實現(xiàn)振動解耦的摩擦學行為模擬試驗臺設計方法

劉啟昂, 莫繼良*, 項載毓, 陳 偉, 張棋翔, 周仲榮

(1.西南交通大學 機械工程學院, 四川 成都 610031;2.廣西大學 機械工程學院, 廣西 南寧 530004)

摩擦學是研究相對運動物體表面間摩擦、磨損、潤滑以及三者間相互關系的理論與應用的一門學科[1].兩個相對運動的物體表面存在著復雜的相互作用和耦合關系，涉及摩擦磨損、振動與噪聲、摩擦熱及疲勞裂紋等諸多摩擦學行為.這些摩擦學行為所導致的材料損失、機械零部件失效和能量耗散等問題對機械加工精度和設備使用壽命等有嚴重影響而一直備受關注.因此，摩擦學行為的研究對深入了解摩擦磨損機理，評估影響因素，保證機械設備長期可靠工作具有重要的指導意義.

由于界面摩擦學行為復雜多變，是摩擦系統(tǒng)結構、服役工況和摩擦副材料等共同作用的結果，通過試驗測試的方法可以很好地將各種服役工況下的界面摩擦學行為進行再現(xiàn)，獲取摩擦試驗過程中摩擦系數(shù)、磨損特征、振動和噪聲等信息，進而探究不同影響因素對摩擦學行為的影響，具有較高的可信度和較強的借鑒意義.因此，國內(nèi)外許多研究人員從試驗角度出發(fā)，在不同摩擦磨損試驗裝置上開展了相關研究.王安宇等[2]在多功能摩擦磨損試驗機上探究了溝槽與固體潤滑劑MoS2協(xié)同作用對摩擦振動及噪聲特性的影響.孫瑞雪等[3]在沖滑復合摩擦磨損試驗機上研究了不同結構剛度下H13鋼的沖滑復合磨損特性和機理.袁新璐等[4]在多功能微動磨損試驗機上研究了位移幅值對銅鎂合金微動磨損行為的影響.史雪飛等[5]在微-滑動載流摩擦試驗機上研究了系統(tǒng)彈性變形對載流摩擦副磨損性能的影響.Joo等[6]在盤式制動襯片摩擦測試試驗機上研究了制動襯片黏滑振動特性與襯片表面接觸面積的關系.Zhao等[7]在多功能摩擦磨損試驗機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理.

可以發(fā)現(xiàn)，摩擦磨損試驗裝置為了解和認識摩擦學行為的影響因素和演變規(guī)律提供了重要的研究手段.然而試驗裝置的摩擦副與機械連接部件采用的剛性連接方式，在摩擦試驗中會激發(fā)耦合振動.其次，由于摩擦振動既是接觸激勵的函數(shù)，也是系統(tǒng)動力學的函數(shù)[8]，界面行為與系統(tǒng)動力學響應之間存在相互耦合關系，在相同的試驗工況下改變連接部件也會影響這種耦合關系[9].最后，驅動電機等動力部件在工作中產(chǎn)生的振動也會通過機械連接部件傳遞到摩擦界面.總的來說，摩擦副和機械連接部件的剛性連接方式對開展界面摩擦學行為的精確研究有一定影響，然而現(xiàn)有的摩擦磨損試驗裝置并未就上述問題進行充分考慮.因此，很有必要開發(fā)1種實現(xiàn)摩擦界面與機械連接部件振動解耦的摩擦學行為模擬試驗臺(以下簡稱為振動解耦試驗臺)，以期能更加精確地研究界面摩擦學行為影響因素、揭示摩擦自激振動產(chǎn)生機理以及評估材料的摩擦磨損性能.

