Design Method of Tribological Behavior Simulation Experiment Device for Vibration Decoupling
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摘要:
摩擦学行为研究对认识界面摩擦磨损特征，揭示摩擦自激振动产生机理及演变规律，保证摩擦系统的可靠运行具有重要意义. 目前的摩擦学行为模拟试验装置由于刚性连接方式对界面摩擦振动响应的干扰，难以精确开展摩擦学行为研究和材料磨损性能评估，亟需隔离摩擦界面与机械连接部件之间的耦合振动. 为此，基于气浮轴承设计了1种可实现振动解耦的摩擦学行为模拟试验台，通过锤击试验以及与非振动解耦摩擦试验机的对比试验，测定并验证了试验台振动解耦功能的有效性. 锤击试验表明，未充气状态下在气浮轴承轴套处检测到多个频率，而充气状态下仅有较低的单一频率存在. 摩擦学对比试验发现，随着法向载荷或往复滑移频率的增加，振动解耦试验台测得的振动加速度均方根变化率线性增加，而非振动解耦试验机的振动加速度均方根变化率呈先增后减的趋势，存在明显差异. 因此，该摩擦学行为模拟试验台成功实现了摩擦界面与机械连接部件之间的振动解耦，为进一步精确探究界面摩擦学行为的影响因素和演变规律、揭示摩擦自激振动产生机理以及在对比评估不同材料摩擦磨损性能时排除摩擦学设备的影响方面提供了新的思路及有效的手段.
Abstract:Researching on tribological behavior is of great significance for understanding the interfacial friction and wear characteristics, as well as revealing the generation mechanism and evolution manner of friction-induced vibration and ensuring the reliable operation of the friction system. Due to the disturbance of interfacial friction vibration response caused by the rigid connection of tribological behavior simulation experimental equipment, it is generally difficult to investigate the tribological behavior and evaluate material wear performance purely at the friction interface. Therefore, it is necessary to eliminate the coupled vibration between the frictional interface and the mechanical connecting component. For this purpose, a tribological behavior simulation experiment device which achieves vibration decoupling using air bearings was developed in this study. Hammer tests were carried out on the T-shaped air-bearing configuration of the loading system and the air-bearing stage of the drive system, respectively. A complete modal analysis of the vibration decoupled experimental device was conducted using finite element software, and the results were compared with hammer tests to fully illustrate the effectiveness of the vibration decoupled function of the experiment device. Finally, tribological comparative tests of “plane-to-plane” contact were carried out on the vibration decoupled experimental device and a vibration coupled experimental device (CETR UMT-3) to further validate the vibration decoupled capabilities of the experimental device and to demonstrate the differences between vibration decoupled/coupled tribological test equipment. The hammer test showed that several natural frequencies were detected at the bushing of the air bearing in the deflated state, while only a low single frequency was found in the inflated state, being the natural frequency of the air-bearing bushing. The results of the finite element modal analysis revealed that the first mode of the experimental device was dominated by torsion in the vertical direction of the T-shaped air-bearing configuration. The maximum error between the modal frequency and the hammering test was 8.6%. Due to the small difference in the absolute values of the frequencies, the modal analysis corresponded well to the hammer test results. This demonstrated that the air-bearing could effectively isolate the vibration transfer from the connected components and achieve vibration decoupling. The hammer test and modal analysis clearly illustrated the effectiveness of the air bearings in isolating the transmission of vibration from the connected components, and achieved vibration decoupled. The tribological comparative tests found that with the increase of the normal loading force or the reciprocating frequency, the root-mean-square value (RMS) rate of change of the vibration acceleration increased linearly for the vibration decoupled device, while the RMS rate of change increased first and then decreased for the vibration coupled device, which showed a significant difference between the two kinds of experiment devices with respect to vibration response. Therefore, the tribological behavior simulation experiment device had successfully decoupled the frictional interface from the other mechanical connecting component, providing a new idea and an effective means to investigate the influencing factors and the evolution manners of the interfacial tribological behavior further precisely, revealing the generation mechanism of friction-induced vibration, as well as avoiding the influence of experimental equipment when comparing and evaluating the friction and wear performance of different materials.
