張立軍,徐 杰,孟德建,余卓平

(1.同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院,上海 201804； 2.同濟(jì)大學(xué)智能型新能源汽車協(xié)同創(chuàng)新中心,上海 201804)

前言

汽車制動(dòng)器摩擦顫振是一種在極低車速和較低制動(dòng)壓力下,由制動(dòng)器摩擦振動(dòng)激發(fā)的非線性振動(dòng)噪聲問(wèn)題[1-3]。近年來(lái),隨著全球范圍內(nèi)自動(dòng)變速汽車的加速普及,和城市交通擁堵情況日益加劇,制動(dòng)器摩擦顫振問(wèn)題日益突出,成為困擾工業(yè)界和學(xué)術(shù)界的前沿難題。

制動(dòng)顫振的發(fā)生機(jī)理復(fù)雜,影響因素眾多,大多數(shù)研究認(rèn)為制動(dòng)盤(pán)-摩擦塊間的黏滑自激振動(dòng)是引起制動(dòng)顫振的根本原因[4-5]。為了更深入地分析摩擦顫振的關(guān)鍵影響因素,獲得有效的控制措施,建立面向?qū)ο蟮闹苿?dòng)器摩擦顫振模型,進(jìn)行制動(dòng)顫振性能預(yù)測(cè)與改進(jìn)措施評(píng)價(jià),正在成為業(yè)界的研究熱點(diǎn)問(wèn)題。

目前,針對(duì)制動(dòng)顫振的仿真主要包括基于多體動(dòng)力學(xué)和有限元方法的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析。多體動(dòng)力學(xué)模型一般包含制動(dòng)器以及轉(zhuǎn)向節(jié)、下擺臂等懸架部件[6],部分模型還通過(guò)集總彈簧和質(zhì)量來(lái)模擬輪胎[7]。多體動(dòng)力學(xué)方法可再現(xiàn)最基本的黏滑振動(dòng)現(xiàn)象,但由于摩擦接觸關(guān)系過(guò)于簡(jiǎn)化,仿真結(jié)果與試驗(yàn)仍存在較大差異。摩擦學(xué)的最新研究[8-9]發(fā)現(xiàn)摩擦特性與載荷、接觸面積分布等因素密切相關(guān)。因此,有限元方法對(duì)于摩擦接觸特性的建模更加真實(shí)有效。例如,Brecht等[10]最早建立了2D盤(pán)塊接觸有限元模型,詳細(xì)分析了黏滑運(yùn)動(dòng)的發(fā)生過(guò)程,接觸壓力的分布以及極限環(huán)特征。Hoffmann等[11]同樣基于簡(jiǎn)化的2D摩擦片-剛體有限元模型,重點(diǎn)分析了黏滑運(yùn)動(dòng)發(fā)生時(shí)接觸面內(nèi)的局部振動(dòng)與變形特征,表明微觀運(yùn)動(dòng)對(duì)于宏觀的黏滑振動(dòng)存在重要影響。Uchiyama[12]等建立了制動(dòng)角總成有限元模型,分析了接觸壓力、摩擦因數(shù)特性、材料彈性模型對(duì)制動(dòng)顫振的影響,但文中對(duì)于部件的非線性振動(dòng)特征分析較少,與試驗(yàn)結(jié)果也只是進(jìn)行了定性對(duì)比。

在此背景下,本文中針對(duì)某實(shí)際制動(dòng)器,根據(jù)其結(jié)構(gòu)和工作原理對(duì)制動(dòng)器各部件之間的接觸連接關(guān)系進(jìn)行了準(zhǔn)確定義,建立了制動(dòng)角總成的摩擦顫振瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)有限元模型。其中,文中所指的制動(dòng)角由制動(dòng)器總成和轉(zhuǎn)向節(jié)兩部分組成。通過(guò)仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比,表明所建立的有限元模型具有良好的預(yù)測(cè)精度,為改進(jìn)措施的評(píng)價(jià)提供了重要基礎(chǔ)。

1 制動(dòng)器顫振有限元模型

1.1 制動(dòng)器瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)有限元模型

建模的主要假設(shè)條件包括:(1)各部件的材料分布均勻,除摩擦片外,其余部件各向同性；(2)部件的密度、彈性模量為常數(shù),不隨溫度變化；(3)忽略制動(dòng)盤(pán)與摩擦片的磨損,摩擦片處于未使用時(shí)的厚度；(4)不考慮接觸面表面形貌的影響,所有的接觸面均為硬接觸,切向摩擦特性與所采用的摩擦模型有關(guān)。