本研究中搭建1種實現(xiàn)振動解耦的摩擦學行為模擬試驗臺，設計界面摩擦振動與外部干擾振動的解耦路徑，從而實現(xiàn)摩擦界面與機械連接部件之間的振動解耦.進行錘擊試驗和摩擦振動對比試驗，驗證振動解耦功能的有效性，并討論相同試驗條件下振動解耦與非解耦試驗臺試驗數(shù)據(jù)的區(qū)別.該振動解耦試驗臺的研制及試驗方法為排除摩擦學設備因素而客觀對比評估不同材料的摩擦磨損性能，揭示摩擦自激振動產(chǎn)生機理以及深入探究界面摩擦學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 試驗裝置結構及原理

1.1 整體結構

振動解耦試驗臺主體結構包括支撐系統(tǒng)、驅動系統(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.驅動系統(tǒng)由安裝在支撐系統(tǒng)基座上的音圈電機和氣浮滑臺組成，音圈電機線圈組件與氣浮滑臺的端部直接固接，從而實現(xiàn)氣浮滑臺沿x軸方向的往復運動.氣浮滑臺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字型氣浮軸承結構和伺服電機組成，T字型氣浮軸承結構通過1個厚度為20 mm的方形鋼板固定于伺服電機上，從而由伺服電機帶動T字型氣浮軸承結構實現(xiàn)上下運動.方形鋼板的上端安裝有兩根鋼彈簧，用于平衡T字型氣浮軸承結構和方形鋼板的自重.T字型氣浮軸承結構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).振動解耦試驗臺主體結構如圖1所示，其中驅動系統(tǒng)往復運動頻率為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 振動解耦試驗臺主體結構

除以上主體結構組成的系統(tǒng)外，振動解耦試驗臺還配備有進氣系統(tǒng)和數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)，如圖2所示.進氣系統(tǒng)包含1個螺桿式空氣壓縮機和1個冷凍式空氣干燥器.螺桿式空氣壓縮機產(chǎn)生的壓縮空氣經(jīng)空氣干燥器降溫和過濾后通入T字型氣浮軸承結構和氣浮滑臺的進氣口，從而分別實現(xiàn)上、下摩擦試樣與機械連接結構的氣浮隔離.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)， 可對摩擦試驗中的法向力、摩擦力和切向力信號實施動態(tài)監(jiān)測；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(頻率范圍3.5~20 kHz，靈敏度50 mV/Pa)用于采集試驗中的摩擦振動和噪聲信號，上述信號通過信號測量分析設備實現(xiàn)同步采集分析.

Fig.2 The wind source system and data acquisition and analysis system圖2 進氣系統(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構

氣浮技術是1種較為常見的可實現(xiàn)無摩擦導向和無接觸支撐的技術手段，廣泛應用于精密加工、電子制造和精密測量等領域[10-12].氣浮軸承是氣浮技術目前最為常用的結構之一，實現(xiàn)直線運動的氣浮軸承通常由1個軸套和1根導軌組成.圖3(a)和(b)所示分別為氣浮軸承工作原理圖和實物圖.氣浮軸承工作時外部壓縮氣體由進氣孔進入軸套內(nèi)，而后由分布在軸套內(nèi)圈的節(jié)流孔排出，從而在軸套與導軌之間形成一定厚度的壓力薄膜，實現(xiàn)軸套和導軌的零接觸并對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運動的介質(zhì)，氣浮軸承軸套與導軌的相對運動過程中沒有機械摩擦的產(chǎn)生，因此具有無摩擦、振動小和噪聲低等特點[13].振動解耦試驗臺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)實物圖

為隔離摩擦界面與機械連接部件之間的耦合振動，將氣浮軸承作為連接結構引入振動解耦試驗臺.利用氣浮軸承無摩擦運動方式和非接觸承載特性，從而阻斷界面摩擦振動與外部干擾振動的傳遞路徑，實現(xiàn)摩擦界面與機械連接部件之間的振動解耦.針對上、下摩擦試樣的安裝位置，分別設計了2條解耦路徑.

圖4(a)所示為界面摩擦振動與通過方形鋼板向下傳遞的干擾振動的解耦路徑.干擾振動向下傳遞時存在2條路徑(紅色實線所示)，一條路徑沿T字型氣浮軸承結構水平安裝的導軌向下傳遞，當傳遞到氣浮軸承軸套處時，軸套與導軌之間沿y軸的周向壓縮氣體的存在使得干擾振動無法進一步向下傳遞(帶“×”的紅色實線所示).此外，若干擾振動沿另一條路徑從T字型氣浮軸承結構垂向安裝的導軌向下傳遞時，沿x軸的周向壓縮氣體仍會阻礙干擾振動的繼續(xù)傳遞.因此，T字型氣浮軸承安裝布局結構保證了界面摩擦振動與干擾振動的隔離，實現(xiàn)了摩擦界面與機械連接部件方形鋼板的振動解耦.圖4(b)所示為界面摩擦振動與通過基座向上傳遞的干擾振動的解耦路徑.來自于基座的干擾振動(紅色實線所示)沿導軌傳遞到氣浮軸承軸套處時，由于軸套與導軌間沿x軸周向壓縮氣體的存在，阻隔了干擾振動向上傳遞的路徑(帶“×”的紅色實線所示).相應地，產(chǎn)生于界面的摩擦振動由于沿x軸周向壓縮氣體的存在也無法向下傳遞.因此，實現(xiàn)了摩擦界面與基座的振動解耦.