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Keywords:
- tribological behavior /
- friction vibration /
- vibration decoupled /
- air bearing /
- experimental device
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摩擦学是研究相对运动物体表面间摩擦、磨损、润滑以及三者间相互关系的理论与应用的一门学科[1]. 两个相对运动的物体表面存在着复杂的相互作用和耦合关系，涉及摩擦磨损、振动与噪声、摩擦热及疲劳裂纹等诸多摩擦学行为. 这些摩擦学行为所导致的材料损失、机械零部件失效和能量耗散等问题对机械加工精度和设备使用寿命等有严重影响而一直备受关注. 因此，摩擦学行为的研究对深入了解摩擦磨损机理，评估影响因素，保证机械设备长期可靠工作具有重要的指导意义.
由于界面摩擦学行为复杂多变，是摩擦系统结构、服役工况和摩擦副材料等共同作用的结果，通过试验测试的方法可以很好地将各种服役工况下的界面摩擦学行为进行再现，获取摩擦试验过程中摩擦系数、磨损特征、振动和噪声等信息，进而探究不同影响因素对摩擦学行为的影响，具有较高的可信度和较强的借鉴意义. 因此，国内外许多研究人员从试验角度出发，在不同摩擦磨损试验装置上开展了相关研究. 王安宇等[2]在多功能摩擦磨损试验机上探究了沟槽与固体润滑剂MoS2协同作用对摩擦振动及噪声特性的影响. 孙瑞雪等[3]在冲滑复合摩擦磨损试验机上研究了不同结构刚度下H13钢的冲滑复合磨损特性和机理. 袁新璐等[4]在多功能微动磨损试验机上研究了位移幅值对铜镁合金微动磨损行为的影响. 史雪飞等[5]在微-滑动载流摩擦试验机上研究了系统弹性变形对载流摩擦副磨损性能的影响. Joo等[6]在盘式制动衬片摩擦测试试验机上研究了制动衬片黏滑振动特性与衬片表面接触面积的关系. Zhao等[7]在多功能摩擦磨损试验机上探讨了石墨与不锈钢在环-环接触方式下的摩擦磨损机理.
可以发现，摩擦磨损试验装置为了解和认识摩擦学行为的影响因素和演变规律提供了重要的研究手段. 然而试验装置的摩擦副与机械连接部件采用的刚性连接方式，在摩擦试验中会激发耦合振动. 其次，由于摩擦振动既是接触激励的函数，也是系统动力学的函数[8]，界面行为与系统动力学响应之间存在相互耦合关系，在相同的试验工况下改变连接部件也会影响这种耦合关系[9]. 最后，驱动电机等动力部件在工作中产生的振动也会通过机械连接部件传递到摩擦界面. 总的来说，摩擦副和机械连接部件的刚性连接方式对开展界面摩擦学行为的精确研究有一定影响，然而现有的摩擦磨损试验装置并未就上述问题进行充分考虑. 因此，很有必要开发1种实现摩擦界面与机械连接部件振动解耦的摩擦学行为模拟试验台(以下简称为振动解耦试验台)，以期能更加精确地研究界面摩擦学行为影响因素、揭示摩擦自激振动产生机理以及评估材料的摩擦磨损性能.
本研究中搭建1种实现振动解耦的摩擦学行为模拟试验台，设计界面摩擦振动与外部干扰振动的解耦路径，从而实现摩擦界面与机械连接部件之间的振动解耦. 进行锤击试验和摩擦振动对比试验，验证振动解耦功能的有效性，并讨论相同试验条件下振动解耦与非解耦试验台试验数据的区别. 该振动解耦试验台的研制及试验方法为排除摩擦学设备因素而客观对比评估不同材料的摩擦磨损性能，揭示摩擦自激振动产生机理以及深入探究界面摩擦学行为的影响因素和演变规律提供了新的思路和有效的研究手段.
1. 试验装置结构及原理
1.1 整体结构
振动解耦试验台主体结构包括支撑系统、驱动系统、加载系统和摩擦系统. 支撑系统由基座和门字型框架组成. 驱动系统由安装在支撑系统基座上的音圈电机和气浮滑台组成，音圈电机线圈组件与气浮滑台的端部直接固接，从而实现气浮滑台沿x轴方向的往复运动. 气浮滑台上固定有试样安装座，用于安装下摩擦试样. 加载系统由T字型气浮轴承结构和伺服电机组成，T字型气浮轴承结构通过1个厚度为20 mm的方形钢板固定于伺服电机上，从而由伺服电机带动T字型气浮轴承结构实现上下运动. 方形钢板的上端安装有两根钢弹簧，用于平衡T字型气浮轴承结构和方形钢板的自重. T字型气浮轴承结构的下端安装有三维力传感器和放置上摩擦试样的夹具. 上、下摩擦试样共同组成了摩擦系统. 振动解耦试验台主体结构如图1所示，其中驱动系统往复运动频率为1~6 Hz，行程为0~60 mm，加载系统加载范围为0~500 N，最大垂向位移为120 mm.
