基于仿生設(shè)計(jì)離合器摩擦片表面減振降噪設(shè)計(jì)研究

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(dòng)機(jī)和變速器之間的動(dòng)力開(kāi)關(guān)，可實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器的暫時(shí)分離和接合，從而切斷或傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)向變速器輸入的動(dòng)力[1]。如今，隨著我國(guó)車(chē)輛保有量持續(xù)增多，離合器在接合過(guò)程中產(chǎn)生的低頻滑摩噪聲問(wèn)題日益嚴(yán)重，大大影響了車(chē)輛品牌價(jià)值和乘客舒適體驗(yàn)，已成為國(guó)內(nèi)外科學(xué)界和工業(yè)界長(zhǎng)期關(guān)注的熱點(diǎn)問(wèn)題[2]。

目前，國(guó)內(nèi)外研究者對(duì)離合器滑摩振動(dòng)噪聲問(wèn)題已開(kāi)展大量研究，包括動(dòng)力學(xué)建模、數(shù)值計(jì)算與分析以及臺(tái)架試驗(yàn)?zāi)M等。Crowther 等[3]對(duì)離合器接合過(guò)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(dòng)盤(pán)的相對(duì)滑移速度呈現(xiàn)負(fù)梯度關(guān)系時(shí)，離合器出現(xiàn)摩擦振動(dòng)現(xiàn)象。上官文斌等[4]建立了用于分析離合器接合過(guò)程中汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的4自由度模型，得到了離合器主、從動(dòng)盤(pán)的角速度變化情況，并發(fā)現(xiàn)適當(dāng)增大從動(dòng)盤(pán)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(chē)起步抖動(dòng)。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(duì)滑移速度的關(guān)系的模型，研究了雙離合器在接合過(guò)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(guò)臨界速度后，系統(tǒng)進(jìn)入熱彈性不穩(wěn)定狀態(tài)，溫度場(chǎng)和接觸壓力的擾動(dòng)隨時(shí)間呈指數(shù)增長(zhǎng)。

以上研究對(duì)認(rèn)識(shí)離合器滑摩振動(dòng)噪聲意義重大，但是，離合器的傳動(dòng)是一個(gè)復(fù)雜的摩擦過(guò)程，采用低階自由度模型無(wú)法反映出真實(shí)的接合過(guò)程，且無(wú)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(huì)明顯增大離合器滑摩噪聲的發(fā)生趨勢(shì)，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(dòng)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(jì)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(gè)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(shí)效。目前，仿生耦合設(shè)計(jì)在汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的表面設(shè)計(jì)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(jì)的思想在離合器摩擦副表面上的應(yīng)用卻鮮有報(bào)道。因此，借鑒仿生耦合思想在汽車(chē)制動(dòng)領(lǐng)域的應(yīng)用案例，對(duì)離合器摩擦副表面進(jìn)行仿生設(shè)計(jì)，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(duì)某車(chē)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(duì)離合器摩擦系統(tǒng)的振動(dòng)特性進(jìn)行分析，對(duì)可能出現(xiàn)的低頻滑摩振動(dòng)噪聲進(jìn)行探討。進(jìn)一步地，在摩擦片表面設(shè)計(jì)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(dòng)態(tài)分析對(duì)離合器摩擦系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)噪聲研究，并與光滑摩擦片系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比，從而驗(yàn)證非光滑仿生表面摩擦片對(duì)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(dòng)噪聲的摩擦片表面仿生設(shè)計(jì)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(guò)定義全局網(wǎng)格種子數(shù)目，采用Sweep(掃掠)方式直接對(duì)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(pán)軸線(xiàn)上一點(diǎn)為參考點(diǎn)Rp1，設(shè)置Rp1與飛輪盤(pán)中軸為動(dòng)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(dòng)自由度，對(duì)該點(diǎn)施加轉(zhuǎn)動(dòng)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(gè)方向的自由度，使飛輪可以通過(guò)摩擦力帶動(dòng)從動(dòng)盤(pán)子系統(tǒng)共同運(yùn)動(dòng)。定義主動(dòng)盤(pán)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(jì)

