旋轉(zhuǎn)端面系統(tǒng)摩擦振動(dòng)機(jī)理的實(shí)驗(yàn)研究與分析

卞曉磊，陳龍，程俊，朱曉俊，貝紀(jì)忠，張進(jìn)利，白潔

(1. 南京中船綠洲機(jī)器有限公司，江蘇 南京 210039； 2. 東南大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，江蘇 南京 211189)

0 引言

工程應(yīng)用中，常見(jiàn)的旋轉(zhuǎn)摩擦副結(jié)構(gòu)有摩擦盤、圓軸類零件等。在旋轉(zhuǎn)摩擦副系統(tǒng)中，常因摩擦力的影響導(dǎo)致系統(tǒng)出現(xiàn)高振幅不穩(wěn)定現(xiàn)象，甚至發(fā)出嘯叫噪聲，這對(duì)工程和環(huán)境都造成了負(fù)面影響。摩擦現(xiàn)象是一個(gè)高度非線性問(wèn)題，凡是影響物體接觸幾何形狀和性質(zhì)的因素都會(huì)改變摩擦特性，從而破壞運(yùn)動(dòng)的均勻性。

由于摩擦現(xiàn)象的復(fù)雜性、多變性，要用一個(gè)完整的理論體系去研究，這也是目前學(xué)者們丞待解決的難點(diǎn)問(wèn)題，必須借助摩擦試驗(yàn)，才能更進(jìn)一步了解具體對(duì)象所產(chǎn)生的摩擦現(xiàn)象。陳光雄[1-3]課題組對(duì)金屬往復(fù)滑動(dòng)的摩擦振動(dòng)進(jìn)行了大量試驗(yàn)研究，分析了摩擦系數(shù)和相對(duì)滑動(dòng)速度對(duì)摩擦振動(dòng)的影響，試驗(yàn)研究了摩擦力-相對(duì)滑動(dòng)速度的關(guān)系，并探討了表面特征的變化對(duì)摩擦振動(dòng)及噪聲的影響，取得了豐碩的成果。麥云飛等[4]在摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)上用單變量控制法研究系統(tǒng)特性參數(shù)對(duì)摩擦高頻噪聲的影響。SUN D等[5]利用CFT-I型摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)對(duì)船用柴油機(jī)活塞環(huán)與缸套在不同磨損狀態(tài)下的摩擦振動(dòng)行為進(jìn)行了研究，利用諧波小波包變換(HWPT)分析了摩擦振動(dòng)的時(shí)頻特性，研究了摩擦振動(dòng)從磨合磨損到穩(wěn)定磨損和劇烈磨損狀態(tài)的變化規(guī)律。

迄今，摩擦還有很多知識(shí)原理等待人類的探索，人們對(duì)其物理過(guò)程的認(rèn)識(shí)尚且停留在定性階段，摩擦過(guò)程是難以用具體的數(shù)學(xué)方法進(jìn)行精確描述的。對(duì)摩擦振動(dòng)現(xiàn)象的發(fā)生機(jī)理，科學(xué)界尚未達(dá)成一致的共識(shí)，但多數(shù)學(xué)者認(rèn)為模態(tài)理論可以解釋眾多不同摩擦情況下的摩擦振動(dòng)。HOFFMANN N和GAUL L[6]研究了滑動(dòng)摩擦系統(tǒng)中存在結(jié)構(gòu)阻尼時(shí)模態(tài)耦合失穩(wěn)的定性和定量問(wèn)題。KANG J[7]分析了球頭系統(tǒng)中摩擦引起的動(dòng)態(tài)失穩(wěn)，給出了模態(tài)耦合失穩(wěn)的條件。王東偉等[8]通過(guò)數(shù)值模擬和試驗(yàn)研究探討球-平面接觸的滑動(dòng)摩擦，研究表明摩擦現(xiàn)象發(fā)生機(jī)理是振動(dòng)耦合引起系統(tǒng)自激振動(dòng)。

摩擦的研究一直備受科學(xué)界的關(guān)注，是機(jī)械學(xué)科的前沿?zé)狳c(diǎn)問(wèn)題，也是多學(xué)科交叉的難點(diǎn)問(wèn)題。大多數(shù)研究學(xué)者都以銷-盤試驗(yàn)機(jī)進(jìn)行摩擦研究，本文將以盤-盤旋轉(zhuǎn)端面試驗(yàn)臺(tái)作為試驗(yàn)裝置，試驗(yàn)研究旋轉(zhuǎn)摩擦副的摩擦特性，通過(guò)試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析解釋摩擦振動(dòng)現(xiàn)象，為解決軸系類旋轉(zhuǎn)部件的端面摩擦現(xiàn)象提供參考。