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图 1 振动解耦试验台主体结构Figure 1. Main structure of the vibration decoupled experimental device除以上主体结构组成的系统外，振动解耦试验台还配备有进气系统和数据采集分析系统，如图2所示. 进气系统包含1个螺杆式空气压缩机和1个冷冻式空气干燥器. 螺杆式空气压缩机产生的压缩空气经空气干燥器降温和过滤后通入T字型气浮轴承结构和气浮滑台的进气口，从而分别实现上、下摩擦试样与机械连接结构的气浮隔离. 数据采集分析系统包含有三维力传感器(量程0~500 N，灵敏度1.0 mV/V)， 可对摩擦试验中的法向力、摩擦力和切向力信号实施动态监测；安装于上、下摩擦试样夹具上的三维加速度传感器 (KISTLER 8688A50，量程±50 g，灵敏度100 mV/g) 以及安装于摩擦界面附近的麦克风(频率范围3.5~20 kHz，灵敏度50 mV/Pa)用于采集试验中的摩擦振动和噪声信号，上述信号通过信号测量分析设备实现同步采集分析.
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图 2 进气系统及数据采集分析系统Figure 2. The wind source system and data acquisition and analysis system1.2 基于气浮轴承的隔振结构
气浮技术是1种较为常见的可实现无摩擦导向和无接触支撑的技术手段，广泛应用于精密加工、电子制造和精密测量等领域[10-12]. 气浮轴承是气浮技术目前最为常用的结构之一，实现直线运动的气浮轴承通常由1个轴套和1根导轨组成. 图3(a)和(b)所示分别为气浮轴承工作原理图和实物图. 气浮轴承工作时外部压缩气体由进气孔进入轴套内，而后由分布在轴套内圈的节流孔排出，从而在轴套与导轨之间形成一定厚度的压力薄膜，实现轴套和导轨的零接触并对轴套提供一定的承载能力. 由于采用压缩气体作为两接触面相对运动的介质，气浮轴承轴套与导轨的相对运动过程中没有机械摩擦的产生，因此具有无摩擦、振动小和噪声低等特点[13]. 振动解耦试验台使用的气浮轴承压力薄膜厚度为1 μm，供气压力为0.6~0.8 MPa，最大承载力矩为7.1 N·m，最大垂向承载为300 N.
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图 3 气浮轴承：(a)原理图；(b)实物图Figure 3. The air bearing: (a) schematic diagram; (b) physical diagram为隔离摩擦界面与机械连接部件之间的耦合振动，将气浮轴承作为连接结构引入振动解耦试验台. 利用气浮轴承无摩擦运动方式和非接触承载特性，从而阻断界面摩擦振动与外部干扰振动的传递路径，实现摩擦界面与机械连接部件之间的振动解耦. 针对上、下摩擦试样的安装位置，分别设计了2条解耦路径.
图4(a)所示为界面摩擦振动与通过方形钢板向下传递的干扰振动的解耦路径. 干扰振动向下传递时存在2条路径(红色实线所示)，一条路径沿T字型气浮轴承结构水平安装的导轨向下传递，当传递到气浮轴承轴套处时，轴套与导轨之间沿y轴的周向压缩气体的存在使得干扰振动无法进一步向下传递(带“×”的红色实线所示). 此外，若干扰振动沿另一条路径从T字型气浮轴承结构垂向安装的导轨向下传递时，沿 x轴的周向压缩气体仍会阻碍干扰振动的继续传递. 因此，T字型气浮轴承安装布局结构保证了界面摩擦振动与干扰振动的隔离，实现了摩擦界面与机械连接部件方形钢板的振动解耦. 图4(b)所示为界面摩擦振动与通过基座向上传递的干扰振动的解耦路径. 来自于基座的干扰振动(红色实线所示)沿导轨传递到气浮轴承轴套处时，由于轴套与导轨间沿x轴周向压缩气体的存在，阻隔了干扰振动向上传递的路径(带“×”的红色实线所示). 相应地，产生于界面的摩擦振动由于沿x轴周向压缩气体的存在也无法向下传递. 因此，实现了摩擦界面与基座的振动解耦.
