轴套表面粗糙度,μm;
Δ8:装配后轴套内孔收缩值。
Δ9:温升引起的轴套内孔减小值,μm;
钢的线膨胀系数:
温升,一般取400C;
d: 销轴直径。
式(1)表明,销轴旋转副的动态配合间隙主要取决于机床的形位的加工精度。
4.1.2 动态配合间隙δ许用准则
销轴旋转副的动态配合间隙必须大于式(1)所得的最小的动态配合间隙,上公差的配合间隙按最小的动态配合间隙的1.2倍选取,动态配合间隙δ许用准则:
(2)
4.2 销轴旋转副的接触磨损与接触力学性能因素的分析及绿色化力学技术准则
接触磨损的特点是接触区在交变脉动循环接触应力的反复作用下,产生小片金属剥落,形成麻点和凹坑类的磨损,表层产生裂纹并以200~400角度向深层扩展。根据此磨损的型式处理力学技术准则中的力学参数。
4.2.1销轴旋转副的接触力学模型
由节3的销轴旋转副的力学运动特性分析,销轴旋转副在锁紧位置点的接触应力最大,这一位置点建立接触力学模型,力学模型可简化为同轴圆柱与轴套相互接触挤压并产生弹性变形的接触力学模型,图3为销轴旋转副锁紧点的接触力学模型。接触应力呈三向应力状态,图3的Z轴O点的接触应力最大。
图3 销轴旋转副锁紧点的接触力学模型
销轴旋转副锁紧点的接触力学模型假设:
1)注塑机肘杆机构的前、后连杆的三个销轴旋转副(图1的A、B、C)的公称直径相同,并视作摩擦圆半径相同;
2)销轴和轴套的轴线平行;
3)接触区的应力不超过弹性极限;沿接触面的压力分布与接触面轴线垂直,并为均布。
4.2.2 注塑机肘杆机构销轴旋转副的接触应力技术准则
销轴旋转副在锁紧状态下,两者相当于圆柱与轴套的挤压,根据格·盖尔茨弹性理论[2],最大接触应力:
(3)
(4)
式中:
销轴公称直径,cm;
弹性模量,合金钢弹性模量为2.1×104kN/cm2;
肘杆机构锁紧状态下,σ为轴套与销轴两者配合的均值,cm;
泊松比,合金结构钢的泊松比为0.30;
Q:单个轴套长度所受的法向力,kN。由图1,Q=P·COS(α+γ),本文研究的是肘杆机构处于图1的A-D-B锁紧位置,α=0,达到额定锁模力Pm,法向力Q达到最大;
L:单个轴套轴向受力长度。
销轴旋转副的最大接触应力发生在锁紧状态下接触区的中心(图2“O”点)。
4.2.3 构件表面接触磨损的技术准则
1)构件表面接触疲劳极限计算准则
(5)
式(5)中:
σ-1P:构件表面接触疲劳极限;
βσ:表面质量系数;
根据丁氏的估算公式:
(6)
构件表面强化处理后,改变了表面的力学技术参数。磨损研究的是构件表面的力学技术参数,因此式(6)中的力学技术参数以构件表面强化处理后的力学技术参数代入。从磨损性能分析,材料达到屈服极限,接触表面即达到磨损极限,即判断为磨损失效,式(6)的强度极限改为屈服极限,以体现出磨损的力学技术参数特点,所以式(6)的σb用σS代入,σr的含义为表面强化处理后的交变接触屈服疲劳极限。故式(6)改为:
(7)
σS:表面强化处理后的材料屈服极限,σS=0.6σb;
f:材料屈服疲劳极限比:
(8)
σ-1:循环次数106下的未考虑表面强化的疲劳极限;
Κσ:表面强化系数;
κ:应力比:
(9)
n:材料常数,合金结构钢光轴,合金结构钢缺口轴。
2) 接触磨损的判断技术准则
(10)
4.3 销轴旋转副的挤压磨损与挤压力学性能因素的分析及绿色化力学技术准则
