仿生非光滑摩擦襯片對(duì)制動(dòng)器摩擦振動(dòng)的影響

王國(guó)明，袁 瓊

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

0 引言

車輛盤式制動(dòng)器是利用制動(dòng)盤和摩擦襯片相互摩擦產(chǎn)生制動(dòng)力矩，將汽車的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為摩擦功，以達(dá)到減速乃至停車的目的，因此，制動(dòng)器是保證車輛安全運(yùn)行的重要裝置[1]。如今，制動(dòng)器在摩擦運(yùn)動(dòng)過程中產(chǎn)生的振動(dòng)噪聲問題嚴(yán)重，影響了車輛品牌價(jià)值和乘客舒適體驗(yàn)，成為人們長(zhǎng)期關(guān)注的熱點(diǎn)問題[2]。

鑒于制動(dòng)摩擦副界面是摩擦振動(dòng)產(chǎn)生的關(guān)鍵區(qū)，目前對(duì)制動(dòng)界面特征和摩擦振動(dòng)之間關(guān)系開展大量研究，并認(rèn)為合理的摩擦表面形貌對(duì)降低制動(dòng)摩擦振動(dòng)產(chǎn)生積極的影響[3]。近年來，隨著仿生學(xué)和摩擦學(xué)的發(fā)展，仿生設(shè)計(jì)已被廣泛應(yīng)用在許多研究領(lǐng)域[4-7]。研究發(fā)現(xiàn)，許多生存在惡劣環(huán)境下的生物體表面具有不同的非光滑形態(tài)，如凹坑、鱗片、凸包等。這些非光滑表面形態(tài)具有優(yōu)良的摩擦學(xué)特性，能有效改善接觸界面摩擦學(xué)行為[8]。因此將仿生非光滑表面技術(shù)應(yīng)用到制動(dòng)摩擦副上，能為改善制動(dòng)摩擦振動(dòng)噪聲問題提供新途徑。

目前，研究者已對(duì)仿生設(shè)計(jì)和車輛制動(dòng)行為之間的關(guān)系展開研究。Wang等[9]通過對(duì)蝗蟲表面以及牙齒表面等的形貌分析，設(shè)計(jì)出具有類似表面特征的非光滑汽車制動(dòng)盤，結(jié)合數(shù)值計(jì)算與試驗(yàn)研究，驗(yàn)證了該類制動(dòng)盤具有很好的制動(dòng)性和耐磨性。黃曉華等[10]設(shè)計(jì)出3種帶有仿生散熱筋的制動(dòng)盤，并對(duì)其散熱性能進(jìn)行分析研究，為仿生散熱筋在高速列車制動(dòng)盤的應(yīng)用提供了參考依據(jù)。楊肖等[11]對(duì)3種不同的仿生制動(dòng)盤的表面溫度場(chǎng)與應(yīng)力場(chǎng)進(jìn)行模擬，發(fā)現(xiàn)仿生制動(dòng)盤能夠降低制動(dòng)盤表面的溫度梯度和應(yīng)力,從而改善盤面熱疲勞問題。

以上研究主要針對(duì)仿生制動(dòng)器的磨損與熱行為進(jìn)行探討，而利用仿生設(shè)計(jì)來實(shí)現(xiàn)制動(dòng)器的減振降噪的報(bào)道相對(duì)較少。Hammerstr?m等[12]在汽車制動(dòng)盤表面加工出螺旋狀噴砂圖案，制動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果表明汽車的制動(dòng)噪聲強(qiáng)度產(chǎn)生明顯下降，但降噪效果與噴砂圖案的磨損程度關(guān)系密切。Nouby等[13]在摩擦襯片表面加工出特定尺寸和排布的溝槽，降低了制動(dòng)振動(dòng)噪聲強(qiáng)度，但該工作并未引入仿生設(shè)計(jì)的概念，不具有仿生設(shè)計(jì)的代表性。同時(shí)，關(guān)于這類溝槽對(duì)制動(dòng)振動(dòng)噪聲影響的機(jī)理也沒有得到系統(tǒng)的解釋，因此關(guān)于表面仿生設(shè)計(jì)和制動(dòng)振動(dòng)噪聲之間的關(guān)系沒有得到很好的說明，無法為改善制動(dòng)摩擦振動(dòng)噪聲的制動(dòng)盤/摩擦襯片表面仿生設(shè)計(jì)提供參考。