生物在進(jìn)化過(guò)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(guò)對(duì)貝殼、穿山甲鱗片以及蜣螂等生物體表的觀(guān)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(jì)提供很好的參照依據(jù)，將這幾類(lèi)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(jiǎn)單模型，設(shè)計(jì)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?？梢?jiàn)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(shí)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(dòng)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(dòng)噪聲行為預(yù)測(cè)分析中[15]。利用復(fù)特征值分析法，可以對(duì)離合器接合過(guò)程中可能出現(xiàn)的振動(dòng)頻率和模態(tài)進(jìn)行預(yù)測(cè)。首先求解系統(tǒng)動(dòng)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(duì)稱(chēng)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(shí)，系統(tǒng)的振動(dòng)幅值隨時(shí)間逐漸增大，即系統(tǒng)產(chǎn)生自激振動(dòng)，此時(shí)復(fù)特征值所對(duì)應(yīng)的虛部值ωi即為系統(tǒng)產(chǎn)生摩擦振動(dòng)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(dòng)具有多頻成分，因此本研究中采用振動(dòng)傾向性系數(shù)（TOI）作為離合器摩擦振動(dòng)傾向和強(qiáng)度的評(píng)價(jià)指標(biāo)[16]，其計(jì)算方法為：

式中：TOI 為振動(dòng)傾向性系數(shù)，當(dāng)它的值越大時(shí)，摩擦系統(tǒng)產(chǎn)生振動(dòng)與噪聲的趨勢(shì)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(dòng)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(jì)算在光滑摩擦片狀態(tài)下離合器摩擦系統(tǒng)的振動(dòng)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(shí)的變化曲線(xiàn)?？梢钥闯霎?dāng)摩擦系數(shù)值較?。ㄐ∮?.2）時(shí)，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(shí)，此時(shí)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(duì)稱(chēng)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(shí)，此時(shí)系統(tǒng)的第2 階、第3 階次模態(tài)也發(fā)生耦合，對(duì)應(yīng)的特征值實(shí)部也呈現(xiàn)對(duì)稱(chēng)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(dòng)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?jiàn)當(dāng)摩擦系數(shù)增大至0.2時(shí)，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(dòng)頻率。當(dāng)摩擦系數(shù)等于0.2時(shí)，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(dòng)。當(dāng)摩擦系數(shù)進(jìn)一步增大至0.25 時(shí)，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(dòng)。綜合以上分析可知，離合器系統(tǒng)的摩擦振動(dòng)具有多頻振動(dòng)特性，是多種頻率振動(dòng)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(dòng)強(qiáng)度逐漸增強(qiáng)，產(chǎn)生振動(dòng)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(dòng)模態(tài)分析

圖4所示為離合器摩擦系統(tǒng)在接合過(guò)程中可能出現(xiàn)的振動(dòng)模態(tài)?？梢?jiàn)離合器系統(tǒng)的前兩階振動(dòng)模態(tài)主要表現(xiàn)為摩擦片和主動(dòng)盤(pán)的面外（Out-ofplane）運(yùn)動(dòng)，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(dòng)，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(dòng)的重要部件，在其接合振動(dòng)過(guò)程中對(duì)系統(tǒng)的摩擦振動(dòng)具有重要影響。因此可以預(yù)測(cè)，通過(guò)合理的表面修飾手段改變摩擦片的結(jié)構(gòu)，將會(huì)對(duì)系統(tǒng)的摩擦振動(dòng)特性產(chǎn)生重要影響。