1 實(shí)驗(yàn)部分

1.1 試驗(yàn)臺(tái)及材料

試驗(yàn)采用自制的旋轉(zhuǎn)端面摩擦試驗(yàn)平臺(tái)，圖1為摩擦試驗(yàn)臺(tái)，測(cè)試裝置如圖2所示。動(dòng)摩擦盤采用灰鑄鐵HT250材料，彈性模量138 GPa，切變模量59.8 GPa，泊松比為0.25，材料密度7 000kg/m3。動(dòng)摩擦盤安裝在電機(jī)輸出軸上，接觸面為內(nèi)徑120mm、外徑128mm的圓環(huán)面。靜摩擦盤采用45號(hào)鋼材料，彈性模量209 GPa，切變模量82.3 GPa，泊松比為0.269，材料密度7 850kg/m3，屈服強(qiáng)度355MPa。靜摩擦盤通過(guò)法蘭安裝在基座上，接觸面為內(nèi)徑116mm、外徑136mm的圓環(huán)面。靜摩擦盤在接觸面法向上受到彈簧力，剛度為8.625N/mm，允許最大彈簧力為35N。試驗(yàn)的電機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為1 000 ～ 3 000r/min，接觸面法向載荷范圍為0 ～ 25N。

圖1 摩擦試驗(yàn)臺(tái)

圖2 摩擦試驗(yàn)測(cè)試裝置

1.2 試驗(yàn)方法

試驗(yàn)前，先用酒精和丙酮清洗摩擦表面。試驗(yàn)時(shí)，靜摩擦盤在接觸法向上受到預(yù)載荷并約束不動(dòng)，動(dòng)摩擦盤以一定的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)。具體操作步驟如下：1)連接驅(qū)動(dòng)裝置線路，調(diào)試伺服電機(jī)，調(diào)試驅(qū)動(dòng)器控制電機(jī)轉(zhuǎn)速；2)清洗摩擦表面，安裝布置好試驗(yàn)裝置并進(jìn)行校準(zhǔn)測(cè)試；3)電機(jī)達(dá)到設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速，在接觸面上施加設(shè)計(jì)載荷；4)運(yùn)行穩(wěn)定后采集數(shù)據(jù)，重復(fù)步驟3)直至結(jié)束測(cè)試。

試驗(yàn)中采用M + P數(shù)據(jù)采集分析測(cè)試系統(tǒng)，VibPilot數(shù)據(jù)采集儀具有8個(gè)通道數(shù)，可進(jìn)行通用、脈沖等采集模塊設(shè)置，可設(shè)置的最大采樣頻率為51 200 Hz。振動(dòng)信號(hào)是通過(guò)配套的ICP三向加速度傳感器來(lái)采集的，其3個(gè)方向的靈敏度分別為x向的10.34 mV/(m·s-2)、y向的10.14 mV/(m·s-2)、z向的10.87 mV/(m·s-2)。

試驗(yàn)通過(guò)單因素控制法設(shè)計(jì)了幾組不同的工況，詳見(jiàn)表1。其中轉(zhuǎn)速通過(guò)伺服電機(jī)配套的驅(qū)動(dòng)器控制軟件進(jìn)行調(diào)速，接觸載荷通過(guò)薄膜壓力傳感器獲得。

表1 摩擦試驗(yàn)工況

2 結(jié)果與討論

2.1 摩擦振動(dòng)信號(hào)分析

為了深入研究旋轉(zhuǎn)端面摩擦振動(dòng)特性和系統(tǒng)狀態(tài)對(duì)摩擦響應(yīng)的影響，對(duì)采集到的摩擦振動(dòng)信號(hào)的時(shí)域特性和頻域特性進(jìn)行了分析，以解釋旋轉(zhuǎn)端面的摩擦動(dòng)態(tài)特性。

圖3示出了摩擦副系統(tǒng)在接觸載荷為8.6 N下4組電機(jī)轉(zhuǎn)速工況的系統(tǒng)法向振動(dòng)響應(yīng)時(shí)頻信號(hào)。從時(shí)域信號(hào)來(lái)看，其法向振動(dòng)信號(hào)都是隨機(jī)變化的，且振動(dòng)幅值較大，在旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)下具有一定的周期性。從頻域信號(hào)來(lái)看，摩擦副系統(tǒng)的振動(dòng)頻率主要集中在2 000 ～ 7 000 Hz頻率段，且在該頻段內(nèi)有豐富的諧波成分，這說(shuō)明了摩擦副的兩個(gè)部件在磨合過(guò)程中會(huì)出現(xiàn)碰撞現(xiàn)象。同時(shí)還可以發(fā)現(xiàn)4組轉(zhuǎn)速下的高振幅振動(dòng)主要集中在4個(gè)頻率附近，且隨著轉(zhuǎn)速的提高，高頻的振動(dòng)越突出。

圖3 摩擦副系統(tǒng)在不同轉(zhuǎn)速下法向振動(dòng)響應(yīng)結(jié)果

圖4示出了摩擦副系統(tǒng)在電機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min下4組接觸載荷工況的系統(tǒng)法向振動(dòng)響應(yīng)時(shí)頻信號(hào)。從時(shí)域波形來(lái)看，系統(tǒng)摩擦振動(dòng)仍然表現(xiàn)出一定的周期性，接觸面在磨合過(guò)程中出現(xiàn)了一定規(guī)律的碰撞。從頻譜圖可知，摩擦副系統(tǒng)的振動(dòng)頻率在2 000 ～ 7 000 Hz之間依舊有豐富的諧波成分，同時(shí)還可以發(fā)現(xiàn)4組接觸載荷下的高振幅振動(dòng)主要集中在4個(gè)頻率附近，且隨著接觸載荷的增大，振動(dòng)響應(yīng)的幅值呈現(xiàn)增大的趨勢(shì)，高頻的振動(dòng)也越突出。