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字型氣浮軸承結構；(b) 氣浮滑臺

當上、下摩擦試樣進行摩擦時，T字型氣浮軸承結構垂向安裝的導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到導軌末端的距離.過大的摩擦力矩會使得導軌在試驗中發(fā)生傾斜影響氣浮軸承工作間隙，惡劣情況下導軌還可能觸碰到軸套使得氣浮軸承間隙變?yōu)榱?，對氣浮軸承造成損傷.本研究中所采用氣浮軸承最大承受力矩為7.1 N·m，T字型氣浮軸承結構軸套中心到導軌末端的距離為60 mm，因此在摩擦力不超過100 N的情況下可很好地保證氣浮軸承正常工作.

1.3 基于音圈電機的低振驅動

音圈電機作為1種特殊結構形式的電磁作動器，利用永磁鐵和通電線圈繞組間的電磁力直接驅動負載實現(xiàn)直線往復運動，具有結構簡單、動態(tài)性能好和精度控制高等優(yōu)勢.音圈電機和氣浮滑臺共同組成了振動解耦試驗臺的驅動系統(tǒng)，音圈電機線圈組件與永磁體的非接觸特征形成了磁懸浮無接觸運動方式，最大可能地降低了工作時產(chǎn)生的自振.此外，音圈電機的線圈組件直接與氣浮滑臺的端部固接，可以直接驅動氣浮滑臺實現(xiàn)往復運動.由于沒有傳動機構，所以也減少了機械磨損和能量損失.振動解耦試驗臺所使用的音圈電機質(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 試驗臺振動解耦功能測定

為測定所設計的振動解耦試驗臺能夠有效隔離摩擦界面與機械連接部件之間的耦合振動，實現(xiàn)上、下摩擦試樣界面摩擦振動信號的精確采集，分別對加載系統(tǒng)的T字型氣浮軸承結構和驅動系統(tǒng)的氣浮滑臺開展錘擊試驗，將進氣系統(tǒng)工作和不工作2種狀態(tài)下測得的振動信號進行時域及頻域分析，并利用有限元軟件對振動解耦試驗臺進行完整的模態(tài)分析，將分析結果與錘擊試驗數(shù)據(jù)對比，以充分說明試驗臺振動解耦設計的有效性.

2.1 測定方法

圖5所示為錘擊試驗示意圖.將2個三向加速度傳感器分別安裝于氣浮軸承軸套處和導軌的一端，分別記為測試點A和測試點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軌另一端(錘擊點)，采集測試點A和測試點B的振動信號.當進氣系統(tǒng)未工作時(未充氣狀態(tài)下)，氣浮軸承軸套與導軌為直接剛性接觸；當進氣系統(tǒng)工作時(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軌之間為零接觸.因此，2種狀態(tài)下測試點A的振動頻率信號與測試點A、B的振動強度可能存在差異.圖6所示為錘擊試驗實物圖以及測試點位置.按照氣浮軸承的布置方式，在充氣和未充氣狀態(tài)下，對T字型氣浮軸承結構水平方向、豎直方向和氣浮滑臺分別開展相應的錘擊試驗，可探明氣浮軸承在充氣狀態(tài)下是否實現(xiàn)了界面摩擦振動與干擾振動的隔離.

