仿生非光滑摩擦襯片對制動器摩擦振動的影響

王國明，袁 瓊

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

0 引言

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

鑒于制動摩擦副界面是摩擦振動產(chǎn)生的關(guān)鍵區(qū)，目前對制動界面特征和摩擦振動之間關(guān)系開展大量研究，并認(rèn)為合理的摩擦表面形貌對降低制動摩擦振動產(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)用到制動摩擦副上，能為改善制動摩擦振動噪聲問題提供新途徑。

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

以上研究主要針對仿生制動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)制動器的減振降噪的報(bào)道相對較少。Hammerstr?m等[12]在汽車制動盤表面加工出螺旋狀噴砂圖案，制動試驗(yàn)結(jié)果表明汽車的制動噪聲強(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，降低了制動振動噪聲強(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)于這類溝槽對制動振動噪聲影響的機(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)和制動振動噪聲之間的關(guān)系沒有得到很好的說明，無法為改善制動摩擦振動噪聲的制動盤/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)。采用有限元分析對仿生摩擦襯片和光滑摩擦襯片的摩擦振動特性進(jìn)行對比，理論驗(yàn)證仿生摩擦襯片對制動摩擦振動行為的影響，揭示其作用機(jī)理，為改善制動摩擦振動的摩擦襯片表面仿生設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 盤式制動器和非光滑仿生表面摩擦襯片

1.1 盤式制動器模型

在三維建模軟件中，對某型汽車盤式制動器三維模型進(jìn)行參數(shù)標(biāo)定，并導(dǎo)入ABAQUS中劃分網(wǎng)格，得到制動器有限元模型如圖1(a)所示。該制動器主要由制動盤、摩擦背板、摩擦襯片、制動卡鉗、保持架和液壓缸組成，制動摩擦襯片即由摩擦襯片和及其背板組合而成。對于制動盤、背板和摩擦襯片等相對規(guī)則的部件，通過定義全局網(wǎng)格種子數(shù)目，采用Sweep(掃掠)方式直接對它們劃分網(wǎng)格[5]。對于保持架和制動卡鉗兩個(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)于制動器摩擦振動問題的數(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盤和摩擦襯片之間的摩擦系數(shù)范圍為0.3～0.6。對于其他摩擦副區(qū)域，由于發(fā)生相對運(yùn)動位移幅值較低，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)。 這有利于對實(shí)物進(jìn)行充分的粉碎和咀嚼，同時(shí)降低砂粒對牙齒表面的磨損[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，制動器通過制動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。考慮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。考慮到蝗蟲表面凹坑深度為30 nm，因此將對應(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，對方坑的尺寸做了適當(dāng)修改, 即取方坑邊長為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)測制動器各個(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)，制動盤、制動鉗和摩擦襯片的自然頻率分布較寬，出現(xiàn)的模態(tài)階次相對較多。尤其是制動盤，在該頻率范圍內(nèi)出現(xiàn)的模態(tài)數(shù)量為55。因此當(dāng)制動器產(chǎn)生高頻振動或者低頻顫振時(shí)，制動盤均有可能存在特定的振動模態(tài)。對各個(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。可以推測，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，并在上述頻率附近產(chǎn)生摩擦振動和噪聲。

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，對仿生摩擦襯片和系統(tǒng)振動特性之間的關(guān)系進(jìn)行預(yù)測，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。可以推測，摩擦襯片結(jié)構(gòu)變化導(dǎo)致自然頻率發(fā)生改變，從而影響制動器的耦合頻率，因此仿生摩擦襯片，可以改變制動器振動性能的穩(wěn)定性。

圖3 制動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制動摩擦襯片模態(tài)的影響。但是，由于摩擦襯片的表面處理方式不同，依然會導(dǎo)致制動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制動振動性能穩(wěn)定性影響的分析

3.1 制動穩(wěn)定性評價(jià)指標(biāo)

在制動器摩擦振動噪聲的預(yù)測分析中，復(fù)特征值分析法最為常見[5, 20]。利用ABAQUS進(jìn)行制動器的復(fù)特征值求解，建立制動器動力學(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ΨQ矩陣，因此制動器的振動響應(yīng)z(t)的通解可表示為:

(2)

式中，j為系統(tǒng)對應(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)，振動響應(yīng)z(t)的值隨時(shí)間增大而逐漸增大。這說明制動器系統(tǒng)產(chǎn)生自激振動，此時(shí)所對應(yīng)的虛部值Bj即為制動器系統(tǒng)產(chǎn)生摩擦振動的頻率。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)

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

(5)

式中TOI為振動傾向性系數(shù)。

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

3.2 制動器系統(tǒng)穩(wěn)定性分析

對不同制動器(光滑摩擦襯片/仿生摩擦襯片)在制動過程中產(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應(yīng)的制動器系統(tǒng)均出現(xiàn)了12個(gè)不穩(wěn)定振動頻率，相比之下，方坑摩擦襯片和混合摩擦襯片所對應(yīng)的制動器系統(tǒng)出現(xiàn)不穩(wěn)定振動頻率的數(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)，制動器系統(tǒng)不會產(chǎn)生頻率為2 337 Hz的振動，即制動器系統(tǒng)出現(xiàn)低頻振動的數(shù)量減少。但是，由于表面仿生結(jié)構(gòu)的存在，會導(dǎo)致制動器系統(tǒng)產(chǎn)生頻率為7 220 Hz左右的摩擦振動，即制動器系統(tǒng)出現(xiàn)高頻振動的數(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器其他部件在特定階次的自然頻率非常接近，因此與制動器其他部件發(fā)生耦合的階次發(fā)生改變，從而導(dǎo)致制動器系統(tǒng)產(chǎn)生的振動頻率也發(fā)生變化。