圖4 摩擦副系統(tǒng)在不同載荷下法向振動(dòng)響應(yīng)結(jié)果

2.2 旋轉(zhuǎn)端面系統(tǒng)發(fā)生摩擦振動(dòng)機(jī)理的探討

圖3和圖4的振動(dòng)響應(yīng)結(jié)果中均出現(xiàn)了系統(tǒng)不穩(wěn)定摩擦振動(dòng)。在實(shí)際摩擦過(guò)程中，摩擦力受到諸多因素的影響，且隨著時(shí)間不斷變化。根據(jù)Stribeck摩擦效應(yīng)可知，摩擦系數(shù)是相對(duì)滑動(dòng)速度的函數(shù)，具有摩擦力—相對(duì)滑動(dòng)速度負(fù)斜率特性，但該理論不足以解釋單一轉(zhuǎn)速下的摩擦振動(dòng)特點(diǎn)。

摩擦是一個(gè)高度復(fù)雜非線性問(wèn)題，用一個(gè)完整的理論體系去研究摩擦是目前學(xué)者們丞待解決的難點(diǎn)問(wèn)題。雖然一種摩擦發(fā)生機(jī)理的理論不能解釋所有發(fā)生的摩擦現(xiàn)象，但相關(guān)研究表明，模態(tài)理論可以解釋眾多不同摩擦情況下的摩擦振動(dòng)，并逐漸成為研究摩擦系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的重要理論之一。

共振頻率是摩擦副系統(tǒng)的固有屬性，利用力錘敲擊摩擦系統(tǒng)上的激勵(lì)點(diǎn)，通過(guò)響應(yīng)點(diǎn)獲取系統(tǒng)傳遞函數(shù)，結(jié)合傳遞函數(shù)的實(shí)頻曲線、虛頻曲線和相干函數(shù)就可以得到系統(tǒng)共振頻率。因?yàn)榱﹀N敲擊的力信號(hào)作為輸入信號(hào)，是尖脈沖、寬頻帶的，所以系統(tǒng)的傳遞函數(shù)能體現(xiàn)出多階模態(tài)信息。為了解釋旋轉(zhuǎn)端面摩擦系統(tǒng)的振動(dòng)特點(diǎn)，對(duì)其進(jìn)行了試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，接觸面的法向載荷為8.6N，其模態(tài)分析結(jié)果如圖5和表2所示。

圖5 摩擦副系統(tǒng)傳遞函數(shù)及相干函數(shù)

振動(dòng)方向共振頻率法向2 340.60,6 181.30切向489.06,826.56,2 340.60,3 223.40徑向476.56,825.00,2 353.10,5 229.70

表2具體描述了摩擦副系統(tǒng)存在的共振頻率，且均低于7kHz。摩擦副系統(tǒng)的法向共振頻率有2 340.6Hz和6 181.3Hz；在系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)測(cè)試頻譜圖中，主要振動(dòng)頻率發(fā)生在2 350Hz和6 200Hz附近。由此可以發(fā)現(xiàn)：摩擦副系統(tǒng)的某些共振頻率與系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)頻譜中的頻率吻合度非常高，說(shuō)明摩擦激發(fā)了系統(tǒng)的共振。從表中還可以發(fā)現(xiàn)，不同方向采集到了相近的共振頻率，說(shuō)明該共振頻率能同時(shí)激發(fā)多個(gè)方向的振動(dòng)，這也使得多方向振動(dòng)之間存在必然的耦合關(guān)系。特別是摩擦副的法向和切向共振頻率，它們均在2 350Hz附近有相同的振動(dòng)頻率，容易產(chǎn)生振動(dòng)耦合。

3 結(jié)語(yǔ)

1) 系統(tǒng)響應(yīng)時(shí)域波形具有隨機(jī)性，存在振動(dòng)幅值突變現(xiàn)象，系統(tǒng)振動(dòng)頻率主要集中在2 000 ～ 7 000Hz頻率段，且在該頻段內(nèi)有豐富的諧波成分，摩擦系統(tǒng)存在不穩(wěn)定的碰撞現(xiàn)象；

2) 系統(tǒng)不穩(wěn)定振動(dòng)主要集中在4個(gè)頻率附近，且提高接觸載荷和相對(duì)滑動(dòng)速度均能使高頻的振動(dòng)幅值更突出；

3) 試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析揭示了系統(tǒng)共振頻率，且在2 350Hz和6 200Hz頻率點(diǎn)處與試驗(yàn)中系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)的主要頻率吻合度高，說(shuō)明摩擦引起了系統(tǒng)不穩(wěn)定的共振，并發(fā)生振動(dòng)耦合。