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

3 仿生設(shè)計(jì)摩擦片對(duì)離合器摩擦振動(dòng)影響-頻域分析

3.1 摩擦片模態(tài)對(duì)比分析

首先對(duì)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(jì)算和對(duì)比分析，結(jié)果見(jiàn)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(duì)稱(chēng)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(duì)比不同摩擦片的頻率值可見(jiàn)，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(lèi)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(shí)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(duì)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?？梢?jiàn)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(dòng)頻率并沒(méi)有發(fā)生明顯的變化，均為4 組振動(dòng)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(duì)值）均明顯小于光滑摩擦片的狀態(tài)，因此系統(tǒng)的振動(dòng)傾向明顯減弱。此外可以看出，對(duì)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)傾向系數(shù)對(duì)比分析

圖7 所示為當(dāng)摩擦系數(shù)逐漸增大時(shí)，表面修飾不同的摩擦片對(duì)應(yīng)的離合器系統(tǒng)的TOI值?？梢?jiàn)隨著摩擦系數(shù)逐漸增大，不同系統(tǒng)的TOI 值均呈現(xiàn)增大趨勢(shì)，這說(shuō)明摩擦系數(shù)的增大能夠增強(qiáng)系統(tǒng)的振動(dòng)傾向和增大強(qiáng)度。對(duì)于仿生摩擦片而言，其對(duì)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(shuō)明了仿生摩擦片能夠降低系統(tǒng)的振動(dòng)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(shí)，離合器所對(duì)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(dòng)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(dòng)傾向TOI

4 仿生設(shè)計(jì)摩擦片對(duì)離合器摩擦振動(dòng)影響的時(shí)域分析

4.1 顯式動(dòng)態(tài)分析算法

ABAQUS 內(nèi)嵌顯式動(dòng)力學(xué)分析法是一種非線(xiàn)性分析計(jì)算方法[10]。該算法是一種典型的時(shí)域分析算法，充分考慮摩擦接觸過(guò)程中非線(xiàn)性因素（材料非線(xiàn)性、結(jié)構(gòu)非線(xiàn)性和摩擦非線(xiàn)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(duì)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(dòng)速度x?和振動(dòng)位移x，即：

在A(yíng)BAQUS 中可以設(shè)置常見(jiàn)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(dòng)信號(hào)時(shí)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(dòng)加速度信號(hào)?？梢钥闯觯谀Σ疗砻婀饣瑺顟B(tài)下，離合器摩擦系統(tǒng)在其接合過(guò)程中的振動(dòng)加速度信號(hào)產(chǎn)生了明顯的波動(dòng)，其振動(dòng)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(dòng)特征。當(dāng)接合時(shí)間持續(xù)到0.06 秒時(shí)，振動(dòng)信號(hào)的波動(dòng)現(xiàn)象消失，離合器的接合過(guò)程結(jié)束，此后摩擦片隨著主動(dòng)輪一起運(yùn)動(dòng)。

圖8 離合器摩擦系統(tǒng)振動(dòng)加速度信號(hào)分析

相比之下，對(duì)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(dòng)強(qiáng)度明顯下降，無(wú)論是圓坑、直溝或波浪型摩擦片，其對(duì)應(yīng)的離合器系統(tǒng)切向和法向的振動(dòng)加速度均小于光滑摩擦片所對(duì)應(yīng)的離合器系統(tǒng)。此外，對(duì)于圓坑或者直溝槽型摩擦片，其對(duì)應(yīng)摩擦系統(tǒng)的振動(dòng)信號(hào)呈現(xiàn)出明顯的間歇性振動(dòng)的特征，這是由于摩擦過(guò)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(duì)于波浪型摩擦片而言，其振動(dòng)信號(hào)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(shí)其所表現(xiàn)出的間歇性振動(dòng)特征減弱，即離合器在接合過(guò)程中表現(xiàn)為微弱的低幅振動(dòng)，離合器系統(tǒng)的穩(wěn)定性得到顯著改善。

