唐 鵬，黃朝慧

(重慶工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院，重慶 401120)

離合器作為發(fā)動機(jī)和變速器之間的動力開關(guān)，可實(shí)現(xiàn)發(fā)動機(jī)與變速器的暫時分離和接合，從而切斷或傳遞發(fā)動機(jī)向變速器輸入的動力[1]。如今，隨著我國車輛保有量持續(xù)增多，離合器在接合過程中產(chǎn)生的低頻滑摩噪聲問題日益嚴(yán)重，大大影響了車輛品牌價值和乘客舒適體驗，已成為國內(nèi)外科學(xué)界和工業(yè)界長期關(guān)注的熱點(diǎn)問題[2]。

目前，國內(nèi)外研究者對離合器滑摩振動噪聲問題已開展大量研究，包括動力學(xué)建模、數(shù)值計算與分析以及臺架試驗?zāi)M等。Crowther 等[3]對離合器接合過程中產(chǎn)生的粘-滑現(xiàn)象進(jìn)行研究，發(fā)現(xiàn)當(dāng)摩擦系數(shù)與主、從動盤的相對滑移速度呈現(xiàn)負(fù)梯度關(guān)系時，離合器出現(xiàn)摩擦振動現(xiàn)象。上官文斌等[4]建立了用于分析離合器接合過程中汽車傳動系統(tǒng)動態(tài)特性的4自由度模型，得到了離合器主、從動盤的角速度變化情況，并發(fā)現(xiàn)適當(dāng)增大從動盤的扭轉(zhuǎn)剛度或適當(dāng)減小波形片的軸向剛度，可以很好地改善汽車起步抖動。Wu 等[5]建立起反映離合器摩擦系數(shù)與接觸壓力、溫度和相對滑移速度的關(guān)系的模型，研究了雙離合器在接合過程中的最優(yōu)控制策略。馬彪等[6]發(fā)現(xiàn)當(dāng)離合器接合速度超過臨界速度后，系統(tǒng)進(jìn)入熱彈性不穩(wěn)定狀態(tài)，溫度場和接觸壓力的擾動隨時間呈指數(shù)增長。

以上研究對認(rèn)識離合器滑摩振動噪聲意義重大，但是，離合器的傳動是一個復(fù)雜的摩擦過程，采用低階自由度模型無法反映出真實(shí)的接合過程，且無法模擬出真實(shí)的接觸狀態(tài)。目前，龔雨兵等[7]發(fā)現(xiàn)摩擦片表面凸起會明顯增大離合器滑摩噪聲的發(fā)生趨勢，且表面凸起高度增加，離合器的滑摩噪聲趨于具有低頻特性。這表明，離合器的接觸狀態(tài)是影響滑摩振動噪聲的關(guān)鍵，進(jìn)行合理的表面處理是實(shí)現(xiàn)離合器減振降噪的有效手段。

隨著仿生學(xué)和摩擦學(xué)的貫穿與發(fā)展，仿生設(shè)計被廣泛應(yīng)用在機(jī)械工程、電子信息和精密儀器等領(lǐng)域[8-10]。許多生物憑借最精妙的紋理形態(tài)、最精巧的復(fù)合結(jié)構(gòu)、最經(jīng)濟(jì)的多相材料等多個因素相互協(xié)同作用，展現(xiàn)出了優(yōu)異的止裂、抗疲勞特性，并以最低的物質(zhì)和能量消耗獲得了最大的抗疲勞時效。目前，仿生耦合設(shè)計在汽車制動系統(tǒng)的表面設(shè)計中得到關(guān)注，并體現(xiàn)出有效的減摩降噪效果[11-13]，但是仿生耦合設(shè)計的思想在離合器摩擦副表面上的應(yīng)用卻鮮有報道。因此，借鑒仿生耦合思想在汽車制動領(lǐng)域的應(yīng)用案例，對離合器摩擦副表面進(jìn)行仿生設(shè)計，具有很好的創(chuàng)新性與可操作性。