為此，本研究設(shè)計(jì)出3種具有非光滑仿生表面的摩擦襯片，即表面圓坑片、表面方坑片和表面混合片(方坑與圓坑交錯(cuò)排列)。采用有限元分析對(duì)仿生摩擦襯片和光滑摩擦襯片的摩擦振動(dòng)特性進(jìn)行對(duì)比，理論驗(yàn)證仿生摩擦襯片對(duì)制動(dòng)摩擦振動(dòng)行為的影響，揭示其作用機(jī)理，為改善制動(dòng)摩擦振動(dòng)的摩擦襯片表面仿生設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 盤式制動(dòng)器和非光滑仿生表面摩擦襯片

1.1 盤式制動(dòng)器模型

在三維建模軟件中，對(duì)某型汽車盤式制動(dòng)器三維模型進(jìn)行參數(shù)標(biāo)定，并導(dǎo)入ABAQUS中劃分網(wǎng)格，得到制動(dòng)器有限元模型如圖1(a)所示。該制動(dòng)器主要由制動(dòng)盤、摩擦背板、摩擦襯片、制動(dòng)卡鉗、保持架和液壓缸組成，制動(dòng)摩擦襯片即由摩擦襯片和及其背板組合而成。對(duì)于制動(dòng)盤、背板和摩擦襯片等相對(duì)規(guī)則的部件，通過定義全局網(wǎng)格種子數(shù)目，采用Sweep(掃掠)方式直接對(duì)它們劃分網(wǎng)格[5]。對(duì)于保持架和制動(dòng)卡鉗兩個(gè)不規(guī)則的部件，采用4面體單元(C3D4)劃分網(wǎng)格，如圖1(b)所示。制動(dòng)器模型總單元數(shù)為362 587個(gè)。模型各部件的材料參數(shù)和網(wǎng)格特性列于表1。

圖1 盤式制動(dòng)器及其部件有限元模型Fig.1 Finite element model of disc brake and its components

表1 盤式制動(dòng)器各部件材料參數(shù)Tab.1 Material parameters of disc brake components

1.2 模型接觸關(guān)系與邊界條件

參照文獻(xiàn)[14]，盤式制動(dòng)器各部件之間的連接關(guān)系如表2所列。參照文獻(xiàn)[15-16]，發(fā)現(xiàn)在摩擦襯片與制動(dòng)盤之間的試驗(yàn)?zāi)Σ料禂?shù)通常存在的范圍是0.2～0.7之間。且在關(guān)于制動(dòng)器摩擦振動(dòng)問題的數(shù)值模擬研究中，研究者一般采用的摩擦系數(shù)均在此范圍之內(nèi)[17]，因此本研究定義制動(dòng)盤和摩擦襯片之間的摩擦系數(shù)范圍為0.3～0.6。對(duì)于其他摩擦副區(qū)域，由于發(fā)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)位移幅值較低，因此在計(jì)算分析中定義為較低的摩擦系數(shù)值(0.1)[5]。

表2 各部件之間的連接關(guān)系Tab.2 Connections between components

1.3 3種非光滑仿生表面制動(dòng)盤設(shè)計(jì)

隨著仿生學(xué)領(lǐng)域探討的不斷深入,研究結(jié)果表明生物非光滑體表耐磨特性更好。生物表面的形貌特征也各有差異。這類非光滑體表包括凸包、條紋、凹坑、網(wǎng)格狀等多種形態(tài)。研究表明這種非光滑表面對(duì)抵抗外界環(huán)境的摩擦磨損起到了極其重要的作用[8]。

