劉啟昂, 莫繼良*, 項(xiàng)載毓, 陳 偉, 張棋翔, 周仲榮

(1.西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 四川 成都 610031;2.廣西大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 廣西 南寧 530004)

摩擦學(xué)是研究相對(duì)運(yùn)動(dòng)物體表面間摩擦、磨損、潤(rùn)滑以及三者間相互關(guān)系的理論與應(yīng)用的一門學(xué)科[1].兩個(gè)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的物體表面存在著復(fù)雜的相互作用和耦合關(guān)系，涉及摩擦磨損、振動(dòng)與噪聲、摩擦熱及疲勞裂紋等諸多摩擦學(xué)行為.這些摩擦學(xué)行為所導(dǎo)致的材料損失、機(jī)械零部件失效和能量耗散等問(wèn)題對(duì)機(jī)械加工精度和設(shè)備使用壽命等有嚴(yán)重影響而一直備受關(guān)注.因此，摩擦學(xué)行為的研究對(duì)深入了解摩擦磨損機(jī)理，評(píng)估影響因素，保證機(jī)械設(shè)備長(zhǎng)期可靠工作具有重要的指導(dǎo)意義.

由于界面摩擦學(xué)行為復(fù)雜多變，是摩擦系統(tǒng)結(jié)構(gòu)、服役工況和摩擦副材料等共同作用的結(jié)果，通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試的方法可以很好地將各種服役工況下的界面摩擦學(xué)行為進(jìn)行再現(xiàn)，獲取摩擦試驗(yàn)過(guò)程中摩擦系數(shù)、磨損特征、振動(dòng)和噪聲等信息，進(jìn)而探究不同影響因素對(duì)摩擦學(xué)行為的影響，具有較高的可信度和較強(qiáng)的借鑒意義.因此，國(guó)內(nèi)外許多研究人員從試驗(yàn)角度出發(fā)，在不同摩擦磨損試驗(yàn)裝置上開展了相關(guān)研究.王安宇等[2]在多功能摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)上探究了溝槽與固體潤(rùn)滑劑MoS2協(xié)同作用對(duì)摩擦振動(dòng)及噪聲特性的影響.孫瑞雪等[3]在沖滑復(fù)合摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)上研究了不同結(jié)構(gòu)剛度下H13鋼的沖滑復(fù)合磨損特性和機(jī)理.袁新璐等[4]在多功能微動(dòng)磨損試驗(yàn)機(jī)上研究了位移幅值對(duì)銅鎂合金微動(dòng)磨損行為的影響.史雪飛等[5]在微-滑動(dòng)載流摩擦試驗(yàn)機(jī)上研究了系統(tǒng)彈性變形對(duì)載流摩擦副磨損性能的影響.Joo等[6]在盤式制動(dòng)襯片摩擦測(cè)試試驗(yàn)機(jī)上研究了制動(dòng)襯片黏滑振動(dòng)特性與襯片表面接觸面積的關(guān)系.Zhao等[7]在多功能摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)上探討了石墨與不銹鋼在環(huán)-環(huán)接觸方式下的摩擦磨損機(jī)理.

可以發(fā)現(xiàn)，摩擦磨損試驗(yàn)裝置為了解和認(rèn)識(shí)摩擦學(xué)行為的影響因素和演變規(guī)律提供了重要的研究手段.然而試驗(yàn)裝置的摩擦副與機(jī)械連接部件采用的剛性連接方式，在摩擦試驗(yàn)中會(huì)激發(fā)耦合振動(dòng).其次，由于摩擦振動(dòng)既是接觸激勵(lì)的函數(shù)，也是系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的函數(shù)[8]，界面行為與系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)之間存在相互耦合關(guān)系，在相同的試驗(yàn)工況下改變連接部件也會(huì)影響這種耦合關(guān)系[9].最后，驅(qū)動(dòng)電機(jī)等動(dòng)力部件在工作中產(chǎn)生的振動(dòng)也會(huì)通過(guò)機(jī)械連接部件傳遞到摩擦界面.總的來(lái)說(shuō)，摩擦副和機(jī)械連接部件的剛性連接方式對(duì)開展界面摩擦學(xué)行為的精確研究有一定影響，然而現(xiàn)有的摩擦磨損試驗(yàn)裝置并未就上述問(wèn)題進(jìn)行充分考慮.因此，很有必要開發(fā)1種實(shí)現(xiàn)摩擦界面與機(jī)械連接部件振動(dòng)解耦的摩擦學(xué)行為模擬試驗(yàn)臺(tái)(以下簡(jiǎn)稱為振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái))，以期能更加精確地研究界面摩擦學(xué)行為影響因素、揭示摩擦自激振動(dòng)產(chǎn)生機(jī)理以及評(píng)估材料的摩擦磨損性能.