基于以上分析，本研究針對某車型離合器摩擦系統(tǒng)進(jìn)行研究。首先建立該離合器摩擦系統(tǒng)的全尺寸有限元模型，基于復(fù)特征值分析法對離合器摩擦系統(tǒng)的振動特性進(jìn)行分析，對可能出現(xiàn)的低頻滑摩振動噪聲進(jìn)行探討。進(jìn)一步地，在摩擦片表面設(shè)計出圓坑、直溝、波浪形溝槽等仿生圖案，結(jié)合復(fù)特征值分析和顯式動態(tài)分析對離合器摩擦系統(tǒng)進(jìn)行振動噪聲研究，并與光滑摩擦片系統(tǒng)進(jìn)行對比，從而驗證非光滑仿生表面摩擦片對離合器穩(wěn)定性的影響，并揭示其作用機(jī)理。本研究可為可改善離合器滑摩振動噪聲的摩擦片表面仿生設(shè)計提供理論依據(jù)和新的思路。

1 離合器摩擦系統(tǒng)和仿生耦合表面摩擦片

1.1 離合器模型

在三維軟件Solid Works 中建立起離合器摩擦系統(tǒng)三維模型，并導(dǎo)入ABAQUS 中劃分網(wǎng)格，得到離合器摩擦系統(tǒng)有限元模型如圖1（a）所示。該模型主要由曲軸、飛輪（含摩擦面）、摩擦片和變速箱軸等部件組成。由于部件結(jié)構(gòu)均為規(guī)則結(jié)構(gòu)，因此通過定義全局網(wǎng)格種子數(shù)目，采用Sweep(掃掠)方式直接對模型劃分網(wǎng)格，模型各部件的材料參數(shù)和網(wǎng)格特征列于表1。

表1 離合器有限元模型中各部件材料參數(shù)

有限元模型的邊界條件如圖1（b）所示：定義飛輪盤軸線上一點(diǎn)為參考點(diǎn)Rp1，設(shè)置Rp1與飛輪盤中軸為動力耦合約束，約束Rp1在其余方向上的自由度，僅保留該點(diǎn)繞Z的轉(zhuǎn)動自由度，對該點(diǎn)施加轉(zhuǎn)動速度0.1 rad/s。在變速箱軸和摩擦片之間建立綁定（Tie）約束，在軸端表面施加的法向載荷為定值1 MPa。保留軸端表面在Y和URy兩個方向的自由度，使飛輪可以通過摩擦力帶動從動盤子系統(tǒng)共同運(yùn)動。定義主動盤和摩擦片之間的接觸方式為面-面(surf-to-surf)接觸和有限滑移(Finite sliding)，忽略界面摩擦熱效應(yīng)的影響。

圖1 離合器有限元模型和載荷邊界條件

1.2 仿生耦合表面的摩擦片設(shè)計

生物在進(jìn)化過程中，為了更好地適應(yīng)生存環(huán)境，一些生物表面逐漸表現(xiàn)出特定的形態(tài)，使其具有一定的耐磨功能[11,14]。通過對貝殼、穿山甲鱗片以及蜣螂等生物體表的觀察發(fā)現(xiàn)，這些生物表面由不同形態(tài)的耐磨結(jié)構(gòu)單元按照一定的分布規(guī)律構(gòu)成，包括點(diǎn)狀（如蜣螂頭部表面）、條紋狀（如穿山甲鱗片表面）和復(fù)合形態(tài)（如貝殼表面，包括點(diǎn)狀、條紋狀、網(wǎng)格狀和螺旋狀等多種形態(tài)）等[14]。生物體表上這些優(yōu)良的幾何形態(tài)可為仿生耦合設(shè)計提供很好的參照依據(jù)，將這幾類表面結(jié)構(gòu)單元的投影形狀抽象優(yōu)化成具有代表性的點(diǎn)狀、條紋狀和波浪狀的簡單模型，設(shè)計出不同形態(tài)的仿生耦合摩擦片，如圖2所示。