圖5 不同摩擦襯片狀態(tài)下制動系統(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)下不同制動系統(tǒng)的振動模態(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，不同制動器系統(tǒng)可能出現(xiàn)的振動模態(tài)。由于制動盤為板式結(jié)構(gòu)，且頻率分布范圍較廣，因此制動器系統(tǒng)絕大部分的模態(tài)主要表現(xiàn)為制動盤的軸向與周向變形。但由于摩擦襯片經(jīng)過表面處理后，部分與制動摩擦襯片有關(guān)的局部模態(tài)發(fā)生明顯變化，如在振動頻率為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，不同制動器系統(tǒng)的制動鉗鉗指的變形特性明顯不同；當(dāng)制動器系統(tǒng)在頻率為7 220 Hz附近振動時(shí)，制動摩擦襯片的局部振動即為制動器系統(tǒng)的主要振動模態(tài)，即摩擦襯片進(jìn)行表面處理后，其與制動器其他部件發(fā)生耦合的階次產(chǎn)生變化，因此出現(xiàn)了新的振動模態(tài)。

進(jìn)一步地，對該摩擦系數(shù)下不同制動器系統(tǒng)的TOI值進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果見表4。對于光滑摩擦襯片，其對應(yīng)制動器系統(tǒng)的TOI值為216.401；當(dāng)在摩擦襯片表面加工出圓坑時(shí)，其對應(yīng)制動器系統(tǒng)的TOI值為150.105；對于方坑摩擦襯片，其對應(yīng)制動器系統(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，其對應(yīng)制動器系統(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，制動器系統(tǒng)產(chǎn)生不穩(wěn)定振動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，制動器產(chǎn)生不穩(wěn)定振動頻率的數(shù)量明顯下降，且具有混合坑表面的摩擦襯片在降低制動器系統(tǒng)振動強(qiáng)度方面的效果最佳。

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

3.3 TOI演變特性分析

考慮到制動摩擦振動的產(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，制動器系統(tǒng)出現(xiàn)的耦合頻率和振動特性可能有所區(qū)別，見圖7。

圖7 不同制動器的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，制動器系統(tǒng)的振動傾向均逐漸增大。這是由于摩擦系數(shù)的增大導(dǎo)致制動器系統(tǒng)發(fā)生模態(tài)耦合的數(shù)量增多，因此可能出現(xiàn)的振動傾向和強(qiáng)度逐漸變大[22]。雖然仿生摩擦襯片對應(yīng)的制動器系統(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器系統(tǒng)，該分析結(jié)果進(jìn)一步說明了通過對摩擦襯片進(jìn)行仿生表面處理，能夠降低系統(tǒng)振動傾向，改善制動器系統(tǒng)摩擦振動穩(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，其所對應(yīng)的制動器的TOI值最低，因此制動器系統(tǒng)的摩擦振動穩(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器系統(tǒng)振動噪聲的機(jī)理，同時(shí)考慮到制動振動的產(chǎn)生源于摩擦界面的不穩(wěn)定振動，本節(jié)對不同制動器的液壓缸側(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，改善了制動器的振動摩擦振動特性的穩(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，因此其所對應(yīng)的制動器摩擦振動特性的穩(wěn)定性最好，出現(xiàn)的振動傾向也最弱。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盤接觸應(yīng)力Fig. 8 Contact stresses of brake discs with different friction linings

在常見的制動器摩擦副接觸應(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3種非光滑仿生表面摩擦襯片進(jìn)行了制動摩擦振動性能的分析，并與具有光滑摩擦襯片的制動器進(jìn)行對比。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制動器的耦合頻率產(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)了部分振動頻率消失和新增的現(xiàn)象。這表明仿生摩擦襯片與制動器其他部件發(fā)生耦合的階次發(fā)生了改變，使制動器工作產(chǎn)生的振動頻率也發(fā)生變化。

(3)摩擦襯片表面非光滑仿生處理后，制動器的摩擦振動傾向和強(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器制動摩擦振動性能的穩(wěn)定性上效果最佳，其對應(yīng)的TOI值最小；而圓坑摩擦襯片在3者之中抑制制動振動的效果最弱。

(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，改善了制動器摩擦振動性能的穩(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，因此其所對應(yīng)的制動器振動性能的穩(wěn)定性最好。

在后續(xù)工作中，將搭建制動器臺架試驗(yàn)系統(tǒng)，對具有不同仿生表面的摩擦襯片進(jìn)行制動試驗(yàn)；將對試驗(yàn)與數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行對比分析，從而進(jìn)一步驗(yàn)證仿生摩擦襯片在改善制動振動噪聲方面的可行性。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，對各影響因子的顯著性進(jìn)行分析，并得到降低制動摩擦振動噪聲的最優(yōu)解決方案。