Fig.5 Schematic diagram of hammer test圖5 錘擊試驗示意圖

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 錘擊試驗實物圖：(a) T字型氣浮軸承結構水平方向；(b) T字型氣浮軸承結構豎直方向；(c)氣浮滑臺

2.2 試驗結果

圖7所示為T字型氣浮軸承結構水平方向的錘擊試驗結果.由圖7(a)可知，測試點A處充氣狀態(tài)下的振動幅值遠小于未充氣下狀態(tài)，即敲擊導軌產(chǎn)生的振動難以通過壓縮氣體傳遞到測試點A處，這說明在充氣狀態(tài)下有效隔離了軸套與導軌之間的振動.在充氣或未充氣狀態(tài)下，測試點B的振動幅值幾乎沒有改變，結果如圖7(b)所示.這是由于測試點B和錘擊試驗的敲擊點均處于導軌上，軸套與導軌之間是否存在壓縮氣體對測試點B的振動幅值并沒有直接影響.圖8所示為測試點A處振動信號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構的某幾階固有頻率.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字型氣浮軸承結構水平方向僅有軸套自身的固有頻率存在，這充分說明T字型氣浮軸承結構水平方向能夠有效隔離連接部件帶來的干擾振動，實現(xiàn)該方向上的振動解耦.

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字型氣浮軸承結構水平方向錘擊試驗：(a) 測試點A處加速度信號；(b) 測試點B處加速度信號

Fig.8 The frequency spectrum of the horizontal direction hammer test of the T-shaped air bearing configuration圖8 T字型氣浮軸承結構水平方向錘擊試驗頻譜曲線

進一步，對T字型氣浮軸承結構豎直方向開展錘擊試驗，測試點A、B振動幅值的均方根值(RMS)統(tǒng)計結果如圖9(a)所示.可以發(fā)現(xiàn)，測試點A處振動信號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.而測試點B處振動信號的均方根值在2種狀態(tài)下差別不大，分別為1.65和1.42 m/s2.圖9(b)所示為測試點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個頻率峰，而充氣狀態(tài)下僅有24.9 Hz的頻率峰存在.該振動頻率與圖8中充氣狀態(tài)下所測頻率基本一致，均為軸套的固有頻率.結果表明T字型氣浮軸承結構在充氣狀態(tài)下能實現(xiàn)在豎直方向的振動解耦.

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

圖10(a)所示為氣浮滑臺錘擊試驗振動信號均方根值分析結果.與圖9(a)相似，測試點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.測試點B基本不受氣浮軸承工作狀態(tài)的影響，振動幅值的均方根差異不大，分別為1.71和1.42 m/s2.測試點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)下測試點B的頻譜曲線，由于錘擊試驗錘擊點與測試點B均位于氣浮軸承導軌上，957.0 Hz的主頻即為導軌的固有頻率.對比充氣狀態(tài)下測試點A的頻譜曲線(圖10(b)藍色曲線)發(fā)現(xiàn)，該頻譜曲線并未出現(xiàn)頻率為957.0 Hz的主頻，說明氣浮滑臺在充氣狀態(tài)下很好地隔離了來自于導軌的振動傳遞.此外，有限元模態(tài)分析結果表明(見下節(jié))，625.0 和1 391.1 Hz為氣浮滑臺的模態(tài)頻率；63.4及124.5 Hz為充氣狀態(tài)下錘擊試驗激起的氣浮滑臺振動頻率.綜上所述，錘擊試驗說明了氣浮滑臺在充氣狀態(tài)下能有效隔離干擾振動，實現(xiàn)振動解耦.

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 氣浮滑臺錘擊試驗：(a) 振動加速度均方根；(b) 測試點A頻譜曲線；(c) 充氣狀態(tài)下測試點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建立簡化振動解耦試驗臺模型，如圖11所示.該有限元模型包含背板、氣浮軸承導軌、軸套、夾具、摩擦塊試樣和氣浮滑臺等部件.有限元模型中各部件的尺寸與真實試驗臺保持一致，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軌與軸套的接觸方式均采用“Surface to surface (standard)”，并設定氣浮軸承導軌與軸套切向接觸的摩擦系數(shù)為0，用于模擬進氣系統(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試驗臺保持一致，在背板處施加完全固定約束，在氣浮滑臺底部施加除往復滑動方向外的其他位移和旋轉約束.有限元模型采用C3D8R網(wǎng)格單元進行網(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 振動解耦試驗臺有限元模型