本研究中搭建1種實(shí)現(xiàn)振動(dòng)解耦的摩擦學(xué)行為模擬試驗(yàn)臺(tái)，設(shè)計(jì)界面摩擦振動(dòng)與外部干擾振動(dòng)的解耦路徑，從而實(shí)現(xiàn)摩擦界面與機(jī)械連接部件之間的振動(dòng)解耦.進(jìn)行錘擊試驗(yàn)和摩擦振動(dòng)對(duì)比試驗(yàn)，驗(yàn)證振動(dòng)解耦功能的有效性，并討論相同試驗(yàn)條件下振動(dòng)解耦與非解耦試驗(yàn)臺(tái)試驗(yàn)數(shù)據(jù)的區(qū)別.該振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)的研制及試驗(yàn)方法為排除摩擦學(xué)設(shè)備因素而客觀對(duì)比評(píng)估不同材料的摩擦磨損性能，揭示摩擦自激振動(dòng)產(chǎn)生機(jī)理以及深入探究界面摩擦學(xué)行為的影響因素和演變規(guī)律提供了新的思路和有效的研究手段.

1 試驗(yàn)裝置結(jié)構(gòu)及原理

1.1 整體結(jié)構(gòu)

振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)主體結(jié)構(gòu)包括支撐系統(tǒng)、驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)、加載系統(tǒng)和摩擦系統(tǒng).支撐系統(tǒng)由基座和門字型框架組成.驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)由安裝在支撐系統(tǒng)基座上的音圈電機(jī)和氣浮滑臺(tái)組成，音圈電機(jī)線圈組件與氣浮滑臺(tái)的端部直接固接，從而實(shí)現(xiàn)氣浮滑臺(tái)沿x軸方向的往復(fù)運(yùn)動(dòng).氣浮滑臺(tái)上固定有試樣安裝座，用于安裝下摩擦試樣.加載系統(tǒng)由T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)和伺服電機(jī)組成，T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)通過(guò)1個(gè)厚度為20 mm的方形鋼板固定于伺服電機(jī)上，從而由伺服電機(jī)帶動(dòng)T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)上下運(yùn)動(dòng).方形鋼板的上端安裝有兩根鋼彈簧，用于平衡T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)和方形鋼板的自重.T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)的下端安裝有三維力傳感器和放置上摩擦試樣的夾具.上、下摩擦試樣共同組成了摩擦系統(tǒng).振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)主體結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)往復(fù)運(yùn)動(dòng)頻率為1~6 Hz，行程為0~60 mm，加載系統(tǒng)加載范圍為0~500 N，最大垂向位移為120 mm.

Fig.1 Main structure of the vibration decoupled experimental device圖1 振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)主體結(jié)構(gòu)

除以上主體結(jié)構(gòu)組成的系統(tǒng)外，振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)還配備有進(jìn)氣系統(tǒng)和數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)，如圖2所示.進(jìn)氣系統(tǒng)包含1個(gè)螺桿式空氣壓縮機(jī)和1個(gè)冷凍式空氣干燥器.螺桿式空氣壓縮機(jī)產(chǎn)生的壓縮空氣經(jīng)空氣干燥器降溫和過(guò)濾后通入T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)和氣浮滑臺(tái)的進(jìn)氣口，從而分別實(shí)現(xiàn)上、下摩擦試樣與機(jī)械連接結(jié)構(gòu)的氣浮隔離.數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)包含有三維力傳感器(量程0~500 N，靈敏度1.0 mV/V)， 可對(duì)摩擦試驗(yàn)中的法向力、摩擦力和切向力信號(hào)實(shí)施動(dòng)態(tài)監(jiān)測(cè)；安裝于上、下摩擦試樣夾具上的三維加速度傳感器 (KISTLER 8688A50，量程±50 g，靈敏度100 mV/g)以及安裝于摩擦界面附近的麥克風(fēng)(頻率范圍3.5~20 kHz，靈敏度50 mV/Pa)用于采集試驗(yàn)中的摩擦振動(dòng)和噪聲信號(hào)，上述信號(hào)通過(guò)信號(hào)測(cè)量分析設(shè)備實(shí)現(xiàn)同步采集分析.

Fig.2 The wind source system and data acquisition and analysis system圖2 進(jìn)氣系統(tǒng)及數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)

1.2 基于氣浮軸承的隔振結(jié)構(gòu)

氣浮技術(shù)是1種較為常見的可實(shí)現(xiàn)無(wú)摩擦導(dǎo)向和無(wú)接觸支撐的技術(shù)手段，廣泛應(yīng)用于精密加工、電子制造和精密測(cè)量等領(lǐng)域[10-12].氣浮軸承是氣浮技術(shù)目前最為常用的結(jié)構(gòu)之一，實(shí)現(xiàn)直線運(yùn)動(dòng)的氣浮軸承通常由1個(gè)軸套和1根導(dǎo)軌組成.圖3(a)和(b)所示分別為氣浮軸承工作原理圖和實(shí)物圖.氣浮軸承工作時(shí)外部壓縮氣體由進(jìn)氣孔進(jìn)入軸套內(nèi)，而后由分布在軸套內(nèi)圈的節(jié)流孔排出，從而在軸套與導(dǎo)軌之間形成一定厚度的壓力薄膜，實(shí)現(xiàn)軸套和導(dǎo)軌的零接觸并對(duì)軸套提供一定的承載能力.由于采用壓縮氣體作為兩接觸面相對(duì)運(yùn)動(dòng)的介質(zhì)，氣浮軸承軸套與導(dǎo)軌的相對(duì)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中沒(méi)有機(jī)械摩擦的產(chǎn)生，因此具有無(wú)摩擦、振動(dòng)小和噪聲低等特點(diǎn)[13].振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)使用的氣浮軸承壓力薄膜厚度為1 μm，供氣壓力為0.6~0.8 MPa，最大承載力矩為7.1 N·m，最大垂向承載為300 N.