圖2 不同形態(tài)的仿生耦合摩擦片試樣示意圖

調(diào)研蜣螂、穿山甲鱗片以及貝殼表面上的耐磨結(jié)構(gòu)單元的尺寸，如表2 所示。可見不同結(jié)構(gòu)的尺寸從幾十微米到幾毫米不等，分布方式包括均勻分布和隨機(jī)分布。為保證摩擦片表面具有足夠的接觸面積，同時保持不同仿生摩擦片的接觸面積均相同，本研究中設(shè)置圓坑直徑為5 mm，直溝寬度為3 mm，波浪溝槽寬度為3.2 mm，圓坑與溝槽的深度均為2 mm。

表2 不同生物表面上的耐磨結(jié)構(gòu)單元的尺寸

2 離合器摩擦系統(tǒng)振動特性分析

2.1 復(fù)特征值分析算法

復(fù)特征值分析目前已被廣泛應(yīng)用在摩擦系統(tǒng)的振動噪聲行為預(yù)測分析中[15]。利用復(fù)特征值分析法，可以對離合器接合過程中可能出現(xiàn)的振動頻率和模態(tài)進(jìn)行預(yù)測。首先求解系統(tǒng)動力學(xué)方程式（1）：

在式（1）中，[M]為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣，[C]為系統(tǒng)阻尼矩陣，系統(tǒng)的剛度矩陣[K]由于摩擦力的存在呈現(xiàn)不對稱性。系統(tǒng)響應(yīng)x(t)可表示為：

由上式可以知，當(dāng)特征值實(shí)部σi＞0時，系統(tǒng)的振動幅值隨時間逐漸增大，即系統(tǒng)產(chǎn)生自激振動，此時復(fù)特征值所對應(yīng)的虛部值ωi即為系統(tǒng)產(chǎn)生摩擦振動的頻率。利用特征值實(shí)部和虛部構(gòu)造新的參數(shù)：負(fù)阻尼比，其表達(dá)形式為：

由于摩擦振動具有多頻成分，因此本研究中采用振動傾向性系數(shù)（TOI）作為離合器摩擦振動傾向和強(qiáng)度的評價指標(biāo)[16]，其計算方法為：

式中：TOI 為振動傾向性系數(shù)，當(dāng)它的值越大時，摩擦系統(tǒng)產(chǎn)生振動與噪聲的趨勢和強(qiáng)度也越大。因此系統(tǒng)的TOI成為摩擦系統(tǒng)在多頻振動狀態(tài)下的穩(wěn)定性強(qiáng)弱的主要判斷依據(jù)。

2.2 復(fù)特征值分析結(jié)果

首先計算在光滑摩擦片狀態(tài)下離合器摩擦系統(tǒng)的振動特性。圖3（a）所示為系統(tǒng)的復(fù)特征值實(shí)部隨摩擦系數(shù)逐漸增大時的變化曲線?？梢钥闯霎?dāng)摩擦系數(shù)值較?。ㄐ∮?.2）時，系統(tǒng)各階特征值實(shí)部均為0，因此離合器系統(tǒng)處于穩(wěn)定狀態(tài)。當(dāng)摩擦系數(shù)增大到0.2 時，此時系統(tǒng)的第5 階和第6 階、第8 階和第9階、第11 階和第12 階模態(tài)發(fā)生耦合，上述相鄰階次的特征值實(shí)部在0 軸附近呈現(xiàn)對稱分布，互為相反數(shù)。當(dāng)摩擦系數(shù)進(jìn)一步增大至0.25 時，此時系統(tǒng)的第2 階、第3 階次模態(tài)也發(fā)生耦合，對應(yīng)的特征值實(shí)部也呈現(xiàn)對稱分布。隨著摩擦系數(shù)進(jìn)一步增大，系統(tǒng)出現(xiàn)的復(fù)特征值實(shí)部也逐漸增大，系統(tǒng)振動傾向進(jìn)一步加強(qiáng)。