挤压磨损的力学因数不同于接触磨损的力学因数,不是疲劳强度破坏,而是静强度破坏。从微观角度分析, 销轴旋转副的表面都是凹凸不平的,当相对运动时,在法向负荷产生的挤压应力作用下,当构件的静强度极限小于挤压应力,表面硬度高的一方的凸起的微粒对表面硬度低的一方产生弹性挤压,并崁入对方,形成凹坑,成为运转后的划痕磨损的源头。没有挤压磨损,也就没有划痕磨损。根据上述挤压磨损的分析,挤压磨损力学因数的技术准则中的力学参数为静强度力学参数,不作交变应力的脉动循环疲劳极限方式处理。
4.3.1 挤压接触半宽计算准则
由图3,根据文献[1]的挤压接触半宽计算公式:
(11)
(12)
4.3.2 挤压应力计算准则
由图3,挤压应力:
(13)
4.3.3构件表面挤压磨损的技术准则
挤压磨损直接与挤压表面的硬度相关,表面硬度取决于表面强化处理。从磨损角度,挤压强度极限达到屈服极限,微粒进入挤压磨损接状态。
1)构件表面挤压强度极限计算准则
构件表面的微粒大小与粗糙度有关,微粒硬度与热处理的硬度相关。
(14)
式(14)中:
σj: 构件表面挤压强度极限。
2) 挤压磨损的判断技术准则
(15)
4.4 销轴旋转副的剪切划痕磨损与摩擦力学性能因素的分析及绿色化力学技术准则
销轴旋转副的剪切磨损是指旋转运动时摩擦力矩克服由法向力产生的运转力矩,拖拽接触面间挤压产生的微粒等磨损源,较坚硬的微凸体相当于犁刀,对较软表面划痕,并产生磨粒。磨粒运行导致摩擦副表面温度升高,金属表层发生软化甚至熔化、焊合,如得不到及时处理,导致卡死。
销轴旋转副的剪切划痕磨损为挤压磨损之后的二次磨损,所以磨损力学因数的技术准则中的力学参数同样为静强度力学参数,不作交变应力的脉动循环疲劳极限方式处理。
4.4.1销轴旋转副的摩擦力学的模型
由节1分析,注塑机肘杆机构销轴旋转副在启模点受到的法向力最大,接触面在启模运行瞬间的摩擦且应力最大。启模位置点作为摩擦力学的研究对象,建立摩擦力学的模型。图1的A、D、B三个支点所受的法向力Q相同。图4为销轴旋转副的摩擦力学的模型。
图4 销轴旋转副的摩擦力学的模型
启模点的法向力Q的力学特性[1]。肘杆机构锁模过程中,合模部件在液压动力驱动下,从临界角开始,整个合模部件产生弹性变形,锁模结束,达到额定锁模力,储存锁模过程中产生的全部弹性变形能。启模瞬间,合模部件自然释放储存的弹性变形能,推动肘杆机构,销轴旋转副的产生反作用的摩擦力矩抵抗弹性变形恢复力矩。可知,弹性变形能释放产生的弹性变形力即是销轴旋转副启模承受的不小于锁模力的法向力Q,但此法向力可视与锁模力等值。假设:
1)销轴旋转副运行不考虑粘着力、粗糙度的因素;
2)销轴旋转副在移模过程中的法向力远小于锁模产生的法向力,故可忽略不计;
3)销轴旋转副在锁紧状态下为静摩擦接触。
4.4.2 注塑机肘杆机构销轴旋转副的摩擦切应力的计算准则
由图4,反作用力FR不通过销轴中心,与摩擦圆相切,且与负荷Q(弹性变形恢复力)相等方向相反:
(16)
摩擦剪切力矩:
弹性变形恢复力矩:
因:
式中:
摩擦圆半径,cm;
反作用力,kN。
摩擦剪切力:
(17)
υ:静摩擦系数,υ=0.10;
ρ:摩擦剪切角,
静摩擦系数、摩擦剪切角等参数代入式(17),摩擦剪切力式(14)表示为:
(18)
弹性回复反作用力矩(摩擦力矩)对销轴产生的运行最大摩擦切应力:
(19)
式中:
Wd:销轴抗扭截面模量。