Fig.3 The air bearing: (a) schematic diagram; (b) physical diagram圖3 氣浮軸承：(a)原理圖；(b)實(shí)物圖

為隔離摩擦界面與機(jī)械連接部件之間的耦合振動(dòng)，將氣浮軸承作為連接結(jié)構(gòu)引入振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái).利用氣浮軸承無(wú)摩擦運(yùn)動(dòng)方式和非接觸承載特性，從而阻斷界面摩擦振動(dòng)與外部干擾振動(dòng)的傳遞路徑，實(shí)現(xiàn)摩擦界面與機(jī)械連接部件之間的振動(dòng)解耦.針對(duì)上、下摩擦試樣的安裝位置，分別設(shè)計(jì)了2條解耦路徑.

圖4(a)所示為界面摩擦振動(dòng)與通過(guò)方形鋼板向下傳遞的干擾振動(dòng)的解耦路徑.干擾振動(dòng)向下傳遞時(shí)存在2條路徑(紅色實(shí)線所示)，一條路徑沿T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平安裝的導(dǎo)軌向下傳遞，當(dāng)傳遞到氣浮軸承軸套處時(shí)，軸套與導(dǎo)軌之間沿y軸的周向壓縮氣體的存在使得干擾振動(dòng)無(wú)法進(jìn)一步向下傳遞(帶“×”的紅色實(shí)線所示).此外，若干擾振動(dòng)沿另一條路徑從T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)垂向安裝的導(dǎo)軌向下傳遞時(shí)，沿x軸的周向壓縮氣體仍會(huì)阻礙干擾振動(dòng)的繼續(xù)傳遞.因此，T字型氣浮軸承安裝布局結(jié)構(gòu)保證了界面摩擦振動(dòng)與干擾振動(dòng)的隔離，實(shí)現(xiàn)了摩擦界面與機(jī)械連接部件方形鋼板的振動(dòng)解耦.圖4(b)所示為界面摩擦振動(dòng)與通過(guò)基座向上傳遞的干擾振動(dòng)的解耦路徑.來(lái)自于基座的干擾振動(dòng)(紅色實(shí)線所示)沿導(dǎo)軌傳遞到氣浮軸承軸套處時(shí)，由于軸套與導(dǎo)軌間沿x軸周向壓縮氣體的存在，阻隔了干擾振動(dòng)向上傳遞的路徑(帶“×”的紅色實(shí)線所示).相應(yīng)地，產(chǎn)生于界面的摩擦振動(dòng)由于沿x軸周向壓縮氣體的存在也無(wú)法向下傳遞.因此，實(shí)現(xiàn)了摩擦界面與基座的振動(dòng)解耦.

Fig.4 The schematic diagram of decoupled path: (a) T-shaped air bearing configuration; (b) air-bearing stage圖4 解耦路徑示意圖：(a) T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)；(b) 氣浮滑臺(tái)

當(dāng)上、下摩擦試樣進(jìn)行摩擦?xí)r，T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)垂向安裝的導(dǎo)軌末端因受到摩擦力而形成了摩擦力矩，摩擦力矩的力臂即是氣浮軸承軸套中心點(diǎn)到導(dǎo)軌末端的距離.過(guò)大的摩擦力矩會(huì)使得導(dǎo)軌在試驗(yàn)中發(fā)生傾斜影響氣浮軸承工作間隙，惡劣情況下導(dǎo)軌還可能觸碰到軸套使得氣浮軸承間隙變?yōu)榱悖瑢?duì)氣浮軸承造成損傷.本研究中所采用氣浮軸承最大承受力矩為7.1 N·m，T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)軸套中心到導(dǎo)軌末端的距離為60 mm，因此在摩擦力不超過(guò)100 N的情況下可很好地保證氣浮軸承正常工作.