通過對(duì)蝗蟲腿部和牙齒表面進(jìn)行SEM(掃描電子顯微鏡)觀察后發(fā)現(xiàn)，它們的表面均呈現(xiàn)出明顯的非光滑特性。以牙齒為例，其牙齒咀嚼面呈現(xiàn)出與進(jìn)食方向平行的條紋結(jié)構(gòu)。 這有利于對(duì)實(shí)物進(jìn)行充分的粉碎和咀嚼，同時(shí)降低砂粒對(duì)牙齒表面的磨損[15]。綜合而言，蝗蟲的腿部和牙齒等在與外界環(huán)境產(chǎn)生頻繁摩擦，呈現(xiàn)出凹坑、凸起、條紋等不規(guī)則結(jié)構(gòu),可減少表面磨損,從而提高界面的摩擦學(xué)性能。

相類似的是，制動(dòng)器通過制動(dòng)盤和摩擦襯片直接的相互接觸摩擦，實(shí)現(xiàn)車輛的減速乃至停止。在摩擦過程中，接觸界面由于溫升持續(xù)且磨屑、砂礫等存在，使接觸摩擦行為復(fù)雜，摩擦磨損程度嚴(yán)重。基于這些非光滑表面具有改善摩擦磨損方面的特性，且考慮到摩擦襯片的表面較為光滑，根據(jù)相似性原理，本研究選取了具有代表性的且比較規(guī)則的圓坑、方坑和混合坑3種表面結(jié)構(gòu)進(jìn)行加工。

通過調(diào)研大量的與蝗蟲有關(guān)的仿生模擬研究相關(guān)工作，發(fā)現(xiàn)相似系數(shù)的選擇范圍通常在10 000∶1至200 000∶1之間，同時(shí)為了保證合理的制動(dòng)接觸面積以及易于加工的原則，本研究選擇30 000∶1的相似系數(shù)進(jìn)行模擬分析?？紤]到蝗蟲表面凹坑直徑約為100 nm[18-19]，因此在摩擦襯片仿生表面構(gòu)建中按 1∶300 00的比例進(jìn)行設(shè)計(jì)，即在摩擦襯片表面加工出的圓坑直徑為3 mm?？紤]到蝗蟲表面凹坑深度為30 nm，因此將對(duì)應(yīng)圓坑/方坑的深度均取為0.9 mm。為確保每個(gè)摩擦襯片所加工出來的仿生表面面積相等，對(duì)方坑的尺寸做了適當(dāng)修改, 即取方坑邊長(zhǎng)為3.544 mm。定義每列圓/方坑中心距為6 mm。非光滑仿生摩擦襯片的表面結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 3種非光滑仿生表面制動(dòng)摩擦襯片F(xiàn)ig.2 Friction linings with 3 kinds of non-smooth bionic surface

2 非光滑仿生摩擦襯片模態(tài)特性分析

2.1 自然頻率分析

首先計(jì)算在自由狀態(tài)下，盤式制動(dòng)器各個(gè)部件在特定范圍內(nèi)的自然頻率分布特性。通過描繪出各部件每一階自然頻率的分布情況，預(yù)測(cè)制動(dòng)器各個(gè)部件之間可能接近的頻率，結(jié)果如圖3(a)所示。在0～12 000 Hz的頻率范圍內(nèi)，制動(dòng)盤、制動(dòng)鉗和摩擦襯片的自然頻率分布較寬，出現(xiàn)的模態(tài)階次相對(duì)較多。尤其是制動(dòng)盤，在該頻率范圍內(nèi)出現(xiàn)的模態(tài)數(shù)量為55。因此當(dāng)制動(dòng)器產(chǎn)生高頻振動(dòng)或者低頻顫振時(shí)，制動(dòng)盤均有可能存在特定的振動(dòng)模態(tài)。對(duì)各個(gè)部件頻率分布較為集中的區(qū)域進(jìn)行分析，可知在頻率約為2 200，3 300，6 000，8 000 和11 000 Hz左右的區(qū)域，各部件間存在自然頻率非常接近的情況?？梢酝茰y(cè)，在摩擦力的作用下，不同部件之間可能存在模態(tài)頻率相接近現(xiàn)象，從而形成部件之間的耦合運(yùn)動(dòng)，并在上述頻率附近產(chǎn)生摩擦振動(dòng)和噪聲。

