旋轉端面系統摩擦振動機理的實驗研究與分析

卞曉磊，陳龍，程俊，朱曉俊，貝紀忠，張進利，白潔

(1. 南京中船綠洲機器有限公司，江蘇 南京 210039； 2. 東南大學 機械工程學院，江蘇 南京 211189)

0 引言

工程應用中，常見的旋轉摩擦副結構有摩擦盤、圓軸類零件等。在旋轉摩擦副系統中，常因摩擦力的影響導致系統出現高振幅不穩定現象，甚至發出嘯叫噪聲，這對工程和環境都造成了負面影響。摩擦現象是一個高度非線性問題，凡是影響物體接觸幾何形狀和性質的因素都會改變摩擦特性，從而破壞運動的均勻性。

由于摩擦現象的復雜性、多變性，要用一個完整的理論體系去研究，這也是目前學者們丞待解決的難點問題，必須借助摩擦試驗，才能更進一步了解具體對象所產生的摩擦現象。陳光雄[1-3]課題組對金屬往復滑動的摩擦振動進行了大量試驗研究，分析了摩擦系數和相對滑動速度對摩擦振動的影響，試驗研究了摩擦力-相對滑動速度的關系，并探討了表面特征的變化對摩擦振動及噪聲的影響，取得了豐碩的成果。麥云飛等[4]在摩擦磨損試驗機上用單變量控制法研究系統特性參數對摩擦高頻噪聲的影響。SUN D等[5]利用CFT-I型摩擦磨損試驗機對船用柴油機活塞環與缸套在不同磨損狀態下的摩擦振動行為進行了研究，利用諧波小波包變換(HWPT)分析了摩擦振動的時頻特性，研究了摩擦振動從磨合磨損到穩定磨損和劇烈磨損狀態的變化規律。

迄今，摩擦還有很多知識原理等待人類的探索，人們對其物理過程的認識尚且停留在定性階段，摩擦過程是難以用具體的數學方法進行精確描述的。對摩擦振動現象的發生機理，科學界尚未達成一致的共識，但多數學者認為模態理論可以解釋眾多不同摩擦情況下的摩擦振動。HOFFMANN N和GAUL L[6]研究了滑動摩擦系統中存在結構阻尼時模態耦合失穩的定性和定量問題。KANG J[7]分析了球頭系統中摩擦引起的動態失穩，給出了模態耦合失穩的條件。王東偉等[8]通過數值模擬和試驗研究探討球-平面接觸的滑動摩擦，研究表明摩擦現象發生機理是振動耦合引起系統自激振動。

摩擦的研究一直備受科學界的關注，是機械學科的前沿熱點問題，也是多學科交叉的難點問題。大多數研究學者都以銷-盤試驗機進行摩擦研究，本文將以盤-盤旋轉端面試驗臺作為試驗裝置，試驗研究旋轉摩擦副的摩擦特性，通過試驗模態分析解釋摩擦振動現象，為解決軸系類旋轉部件的端面摩擦現象提供參考。

1 實驗部分

1.1 試驗臺及材料

試驗采用自制的旋轉端面摩擦試驗平臺，圖1為摩擦試驗臺，測試裝置如圖2所示。動摩擦盤采用灰鑄鐵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。動摩擦盤安裝在電機輸出軸上，接觸面為內徑120mm、外徑128mm的圓環面。靜摩擦盤采用45號鋼材料，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，屈服強度355MPa。靜摩擦盤通過法蘭安裝在基座上，接觸面為內徑116mm、外徑136mm的圓環面。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。試驗的電機轉速范圍為1 000 ～ 3 000r/min，接觸面法向載荷范圍為0 ～ 25N。

圖1 摩擦試驗臺

圖2 摩擦試驗測試裝置

1.2 試驗方法

試驗前，先用酒精和丙酮清洗摩擦表面。試驗時，靜摩擦盤在接觸法向上受到預載荷并約束不動，動摩擦盤以一定的轉速旋轉。具體操作步驟如下：1)連接驅動裝置線路，調試伺服電機，調試驅動器控制電機轉速；2)清洗摩擦表面，安裝布置好試驗裝置并進行校準測試；3)電機達到設計轉速，在接觸面上施加設計載荷；4)運行穩定后采集數據，重復步驟3)直至結束測試。

試驗中采用M + P數據采集分析測試系統，VibPilot數據采集儀具有8個通道數，可進行通用、脈沖等采集模塊設置，可設置的最大采樣頻率為51 200 Hz。振動信號是通過配套的ICP三向加速度傳感器來采集的，其3個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)。