1.3 基于音圈電機(jī)的低振驅(qū)動(dòng)

音圈電機(jī)作為1種特殊結(jié)構(gòu)形式的電磁作動(dòng)器，利用永磁鐵和通電線圈繞組間的電磁力直接驅(qū)動(dòng)負(fù)載實(shí)現(xiàn)直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、動(dòng)態(tài)性能好和精度控制高等優(yōu)勢(shì).音圈電機(jī)和氣浮滑臺(tái)共同組成了振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，音圈電機(jī)線圈組件與永磁體的非接觸特征形成了磁懸浮無(wú)接觸運(yùn)動(dòng)方式，最大可能地降低了工作時(shí)產(chǎn)生的自振.此外，音圈電機(jī)的線圈組件直接與氣浮滑臺(tái)的端部固接，可以直接驅(qū)動(dòng)氣浮滑臺(tái)實(shí)現(xiàn)往復(fù)運(yùn)動(dòng).由于沒(méi)有傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，所以也減少了機(jī)械磨損和能量損失.振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)所使用的音圈電機(jī)質(zhì)量為8.9 kg，行程為40 mm，持續(xù)推力為250 N，峰值推力為750 N.

2 試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)解耦功能測(cè)定

為測(cè)定所設(shè)計(jì)的振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)能夠有效隔離摩擦界面與機(jī)械連接部件之間的耦合振動(dòng)，實(shí)現(xiàn)上、下摩擦試樣界面摩擦振動(dòng)信號(hào)的精確采集，分別對(duì)加載系統(tǒng)的T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)和驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的氣浮滑臺(tái)開展錘擊試驗(yàn)，將進(jìn)氣系統(tǒng)工作和不工作2種狀態(tài)下測(cè)得的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行時(shí)域及頻域分析，并利用有限元軟件對(duì)振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行完整的模態(tài)分析，將分析結(jié)果與錘擊試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比，以充分說(shuō)明試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)解耦設(shè)計(jì)的有效性.

2.1 測(cè)定方法

圖5所示為錘擊試驗(yàn)示意圖.將2個(gè)三向加速度傳感器分別安裝于氣浮軸承軸套處和導(dǎo)軌的一端，分別記為測(cè)試點(diǎn)A和測(cè)試點(diǎn)B，使用力錘(靈敏度：1 mV/N，量程：5 kN)均勻地敲擊氣浮軸承導(dǎo)軌另一端(錘擊點(diǎn))，采集測(cè)試點(diǎn)A和測(cè)試點(diǎn)B的振動(dòng)信號(hào).當(dāng)進(jìn)氣系統(tǒng)未工作時(shí)(未充氣狀態(tài)下)，氣浮軸承軸套與導(dǎo)軌為直接剛性接觸；當(dāng)進(jìn)氣系統(tǒng)工作時(shí)(充氣狀態(tài)下)，由于壓縮氣體的存在使得氣浮軸承軸套和導(dǎo)軌之間為零接觸.因此，2種狀態(tài)下測(cè)試點(diǎn)A的振動(dòng)頻率信號(hào)與測(cè)試點(diǎn)A、B的振動(dòng)強(qiáng)度可能存在差異.圖6所示為錘擊試驗(yàn)實(shí)物圖以及測(cè)試點(diǎn)位置.按照氣浮軸承的布置方式，在充氣和未充氣狀態(tài)下，對(duì)T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平方向、豎直方向和氣浮滑臺(tái)分別開展相應(yīng)的錘擊試驗(yàn)，可探明氣浮軸承在充氣狀態(tài)下是否實(shí)現(xiàn)了界面摩擦振動(dòng)與干擾振動(dòng)的隔離.

Fig.5 Schematic diagram of hammer test圖5 錘擊試驗(yàn)示意圖

Fig.6 Physical diagram of hammer test: (a) horizontal direction of T-shaped air bearing configuration;(b) vertical direction of T-shaped air bearing configuration; (c) air-bearing stage圖6 錘擊試驗(yàn)實(shí)物圖：(a) T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平方向；(b) T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)豎直方向；(c)氣浮滑臺(tái)

2.2 試驗(yàn)結(jié)果

圖7所示為T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平方向的錘擊試驗(yàn)結(jié)果.由圖7(a)可知，測(cè)試點(diǎn)A處充氣狀態(tài)下的振動(dòng)幅值遠(yuǎn)小于未充氣下狀態(tài)，即敲擊導(dǎo)軌產(chǎn)生的振動(dòng)難以通過(guò)壓縮氣體傳遞到測(cè)試點(diǎn)A處，這說(shuō)明在充氣狀態(tài)下有效隔離了軸套與導(dǎo)軌之間的振動(dòng).在充氣或未充氣狀態(tài)下，測(cè)試點(diǎn)B的振動(dòng)幅值幾乎沒(méi)有改變，結(jié)果如圖7(b)所示.這是由于測(cè)試點(diǎn)B和錘擊試驗(yàn)的敲擊點(diǎn)均處于導(dǎo)軌上，軸套與導(dǎo)軌之間是否存在壓縮氣體對(duì)測(cè)試點(diǎn)B的振動(dòng)幅值并沒(méi)有直接影響.圖8所示為測(cè)試點(diǎn)A處振動(dòng)信號(hào)在未充氣和充氣狀態(tài)下的頻率曲線.可以發(fā)現(xiàn)，未充氣狀態(tài)下頻譜結(jié)果主要包括24.9、219.7和1 186.5 Hz的主頻，為氣浮軸承及方形鋼板整體結(jié)構(gòu)的某幾階固有頻率.而充氣條件下僅觀察到24.9 Hz的單一主頻，為氣浮軸承軸套的固有頻率.充氣狀態(tài)下T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平方向僅有軸套自身的固有頻率存在，這充分說(shuō)明T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平方向能夠有效隔離連接部件帶來(lái)的干擾振動(dòng)，實(shí)現(xiàn)該方向上的振動(dòng)解耦.