4.4.3构件表面剪切磨损的技术准则
1)构件表面剪切强度
(20)
式中:
τb:扭转强度,τb:=0.8σb:
2)剪切磨损的判断技术准则
销轴旋转副的运行最大摩擦切应力小于销轴表面摩擦剪切强度,说明能运行;如,接触面之间焊合磨损,即摩擦系数达到无穷大,由式(17),此时摩擦剪切力也达到无穷大,由式(19),摩擦切应力同样达到无穷大,大于构件的表面剪切强度,即销轴旋转副卡死。
剪切磨损的判断技术准则:
(21)
4.5 销轴旋转副的磨损与润滑力学性能因素的分析及绿色化力学技术准则
销轴旋转副的接触面间由于润滑性能差,不能形成最小的润滑安全的油膜厚度,两者之间在摩擦力矩作用下摩擦发热,并且热量得不到及时排出和散发,发生粘着型的咬合磨损。
销轴旋转副在轻载工况下,油膜切应力为润滑寿命周期的主要因数。油膜切应力:
(22)
:润滑油动力粘度,0.08 Pa·s;
v:销轴旋转副的相对旋转速度,m/s。移模的轻载工况,相对旋转速度不到0.01m/s。
Δ1:油膜厚度,m。油膜最小厚度安全值1×10-6m。
把以上参数代入是(22),油膜切应力约为0.0008MPa。销轴旋转副在油膜最小厚度安全值1×10-6m的状态下,切应力不形成对销轴表面的磨损因素,事实也证明了这一点:销轴轻载表面几乎没有磨损的痕迹。如果销轴旋转副的特点配合间隙过小,不能形成油膜最小厚度的安全值,即Δ1→0,由式(22),τ→∞,表明销轴旋转副在无润滑油膜的状态下不能运行。
4.6 销轴旋转副的磨损实例的磨损力学因素的分析及绿色化力学技术准则的验证
本节以作者提出的上述磨损诸因素的绿色化力学技术准则分析销轴旋转副失效实例,论证销轴旋转副的磨损诸因素与力学性能的因素之间关联,提出各类力学因数的在技术准则中的权重性及磨损力学技术准则的研究重点。
例1:锁模力Pm=1280kN,销轴公称直径R=2.5cm,轴套L=4cm,γ=40,单个轴套的法向力Q=210kN,单个轴套轴向受力长度L=4.3cm,轴套与销轴配合间隙均值δ=0.005cm,销轴和轴套弹性模量E=2.1×104kN/cm2,泊松比μ=0.3。销轴材料40Cr,THB230,40Cr,σ-1=428MPa,表面淬火硬度HRC52。轴套材料20Cr,表面渗碳淬火硬度HRC58。销轴两端固定,轴套对于销轴作来回摆动旋转。销轴经过约二年运行,相对旋转区的锁紧接触位置产生磨损,磨损区域呈月牙形,接触应力最大点的磨损深度达到0.08cm,磨损表面粘着毛刺状,伴有点蚀状,磨损与未磨损之间的交界区呈划痕的圆形沟槽。轴套内径约增大0.02mm磨损量,内表面无划痕及点蚀的磨损现象。销轴未相对的旋转部分及相对旋转的未磨损区域的表面完好无损。图5为磨损的销轴简图。
图5 磨损的销轴简图
4.6.1 接触磨损的力学因数
1)磨损与接触应力因数
例1中,销轴材料40Cr,THB230,表面硬度HRC46,HRC46相当于σb=1530MPa,屈服极限为强度极限的0.6倍,即σS=1530×0.6=918MPa。轴套材料20Cr,表面硬度HRC50,HRC50相当于1745MPa,σS=1745×0.6=1047MPa。销轴表面屈服强度低,以销轴作为磨损的研究对象,进行分析。
由式(4),接触应力:
(1)接触磨损与表面强化处理
销轴表面强化硬度低于轴套内表面的硬度,作为接触磨损的研究对象。