進(jìn)一步地，觀察3種非光滑仿生摩擦襯片的頻率分布特性，對(duì)仿生摩擦襯片和系統(tǒng)振動(dòng)特性之間的關(guān)系進(jìn)行預(yù)測(cè)，結(jié)果見圖3(b)。非光滑仿生摩擦襯片同階次的自然頻率低于光滑摩擦襯片。這是由于仿生摩擦襯片的表面處理引起摩擦襯片結(jié)構(gòu)發(fā)生變化，制動(dòng)器整體剛度降低，因此自然頻率的分布密度上升，而自然頻率的數(shù)值減小?？梢酝茰y(cè)，摩擦襯片結(jié)構(gòu)變化導(dǎo)致自然頻率發(fā)生改變，從而影響制動(dòng)器的耦合頻率，因此仿生摩擦襯片，可以改變制動(dòng)器振動(dòng)性能的穩(wěn)定性。

圖3 制動(dòng)器各零部件和仿生摩擦襯片自然頻率分布Fig.3 Natural frequency distributions of brake components and bionic friction linings

2.2 模態(tài)振型分析

進(jìn)一步地，不同摩擦襯片在0 ～12 000 Hz的頻率范圍內(nèi)的自由模態(tài)的分析，結(jié)果見圖4和表3。光滑摩擦襯片和仿生摩擦襯片的自由模態(tài)特性與頻率值均很接近。這是由于制動(dòng)摩擦襯片背板彈性模量遠(yuǎn)大于摩擦襯片材料，因此削弱了摩擦襯片表面處理對(duì)制動(dòng)摩擦襯片模態(tài)的影響。但是，由于摩擦襯片的表面處理方式不同，依然會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)摩擦襯片的局部模態(tài)發(fā)生變化。如在第2階模態(tài)中，方坑摩擦襯片與混合摩擦襯片在該階模態(tài)較為接近，但與光滑摩擦襯片和圓坑摩擦襯片的模態(tài)差異顯著。此外，仿生摩擦襯片在高頻頻段的局部模態(tài)振型更明顯，表面圓坑與方坑區(qū)均出現(xiàn)一定程度的變形。

圖4 光滑摩擦襯片和仿生摩擦襯片的各階自由模態(tài)對(duì)比Fig.4 Comparison of free modes of each order between smooth friction lining and bionic friction lining

表3 不同摩擦襯片的自然頻率特性Tab.3 Natural frequency characteristics of different friction linings

3 非光滑仿生表面摩擦襯片對(duì)制動(dòng)振動(dòng)性能穩(wěn)定性影響的分析

3.1 制動(dòng)穩(wěn)定性評(píng)價(jià)指標(biāo)

在制動(dòng)器摩擦振動(dòng)噪聲的預(yù)測(cè)分析中，復(fù)特征值分析法最為常見[5, 20]。利用ABAQUS進(jìn)行制動(dòng)器的復(fù)特征值求解，建立制動(dòng)器動(dòng)力學(xué)方程：

(1)

式中,M為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣。剛度矩陣K因?yàn)榇嬖谀Σ另?xiàng)而變?yōu)椴粚?duì)稱矩陣，因此制動(dòng)器的振動(dòng)響應(yīng)z(t)的通解可表示為:

(2)

式中，j為系統(tǒng)對(duì)應(yīng)的模態(tài)階次；{φ}為系統(tǒng)第j階模態(tài)的模態(tài)向量；Sj為系統(tǒng)的特征值。Sj表達(dá)式為:

Sj=Aj+iBj。

(3)

由式(3)可知，當(dāng)特征值實(shí)部Aj>0時(shí)，振動(dòng)響應(yīng)z(t)的值隨時(shí)間增大而逐漸增大。這說明制動(dòng)器系統(tǒng)產(chǎn)生自激振動(dòng)，此時(shí)所對(duì)應(yīng)的虛部值Bj即為制動(dòng)器系統(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ξj。

其表達(dá)形式為:

ξj=-Aj/(π|Bj|)，

(4)

制動(dòng)振動(dòng)具有多頻成分，通常采用傾向性系數(shù)(Tendency of Instability)作為制動(dòng)振動(dòng)傾向和強(qiáng)度的評(píng)價(jià)指標(biāo)[5, 21]，其計(jì)算式為:

(5)

式中TOI為振動(dòng)傾向性系數(shù)。

當(dāng)它的值越大時(shí)，制動(dòng)器產(chǎn)生振動(dòng)與噪聲的趨勢(shì)和強(qiáng)度越大。這也成為在多頻振動(dòng)狀態(tài)下，制動(dòng)器振動(dòng)性能穩(wěn)定性強(qiáng)弱的主要判斷依據(jù)[5]。

3.2 制動(dòng)器系統(tǒng)穩(wěn)定性分析

對(duì)不同制動(dòng)器(光滑摩擦襯片/仿生摩擦襯片)在制動(dòng)過程中產(chǎn)生的復(fù)特征值進(jìn)行求解，結(jié)果如圖5所示。當(dāng)摩擦系數(shù)為0.6時(shí)，光滑摩擦襯片和圓坑摩擦襯片所對(duì)應(yīng)的制動(dòng)器系統(tǒng)均出現(xiàn)了12個(gè)不穩(wěn)定振動(dòng)頻率，相比之下，方坑摩擦襯片和混合摩擦襯片所對(duì)應(yīng)的制動(dòng)器系統(tǒng)出現(xiàn)不穩(wěn)定振動(dòng)頻率的數(shù)量明顯降低，均為9個(gè)。進(jìn)一步分析可知，在摩擦襯片表面加工出仿生非光滑表面結(jié)構(gòu)時(shí)，制動(dòng)器系統(tǒng)不會(huì)產(chǎn)生頻率為2 337 Hz的振動(dòng)，即制動(dòng)器系統(tǒng)出現(xiàn)低頻振動(dòng)的數(shù)量減少。但是，由于表面仿生結(jié)構(gòu)的存在，會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)器系統(tǒng)產(chǎn)生頻率為7 220 Hz左右的摩擦振動(dòng)，即制動(dòng)器系統(tǒng)出現(xiàn)高頻振動(dòng)的數(shù)量增多。產(chǎn)生上述現(xiàn)象的原因是由于摩擦襯片表面進(jìn)行處理后，它的結(jié)構(gòu)和自然頻率發(fā)生變化，導(dǎo)致它在其他階次的頻率與制動(dòng)器其他部件在特定階次的自然頻率非常接近，因此與制動(dòng)器其他部件發(fā)生耦合的階次發(fā)生改變，從而導(dǎo)致制動(dòng)器系統(tǒng)產(chǎn)生的振動(dòng)頻率也發(fā)生變化。

圖5 不同摩擦襯片狀態(tài)下制動(dòng)系統(tǒng)的負(fù)阻尼比分布情況Fig.5 Distributions of negative damping ratios of brake system with different friction linings

圖6 不同摩擦襯片狀態(tài)下不同制動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)模態(tài)Fig.6 Vibration modes of different brake systems with different friction linings

如圖6所列，在不同摩擦襯片狀態(tài)下，不同制動(dòng)器系統(tǒng)可能出現(xiàn)的振動(dòng)模態(tài)。由于制動(dòng)盤為板式結(jié)構(gòu)，且頻率分布范圍較廣，因此制動(dòng)器系統(tǒng)絕大部分的模態(tài)主要表現(xiàn)為制動(dòng)盤的軸向與周向變形。但由于摩擦襯片經(jīng)過表面處理后，部分與制動(dòng)摩擦襯片有關(guān)的局部模態(tài)發(fā)生明顯變化，如在振動(dòng)頻率為3 880 Hz附近，由于摩擦襯片結(jié)構(gòu)變化導(dǎo)致局部振型差異顯著，不同制動(dòng)器系統(tǒng)的制動(dòng)鉗鉗指的變形特性明顯不同；當(dāng)制動(dòng)器系統(tǒng)在頻率為7 220 Hz附近振動(dòng)時(shí)，制動(dòng)摩擦襯片的局部振動(dòng)即為制動(dòng)器系統(tǒng)的主要振動(dòng)模態(tài)，即摩擦襯片進(jìn)行表面處理后，其與制動(dòng)器其他部件發(fā)生耦合的階次產(chǎn)生變化，因此出現(xiàn)了新的振動(dòng)模態(tài)。