Fig.7 Hammer test in horizontal direction of T-shaped air bearing configuration: (a) acceleration signal at test point A;(b) acceleration signal at test point B圖7 T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平方向錘擊試驗(yàn)：(a) 測(cè)試點(diǎn)A處加速度信號(hào)；(b) 測(cè)試點(diǎn)B處加速度信號(hào)

Fig.8 The frequency spectrum of the horizontal direction hammer test of the T-shaped air bearing configuration圖8 T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平方向錘擊試驗(yàn)頻譜曲線

進(jìn)一步，對(duì)T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)豎直方向開展錘擊試驗(yàn)，測(cè)試點(diǎn)A、B振動(dòng)幅值的均方根值(RMS)統(tǒng)計(jì)結(jié)果如圖9(a)所示.可以發(fā)現(xiàn)，測(cè)試點(diǎn)A處振動(dòng)信號(hào)的均方根值在充氣狀態(tài)下為0.48 m/s2，明顯小于未充氣狀態(tài)下的2.36 m/s2.而測(cè)試點(diǎn)B處振動(dòng)信號(hào)的均方根值在2種狀態(tài)下差別不大，分別為1.65和1.42 m/s2.圖9(b)所示為測(cè)試點(diǎn)A處頻譜曲線，可以發(fā)現(xiàn)未充氣狀態(tài)下出現(xiàn)了24.9和798.3 Hz 2個(gè)頻率峰，而充氣狀態(tài)下僅有24.9 Hz的頻率峰存在.該振動(dòng)頻率與圖8中充氣狀態(tài)下所測(cè)頻率基本一致，均為軸套的固有頻率.結(jié)果表明T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)在充氣狀態(tài)下能實(shí)現(xiàn)在豎直方向的振動(dòng)解耦.

Fig.9 Hammer test in vertical direction of T-shaped air bearing configuration: (a) RMS of vibration acceleration;(b) frequency spectrum圖9 T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)豎直方向錘擊試驗(yàn)結(jié)果：(a) 振動(dòng)加速度均方根；(b) 頻譜曲線

圖10(a)所示為氣浮滑臺(tái)錘擊試驗(yàn)振動(dòng)信號(hào)均方根值分析結(jié)果.與圖9(a)相似，測(cè)試點(diǎn)A在未充氣狀態(tài)下均方根值為2.87 m/s2，而充氣狀態(tài)下的均方根值僅為0.75 m/s2.測(cè)試點(diǎn)B基本不受氣浮軸承工作狀態(tài)的影響，振動(dòng)幅值的均方根差異不大，分別為1.71和1.42 m/s2.測(cè)試點(diǎn)A的頻譜曲線如圖10(b)所示，未充氣狀態(tài)下頻譜曲線出現(xiàn)了395.5、957.0和1 391.1 Hz的頻率，而充氣狀態(tài)下存在63.4、124.5、625.0 和1 391.1 Hz的頻率.圖10(c)所示為充氣狀態(tài)下測(cè)試點(diǎn)B的頻譜曲線，由于錘擊試驗(yàn)錘擊點(diǎn)與測(cè)試點(diǎn)B均位于氣浮軸承導(dǎo)軌上，957.0 Hz的主頻即為導(dǎo)軌的固有頻率.對(duì)比充氣狀態(tài)下測(cè)試點(diǎn)A的頻譜曲線(圖10(b)藍(lán)色曲線)發(fā)現(xiàn)，該頻譜曲線并未出現(xiàn)頻率為957.0 Hz的主頻，說(shuō)明氣浮滑臺(tái)在充氣狀態(tài)下很好地隔離了來(lái)自于導(dǎo)軌的振動(dòng)傳遞.此外，有限元模態(tài)分析結(jié)果表明(見下節(jié))，625.0 和1 391.1 Hz為氣浮滑臺(tái)的模態(tài)頻率；63.4及124.5 Hz為充氣狀態(tài)下錘擊試驗(yàn)激起的氣浮滑臺(tái)振動(dòng)頻率.綜上所述，錘擊試驗(yàn)說(shuō)明了氣浮滑臺(tái)在充氣狀態(tài)下能有效隔離干擾振動(dòng)，實(shí)現(xiàn)振動(dòng)解耦.