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图 4 解耦路径示意图：(a) T字型气浮轴承结构；(b) 气浮滑台Figure 4. The schematic diagram of decoupled path: (a) T-shaped air bearing configuration; (b) air-bearing stage当上、下摩擦试样进行摩擦时，T字型气浮轴承结构垂向安装的导轨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气浮轴承轴套中心点到导轨末端的距离. 过大的摩擦力矩会使得导轨在试验中发生倾斜影响气浮轴承工作间隙，恶劣情况下导轨还可能触碰到轴套使得气浮轴承间隙变为零，对气浮轴承造成损伤. 本研究中所采用气浮轴承最大承受力矩为7.1 N·m，T字型气浮轴承结构轴套中心到导轨末端的距离为60 mm，因此在摩擦力不超过100 N的情况下可很好地保证气浮轴承正常工作.
1.3 基于音圈电机的低振驱动
音圈电机作为1种特殊结构形式的电磁作动器，利用永磁铁和通电线圈绕组间的电磁力直接驱动负载实现直线往复运动，具有结构简单、动态性能好和精度控制高等优势. 音圈电机和气浮滑台共同组成了振动解耦试验台的驱动系统，音圈电机线圈组件与永磁体的非接触特征形成了磁悬浮无接触运动方式，最大可能地降低了工作时产生的自振. 此外，音圈电机的线圈组件直接与气浮滑台的端部固接，可以直接驱动气浮滑台实现往复运动. 由于没有传动机构，所以也减少了机械磨损和能量损失. 振动解耦试验台所使用的音圈电机质量为8.9 kg，行程为40 mm，持续推力为250 N，峰值推力为750 N.
2. 试验台振动解耦功能测定
为测定所设计的振动解耦试验台能够有效隔离摩擦界面与机械连接部件之间的耦合振动，实现上、下摩擦试样界面摩擦振动信号的精确采集，分别对加载系统的T字型气浮轴承结构和驱动系统的气浮滑台开展锤击试验，将进气系统工作和不工作2种状态下测得的振动信号进行时域及频域分析，并利用有限元软件对振动解耦试验台进行完整的模态分析，将分析结果与锤击试验数据对比，以充分说明试验台振动解耦设计的有效性.
2.1 测定方法
图5所示为锤击试验示意图. 将2个三向加速度传感器分别安装于气浮轴承轴套处和导轨的一端，分别记为测试点A和测试点B，使用力锤(灵敏度：1 mV/N，量程：5 kN)均匀地敲击气浮轴承导轨另一端(锤击点)，采集测试点A和测试点B的振动信号. 当进气系统未工作时(未充气状态下)，气浮轴承轴套与导轨为直接刚性接触；当进气系统工作时(充气状态下)，由于压缩气体的存在使得气浮轴承轴套和导轨之间为零接触. 因此，2种状态下测试点A的振动频率信号与测试点A、B的振动强度可能存在差异. 图6所示为锤击试验实物图以及测试点位置. 按照气浮轴承的布置方式，在充气和未充气状态下，对T字型气浮轴承结构水平方向、竖直方向和气浮滑台分别开展相应的锤击试验，可探明气浮轴承在充气状态下是否实现了界面摩擦振动与干扰振动的隔离.
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图 6 锤击试验实物图：(a) T字型气浮轴承结构水平方向；(b) T字型气浮轴承结构竖直方向；(c)气浮滑台Figure 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 stage2.2 试验结果
图7所示为T字型气浮轴承结构水平方向的锤击试验结果. 由图7(a)可知，测试点A处充气状态下的振动幅值远小于未充气下状态，即敲击导轨产生的振动难以通过压缩气体传递到测试点A处，这说明在充气状态下有效隔离了轴套与导轨之间的振动. 在充气或未充气状态下，测试点B的振动幅值几乎没有改变，结果如图7(b)所示. 这是由于测试点B和锤击试验的敲击点均处于导轨上，轴套与导轨之间是否存在压缩气体对测试点B的振动幅值并没有直接影响. 图8所示为测试点A处振动信号在未充气和充气状态下的频率曲线. 可以发现，未充气状态下频谱结果主要包括24.9、219.7和1186.5 Hz的主频，为气浮轴承及方形钢板整体结构的某几阶固有频率. 而充气条件下仅观察到24.9 Hz的单一主频，为气浮轴承轴套的固有频率. 充气状态下T字型气浮轴承结构水平方向仅有轴套自身的固有频率存在，这充分说明T字型气浮轴承结构水平方向能够有效隔离连接部件带来的干扰振动，实现该方向上的振动解耦.