某通風(fēng)盤(pán)式制動(dòng)器有限元模型如圖1所示,包括制動(dòng)盤(pán)、摩擦片、制動(dòng)背板、制動(dòng)鉗、保持架、活塞、導(dǎo)向銷等10個(gè)部件。模型以六面體單元(C3D8R)為主,局部復(fù)雜結(jié)構(gòu)以五面體單元(C3D6R)進(jìn)行過(guò)渡,單元總數(shù)58 971,節(jié)點(diǎn)總數(shù)81 339。全局坐標(biāo)系的定義如下:制動(dòng)盤(pán)圓周方向?yàn)閄向,制動(dòng)盤(pán)徑向方向?yàn)閅方向,制動(dòng)盤(pán)軸向方向?yàn)閆向。為了避免出現(xiàn)尺寸很小的單元,以提高計(jì)算效率,對(duì)制動(dòng)鉗和保持架的復(fù)雜結(jié)構(gòu)進(jìn)行了適當(dāng)簡(jiǎn)化。

圖1 盤(pán)式制動(dòng)器有限元模型

1.2 各部件材料屬性定義

采用有限元自由模態(tài)分析與部件錘擊法模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比調(diào)整方法、確保前4階模態(tài)振型一致和模態(tài)頻率誤差小于5%的原則,確定各個(gè)部件的材料屬性,包括密度、彈性模量和泊松比,如表1所示。其中摩擦片的彈性模量在面內(nèi)和面外方向有所不同,具有各向異性。

表1 各部件材料屬性

1.3 各部件連接關(guān)系定義

制動(dòng)器摩擦顫振的頻率往往低于制動(dòng)器系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)各個(gè)結(jié)構(gòu)部件的最低模態(tài)頻率,部件自身的彈性變形較小,但各個(gè)部件之間的連接關(guān)系具有重要影響。結(jié)合實(shí)際制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)和工作原理,重點(diǎn)考慮了導(dǎo)向銷連接襯套、制動(dòng)背板與保持架之間彈簧片的作用,對(duì)各個(gè)部件間的接觸連接關(guān)系進(jìn)行更準(zhǔn)確的定義。表2列舉了各個(gè)部件之間的連接關(guān)系和各連接關(guān)系在有限元仿真軟件中建模設(shè)置的方法。各零件連接關(guān)系見(jiàn)圖2。其中,導(dǎo)向銷襯套的剛度參數(shù)獲取非常困難,現(xiàn)有研究中極少考慮,本文中采用有限元法近似求解其剛度特性(表3),硅橡膠的材料屬性參照文獻(xiàn)[13]。

表2 各部件連接關(guān)系

表3 導(dǎo)向銷襯套和彈簧片剛度參數(shù)

1.4 摩擦接觸特性

各個(gè)摩擦副間的法向力和切向摩擦力通過(guò)摩擦接觸模型來(lái)實(shí)現(xiàn)。ABAQUS提供了一種摩擦因數(shù)的數(shù)值大小隨相對(duì)速度的增大呈指數(shù)衰減的摩擦特性模型。當(dāng)相對(duì)速度較小,不考慮黏滯摩擦?xí)r,具有良好的仿真精度。本文中特別設(shè)計(jì)了制動(dòng)器低速拖動(dòng)試驗(yàn),測(cè)量發(fā)生顫振時(shí)盤(pán)塊間的動(dòng)態(tài)摩擦力[14],進(jìn)而近似計(jì)算出動(dòng)靜摩擦因數(shù)。根據(jù)軟件提供的公式(式(1))擬合得到圖3所示的摩擦特性曲線,其余摩擦副根據(jù)材料屬性和潤(rùn)滑條件,采用恒定的摩擦因數(shù),詳見(jiàn)表2。

式中:μs為靜摩擦因數(shù),μs＝0.3283；μd為動(dòng)摩擦因數(shù),μd＝0.2925；dc為衰減系數(shù),dc＝0.0813；為接觸點(diǎn)的相對(duì)速度。