Fig.10 Hammer test of air-bearing stage: (a) RMS of vibration acceleration; (b) frequency spectrum of test point A;(c) frequency spectrum of test point B in the inflation圖10 氣浮滑臺(tái)錘擊試驗(yàn)：(a) 振動(dòng)加速度均方根；(b) 測(cè)試點(diǎn)A頻譜曲線；(c) 充氣狀態(tài)下測(cè)試點(diǎn)B頻譜曲線

2.3 有限元模態(tài)分析

利用有限元分析軟件Abaqus建立簡(jiǎn)化振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)模型，如圖11所示.該有限元模型包含背板、氣浮軸承導(dǎo)軌、軸套、夾具、摩擦塊試樣和氣浮滑臺(tái)等部件.有限元模型中各部件的尺寸與真實(shí)試驗(yàn)臺(tái)保持一致，各部件的材料參數(shù)列于表1中.模擬高速列車制動(dòng)系統(tǒng)常用的粉末冶金和鍛鋼作為上、下摩擦試樣材料，考慮到粉末冶金彈性模量小于鍛鋼，因此指定上摩擦試樣表面為從面，下摩擦試樣表面為主面.上摩擦試樣與下摩擦試樣以及氣浮軸承導(dǎo)軌與軸套的接觸方式均采用“Surface to surface (standard)”，并設(shè)定氣浮軸承導(dǎo)軌與軸套切向接觸的摩擦系數(shù)為0，用于模擬進(jìn)氣系統(tǒng)工作狀態(tài).有限元模型邊界條件與各部件連接方式也與真實(shí)試驗(yàn)臺(tái)保持一致，在背板處施加完全固定約束，在氣浮滑臺(tái)底部施加除往復(fù)滑動(dòng)方向外的其他位移和旋轉(zhuǎn)約束.有限元模型采用C3D8R網(wǎng)格單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分.

表1 有限元模型各部件材料參數(shù)Table 1 The material parameters of the components of the finite element model

Fig.11 Finite element model of the vibration decoupled experimental device圖11 振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)有限元模型

試驗(yàn)臺(tái)模態(tài)振型如圖12所示，可以發(fā)現(xiàn)試驗(yàn)臺(tái)1階模態(tài)振型以T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)豎直方向的扭轉(zhuǎn)為主，試驗(yàn)臺(tái)2階模態(tài)振型為夾具沿z軸方向的彎曲為主，試驗(yàn)臺(tái)3階模態(tài)振型以T字型氣浮軸承軸套彎曲為主.提取對(duì)應(yīng)的模態(tài)頻率與錘擊試驗(yàn)結(jié)果列于表2中.對(duì)比發(fā)現(xiàn)，試驗(yàn)臺(tái)1階固有頻率為26.7 Hz，與T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平及豎直方向的錘擊試驗(yàn)頻率24.9 Hz相近，相對(duì)誤差為6.7%.2階固有頻率為91.1 Hz，與T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)豎直方向的錘擊試驗(yàn)頻率83.2 Hz相近，相對(duì)誤差為8.6%.3階固有頻率為216.6 Hz，與T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平方向的錘擊試驗(yàn)頻率207.3 Hz相近，相對(duì)誤差為4.2%.有限元模態(tài)分析結(jié)果與錘擊試驗(yàn)誤差最大值為8.6%，但頻率的絕對(duì)數(shù)值相差較小，模態(tài)分析能較好地對(duì)應(yīng)錘擊試驗(yàn)結(jié)果.利用有限元模態(tài)分析手段，驗(yàn)證了試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)解耦設(shè)計(jì)的有效性.

表2 模態(tài)分析結(jié)果與錘擊試驗(yàn)結(jié)果誤差計(jì)算Table 2 Calculation of errors between modal analysis results and hammer test results

Fig.12 Comparison of modal analysis results with hammer test results: (a) horizontal direction of T-shaped air bearing configuration; (b) vertical direction of T-shaped air bearing configuration; (c) air-bearing stage圖12 模態(tài)分析結(jié)果與錘擊試驗(yàn)結(jié)果比較：(a) T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)水平方向；(b) T字型氣浮軸承結(jié)構(gòu)豎直方向；(c) 氣浮滑臺(tái)

3 試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)解耦功能驗(yàn)證

為進(jìn)一步驗(yàn)證所設(shè)計(jì)試驗(yàn)臺(tái)的振動(dòng)解耦功能并展示振動(dòng)解耦/非解耦摩擦學(xué)試驗(yàn)設(shè)備的區(qū)別，在振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)和非解耦摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)(CETR UMT-3)上分別開展“平面-平面”接觸的摩擦學(xué)試驗(yàn).保證試驗(yàn)參數(shù)、摩擦試樣形狀及外形尺寸均一致的前提下，對(duì)2個(gè)摩擦磨損試驗(yàn)裝置采集的試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析.CETR UMT-3多功能摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)是目前國(guó)際上應(yīng)用較為廣泛的商業(yè)摩擦學(xué)測(cè)試設(shè)備，其摩擦系統(tǒng)與機(jī)械連接部件方式為傳統(tǒng)的剛性連接，試驗(yàn)中的耦合振動(dòng)可能影響試驗(yàn)的測(cè)量結(jié)果.此外，驅(qū)動(dòng)電機(jī)和基座的振動(dòng)也會(huì)通過(guò)剛性連接件傳遞到摩擦界面，對(duì)測(cè)量結(jié)果造成一定的干擾.