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图 7 T字型气浮轴承结构水平方向锤击试验：(a) 测试点A处加速度信号；(b) 测试点B处加速度信号Figure 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![]()
图 8 T字型气浮轴承结构水平方向锤击试验频谱曲线Figure 8. The frequency spectrum of the horizontal direction hammer test of the T-shaped air bearing configuration进一步，对T字型气浮轴承结构竖直方向开展锤击试验，测试点A、B振动幅值的均方根值(RMS)统计结果如图9(a)所示. 可以发现，测试点A处振动信号的均方根值在充气状态下为0.48 m/s2，明显小于未充气状态下的2.36 m/s2. 而测试点B处振动信号的均方根值在2种状态下差别不大，分别为1.65和1.42 m/s2. 图9(b)所示为测试点A处频谱曲线，可以发现未充气状态下出现了24.9和798.3 Hz 2个频率峰，而充气状态下仅有24.9 Hz的频率峰存在. 该振动频率与图8中充气状态下所测频率基本一致，均为轴套的固有频率. 结果表明T字型气浮轴承结构在充气状态下能实现在竖直方向的振动解耦.
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图 9 T字型气浮轴承结构竖直方向锤击试验结果：(a) 振动加速度均方根；(b) 频谱曲线Figure 9. Hammer test in vertical direction of T-shaped air bearing configuration: (a) RMS of vibration acceleration; (b) frequency spectrum图10(a)所示为气浮滑台锤击试验振动信号均方根值分析结果. 与图9(a)相似，测试点A在未充气状态下均方根值为2.87 m/s2，而充气状态下的均方根值仅为0.75 m/s2. 测试点B基本不受气浮轴承工作状态的影响，振动幅值的均方根差异不大，分别为1.71和1.42 m/s2. 测试点A的频谱曲线如图10(b)所示，未充气状态下频谱曲线出现了395.5、957.0和1391.1 Hz的频率，而充气状态下存在63.4、124.5、625.0 和1391.1 Hz的频率. 图10(c)所示为充气状态下测试点B的频谱曲线，由于锤击试验锤击点与测试点B均位于气浮轴承导轨上，957.0 Hz的主频即为导轨的固有频率. 对比充气状态下测试点A的频谱曲线(图10(b)蓝色曲线)发现，该频谱曲线并未出现频率为957.0 Hz的主频，说明气浮滑台在充气状态下很好地隔离了来自于导轨的振动传递. 此外，有限元模态分析结果表明(见下节)，625.0 和1391.1 Hz为气浮滑台的模态频率；63.4及124.5 Hz为充气状态下锤击试验激起的气浮滑台振动频率. 综上所述，锤击试验说明了气浮滑台在充气状态下能有效隔离干扰振动，实现振动解耦.
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图 10 气浮滑台锤击试验：(a) 振动加速度均方根；(b) 测试点A频谱曲线；(c) 充气状态下测试点B频谱曲线Figure 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 inflation2.3 有限元模态分析
利用有限元分析软件Abaqus建立简化振动解耦试验台模型，如图11所示. 该有限元模型包含背板、气浮轴承导轨、轴套、夹具、摩擦块试样和气浮滑台等部件. 有限元模型中各部件的尺寸与真实试验台保持一致，各部件的材料参数列于表1中. 模拟高速列车制动系统常用的粉末冶金和锻钢作为上、下摩擦试样材料，考虑到粉末冶金弹性模量小于锻钢，因此指定上摩擦试样表面为从面，下摩擦试样表面为主面. 上摩擦试样与下摩擦试样以及气浮轴承导轨与轴套的接触方式均采用“Surface to surface (standard)”，并设定气浮轴承导轨与轴套切向接触的摩擦系数为0，用于模拟进气系统工作状态. 有限元模型边界条件与各部件连接方式也与真实试验台保持一致，在背板处施加完全固定约束，在气浮滑台底部施加除往复滑动方向外的其他位移和旋转约束. 有限元模型采用C3D8R网格单元进行网格划分.