销轴表面一般采用氮化,强化系数为1.4,由式(8),销轴表面材料疲劳极限比;
根据假设交变应力脉动循环条件,σPmin=0,由式(9),应力比;
销轴结构钢光轴材料常数,由式(7),销轴表面材料屈服接触疲劳极限:
例1中,销轴直径5cm,尺寸系数=0.70;粗糙度0.4μm,磨削表面质量系数=1.00。销轴表面疲劳强度低为磨损件,销轴的许用接触强度疲劳极限,由式(5):
上述分析说明,销轴旋转副的接触表面的强化处理后,表面力学性能得到较大幅度提高,在表面质量在不被破坏的情况下,接触应力不是销轴旋转副磨损的力学因数。
(2)接触磨损与表层未强化处理
如例1的销轴表层不做强化处理,仅做调质,技术参数:屈服极限σS=428,强度极限σb
=800MPa。材料屈服疲劳极限比f=428/800=0.535。上述力学参数代入式(7),材料屈服接触疲劳极限σr=546MPa,由式(5)构件表面接触强度疲劳极限σ-1P=382MPa,大于式(4)的接触应力120MPa的3.18倍,仍在安全运行范围内。说明,构件表面形位公差未被破坏,表面的强化处理不是接触磨损的力学因素。
(3)接触磨损与磨损间隙
例1中,销轴旋转副的磨损的深度0.08cm,说明接触表面的强化处理的力学性能完全被破坏,构件的力学技术参数即为材料调质后的技术参数[同4.6.1(2)]。屈服极限σS=428,强度极限σb=800MPa。间隙0.08cm情况下,由式(4),接触应力σPmax=475MPa,大于许用接触强度疲劳极限382MPa,接触应力由磨损的非力学因数转化为磨损的力学因数,销轴磨损的表面显露出接触磨损的特征,事实也证明了这一磨损的情况。说明磨损间隙是接触磨损的力学因素。
(4)接触磨损与配合间隙
配合间隙指构件表面的形位公差、力学性能未受到破坏。式(4)表明,接触应力与配合间隙不成线性比例的凹弧式关系。如例1的配合间隙为标准的3倍即0.015cm,由式(4),最大接触应力207MPa,为许用接触强度疲劳极限448MPa的46%,仍在安全运行范围内。说明配合间隙不是接触磨损的力学因素。
(5)接触磨损的结论
本节分析说明,在表面质量完好情况下,接触应力不是磨损的力学因数。表面强化的质量被破坏,接触应力成为磨损的力学因数。上面同时也说明,表面强化处理对磨损因素是不可缺少的,而且必须达到一定的力学性能,特别是表面强化处理的深度,深度大有利于排除接触应力对磨损的影响。
2) 挤压磨损的力学因数
由式(12),摩擦接触半宽:
由式(13)及上述计算结果,法向力产生的挤压应力:
(1)挤压磨损与表面强化处理
由式(14),构件表面挤压强度极限:
上述计算表明,两构件表面的挤压强度小于法向力产生的挤压应力,销轴表面的挤压强度更为低一些,说明销轴表面为磨损的薄弱环节。法向力产生的挤压应力为销轴表面的挤压强度约1.5倍,轴套表面的微粒有足够的应力击破销轴表面,成为销轴表面划痕磨损的力学因数,说明运行开始,摩擦切应力因数引起接触面磨损。说明挤压应力是挤压磨损的力学因素。
(2)挤压磨损与表层未强化处理
如例1的构件表层不做强化处理,法向力产生的挤压应力没有变化;轴套屈服极限400MPa,由式(13),销轴表面挤压强度极限为280MPa。法向力产生的挤压应力为销轴表面的挤压强度约3.3倍,提高了接触磨损速率。
(3)挤压磨损与磨损间隙