4.3 界面力信號(hào)時(shí)域分析

進(jìn)一步對(duì)離合器接觸表面切向力信號(hào)進(jìn)行分析，結(jié)果見(jiàn)圖9?？梢钥闯觯须x合器摩擦系統(tǒng)的切向力信號(hào)均呈現(xiàn)明顯的波動(dòng)。對(duì)于光滑摩擦片而言，在離合器接合過(guò)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(duì)摩擦片進(jìn)行仿生表面處理后，切向力的波動(dòng)幅值明顯下降。尤其是波浪型摩擦片，其切向力信號(hào)的波動(dòng)幅值下降顯著，這與離合器系統(tǒng)表現(xiàn)出的振動(dòng)特征相一致，即當(dāng)對(duì)摩擦片表面進(jìn)行仿生式處理后，其振動(dòng)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(guān)測(cè)點(diǎn)切向力分析

4.4 接觸狀態(tài)分析

為了說(shuō)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(dòng)的產(chǎn)生源于接觸界面的不穩(wěn)定振動(dòng)，故本部分對(duì)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。可見(jiàn)當(dāng)對(duì)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(duì)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(duì)應(yīng)的離合器摩擦系統(tǒng)的穩(wěn)定性最好，出現(xiàn)的振動(dòng)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(jì)摩擦片磨損對(duì)離合器摩擦振動(dòng)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(dòng)強(qiáng)度。但是，考慮到摩擦片在工作過(guò)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(dòng)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?jiàn)，在溝槽深度為3 mm和2 mm時(shí)，系統(tǒng)負(fù)阻尼比值差異較小，僅阻尼比所對(duì)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(duì)值）逐漸增大，振動(dòng)傾向逐漸加強(qiáng)。因此，在對(duì)摩擦片表面進(jìn)行仿生溝槽設(shè)計(jì)時(shí)，還需要對(duì)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(yǔ)

基于仿生耦合思想，設(shè)計(jì)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(shí)域兩方面對(duì)3種非光滑仿生表面摩擦片進(jìn)行摩擦振動(dòng)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(duì)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(dòng)具有多頻振動(dòng)特性，是多種頻率振動(dòng)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(dòng)強(qiáng)度逐漸增強(qiáng)，產(chǎn)生振動(dòng)的頻率逐漸增多。

（2）摩擦片的表面經(jīng)過(guò)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(dòng)傾向，尤其是在摩擦片表面加工出波浪狀溝槽后，其對(duì)于改善離合器系統(tǒng)摩擦振動(dòng)方面的效果最為顯著。

（4）顯式動(dòng)態(tài)分析結(jié)果表明，對(duì)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(dòng)強(qiáng)度明顯下降。尤其是對(duì)于波浪型摩擦片，其對(duì)應(yīng)離合器的振動(dòng)信號(hào)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(duì)摩擦片表面進(jìn)行仿生設(shè)計(jì)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(duì)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(dòng)傾向逐漸加強(qiáng)。因此，在對(duì)摩擦片表面進(jìn)行仿生設(shè)計(jì)時(shí)，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?jī)H對(duì)干式離合器摩擦片進(jìn)行研究，但是該設(shè)計(jì)手段對(duì)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(jì)的摩擦片用于濕式離合器系統(tǒng)時(shí)，表面溝槽有利于潤(rùn)滑油從摩擦片表面流過(guò)，使摩擦片表面得到更好的冷卻和潤(rùn)滑，同時(shí)流動(dòng)的潤(rùn)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(dòng)強(qiáng)度。此外，當(dāng)主、從片開(kāi)始接合時(shí)，溝槽的存在有利于摩擦片表面上的潤(rùn)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(guò)程中的顫振現(xiàn)象。因此，可以推測(cè)對(duì)濕式離合器摩擦片進(jìn)行仿生設(shè)計(jì)后，依然還有效果。后續(xù)將對(duì)該問(wèn)題進(jìn)行更加深入的試驗(yàn)與理論研究。