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图 11 振动解耦试验台有限元模型Figure 11. Finite element model of the vibration decoupled experimental device表 1 有限元模型各部件材料参数Table 1. The material parameters of the components of the finite element modelParts Density/(kg/m3) Young’s modulus/GPa Poisson’s ratio Back plane 7 800 206 0.30 Bush 7 800 206 0.30 Shaft 7 800 206 0.30 Fixture 7 800 210 0.30 Sample 5 250 6.5 0.25 Flat sample 7 800 210 0.30 Air-bearing stage 7 800 208 0.30 试验台模态振型如图12所示，可以发现试验台1阶模态振型以T字型气浮轴承结构竖直方向的扭转为主，试验台2阶模态振型为夹具沿z轴方向的弯曲为主，试验台3阶模态振型以T字型气浮轴承轴套弯曲为主. 提取对应的模态频率与锤击试验结果列于表2中. 对比发现，试验台1阶固有频率为26.7 Hz，与T字型气浮轴承结构水平及竖直方向的锤击试验频率24.9 Hz相近，相对误差为6.7%. 2阶固有频率为91.1 Hz，与T字型气浮轴承结构竖直方向的锤击试验频率83.2 Hz相近，相对误差为8.6%. 3阶固有频率为216.6 Hz，与T字型气浮轴承结构水平方向的锤击试验频率207.3 Hz相近，相对误差为4.2%. 有限元模态分析结果与锤击试验误差最大值为8.6%，但频率的绝对数值相差较小，模态分析能较好地对应锤击试验结果. 利用有限元模态分析手段，验证了试验台振动解耦设计的有效性.
表 2 模态分析结果与锤击试验结果误差计算Table 2. Calculation of errors between modal analysis results and hammer test resultsOrder Modal analysis result/Hz Experimental result/Hz Error/% 1 26.7 24.9 6.7% 2 91.1 83.2 8.6% 3 216.6 207.3 4.2% 5 670.7 625.0 6.8% 8 936.7 951.3 −1.5% 10 1 345.5 1 391.1 −3.3% ![]()
图 12 模态分析结果与锤击试验结果比较：(a) T字型气浮轴承结构水平方向；(b) T字型气浮轴承结构竖直方向；(c) 气浮滑台Figure 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 stage3. 试验台振动解耦功能验证
为进一步验证所设计试验台的振动解耦功能并展示振动解耦/非解耦摩擦学试验设备的区别，在振动解耦试验台和非解耦摩擦磨损试验机(CETR UMT-3)上分别开展“平面-平面”接触的摩擦学试验. 保证试验参数、摩擦试样形状及外形尺寸均一致的前提下，对2个摩擦磨损试验装置采集的试验数据进行对比分析. CETR UMT-3多功能摩擦磨损试验机是目前国际上应用较为广泛的商业摩擦学测试设备，其摩擦系统与机械连接部件方式为传统的刚性连接，试验中的耦合振动可能影响试验的测量结果. 此外，驱动电机和基座的振动也会通过刚性连接件传递到摩擦界面，对测量结果造成一定的干扰.
3.1 非振动解耦摩擦磨损试验机及对比试验方法介绍
采用的振动未解耦的传统商业摩擦磨损试验机(CETR UMT-3)如图13所示，试验机上部为移动台，移动台内部安装有二维力传感器. 夹具通过螺栓固定于移动台上，夹具内安装有上摩擦试样. 下摩擦试样固定于下夹具中，在电机驱动下实现往复运动. 振动信号通过安装于夹具上的三向加速度传感器采集，并通过数据采集分析系统实时记录.
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图 13 非振动解耦摩擦磨损试验机(CETR UMT-3)示意图Figure 13. Schematic diagram of the vibration coupled experimental device (CETR UMT-3)选取高速列车制动系统常用的粉末冶金(制动闸片)和锻钢(制动盘)作为摩擦对偶材料. 其中，上摩擦试样为10 mm×10 mm×7 mm的粉末冶金材料，平面试样为50 mm×30 mm×20 mm的锻钢材料. 试验分为2组，分别分析法向载荷和往复滑动频率对摩擦系统振动强度的影响. 第1组设定法向载荷分别为30、60和 90 N，往复频率为1 Hz. 第2组设定法向载荷为60 N，往复频率分别为1、2和 3 Hz. 环境温度为20±2 ℃，空气相对湿度为60%±5%，为确保试验的重复性，每种工况下均进行3次重复试验，单次试验时长为10 min. 在非振动解耦摩擦磨损试验机上完成相关试验后，依照上述试验样品、试验参数及试验方法，在自主研制的振动解耦试验台上再次进行摩擦学试验.