進(jìn)一步地，對(duì)該摩擦系數(shù)下不同制動(dòng)器系統(tǒng)的TOI值進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果見表4。對(duì)于光滑摩擦襯片，其對(duì)應(yīng)制動(dòng)器系統(tǒng)的TOI值為216.401；當(dāng)在摩擦襯片表面加工出圓坑時(shí)，其對(duì)應(yīng)制動(dòng)器系統(tǒng)的TOI值為150.105；對(duì)于方坑摩擦襯片，其對(duì)應(yīng)制動(dòng)器系統(tǒng)的TOI值為147.36；相比之下，當(dāng)在摩擦襯片表面加工出混合坑后，其對(duì)應(yīng)制動(dòng)器系統(tǒng)的TOI值明顯下降，僅為123.609。綜上分析可知，在摩擦襯片表面加工出仿生表面后，制動(dòng)器系統(tǒng)產(chǎn)生不穩(wěn)定振動(dòng)特性的傾向明顯下降，尤其當(dāng)摩擦襯片表面加工出方坑或混合坑后，制動(dòng)器產(chǎn)生不穩(wěn)定振動(dòng)頻率的數(shù)量明顯下降，且具有混合坑表面的摩擦襯片在降低制動(dòng)器系統(tǒng)振動(dòng)強(qiáng)度方面的效果最佳。

表4 不同摩擦襯片狀態(tài)下制動(dòng)器不穩(wěn)定振動(dòng)數(shù)量和TOITab.4 Unsteady vibrations and TOIs of brake with different friction linings

3.3 TOI演變特性分析

考慮到制動(dòng)摩擦振動(dòng)的產(chǎn)生是一個(gè)從無到有的演變過程，且在不同摩擦系數(shù)狀態(tài)下，制動(dòng)器系統(tǒng)出現(xiàn)的耦合頻率和振動(dòng)特性可能有所區(qū)別，見圖7。

圖7 不同制動(dòng)器的TOI值隨摩擦系數(shù)的變化曲線Fig.7 Curves of TOIs of different brake systems varying with friction coefficient

隨著摩擦系數(shù)增大，制動(dòng)器系統(tǒng)的振動(dòng)傾向均逐漸增大。這是由于摩擦系數(shù)的增大導(dǎo)致制動(dòng)器系統(tǒng)發(fā)生模態(tài)耦合的數(shù)量增多，因此可能出現(xiàn)的振動(dòng)傾向和強(qiáng)度逐漸變大[22]。雖然仿生摩擦襯片對(duì)應(yīng)的制動(dòng)器系統(tǒng)的TOI值也趨于增大，但是其整體幅值均小于具有光滑摩擦襯片的制動(dòng)器系統(tǒng)，該分析結(jié)果進(jìn)一步說明了通過對(duì)摩擦襯片進(jìn)行仿生表面處理，能夠降低系統(tǒng)振動(dòng)傾向，改善制動(dòng)器系統(tǒng)摩擦振動(dòng)穩(wěn)定性。尤其是在摩擦襯片表面具有混合坑結(jié)構(gòu)形態(tài)后，其所對(duì)應(yīng)的制動(dòng)器的TOI值最低，因此制動(dòng)器系統(tǒng)的摩擦振動(dòng)穩(wěn)定性最強(qiáng)。

3.4 接觸狀態(tài)分析

為了解釋仿生摩擦襯片在改善制動(dòng)器系統(tǒng)振動(dòng)噪聲的機(jī)理，同時(shí)考慮到制動(dòng)振動(dòng)的產(chǎn)生源于摩擦界面的不穩(wěn)定振動(dòng)，本節(jié)對(duì)不同制動(dòng)器的液壓缸側(cè)的接觸應(yīng)力進(jìn)行分析，結(jié)果如圖8所示。當(dāng)摩擦襯片表面仿生處理后，制動(dòng)盤摩擦表面應(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)力幅值有一定程度的下降。這表明摩擦襯片表面處理后，改善了應(yīng)力集中現(xiàn)象，使應(yīng)力分布更加均勻，從而削弱了能量堆積趨勢(shì)，改善了制動(dòng)器的振動(dòng)摩擦振動(dòng)特性的穩(wěn)定性[5, 23]。此外，在摩擦襯片表面加工出混合坑后，摩擦界面的應(yīng)力幅值最小，應(yīng)力梯度較均勻，因此其所對(duì)應(yīng)的制動(dòng)器摩擦振動(dòng)特性的穩(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8所示的TOI分析結(jié)果相一致。