試驗臺模態(tài)振型如圖12所示，可以發(fā)現(xiàn)試驗臺1階模態(tài)振型以T字型氣浮軸承結構豎直方向的扭轉為主，試驗臺2階模態(tài)振型為夾具沿z軸方向的彎曲為主，試驗臺3階模態(tài)振型以T字型氣浮軸承軸套彎曲為主.提取對應的模態(tài)頻率與錘擊試驗結果列于表2中.對比發(fā)現(xiàn)，試驗臺1階固有頻率為26.7 Hz，與T字型氣浮軸承結構水平及豎直方向的錘擊試驗頻率24.9 Hz相近，相對誤差為6.7%.2階固有頻率為91.1 Hz，與T字型氣浮軸承結構豎直方向的錘擊試驗頻率83.2 Hz相近，相對誤差為8.6%.3階固有頻率為216.6 Hz，與T字型氣浮軸承結構水平方向的錘擊試驗頻率207.3 Hz相近，相對誤差為4.2%.有限元模態(tài)分析結果與錘擊試驗誤差最大值為8.6%，但頻率的絕對數(shù)值相差較小，模態(tài)分析能較好地對應錘擊試驗結果.利用有限元模態(tài)分析手段，驗證了試驗臺振動解耦設計的有效性.

表2 模態(tài)分析結果與錘擊試驗結果誤差計算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)分析結果與錘擊試驗結果比較：(a) T字型氣浮軸承結構水平方向；(b) T字型氣浮軸承結構豎直方向；(c) 氣浮滑臺

3 試驗臺振動解耦功能驗證

為進一步驗證所設計試驗臺的振動解耦功能并展示振動解耦/非解耦摩擦學試驗設備的區(qū)別，在振動解耦試驗臺和非解耦摩擦磨損試驗機(CETR UMT-3)上分別開展“平面-平面”接觸的摩擦學試驗.保證試驗參數(shù)、摩擦試樣形狀及外形尺寸均一致的前提下，對2個摩擦磨損試驗裝置采集的試驗數(shù)據(jù)進行對比分析.CETR UMT-3多功能摩擦磨損試驗機是目前國際上應用較為廣泛的商業(yè)摩擦學測試設備，其摩擦系統(tǒng)與機械連接部件方式為傳統(tǒng)的剛性連接，試驗中的耦合振動可能影響試驗的測量結果.此外，驅動電機和基座的振動也會通過剛性連接件傳遞到摩擦界面，對測量結果造成一定的干擾.

3.1 非振動解耦摩擦磨損試驗機及對比試驗方法介紹

采用的振動未解耦的傳統(tǒng)商業(yè)摩擦磨損試驗機(CETR UMT-3)如圖13所示，試驗機上部為移動臺，移動臺內(nèi)部安裝有二維力傳感器.夾具通過螺栓固定于移動臺上，夾具內(nèi)安裝有上摩擦試樣.下摩擦試樣固定于下夾具中，在電機驅動下實現(xiàn)往復運動.振動信號通過安裝于夾具上的三向加速度傳感器采集，并通過數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)實時記錄.

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

選取高速列車制動系統(tǒng)常用的粉末冶金(制動閘片)和鍛鋼(制動盤)作為摩擦對偶材料.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.試驗分為2組，分別分析法向載荷和往復滑動頻率對摩擦系統(tǒng)振動強度的影響.第1組設定法向載荷分別為30、60和 90 N，往復頻率為1 Hz.第2組設定法向載荷為60 N，往復頻率分別為1、2和 3 Hz.環(huán)境溫度為20±2 ℃，空氣相對濕度為60%±5%，為確保試驗的重復性，每種工況下均進行3次重復試驗，單次試驗時長為10 min.在非振動解耦摩擦磨損試驗機上完成相關試驗后，依照上述試驗樣品、試驗參數(shù)及試驗方法，在自主研制的振動解耦試驗臺上再次進行摩擦學試驗.

3.2 對比分析

對比2種摩擦磨損試驗裝置上采集的不同法向載荷下的切向振動加速度，如圖14所示，可見對應的振動信號在數(shù)值上有明顯差異，法向載荷相同時，振動解耦試驗臺所采集的振動幅值明顯較低.但對于兩種裝置，不同法向載荷對切向振動加速度的影響規(guī)律基本保持一致：隨著法向載荷的增加，切向振動逐漸增強.圖15所示為不同往復頻率下切向振動加速度的時域信號，可以發(fā)現(xiàn)相同往復頻率時兩種裝置采集的切向振動信號幅值仍存在差異，且同樣呈現(xiàn)隨著往復頻率的增加，切向振動逐漸增強的規(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加速度：(a) 振動解耦試驗臺；(b) 非振動解耦試驗機