圖3（b）所示為系統(tǒng)的復(fù)特征值虛部隨摩擦系數(shù)變化的情況?？梢姰?dāng)摩擦系數(shù)增大至0.2時，由于系統(tǒng)的第5 階和第6 階、第8 階和第9 階、第11 階和第12階模態(tài)發(fā)生耦合現(xiàn)象，因此上述相鄰模態(tài)逐漸形成特定的振動頻率。當(dāng)摩擦系數(shù)等于0.2時，離合器系統(tǒng)可能出現(xiàn)頻率為447.9 Hz、770.2 Hz和924.1 Hz的摩擦振動。當(dāng)摩擦系數(shù)進(jìn)一步增大至0.25 時，離合器系統(tǒng)出現(xiàn)了新的耦合模態(tài)，產(chǎn)生了頻率為222.2 Hz的摩擦振動。綜合以上分析可知，離合器系統(tǒng)的摩擦振動具有多頻振動特性，是多種頻率振動響應(yīng)的疊加，且隨著摩擦系數(shù)增大，離合器系統(tǒng)摩擦振動強(qiáng)度逐漸增強(qiáng)，產(chǎn)生振動頻率的數(shù)量逐漸增多。

圖3 離合器摩擦系統(tǒng)特征值實(shí)部與虛部分布特性

2.3 振動模態(tài)分析

圖4所示為離合器摩擦系統(tǒng)在接合過程中可能出現(xiàn)的振動模態(tài)?？梢婋x合器系統(tǒng)的前兩階振動模態(tài)主要表現(xiàn)為摩擦片和主動盤的面外（Out-ofplane）運(yùn)動，第3 階、第4 階不穩(wěn)定模態(tài)則主要表現(xiàn)為摩擦片子系統(tǒng)的面外運(yùn)動，且摩擦片邊緣側(cè)的變形量明顯大于摩擦片內(nèi)部區(qū)域。該分析結(jié)果表明，摩擦片作為參與離合器接合運(yùn)動的重要部件，在其接合振動過程中對系統(tǒng)的摩擦振動具有重要影響。因此可以預(yù)測，通過合理的表面修飾手段改變摩擦片的結(jié)構(gòu)，將會對系統(tǒng)的摩擦振動特性產(chǎn)生重要影響。

圖4 離合器摩擦系統(tǒng)不同頻率對應(yīng)的振動模態(tài)

3 仿生設(shè)計摩擦片對離合器摩擦振動影響-頻域分析

3.1 摩擦片模態(tài)對比分析

首先對不同摩擦片在0～1 000 Hz 頻率范圍內(nèi)的自由模態(tài)進(jìn)行計算和對比分析，結(jié)果見圖5。

圖5 不同摩擦片自然頻率分布特性

可以看出，由于摩擦片具有對稱特性，因此其自然頻率呈現(xiàn)出雙模態(tài)（Double mode）的特性，相鄰兩階自然頻率非常接近。對比不同摩擦片的頻率值可見，光滑摩擦片和圓坑摩擦片的自然頻率非常接近，僅在800 Hz 以上的階次產(chǎn)生輕微的差別。相比之下，直溝摩擦片和波浪摩擦片的自然頻率顯著下降。此外，在該頻率范圍內(nèi)，直溝摩擦片具有的模態(tài)數(shù)量多于其它類型的摩擦片。這表明，特定的摩擦片表面修飾能夠改變摩擦片結(jié)構(gòu)，同時改變其自然頻率值以及頻率分布特性。