3.2 对比分析
对比2种摩擦磨损试验装置上采集的不同法向载荷下的切向振动加速度，如图14所示，可见对应的振动信号在数值上有明显差异，法向载荷相同时，振动解耦试验台所采集的振动幅值明显较低. 但对于两种装置，不同法向载荷对切向振动加速度的影响规律基本保持一致：随着法向载荷的增加，切向振动逐渐增强. 图15所示为不同往复频率下切向振动加速度的时域信号，可以发现相同往复频率时两种装置采集的切向振动信号幅值仍存在差异，且同样呈现随着往复频率的增加，切向振动逐渐增强的规律.
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图 14 不同法向载荷下切向振动加速度：(a) 振动解耦试验台；(b) 非振动解耦试验机Figure 14. Tangential vibration acceleration under different normal loads: (a) vibration decoupled experimental device; (b) vibration coupled experimental device![]()
图 15 不同往复频率下切向振动加速度：(a) 振动解耦试验台；(b) 非振动解耦试验机Figure 15. Tangential vibration acceleration at different reciprocating frequencies: (a) vibration decoupled experimental device; (b) vibration coupled experimental device图16所示为上述2组试验中切向振动加速度的均方根值和均方根变化率. 均方根值统计结果表明，不同试验参数下2种装置得到的切向振动信号的变化规律基本一致，即随着法向载荷或往复频率的增加，切向振动加速度也逐步增大，这也说明设计的振动解耦试验台可有效开展相关摩擦学行为模拟试验. 进一步，定义均方根变化率的计算公式：
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图 16 切向振动加速度均方根及均方根变化率：(a) 法向载荷；(b) 往复频率Figure 16. The RMS of tangential vibration and change rate of RMS: (a) normal load; (b) reciprocating frequency$$ {\mathrm{RM}}{{\mathrm{S}}_{{\mathrm{Chang}}{\kern 1pt} {\mathrm{rate}}}} = ({\mathrm{RM}}{{\mathrm{S}}_n} - {\mathrm{RM}}{{\mathrm{S}}_{n - 1}})/{\mathrm{RM}}{{\mathrm{S}}_{n - 1}} $$ (1) 均方根变化率描述了与前1个工况相比，该工况下切向振动加速度均方根值的变化情况. 从图16(a)可以发现，随着法向载荷的增大，振动解耦试验台(缩写为VD)采集的振动加速度均方根变化率一直增加，而非振动解耦试验机(缩写为VC)采集的振动加速度均方根变化率先增加后减小. 法向载荷的增加使得摩擦系统激发的能量不断增加且呈现扩大的趋势[14]. 当法向载荷由60 N增加到90 N时，非振动解耦试验机的振动加速度均方根变化率出现下降，这是由试验台自身的非解耦特性导致的，界面激发的能量可以通过刚性结构向外传递，机械连接结构的阻尼特性消耗了一部分振动的能量，最终使得法向载荷90 N时切向振动信号的均方根虽然有所增加，但变化率下降. 对于振动解耦试验台而言，气浮轴承轴套与导轨的非接触特性使得试验台摩擦界面与机械连接结构是相互独立的，摩擦振动信号与外部产生的干扰信号处于解耦状态，摩擦振动激发的能量无法传递到外界. 当法向载荷由60 N增加到90 N时，摩擦系统的能量没有经过外界的损耗，振动解耦试验台的振动加速度均方根变化率仍继续增加. 图16(b)所示的不同往复频率的振动均方根变化率曲线也体现了上述差异. 振动解耦试验台摩擦界面激发的能量并未传递到外界而发生能量损失，因此振动加速度均方根变化率反映了随着往复频率的增加，摩擦系统激发的能量增幅越来越大的情况. 非振动解耦试验机由于摩擦副与机械连接部件存在刚性连接，一部分产生于界面的振动能量被耗散掉，振动加速度均方根变化率呈先上升后下降的趋势.
因此，当摩擦磨损试验装置采用刚性连接方式时，摩擦界面与机械连接部件存在耦合振动与能量交换，难以开展界面摩擦学行为的精确研究. 本研究中所设计的振动解耦摩擦学行为模拟试验台通过气浮轴承实现了摩擦界面与机械连接部件的振动解耦，相比于采用刚性连接方式的传统非振动解耦试验设备，能更加精确地研究摩擦界面演变规律并找出界面摩擦学行为的关键影响因素.