Fig.15 Tangential vibration acceleration at different reciprocating frequencies: (a) vibration decoupled experimental device;(b) vibration coupled experimental device圖15 不同往復頻率下切向振動加速度：(a) 振動解耦試驗臺；(b) 非振動解耦試驗機

圖16所示為上述2組試驗中切向振動加速度的均方根值和均方根變化率.均方根值統(tǒng)計結果表明，不同試驗參數(shù)下2種裝置得到的切向振動信號的變化規(guī)律基本一致，即隨著法向載荷或往復頻率的增加，切向振動加速度也逐步增大，這也說明設計的振動解耦試驗臺可有效開展相關摩擦學行為模擬試驗.進一步，定義均方根變化率的計算公式：

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

均方根變化率描述了與前1個工況相比，該工況下切向振動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，振動解耦試驗臺(縮寫為VD)采集的振動加速度均方根變化率一直增加，而非振動解耦試驗機(縮寫為VC)采集的振動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)擴大的趨勢[14].當法向載荷由60 N增加到90 N時，非振動解耦試驗機的振動加速度均方根變化率出現(xiàn)下降，這是由試驗臺自身的非解耦特性導致的，界面激發(fā)的能量可以通過剛性結構向外傳遞，機械連接結構的阻尼特性消耗了一部分振動的能量，最終使得法向載荷90 N時切向振動信號的均方根雖然有所增加，但變化率下降.對于振動解耦試驗臺而言，氣浮軸承軸套與導軌的非接觸特性使得試驗臺摩擦界面與機械連接結構是相互獨立的，摩擦振動信號與外部產(chǎn)生的干擾信號處于解耦狀態(tài)，摩擦振動激發(fā)的能量無法傳遞到外界.當法向載荷由60 N增加到90 N時，摩擦系統(tǒng)的能量沒有經(jīng)過外界的損耗，振動解耦試驗臺的振動加速度均方根變化率仍繼續(xù)增加.圖16(b)所示的不同往復頻率的振動均方根變化率曲線也體現(xiàn)了上述差異.振動解耦試驗臺摩擦界面激發(fā)的能量并未傳遞到外界而發(fā)生能量損失，因此振動加速度均方根變化率反映了隨著往復頻率的增加，摩擦系統(tǒng)激發(fā)的能量增幅越來越大的情況.非振動解耦試驗機由于摩擦副與機械連接部件存在剛性連接，一部分產(chǎn)生于界面的振動能量被耗散掉，振動加速度均方根變化率呈先上升后下降的趨勢.

因此，當摩擦磨損試驗裝置采用剛性連接方式時，摩擦界面與機械連接部件存在耦合振動與能量交換，難以開展界面摩擦學行為的精確研究.本研究中所設計的振動解耦摩擦學行為模擬試驗臺通過氣浮軸承實現(xiàn)了摩擦界面與機械連接部件的振動解耦，相比于采用剛性連接方式的傳統(tǒng)非振動解耦試驗設備，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行為的關鍵影響因素.

4 結論

a.基于氣浮軸承軸套與導軌的非接觸特性，設計了1種振動解耦的摩擦學行為模擬試驗臺，實現(xiàn)了摩擦過程中摩擦界面與機械連接部件的振動解耦.

b.振動解耦試驗臺的錘擊試驗結果表明，未充氣狀態(tài)下氣浮軸承軸套處存在多個頻率，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)下的振動加速度顯著較未充氣狀態(tài)的低，試驗臺具有良好的振動解耦效果.

c.在振動解耦/非解耦2種試驗裝置開展的摩擦學對比試驗結果表明，隨著法向載荷或往復滑動頻率的增加，振動解耦試驗臺測得的振動加速度均方根變化率呈上升趨勢，而非振動解耦的試驗機由于連接結構的剛性連接方式造成了能量損耗，所測的振動加速度均方根變化率先增加后降低.振動解耦試驗臺更加有利于精確地探究界面摩擦學行為的影響因素和演變規(guī)律，揭示摩擦自激振動產(chǎn)生機理，并能夠在對比評估不同材料的摩擦磨損性能時較大程度上排除摩擦學設備所帶來干擾和差異.