3.2 復(fù)特征值結(jié)果對比分析

圖6 所示為不同摩擦片表面修飾狀態(tài)下，離合器系統(tǒng)的等效阻尼比ξi分布情況。可見在摩擦片表面加工出仿生結(jié)構(gòu)后，離合器系統(tǒng)可能出現(xiàn)的摩擦振動頻率并沒有發(fā)生明顯的變化，均為4 組振動頻率。但是在仿生摩擦片狀態(tài)下，系統(tǒng)的阻尼比分布特性發(fā)生了明顯的改變，其阻尼比值（絕對值）均明顯小于光滑摩擦片的狀態(tài)，因此系統(tǒng)的振動傾向明顯減弱。此外可以看出，對于帶有圓坑摩擦片和直溝摩擦片兩種離合器系統(tǒng)，其振動阻尼比值差異不大，相比之下，擁有波浪形摩擦片的離合器系統(tǒng)的振動阻尼比值最小，尤其在450 Hz 和900 Hz 附近處，阻尼比值減小明顯。綜合以上可知，仿生摩擦片能夠有效地降低離合器系統(tǒng)的振動傾向，尤其是在摩擦片表面加工出波浪狀溝槽，其在改善離合器系統(tǒng)摩擦振動方面的效果最為顯著。

圖6 不同摩擦片表面修飾狀態(tài)下離合器系統(tǒng)等效阻尼比分布特性

3.3 振動傾向系數(shù)對比分析

圖7 所示為當(dāng)摩擦系數(shù)逐漸增大時，表面修飾不同的摩擦片對應(yīng)的離合器系統(tǒng)的TOI值?？梢婋S著摩擦系數(shù)逐漸增大，不同系統(tǒng)的TOI 值均呈現(xiàn)增大趨勢，這說明摩擦系數(shù)的增大能夠增強(qiáng)系統(tǒng)的振動傾向和增大強(qiáng)度。對于仿生摩擦片而言，其對應(yīng)的離合器系統(tǒng)的TOI值相比于光滑摩擦片的狀態(tài)明顯減小，這進(jìn)一步說明了仿生摩擦片能夠降低系統(tǒng)的振動強(qiáng)度，提高系統(tǒng)穩(wěn)定性。此外，當(dāng)在摩擦片表面加工出波浪型溝槽時，離合器所對應(yīng)的TOI 值在所有離合器系統(tǒng)中最小。以上結(jié)果進(jìn)一步證明了帶有波浪型溝槽的摩擦片在改善系統(tǒng)離合器系統(tǒng)的摩擦振動方面效果最為顯著。

圖7 不同摩擦片表面修飾狀態(tài)下離合器系統(tǒng)的振動傾向TOI

4 仿生設(shè)計摩擦片對離合器摩擦振動影響的時域分析

4.1 顯式動態(tài)分析算法

ABAQUS 內(nèi)嵌顯式動力學(xué)分析法是一種非線性分析計算方法[10]。該算法是一種典型的時域分析算法，充分考慮摩擦接觸過程中非線性因素（材料非線性、結(jié)構(gòu)非線性和摩擦非線性等）的影響。首先基于牛頓第二定律，建立系統(tǒng)的受力方程，即：

式中：[M]為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣，{Iout}和{Iin}分別為系統(tǒng)受到的外、內(nèi)載荷。對式（5）采用中心差分法進(jìn)行積分求解，從而可得系統(tǒng)的振動速度x?和振動位移x，即：

在ABAQUS 中可以設(shè)置常見的Coulomb 摩擦模型。本研究中設(shè)置不同離合器摩擦系統(tǒng)的界面摩擦系數(shù)均為0.4。

4.2 振動信號時域分析

圖8所示為在不同摩擦片表面修飾狀態(tài)下不同離合器系統(tǒng)的振動加速度信號。可以看出，在摩擦片表面光滑狀態(tài)下，離合器摩擦系統(tǒng)在其接合過程中的振動加速度信號產(chǎn)生了明顯的波動，其振動幅值在接觸初期呈現(xiàn)指數(shù)型增大，具有典型的摩擦自激振動特征。當(dāng)接合時間持續(xù)到0.06 秒時，振動信號的波動現(xiàn)象消失，離合器的接合過程結(jié)束，此后摩擦片隨著主動輪一起運(yùn)動。