圖2 各零件連接關(guān)系示意圖

圖3 指數(shù)衰減摩擦模型

1.5 邊界條件和載荷設(shè)置

制動(dòng)盤(pán)帽部與輪轂之間通過(guò)螺栓連接,只存在繞Z軸的旋轉(zhuǎn)自由度,因此將全部螺栓孔節(jié)點(diǎn)耦合到制動(dòng)盤(pán)中心的參考點(diǎn)(圖4(a)),并對(duì)參考點(diǎn)設(shè)置繞Z軸的速度邊界條件,如圖5所示。針對(duì)保持架與轉(zhuǎn)向節(jié)一體化結(jié)構(gòu),為了簡(jiǎn)化模型,縮短計(jì)算時(shí)間,僅截取實(shí)際起到保持架作用的部分,在斷面施加固定端約束,即限制全部6個(gè)自由度,如圖4(b)所示。

圖4 部件約束條件

圖5 制動(dòng)盤(pán)速度邊界條件

一般情況下,蠕動(dòng)顫振發(fā)生時(shí)的壓力水平大約為0.3～1MPa,仿真中在活塞底面和制動(dòng)鉗活塞腔端面分別施加大小為0.6MPa的均布?jí)毫?詳細(xì)的加載過(guò)程如圖6所示。

圖6 制動(dòng)壓力加載歷程

1.6 分析步設(shè)置

制動(dòng)顫振屬于典型的非線性瞬態(tài)沖擊問(wèn)題,存在復(fù)雜的接觸分析,適合采用顯示動(dòng)力學(xué)方法[15]。文中整個(gè)仿真過(guò)程分為兩個(gè)分析步。第一個(gè)分析步的時(shí)間很短,此分析步用以施加制動(dòng)時(shí)的實(shí)際制動(dòng)壓力,以提高模型的收斂性；第二個(gè)分析步對(duì)制動(dòng)盤(pán)進(jìn)行約束,并使制動(dòng)盤(pán)開(kāi)始轉(zhuǎn)動(dòng)。

2 仿真結(jié)果分析

2.1 黏滑振動(dòng)特征

下文將分別從盤(pán)塊相對(duì)速度、能量轉(zhuǎn)換關(guān)系特性和摩擦副之間的接觸狀態(tài)3個(gè)不同的角度著重分析黏滑振動(dòng)的基本特征。

2.1.1 盤(pán)塊相對(duì)速度

摩擦片黏滑振動(dòng)特性如圖7所示。由圖7(a)可以看出,制動(dòng)器表現(xiàn)出典型的黏滑振動(dòng)特征,盤(pán)塊間接觸狀態(tài)呈現(xiàn)周期性的黏著或滑動(dòng)狀態(tài)。從圖7(b)和圖7(c)可以看出,隨著轉(zhuǎn)速逐漸增大,處于黏著狀態(tài)的時(shí)間逐漸縮短,滑動(dòng)狀態(tài)的時(shí)間逐漸增加(摩擦片與制動(dòng)盤(pán)速度相近的時(shí)間段變短),1.7-1.8s內(nèi)摩擦片X向運(yùn)動(dòng)相圖(圖7(e))也符合黏滑運(yùn)動(dòng)的普遍規(guī)律。

2.1.2 能量轉(zhuǎn)換關(guān)系

圖8為發(fā)生黏滑振動(dòng)時(shí)各種能量的輸入、耗散和轉(zhuǎn)化關(guān)系,結(jié)合摩擦片X向速度可以判斷出黏滑狀態(tài)的切換時(shí)刻。由圖可見(jiàn):制動(dòng)盤(pán)勻加速轉(zhuǎn)動(dòng)的邊界條件相當(dāng)于對(duì)系統(tǒng)持續(xù)做功,提供了能量輸入；在黏著階段,摩擦力為內(nèi)力,不耗散能量,輸入能量大部分轉(zhuǎn)化成了彈性應(yīng)變能；在滑動(dòng)階段,彈性應(yīng)變能迅速通過(guò)摩擦作用耗散,黏性耗散作用相對(duì)較小。

2.1.3 摩擦副接觸狀態(tài)分析

摩擦接觸面上各節(jié)點(diǎn)根據(jù)傳遞的法向力和相對(duì)速度的不同,可能分別處于脫離、黏著或滑動(dòng)狀態(tài)。盤(pán)塊摩擦副從黏著到滑動(dòng)過(guò)程中接觸面內(nèi)節(jié)點(diǎn)的狀態(tài)變化過(guò)程如圖9所示。首先需要說(shuō)明的是由于仿真中無(wú)法考慮磨合過(guò)程,受到載荷轉(zhuǎn)移效應(yīng)的影響,接觸面內(nèi)會(huì)存在很大一部分節(jié)點(diǎn)處于脫離接觸狀態(tài)(黑色點(diǎn)型)。實(shí)際上經(jīng)過(guò)磨合過(guò)程,接觸狀態(tài)會(huì)更加均勻,接觸面積會(huì)更加大。