例1中,销轴旋转副的磨损的深度0.08cm,构件的力学技术参数即为材料调质后的技术参数[同4.6.1(2)],许用挤压强度极限同4.6.1(2)。由式(10)、(11),法向力产生的挤压应力达到3764MPa,达到销轴表面许用挤压强度极限280MPa的13.44倍,销轴磨损速率提高。说明磨损间隙是挤压磨损的力学因素。
(4)挤压磨损与配合间隙
如例1的配合间隙为0.015cm,由式(10)、(11),法向力产生的挤压应力1629MPa,达到销轴表面许用挤压强度极限630MPa的2.6倍。说明配合间隙是挤压磨损的力学因素。
(5)挤压磨损的结论
降低挤压应力,达到降低挤压力学因数对磨损的影响。由式(13),降低挤压应力可采取以下技术措施:增大销轴截面积或接触长度(L);由式(13),采用较小弹性模量的轴套材料,可增加接触宽度b,达到降低接触应力;提高表面强化处理硬度,以提高构件表面许用挤压强度极限。
3) 摩擦切应力的力学因数
由式(18),摩擦力:
由式(19),销轴接触处表面最大摩擦切应力:
由式(20),销轴表面摩擦剪切强度:
上面分析分析表明,构件表面质量不破坏情况下,摩擦切应力小于许用摩擦剪切强度,能正常运行。同时也说明,一旦产生挤压磨损,由于构件表面剪切强度比影响销轴旋转副运行,挤压磨损的微粒在摩擦扭矩的作用下,成为划痕磨损。因此,划痕磨损的根源是挤压磨损,剪切运行仅是将挤压磨损扩大化,所以,剪切磨损是挤压磨损的型式上的延续。
4)配合间隙的力学因数
本例肘杆机构采用加工中心加工,轴套采用冷装配。各类形位公差如下:
Δ1=20μm;Δ2=20μm;Δ3=20μm;Δ4=20μm;Δ5=20μm;Δ6=0.4μm;Δ7=0.4μm;Δ8=20μm;
由式(1),根据形位公差,要保证销轴旋转副在移模运行中的油膜最小安全厚度,由3.1取Δ1=1μm;最小配合间隙为:
间隙与公差配合。销轴旋转副的公差配合为H8/f7,配合间隙为0.025mm~0.089mm,中间配合间隙为0.057mm。据统计,配合间隙0.050mm占95%以上,大于最小配合间隙0.046mm,在移模的轻载工况下,95%以上的销轴旋转副运行中能形成稳定的润滑油膜,约1%的销轴旋转副的配合间隙小于最小配合间隙,运行中难以形成稳定的润滑油膜。有的加工的形位公差超出设计要求,最小配合间隙大于实际配合间隙,不能形成稳定的润滑油膜,在凸起处,就会发生摩擦副直接接触,造成干摩擦。本文例1,并不是每台设备的每一处的销轴旋转副都产生磨损失效,就是一个例证。例1中,为保证实际配合间隙大于最小配合间隙,销轴旋转副的公差配合选用H8/e7,配合间隙为0.050mm~0.114mm,提高运行的可靠度。
间隙与机床加工精度。如肘杆机构采用普通机床加工,各类形位公差为0.04mm,由式(1),最小配合间隙为0.100mm,超出0.089mm的最大配合间隙,根据式(2)的配合间隙的选用准则,设计的销轴旋转副的最小配合间隙必须大于0.100mm, 同时小于0.120mm。
上述分析表明,说明形位公差的加工精度是实现销轴旋转副运行及力学性能因素功能发挥的关键。
4.7 销轴旋转副的磨损的绿色化力学技术准则的主要力学因素
上述销轴旋转副的磨损力学的理论及实际的研究分析表明:销轴旋转副的力学因数的磨损经历了挤压磨损-剪切划痕磨损 –咬合粘着磨损的 3个阶段。表面磨损,导致间隙的扩大,间隙的变化直接影响到力学参数的性质及磨损类型及性质的变化。