圖8 離合器摩擦系統(tǒng)振動加速度信號分析

相比之下，對摩擦片表面進(jìn)行仿生耦合處理后，離合器摩擦系統(tǒng)的振動強(qiáng)度明顯下降，無論是圓坑、直溝或波浪型摩擦片，其對應(yīng)的離合器系統(tǒng)切向和法向的振動加速度均小于光滑摩擦片所對應(yīng)的離合器系統(tǒng)。此外，對于圓坑或者直溝槽型摩擦片，其對應(yīng)摩擦系統(tǒng)的振動信號呈現(xiàn)出明顯的間歇性振動的特征，這是由于摩擦過程中界面接觸狀態(tài)的不穩(wěn)定所造成的，局部接觸區(qū)域可能存在接觸與分離的狀態(tài)。對于波浪型摩擦片而言，其振動信號幅值下降顯著，在所有仿生式摩擦片中展現(xiàn)出最佳的減振效果，同時其所表現(xiàn)出的間歇性振動特征減弱，即離合器在接合過程中表現(xiàn)為微弱的低幅振動，離合器系統(tǒng)的穩(wěn)定性得到顯著改善。

4.3 界面力信號時域分析

進(jìn)一步對離合器接觸表面切向力信號進(jìn)行分析，結(jié)果見圖9?？梢钥闯觯须x合器摩擦系統(tǒng)的切向力信號均呈現(xiàn)明顯的波動。對于光滑摩擦片而言，在離合器接合過程中切向力出現(xiàn)了持續(xù)明顯的高幅值振蕩。相比之下，當(dāng)對摩擦片進(jìn)行仿生表面處理后，切向力的波動幅值明顯下降。尤其是波浪型摩擦片，其切向力信號的波動幅值下降顯著，這與離合器系統(tǒng)表現(xiàn)出的振動特征相一致，即當(dāng)對摩擦片表面進(jìn)行仿生式處理后，其振動強(qiáng)度明顯下降，尤其是在摩擦片表面加工出波浪狀形式后，系統(tǒng)的穩(wěn)定性得到進(jìn)一步地改善。

圖9 離合器摩擦系統(tǒng)觀測點(diǎn)切向力分析

4.4 接觸狀態(tài)分析

為了說明仿生摩擦片改善離合器摩擦系統(tǒng)的作用機(jī)理，且鑒于離合器摩擦振動的產(chǎn)生源于接觸界面的不穩(wěn)定振動，故本部分對不同離合器系統(tǒng)摩擦片的接觸應(yīng)力進(jìn)行分析，結(jié)果如表3 所示?？梢姰?dāng)對摩擦片表面進(jìn)行仿生處理后，摩擦片表面應(yīng)力分布情況發(fā)生改變，界面應(yīng)力分布區(qū)域明顯增大，且表面應(yīng)力幅值有了一定程度下降。這表明，對摩擦片進(jìn)行表面處理改善了應(yīng)力集中現(xiàn)象，使得應(yīng)力分布更加均勻，削弱了能量堆積現(xiàn)象，從而改善了離合器系統(tǒng)的穩(wěn)定性。此外，可以看出，在摩擦片表面加工出波浪型溝槽后，摩擦界面應(yīng)力幅值最小，應(yīng)力梯度較為均勻，因此其所對應(yīng)的離合器摩擦系統(tǒng)的穩(wěn)定性最好，出現(xiàn)的振動傾向也最弱。以上分析結(jié)果與圖7所示的TOI分析結(jié)果相一致。

表3 不同摩擦片的表面應(yīng)力分布特性

5 仿生設(shè)計摩擦片磨損對離合器摩擦振動影響分析

上述研究表明在摩擦片表面加工出波浪狀溝槽能夠有效降低振動強(qiáng)度。但是，考慮到摩擦片在工作過程中必然要發(fā)生磨損，而磨損后的溝槽深度將要減小，因此本部分模擬在不同磨損狀態(tài)下不同深度的溝槽和摩擦振動之間的關(guān)系。圖10 所示為不同溝槽深度下離合器系統(tǒng)的等效阻尼比ξi分布情況?？梢姡跍喜凵疃葹? mm和2 mm時，系統(tǒng)負(fù)阻尼比值差異較小，僅阻尼比所對應(yīng)的頻率數(shù)值有輕微的區(qū)別。但是隨著摩擦片磨損加劇，溝槽深度逐漸減少，系統(tǒng)負(fù)阻尼比值（絕對值）逐漸增大，振動傾向逐漸加強(qiáng)。因此，在對摩擦片表面進(jìn)行仿生溝槽設(shè)計時，還需要對其耐磨性進(jìn)行考慮，可以采用合適的涂層結(jié)構(gòu)增大耐磨性，提高溝槽的有效壽命，從而提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