1.500 1s(圖9(a))時(shí),接觸面內(nèi)大部分節(jié)點(diǎn)處于黏著狀態(tài),但在接觸壓力較小的邊緣區(qū)域開(kāi)始出現(xiàn)局部滑動(dòng)；在下一時(shí)刻(圖9(b)),處于滑動(dòng)狀態(tài)的節(jié)點(diǎn)大量增加,但仍有很多節(jié)點(diǎn)處于黏著狀態(tài)；隨后(圖9(d)所示),幾乎全部節(jié)點(diǎn)處于滑動(dòng)狀態(tài),表明摩擦片產(chǎn)生了整體滑動(dòng)。因此,宏觀上摩擦副從黏著到滑動(dòng)的過(guò)程在微觀接觸面內(nèi)存在非常復(fù)雜的演化過(guò)程。首先出現(xiàn)局部滑動(dòng),之后再逐步擴(kuò)展到整個(gè)接觸面,同時(shí)伴隨有節(jié)點(diǎn)狀態(tài)的反復(fù)變化。

圖7 活塞側(cè)摩擦片黏滑振動(dòng)特性

2.2 盤(pán)塊摩擦副摩擦特性

摩擦片與制動(dòng)盤(pán)間法向力和切向摩擦力如圖10所示,施加后,盤(pán)塊摩擦副間的法向力基本穩(wěn)定。隨著制動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng),切向摩擦力逐漸增大,直至產(chǎn)生滑動(dòng),開(kāi)始出現(xiàn)黏滑振動(dòng)。圖10是發(fā)生黏滑振動(dòng)時(shí)切向摩擦力的動(dòng)態(tài)變化過(guò)程。結(jié)合圖11可以很容易地將每個(gè)周期劃分為黏著和滑動(dòng)兩個(gè)階段,從滑動(dòng)階段進(jìn)入黏著階段后摩擦力迅速增大,直到超過(guò)最大靜摩擦力再次發(fā)生滑動(dòng)。

如前所述,摩擦副的整體與局部摩擦特性之間存在一定的區(qū)別和聯(lián)系。單個(gè)節(jié)點(diǎn)的摩擦因數(shù)波動(dòng)范圍與仿真設(shè)置參數(shù)相同(圖12(b)),某些時(shí)刻會(huì)小于滑動(dòng)摩擦因數(shù),而摩擦副整體的等效摩擦因數(shù)較小(圖12(a)),最大摩擦因數(shù)約為0.31,比仿真設(shè)置的靜摩擦因數(shù)0.328 2小6%左右,與文獻(xiàn)[11]的結(jié)論相似。因?yàn)檎w的摩擦特性是對(duì)接觸面內(nèi)所有節(jié)點(diǎn)積分的結(jié)果,從2.1.3小節(jié)也可以看出各個(gè)節(jié)點(diǎn)的狀態(tài)在反復(fù)變化,不可能同時(shí)達(dá)到最大靜摩擦力,所以宏觀表現(xiàn)出的摩擦因數(shù)比仿真中設(shè)置的要小。從瞬態(tài)特征來(lái)看,單個(gè)節(jié)點(diǎn)的摩擦因數(shù)波動(dòng)沒(méi)有明顯的規(guī)律,而摩擦副整體呈現(xiàn)出典型的黏滑特征。

圖9 活塞側(cè)摩擦片接觸面節(jié)點(diǎn)狀態(tài)分布

2.3 制動(dòng)鉗振動(dòng)特性

圖13為制動(dòng)鉗活塞側(cè)端部某節(jié)點(diǎn)的位移、速度、加速度時(shí)間歷程和X向加速度的時(shí)頻圖。制動(dòng)鉗沿X向的位移幅值(圖13(a))最大,Y向次之,Z向的位移變化很小；隨著轉(zhuǎn)速增大,X向振動(dòng)速度幅值(圖13(b))不斷增大,其他方向基本不變；X向加速度幅值最大,其頻譜表現(xiàn)出明顯的倍頻特征,隨著轉(zhuǎn)速增大基頻趨近于91Hz,主要頻率成分集中在100-500Hz。

圖10 活塞側(cè)摩擦片與制動(dòng)盤(pán)間法向力和切向摩擦力

圖11 活塞側(cè)摩擦片切向摩擦力(0.8-0.9s)