销轴旋转副的磨损力学技术准则的首要是挤压强度因素,挤压强度因数的首要是构件表面热处理硬度因数。对此关键的磨损力学技术准则,未见有资料介绍。缺乏研究,硬度确定没有理论依据,随意性、盲目性很大,不能预测明知磨损但不知磨损的主要原因在何处。
4.7.1构件表面热处理硬度参数设计技术准则及实例
根据销轴旋转副的接触应力,确定与之匹配的构件表面强化处理的硬度。本小节结合实例加以说明。
例2,法向力Q=450kN,L=6cm,销轴直径d=7cm,配合间隙δ=0.005cm。
1)挤压半宽。式(13)挤压应力表达式说明,三个技术参数中,Q、L为已知的参数,接触半宽b为未知参数,可通过式(12)求出:
由式(12),挤压半宽b:
2)挤压应力
由式(13),挤压应力:
式(14),尺寸系数βσ=0.7,粗糙度质量系数βσ=1,销轴表面屈服极限:
销轴材料表面强度极限:
根据销轴材料表面强度极限1983MPa,表面强化处理的硬度HRC54,强度极限为2030MPa。轴套表面硬度比销轴表面硬度高4HRC,即为HRC58,强度极限为2435MPa。根据上述数据分析,销轴热处理为HRC54~59,轴套热处理为HRC58~63。
4.7.2销轴旋转副的磨损因数的挤压强度力学因素修正技术准则
例1的磨损分析说明,挤压强度极限是销轴磨损的主要力学因素。销轴旋转副的磨损首选从挤压强度极限是否匹配挤压应力的关联因数上分析,进行挤压强度的力学因数的修正。
绿色化技术为理念的力学因数修正技术准则:
1)修正构件的尺寸参数,降低挤压应力以满足挤压强度极限。式(12)、(13)表明,增加R能达到有效增加b,达到降低挤压应力;挤压半宽b的增加滞后于L、E的增加,调节L、E对降低挤压应力不明显。
例1中,销轴半径如增加到3cm,即比原来的2.5cm增加20%,由式(9),b=0.3168, 由式(11),挤压应力为771MPa,下降约20%。
例1表明,可通过两个技术措施降低挤压力学因素对挤压磨损的影响度:
例1中,轴套如改用QAL9-4铝青铜,E=2.1×104kN/cm2,μ=0.49,其余技术参数不变,由式(9),b=0.293cm,由式(11),挤压应力为833MPa,下降约10%。
2) 修正表面强化硬度参数,提高构件表面的挤压强度极限.
例1中,销轴表面的强化处理的硬度由HRC46提高到HRC56,σb由1530MPa提高到2210MPa;轴套表面的强化处理的硬度由HRC50提高到HRC58,σb由1745MPa提高到2435MPa,
其余技术参数不变,由式(14),销轴表面挤压强度极限由733MPa提高到为928MPa,大于挤压应力925MPa,消除了挤压磨损的力学因素。
上面可看出,提高表面强化处理硬度不增加钢材的消耗,属于资源节约型的绿色化磨损技术。同时也说明了表面强化处理硬度的设计与磨损的力学因素两者之间直接关联,提供了表面强化处理硬度设计的磨损理论依据及技术准则。
4.9 结构钢构件配对摩擦副的磨损力学性能因素的磨损机理探讨
上述实例的销轴磨损的力学性能因素的分析表明:销轴旋转副的力学因数的磨损经历了磨合-磨粒磨损 -粘着磨损的 3个阶段。表面磨损的力学因数是挤压应力,内层磨损的力学因数是挤压和接触两者的复合应力。表面的局部磨损,导致间隙的扩大,间隙的变化直接影响到力学参数的性质及磨损类型的变化。