3.1 非振動(dòng)解耦摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)及對(duì)比試驗(yàn)方法介紹

采用的振動(dòng)未解耦的傳統(tǒng)商業(yè)摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)(CETR UMT-3)如圖13所示，試驗(yàn)機(jī)上部為移動(dòng)臺(tái)，移動(dòng)臺(tái)內(nèi)部安裝有二維力傳感器.夾具通過(guò)螺栓固定于移動(dòng)臺(tái)上，夾具內(nèi)安裝有上摩擦試樣.下摩擦試樣固定于下夾具中，在電機(jī)驅(qū)動(dòng)下實(shí)現(xiàn)往復(fù)運(yùn)動(dòng).振動(dòng)信號(hào)通過(guò)安裝于夾具上的三向加速度傳感器采集，并通過(guò)數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)實(shí)時(shí)記錄.

Fig.13 Schematic diagram of the vibration coupled experimental device (CETR UMT-3)圖13 非振動(dòng)解耦摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)(CETR UMT-3)示意圖

選取高速列車制動(dòng)系統(tǒng)常用的粉末冶金(制動(dòng)閘片)和鍛鋼(制動(dòng)盤)作為摩擦對(duì)偶材料.其中，上摩擦試樣為10 mm×10 mm×7 mm的粉末冶金材料，平面試樣為50 mm×30 mm×20 mm的鍛鋼材料.試驗(yàn)分為2組，分別分析法向載荷和往復(fù)滑動(dòng)頻率對(duì)摩擦系統(tǒng)振動(dòng)強(qiáng)度的影響.第1組設(shè)定法向載荷分別為30、60和 90 N，往復(fù)頻率為1 Hz.第2組設(shè)定法向載荷為60 N，往復(fù)頻率分別為1、2和 3 Hz.環(huán)境溫度為20±2 ℃，空氣相對(duì)濕度為60%±5%，為確保試驗(yàn)的重復(fù)性，每種工況下均進(jìn)行3次重復(fù)試驗(yàn)，單次試驗(yàn)時(shí)長(zhǎng)為10 min.在非振動(dòng)解耦摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)上完成相關(guān)試驗(yàn)后，依照上述試驗(yàn)樣品、試驗(yàn)參數(shù)及試驗(yàn)方法，在自主研制的振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)上再次進(jìn)行摩擦學(xué)試驗(yàn).

3.2 對(duì)比分析

對(duì)比2種摩擦磨損試驗(yàn)裝置上采集的不同法向載荷下的切向振動(dòng)加速度，如圖14所示，可見對(duì)應(yīng)的振動(dòng)信號(hào)在數(shù)值上有明顯差異，法向載荷相同時(shí)，振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)所采集的振動(dòng)幅值明顯較低.但對(duì)于兩種裝置，不同法向載荷對(duì)切向振動(dòng)加速度的影響規(guī)律基本保持一致：隨著法向載荷的增加，切向振動(dòng)逐漸增強(qiáng).圖15所示為不同往復(fù)頻率下切向振動(dòng)加速度的時(shí)域信號(hào)，可以發(fā)現(xiàn)相同往復(fù)頻率時(shí)兩種裝置采集的切向振動(dòng)信號(hào)幅值仍存在差異，且同樣呈現(xiàn)隨著往復(fù)頻率的增加，切向振動(dòng)逐漸增強(qiáng)的規(guī)律.

Fig.14 Tangential vibration acceleration under different normal loads: (a) vibration decoupled experimental device;(b) vibration coupled experimental device圖14 不同法向載荷下切向振動(dòng)加速度：(a) 振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)；(b) 非振動(dòng)解耦試驗(yàn)機(jī)

Fig.15 Tangential vibration acceleration at different reciprocating frequencies: (a) vibration decoupled experimental device;(b) vibration coupled experimental device圖15 不同往復(fù)頻率下切向振動(dòng)加速度：(a) 振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)；(b) 非振動(dòng)解耦試驗(yàn)機(jī)

圖16所示為上述2組試驗(yàn)中切向振動(dòng)加速度的均方根值和均方根變化率.均方根值統(tǒng)計(jì)結(jié)果表明，不同試驗(yàn)參數(shù)下2種裝置得到的切向振動(dòng)信號(hào)的變化規(guī)律基本一致，即隨著法向載荷或往復(fù)頻率的增加，切向振動(dòng)加速度也逐步增大，這也說(shuō)明設(shè)計(jì)的振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)可有效開展相關(guān)摩擦學(xué)行為模擬試驗(yàn).進(jìn)一步，定義均方根變化率的計(jì)算公式：

Fig.16 The RMS of tangential vibration and change rate of RMS: (a) normal load; (b) reciprocating frequency圖16 切向振動(dòng)加速度均方根及均方根變化率：(a) 法向載荷；(b) 往復(fù)頻率