試驗通過單因素控制法設計了幾組不同的工況，詳見表1。其中轉速通過伺服電機配套的驅動器控制軟件進行調速，接觸載荷通過薄膜壓力傳感器獲得。

表1 摩擦試驗工況

2 結果與討論

2.1 摩擦振動信號分析

為了深入研究旋轉端面摩擦振動特性和系統狀態對摩擦響應的影響，對采集到的摩擦振動信號的時域特性和頻域特性進行了分析，以解釋旋轉端面的摩擦動態特性。

圖3示出了摩擦副系統在接觸載荷為8.6 N下4組電機轉速工況的系統法向振動響應時頻信號。從時域信號來看，其法向振動信號都是隨機變化的，且振動幅值較大，在旋轉運動下具有一定的周期性。從頻域信號來看，摩擦副系統的振動頻率主要集中在2 000 ～ 7 000 Hz頻率段，且在該頻段內有豐富的諧波成分，這說明了摩擦副的兩個部件在磨合過程中會出現碰撞現象。同時還可以發現4組轉速下的高振幅振動主要集中在4個頻率附近，且隨著轉速的提高，高頻的振動越突出。

圖3 摩擦副系統在不同轉速下法向振動響應結果

圖4示出了摩擦副系統在電機轉速為2 000 r/min下4組接觸載荷工況的系統法向振動響應時頻信號。從時域波形來看，系統摩擦振動仍然表現出一定的周期性，接觸面在磨合過程中出現了一定規律的碰撞。從頻譜圖可知，摩擦副系統的振動頻率在2 000 ～ 7 000 Hz之間依舊有豐富的諧波成分，同時還可以發現4組接觸載荷下的高振幅振動主要集中在4個頻率附近，且隨著接觸載荷的增大，振動響應的幅值呈現增大的趨勢，高頻的振動也越突出。

圖4 摩擦副系統在不同載荷下法向振動響應結果

2.2 旋轉端面系統發生摩擦振動機理的探討

圖3和圖4的振動響應結果中均出現了系統不穩定摩擦振動。在實際摩擦過程中，摩擦力受到諸多因素的影響，且隨著時間不斷變化。根據Stribeck摩擦效應可知，摩擦系數是相對滑動速度的函數，具有摩擦力—相對滑動速度負斜率特性，但該理論不足以解釋單一轉速下的摩擦振動特點。

摩擦是一個高度復雜非線性問題，用一個完整的理論體系去研究摩擦是目前學者們丞待解決的難點問題。雖然一種摩擦發生機理的理論不能解釋所有發生的摩擦現象，但相關研究表明，模態理論可以解釋眾多不同摩擦情況下的摩擦振動，并逐漸成為研究摩擦系統動力學的重要理論之一。

共振頻率是摩擦副系統的固有屬性，利用力錘敲擊摩擦系統上的激勵點，通過響應點獲取系統傳遞函數，結合傳遞函數的實頻曲線、虛頻曲線和相干函數就可以得到系統共振頻率。因為力錘敲擊的力信號作為輸入信號，是尖脈沖、寬頻帶的，所以系統的傳遞函數能體現出多階模態信息。為了解釋旋轉端面摩擦系統的振動特點，對其進行了試驗模態分析，接觸面的法向載荷為8.6N，其模態分析結果如圖5和表2所示。

圖5 摩擦副系統傳遞函數及相干函數

振動方向共振頻率法向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存在的共振頻率，且均低于7kHz。摩擦副系統的法向共振頻率有2 340.6Hz和6 181.3Hz；在系統振動響應測試頻譜圖中，主要振動頻率發生在2 350Hz和6 200Hz附近。由此可以發現：摩擦副系統的某些共振頻率與系統振動響應頻譜中的頻率吻合度非常高，說明摩擦激發了系統的共振。從表中還可以發現，不同方向采集到了相近的共振頻率，說明該共振頻率能同時激發多個方向的振動，這也使得多方向振動之間存在必然的耦合關系。特別是摩擦副的法向和切向共振頻率，它們均在2 350Hz附近有相同的振動頻率，容易產生振動耦合。

3 結語

1) 系統響應時域波形具有隨機性，存在振動幅值突變現象，系統振動頻率主要集中在2 000 ～ 7 000Hz頻率段，且在該頻段內有豐富的諧波成分，摩擦系統存在不穩定的碰撞現象；

2) 系統不穩定振動主要集中在4個頻率附近，且提高接觸載荷和相對滑動速度均能使高頻的振動幅值更突出；

3) 試驗模態分析揭示了系統共振頻率，且在2 350Hz和6 200Hz頻率點處與試驗中系統振動響應的主要頻率吻合度高，說明摩擦引起了系統不穩定的共振，并發生振動耦合。