2.4 黏滑振動(dòng)頻率與系統(tǒng)固有頻率關(guān)系

黏滑振動(dòng)表現(xiàn)為簡(jiǎn)諧振動(dòng)與張弛振動(dòng)的綜合,當(dāng)轉(zhuǎn)速較高時(shí)處于黏著狀態(tài)的時(shí)間很短,振動(dòng)形式越來(lái)越接近于簡(jiǎn)諧振動(dòng)。由此可見(jiàn)黏滑振動(dòng)的發(fā)生頻率與系統(tǒng)的固有頻率之間必然存在一定聯(lián)系。

基于瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真模型,增加線性攝動(dòng)分析步,提取系統(tǒng)的固有頻率。需要說(shuō)明的是,線性攝動(dòng)分析中摩擦接觸面內(nèi)所有節(jié)點(diǎn)只能同時(shí)處于黏著或滑動(dòng)狀態(tài),瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析的結(jié)果表明盤(pán)塊摩擦副大部分時(shí)間處于滑動(dòng)狀態(tài),其余摩擦副大多數(shù)時(shí)間處于黏著狀態(tài),據(jù)此可以確定線性分析的基準(zhǔn)狀態(tài)。

由仿真分析結(jié)果可以看出:結(jié)構(gòu)的第1階模態(tài)頻率為98.6Hz,表現(xiàn)為制動(dòng)鉗與摩擦片整體沿制動(dòng)盤(pán)切向的振動(dòng)。隨轉(zhuǎn)速增大,瞬態(tài)分析發(fā)現(xiàn)制動(dòng)鉗振動(dòng)頻率逐漸接近91Hz,瞬態(tài)振型也與第1階模態(tài)振型非常相似,證明黏滑振動(dòng)與系統(tǒng)的固有屬性密切相關(guān)。

圖12 摩擦副整體與單個(gè)節(jié)點(diǎn)摩擦因數(shù)

圖13 制動(dòng)鉗振動(dòng)特征

3 試驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)比

3.1 試驗(yàn)設(shè)置

(1)試驗(yàn)對(duì)象:1輛裝備自動(dòng)變速裝置的緊湊型轎車,制動(dòng)器配置為前通風(fēng)盤(pán)和后實(shí)心盤(pán)盤(pán)式制動(dòng)器。

(2)測(cè)點(diǎn)布置:在左前制動(dòng)器的制動(dòng)鉗活塞側(cè)端面布置1個(gè)3向加速度傳感器,分別測(cè)量沿制動(dòng)盤(pán)的周向、制動(dòng)盤(pán)徑向和制動(dòng)盤(pán)面法向的振動(dòng)加速度,并在左前輪制動(dòng)器液壓回路中放置油壓傳感器以檢測(cè)制動(dòng)壓力(圖14)；同時(shí),在駕駛員右耳側(cè)布置1個(gè)傳聲器以測(cè)量車內(nèi)噪聲；所有信號(hào)通道的采樣頻率為10 240Hz。

(3)試驗(yàn)工況:采用坡道空擋下坡工況,可以完全排除動(dòng)力總成和傳動(dòng)系統(tǒng)影響,僅由車輛沿坡道方向的重力分力驅(qū)動(dòng)起步,希望盡可能產(chǎn)生持續(xù)時(shí)間長(zhǎng)的穩(wěn)態(tài)信號(hào)。

圖14 制動(dòng)鉗三向振動(dòng)和油壓傳感器布置現(xiàn)場(chǎng)圖

3.2 仿真與試驗(yàn)制動(dòng)鉗振動(dòng)特性對(duì)比

本文中通過(guò)對(duì)比坡道空擋下坡工況制動(dòng)鉗測(cè)點(diǎn)與瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真中對(duì)應(yīng)位置節(jié)點(diǎn)的三向振動(dòng)加速度、速度、位移和X向加速度的頻域、相圖特征,驗(yàn)證瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真模型的正確性。為了便于對(duì)比,選取如圖15所示30-36s的穩(wěn)態(tài)顫振過(guò)程,此時(shí)對(duì)應(yīng)的制動(dòng)壓力為0.65MPa,考慮到活塞密封圈造成的啟動(dòng)壓力,實(shí)際制動(dòng)壓力與仿真設(shè)置的0.6MPa相近。