均方根變化率描述了與前1個(gè)工況相比，該工況下切向振動(dòng)加速度均方根值的變化情況.從圖16(a)可以發(fā)現(xiàn)，隨著法向載荷的增大，振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)(縮寫為VD)采集的振動(dòng)加速度均方根變化率一直增加，而非振動(dòng)解耦試驗(yàn)機(jī)(縮寫為VC)采集的振動(dòng)加速度均方根變化率先增加后減小.法向載荷的增加使得摩擦系統(tǒng)激發(fā)的能量不斷增加且呈現(xiàn)擴(kuò)大的趨勢(shì)[14].當(dāng)法向載荷由60 N增加到90 N時(shí)，非振動(dòng)解耦試驗(yàn)機(jī)的振動(dòng)加速度均方根變化率出現(xiàn)下降，這是由試驗(yàn)臺(tái)自身的非解耦特性導(dǎo)致的，界面激發(fā)的能量可以通過(guò)剛性結(jié)構(gòu)向外傳遞，機(jī)械連接結(jié)構(gòu)的阻尼特性消耗了一部分振動(dòng)的能量，最終使得法向載荷90 N時(shí)切向振動(dòng)信號(hào)的均方根雖然有所增加，但變化率下降.對(duì)于振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)而言，氣浮軸承軸套與導(dǎo)軌的非接觸特性使得試驗(yàn)臺(tái)摩擦界面與機(jī)械連接結(jié)構(gòu)是相互獨(dú)立的，摩擦振動(dòng)信號(hào)與外部產(chǎn)生的干擾信號(hào)處于解耦狀態(tài)，摩擦振動(dòng)激發(fā)的能量無(wú)法傳遞到外界.當(dāng)法向載荷由60 N增加到90 N時(shí)，摩擦系統(tǒng)的能量沒(méi)有經(jīng)過(guò)外界的損耗，振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)的振動(dòng)加速度均方根變化率仍繼續(xù)增加.圖16(b)所示的不同往復(fù)頻率的振動(dòng)均方根變化率曲線也體現(xiàn)了上述差異.振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)摩擦界面激發(fā)的能量并未傳遞到外界而發(fā)生能量損失，因此振動(dòng)加速度均方根變化率反映了隨著往復(fù)頻率的增加，摩擦系統(tǒng)激發(fā)的能量增幅越來(lái)越大的情況.非振動(dòng)解耦試驗(yàn)機(jī)由于摩擦副與機(jī)械連接部件存在剛性連接，一部分產(chǎn)生于界面的振動(dòng)能量被耗散掉，振動(dòng)加速度均方根變化率呈先上升后下降的趨勢(shì).

因此，當(dāng)摩擦磨損試驗(yàn)裝置采用剛性連接方式時(shí)，摩擦界面與機(jī)械連接部件存在耦合振動(dòng)與能量交換，難以開展界面摩擦學(xué)行為的精確研究.本研究中所設(shè)計(jì)的振動(dòng)解耦摩擦學(xué)行為模擬試驗(yàn)臺(tái)通過(guò)氣浮軸承實(shí)現(xiàn)了摩擦界面與機(jī)械連接部件的振動(dòng)解耦，相比于采用剛性連接方式的傳統(tǒng)非振動(dòng)解耦試驗(yàn)設(shè)備，能更加精確地研究摩擦界面演變規(guī)律并找出界面摩擦學(xué)行為的關(guān)鍵影響因素.

4 結(jié)論

a.基于氣浮軸承軸套與導(dǎo)軌的非接觸特性，設(shè)計(jì)了1種振動(dòng)解耦的摩擦學(xué)行為模擬試驗(yàn)臺(tái)，實(shí)現(xiàn)了摩擦過(guò)程中摩擦界面與機(jī)械連接部件的振動(dòng)解耦.

b.振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)的錘擊試驗(yàn)結(jié)果表明，未充氣狀態(tài)下氣浮軸承軸套處存在多個(gè)頻率，而在充氣狀態(tài)下僅包含軸套自身的頻率，氣浮軸承充氣狀態(tài)下的振動(dòng)加速度顯著較未充氣狀態(tài)的低，試驗(yàn)臺(tái)具有良好的振動(dòng)解耦效果.

c.在振動(dòng)解耦/非解耦2種試驗(yàn)裝置開展的摩擦學(xué)對(duì)比試驗(yàn)結(jié)果表明，隨著法向載荷或往復(fù)滑動(dòng)頻率的增加，振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)測(cè)得的振動(dòng)加速度均方根變化率呈上升趨勢(shì)，而非振動(dòng)解耦的試驗(yàn)機(jī)由于連接結(jié)構(gòu)的剛性連接方式造成了能量損耗，所測(cè)的振動(dòng)加速度均方根變化率先增加后降低.振動(dòng)解耦試驗(yàn)臺(tái)更加有利于精確地探究界面摩擦學(xué)行為的影響因素和演變規(guī)律，揭示摩擦自激振動(dòng)產(chǎn)生機(jī)理，并能夠在對(duì)比評(píng)估不同材料的摩擦磨損性能時(shí)較大程度上排除摩擦學(xué)設(shè)備所帶來(lái)干擾和差異.