圖10 不同溝槽深度下離合器系統(tǒng)負(fù)阻尼比

6 結(jié)語

基于仿生耦合思想，設(shè)計出3 種表面具有仿生特征的非光滑摩擦片，即：圓坑摩擦片、直溝摩擦片和波浪型摩擦片，利用有限元軟件ABAQUS從頻域和時域兩方面對3種非光滑仿生表面摩擦片進(jìn)行摩擦振動性能分析，并與具有光滑摩擦片的離合器摩擦系統(tǒng)進(jìn)行對比。主要結(jié)論如下：

（1）復(fù)特征值分析結(jié)果表明，離合器系統(tǒng)的摩擦振動具有多頻振動特性，是多種頻率振動響應(yīng)的疊加。隨著摩擦系數(shù)增大，離合器系統(tǒng)摩擦振動強(qiáng)度逐漸增強(qiáng)，產(chǎn)生振動的頻率逐漸增多。

（2）摩擦片的表面經(jīng)過仿生處理后，其結(jié)構(gòu)發(fā)生改變，因此摩擦片模態(tài)頻率發(fā)生變化，尤其是直溝摩擦片和波浪摩擦片自然頻率顯著下降。

（3）TOI值分析結(jié)果表明，仿生摩擦片能夠有效地降低離合器系統(tǒng)的振動傾向，尤其是在摩擦片表面加工出波浪狀溝槽后，其對于改善離合器系統(tǒng)摩擦振動方面的效果最為顯著。

（4）顯式動態(tài)分析結(jié)果表明，對摩擦片表面進(jìn)行仿生耦合處理后，離合器摩擦系統(tǒng)的振動強(qiáng)度明顯下降。尤其是對于波浪型摩擦片，其對應(yīng)離合器的振動信號幅值下降顯著，在所有仿生式摩擦片中展現(xiàn)出最佳的減振效果

（5）對摩擦片表面進(jìn)行仿生設(shè)計與處理改善了摩擦界面應(yīng)力集中現(xiàn)象，使得應(yīng)力分布更加均勻，從而削弱了界面能量堆積現(xiàn)象。尤其是在摩擦片表面加工出波浪形狀后，摩擦界面應(yīng)力幅值最小，因此其所對應(yīng)的系統(tǒng)的穩(wěn)定性最好。

（6）隨著摩擦片磨損加劇，溝槽深度逐漸減少，系統(tǒng)振動傾向逐漸加強(qiáng)。因此，在對摩擦片表面進(jìn)行仿生設(shè)計時，還需要考慮其耐磨性，提高溝槽的有效壽命，從而提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

雖然本研究僅對干式離合器摩擦片進(jìn)行研究，但是該設(shè)計手段對濕式離合器摩擦片也有一定的參考意義。當(dāng)將基于仿生設(shè)計的摩擦片用于濕式離合器系統(tǒng)時，表面溝槽有利于潤滑油從摩擦片表面流過，使摩擦片表面得到更好的冷卻和潤滑，同時流動的潤滑油還可以帶走摩擦表面上磨損產(chǎn)生的碎屑、微粒，避免磨屑堆積，從而降低振動強(qiáng)度。此外，當(dāng)主、從片開始接合時，溝槽的存在有利于摩擦片表面上的潤滑油快速匯集到溝槽中然后流走，實(shí)現(xiàn)快速接合，避免磨合過程中的顫振現(xiàn)象。因此，可以推測對濕式離合器摩擦片進(jìn)行仿生設(shè)計后，依然還有效果。后續(xù)將對該問題進(jìn)行更加深入的試驗與理論研究。