4. 结论
a. 基于气浮轴承轴套与导轨的非接触特性，设计了1种振动解耦的摩擦学行为模拟试验台，实现了摩擦过程中摩擦界面与机械连接部件的振动解耦.
b. 振动解耦试验台的锤击试验结果表明，未充气状态下气浮轴承轴套处存在多个频率，而在充气状态下仅包含轴套自身的频率，气浮轴承充气状态下的振动加速度显著较未充气状态的低，试验台具有良好的振动解耦效果.
c. 在振动解耦/非解耦2种试验装置开展的摩擦学对比试验结果表明，随着法向载荷或往复滑动频率的增加，振动解耦试验台测得的振动加速度均方根变化率呈上升趋势，而非振动解耦的试验机由于连接结构的刚性连接方式造成了能量损耗，所测的振动加速度均方根变化率先增加后降低. 振动解耦试验台更加有利于精确地探究界面摩擦学行为的影响因素和演变规律，揭示摩擦自激振动产生机理，并能够在对比评估不同材料的摩擦磨损性能时较大程度上排除摩擦学设备所带来干扰和差异.
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图 1 振动解耦试验台主体结构
Figure 1. Main structure of the vibration decoupled experimental device
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图 2 进气系统及数据采集分析系统
Figure 2. The wind source system and data acquisition and analysis system
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图 3 气浮轴承：(a)原理图；(b)实物图
Figure 3. The air bearing: (a) schematic diagram; (b) physical diagram
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图 4 解耦路径示意图：(a) T字型气浮轴承结构；(b) 气浮滑台
Figure 4. The schematic diagram of decoupled path: (a) T-shaped air bearing configuration; (b) air-bearing stage
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图 6 锤击试验实物图：(a) T字型气浮轴承结构水平方向；(b) T字型气浮轴承结构竖直方向；(c)气浮滑台
Figure 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
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图 7 T字型气浮轴承结构水平方向锤击试验：(a) 测试点A处加速度信号；(b) 测试点B处加速度信号
Figure 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
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图 8 T字型气浮轴承结构水平方向锤击试验频谱曲线
Figure 8. The frequency spectrum of the horizontal direction hammer test of the T-shaped air bearing configuration
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图 9 T字型气浮轴承结构竖直方向锤击试验结果：(a) 振动加速度均方根；(b) 频谱曲线
Figure 9. Hammer test in vertical direction of T-shaped air bearing configuration: (a) RMS of vibration acceleration; (b) frequency spectrum
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图 10 气浮滑台锤击试验：(a) 振动加速度均方根；(b) 测试点A频谱曲线；(c) 充气状态下测试点B频谱曲线
Figure 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
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图 11 振动解耦试验台有限元模型
Figure 11. Finite element model of the vibration decoupled experimental device
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图 12 模态分析结果与锤击试验结果比较：(a) T字型气浮轴承结构水平方向；(b) T字型气浮轴承结构竖直方向；(c) 气浮滑台
Figure 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
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图 13 非振动解耦摩擦磨损试验机(CETR UMT-3)示意图
Figure 13. Schematic diagram of the vibration coupled experimental device (CETR UMT-3)
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图 14 不同法向载荷下切向振动加速度：(a) 振动解耦试验台；(b) 非振动解耦试验机
Figure 14. Tangential vibration acceleration under different normal loads: (a) vibration decoupled experimental device; (b) vibration coupled experimental device
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图 15 不同往复频率下切向振动加速度：(a) 振动解耦试验台；(b) 非振动解耦试验机
Figure 15. Tangential vibration acceleration at different reciprocating frequencies: (a) vibration decoupled experimental device; (b) vibration coupled experimental device
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图 16 切向振动加速度均方根及均方根变化率：(a) 法向载荷；(b) 往复频率
Figure 16. The RMS of tangential vibration and change rate of RMS: (a) normal load; (b) reciprocating frequency
表 1 有限元模型各部件材料参数
Table 1 The material parameters of the components of the finite element model
Parts Density/(kg/m3) Young’s modulus/GPa Poisson’s ratio Back plane 7 800 206 0.30 Bush 7 800 206 0.30 Shaft 7 800 206 0.30 Fixture 7 800 210 0.30 Sample 5 250 6.5 0.25 Flat sample 7 800 210 0.30 Air-bearing stage 7 800 208 0.30 
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表 2 模态分析结果与锤击试验结果误差计算
Table 2 Calculation of errors between modal analysis results and hammer test results
Order Modal analysis result/Hz Experimental result/Hz Error/% 1 26.7 24.9 6.7% 2 91.1 83.2 8.6% 3 216.6 207.3 4.2% 5 670.7 625.0 6.8% 8 936.7 951.3 −1.5% 10 1 345.5 1 391.1 −3.3%
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期刊类型引用(1)
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