圖15 制動(dòng)鉗三向振動(dòng)加速度與制動(dòng)壓力

仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖16～圖19所示,制動(dòng)鉗的三向振動(dòng)加速度、速度、位移特征非常相似。制動(dòng)鉗X向運(yùn)動(dòng)相圖相近,表明仿真模型可再現(xiàn)試驗(yàn)中黏滑振動(dòng)的基本振動(dòng)模式。從頻譜特征來(lái)看,試驗(yàn)與仿真結(jié)果的基頻相近,倍頻成分幅值都逐漸減小,仿真結(jié)果以前4階為主,而試驗(yàn)結(jié)果前7階成分(600Hz以內(nèi))都比較明顯。

圖16 制動(dòng)鉗三向振動(dòng)加速度試驗(yàn)與仿真結(jié)果

圖18 制動(dòng)鉗三向位移試驗(yàn)與仿真結(jié)果

圖19 制動(dòng)鉗X向加速度頻譜試驗(yàn)與仿真結(jié)果

仿真存在的不足是仿真結(jié)果的振動(dòng)幅值比試驗(yàn)結(jié)果大3～4倍。下面根據(jù)制動(dòng)顫振的特點(diǎn)和仿真模型對(duì)于實(shí)際系統(tǒng)所進(jìn)行的簡(jiǎn)化,對(duì)可能的原因進(jìn)行分析。如2.4節(jié)所述,制動(dòng)顫振的發(fā)生頻率與系統(tǒng)的固有頻率接近。雖然自激振動(dòng)與強(qiáng)迫振動(dòng)的發(fā)生機(jī)理完全不同,但從振動(dòng)傳遞的角度看,其與共振又非常相似。當(dāng)發(fā)生共振時(shí),系統(tǒng)的振幅主要由阻尼決定,而仿真模型中沒(méi)有考慮阻尼的影響。

實(shí)際制動(dòng)系統(tǒng)的阻尼主要包含以下因素:(1)導(dǎo)向銷連接襯套阻尼,本文中只考慮了襯套的剛度特性,但對(duì)于橡膠材料,其必定存在較大的阻尼效應(yīng)；(2)消音片,盤(pán)塊摩擦副是發(fā)生黏滑振動(dòng)的直接部件,仿真中摩擦力的波動(dòng)幅值與試驗(yàn)測(cè)量結(jié)果相近,表明仿真模型對(duì)于激勵(lì)源的建模是準(zhǔn)確的,制動(dòng)背板(與摩擦片固聯(lián))與制動(dòng)鉗或活塞之間存在消音片,其彈性和阻尼效應(yīng)非常大,會(huì)使振動(dòng)傳遞特性顯著改變；(3)接觸阻尼,仿真中全部接觸面為硬接觸,沒(méi)有考慮接觸表面微觀形貌引起的接觸剛度和接觸阻尼。

4 結(jié)論

(1)基于有限元法的制動(dòng)角總成仿真模型可很好地再現(xiàn)典型的蠕動(dòng)顫振現(xiàn)象,仿真與試驗(yàn)結(jié)果的制動(dòng)鉗振動(dòng)特性非常相似。

(2)發(fā)生制動(dòng)顫振時(shí),盤(pán)塊間呈現(xiàn)典型的黏滑振動(dòng)特征,隨著轉(zhuǎn)速增大,處于黏著狀態(tài)的時(shí)間越來(lái)越短。

(3)在一個(gè)振動(dòng)周期內(nèi),黏著階段外界輸入能量主要轉(zhuǎn)化為系統(tǒng)彈性應(yīng)變能,摩擦力作為內(nèi)力不做功,滑動(dòng)階段彈性應(yīng)變能大部分通過(guò)摩擦力做功耗散。

(4)制動(dòng)顫振是由盤(pán)塊間的黏滑振動(dòng)引起的,但從微觀角度來(lái)看,摩擦接觸面內(nèi)各節(jié)點(diǎn)從黏著到滑動(dòng)狀態(tài)的轉(zhuǎn)化并不是同時(shí)發(fā)生的,而是首先在接觸壓力較低的區(qū)域產(chǎn)生局部滑動(dòng),最終擴(kuò)展到整個(gè)接觸面引起整體滑動(dòng)。這也可以解釋摩擦副整體的摩擦特性與接觸面內(nèi)單個(gè)節(jié)點(diǎn)的摩擦特性之間的差異。

(5)黏滑振動(dòng)的頻率與系統(tǒng)的固有頻率有密切聯(lián)系,且發(fā)生黏滑振動(dòng)的瞬態(tài)振型也與該階模態(tài)振型相似,因此從振動(dòng)控制的角度考慮,降低系統(tǒng)固有頻率處的傳遞率可以改善制動(dòng)顫振。