圖8 不同摩擦襯片的制動(dòng)盤接觸應(yīng)力Fig. 8 Contact stresses of brake discs with different friction linings

在常見的制動(dòng)器摩擦副接觸應(yīng)力分析中，摩擦襯片的應(yīng)力通常集中在摩擦襯片的前邊緣區(qū)。在摩擦襯片表面仿生處理后，由于接觸應(yīng)力值減弱，所以應(yīng)力分布更均勻，但最大應(yīng)力依然出現(xiàn)在摩擦襯片的前邊緣區(qū)。這也與應(yīng)力集中現(xiàn)象的一般規(guī)律相符合。

4 結(jié)論與展望

本研究設(shè)計(jì)出3種具有非光滑仿生表面的摩擦襯片：圓坑、方坑和混合坑摩擦襯片，利用ABAQUS對(duì)3種非光滑仿生表面摩擦襯片進(jìn)行了制動(dòng)摩擦振動(dòng)性能的分析，并與具有光滑摩擦襯片的制動(dòng)器進(jìn)行對(duì)比。主要結(jié)論如下：

(1)摩擦襯片表面經(jīng)仿生處理后，摩擦襯片表面結(jié)構(gòu)形態(tài)發(fā)生了改變，整體剛度降低，自然頻率值減小。摩擦襯片自然頻率的改變將對(duì)制動(dòng)器的耦合頻率產(chǎn)生影響。

(2)摩擦襯片表面仿生處理后，制動(dòng)器發(fā)生模態(tài)耦合頻率和耦合數(shù)量均發(fā)生變化，出現(xiàn)了部分振動(dòng)頻率消失和新增的現(xiàn)象。這表明仿生摩擦襯片與制動(dòng)器其他部件發(fā)生耦合的階次發(fā)生了改變，使制動(dòng)器工作產(chǎn)生的振動(dòng)頻率也發(fā)生變化。

(3)摩擦襯片表面非光滑仿生處理后，制動(dòng)器的摩擦振動(dòng)傾向和強(qiáng)度明顯減弱。在3種非光滑仿生摩擦襯片中，混合坑摩擦襯片在改善制動(dòng)器制動(dòng)摩擦振動(dòng)性能的穩(wěn)定性上效果最佳，其對(duì)應(yīng)的TOI值最??；而圓坑摩擦襯片在3者之中抑制制動(dòng)振動(dòng)的效果最弱。

(4)摩擦襯片表面的仿生設(shè)計(jì)與處理，改善了制動(dòng)界面應(yīng)力集中現(xiàn)象，使應(yīng)力分布更均勻，從而削弱了界面能量堆積現(xiàn)象，改善了制動(dòng)器摩擦振動(dòng)性能的穩(wěn)定性。尤其混合坑摩擦襯片表面加工后，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)的制動(dòng)器振動(dòng)性能的穩(wěn)定性最好。

在后續(xù)工作中，將搭建制動(dòng)器臺(tái)架試驗(yàn)系統(tǒng)，對(duì)具有不同仿生表面的摩擦襯片進(jìn)行制動(dòng)試驗(yàn)；將對(duì)試驗(yàn)與數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，從而進(jìn)一步驗(yàn)證仿生摩擦襯片在改善制動(dòng)振動(dòng)噪聲方面的可行性。同時(shí)，將設(shè)置各個(gè)結(jié)構(gòu)(圓坑/方坑)的尺寸、排布等作為影響因子參數(shù)，采用試驗(yàn)設(shè)計(jì)(DOE)結(jié)合響應(yīng)曲面法，對(duì)各影響因子的顯著性進(jìn)行分析，并得到降低制動(dòng)摩擦振動(dòng)噪聲的最優(yōu)解決方案。