內(nèi)燃動車動力總成隔振性能分析

孫梅云，曾銳，孫玉華，閆兵，王東

（1.唐山軌道客車有限責(zé)任公司，河北唐山 063035；2.西南交通大學(xué)，成都 610031）

大功率柴油機(jī)是一種寬頻帶激振源，其中高頻激振力是誘發(fā)內(nèi)燃機(jī)機(jī)體和車體彈性振動及結(jié)構(gòu)噪聲的主要振源。而內(nèi)燃機(jī)車振動會影響各部件的使用壽命及性能，降低車輛的舒適性。因此，對柴油機(jī)的振動加以控制和隔離顯得尤為重要。當(dāng)前，隔振系統(tǒng)分為單、雙層隔振兩類。單層隔振系統(tǒng)是在動力機(jī)械設(shè)備和基礎(chǔ)之間加入隔振元件的隔振系統(tǒng)，其優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，但大量工程實(shí)踐表明，隔振效果一般是10～20 dB，力傳遞率一般在20%到10%之間，很難低于10%；并且激振頻率越高，理論與實(shí)際結(jié)果相差越大，不適用于高頻振動的隔離[1,2]。在單層隔振系統(tǒng)中，當(dāng)激振頻率大于諧振頻率時，其力傳遞率是以1ω2衰減，而雙層隔振系統(tǒng)則以1ω4衰減[2]，故隔振效率明顯高于單層隔振系統(tǒng)，并具有良好的高頻隔振能力。在艦船柴油機(jī)雙層隔振系統(tǒng)等工程實(shí)踐應(yīng)用也表明[3]，雙層隔振在減振、降噪及防沖擊等方面的性能遠(yuǎn)遠(yuǎn)優(yōu)于單層隔振系統(tǒng)，即使受到動力耦合效應(yīng)等影響，其力傳遞率也能達(dá)到低于10%的隔振水平。

由于雙層隔振系統(tǒng)良好的隔振能力，近年來，已在艦船等領(lǐng)域得到了廣泛使用，并有一些針對其特點(diǎn)的隔振設(shè)計(jì)方法和試驗(yàn)研究[4―8]。但對于使用中高速柴油機(jī)的內(nèi)燃機(jī)車或動車，雙層隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)有其明顯特點(diǎn)，由于受到空間限制，雙層隔振系統(tǒng)的中間質(zhì)量不可能設(shè)計(jì)為較大質(zhì)量的剛體，而只能設(shè)計(jì)為質(zhì)量較小的構(gòu)架，并在構(gòu)件上安裝冷卻裝置和消聲器等部件。目前國內(nèi)對于這類雙層隔振系統(tǒng)應(yīng)用和研究很少，本文結(jié)合國內(nèi)首次研制的某型內(nèi)燃動車動力總成系統(tǒng)，根據(jù)柴油機(jī)激振力（矩）特性，對其雙層隔振系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行全面的仿真和實(shí)驗(yàn)研究，研究結(jié)果對于內(nèi)燃機(jī)車雙層隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)和工程應(yīng)用有一定參考意義。

1 柴油機(jī)激振力（矩）特性分析

內(nèi)燃動車所用柴油機(jī)為直列6缸柴油機(jī)。對于均勻發(fā)火的直列6缸柴油機(jī)，作用在柴油發(fā)電機(jī)組上引起整機(jī)振動的激振力（矩）主要為3.0、6.0諧次等顛復(fù)力矩；離心慣性力（矩）及往復(fù)慣性力（矩）理論上為零，僅有因曲柄連桿機(jī)構(gòu)的加工偏差所產(chǎn)生的不平衡慣性力（矩）；柴油機(jī)運(yùn)行不穩(wěn)定、轉(zhuǎn)速波動時，會產(chǎn)生0.5、1.0等低諧次力（矩）。

對顛復(fù)力矩分別進(jìn)行了理論計(jì)算及實(shí)際測量。理論計(jì)算利用參考機(jī)型的氣體切向力簡諧系數(shù)，當(dāng)直列6缸機(jī)各缸做功均勻時，將各缸3.0、6.0等主簡諧力矩同相（位）相加，即可得相應(yīng)諧次顛復(fù)力矩。為得到柴油機(jī)實(shí)際工況的激振力（矩）特性，按照文獻(xiàn)[2]介紹的通過求解剛體運(yùn)動方程來獲得激振力（矩）的實(shí)驗(yàn)方法，進(jìn)行了激振力（矩）識別實(shí)驗(yàn)。其測試結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果相一致（見圖1）。

圖1 3.0、6.0諧次顛復(fù)力矩測試和計(jì)算對比

由圖1可見3.0諧次顛復(fù)力矩遠(yuǎn)大于6.0諧次顛復(fù)力矩，為主要的激振源，故本文中重點(diǎn)研究隔振系統(tǒng)對3.0諧次激振力的隔振效果。

2 雙層隔振系統(tǒng)仿真研究

2.1 雙層隔振系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

內(nèi)燃動車動力總成雙層隔振系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖見圖2，在柴油機(jī)組與構(gòu)架之間設(shè)置5個一級隔振器，在公共構(gòu)架與車體之間設(shè)置4個二級隔振器，組成柴油機(jī)組的雙層隔振系統(tǒng)。受到動力包結(jié)構(gòu)的限制，隔振器安裝位置不可調(diào)，只能通過優(yōu)化隔振器參數(shù)，使系統(tǒng)具有良好的隔振性能。其中坐標(biāo)系原點(diǎn)O位于系統(tǒng)的質(zhì)心位置，X軸與曲軸中心線同向，Z軸方向豎直向上，Y軸方向垂直于XOZ平面，α、β、γ分別表示繞X、Y、Z軸的轉(zhuǎn)動自由度。將柴油發(fā)電機(jī)組和構(gòu)架視為剛體質(zhì)量塊，隔振器簡化為三向垂直的彈簧，采用ADAMS動力學(xué)仿真軟件建立的雙層隔振動力學(xué)模型，如圖3所示。

在對隔振系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)時，可以從多個角度提出不同的目標(biāo)函數(shù)和約束條件，建立不同的數(shù)學(xué)模型。對此雙層隔振系統(tǒng)，其設(shè)計(jì)目的和要求如下：

（1）根據(jù)激勵頻率特性、支承構(gòu)架和連接車體的模態(tài)特性，合理選擇雙層隔振系統(tǒng)12個模態(tài)的頻率范圍，盡量避開同一方向的激勵頻率和車體的共振頻率；

（2）在選取二級隔振器剛度時，既要避免構(gòu)架與機(jī)組和車體之間的共振模態(tài)頻率，又要保證系統(tǒng)的穩(wěn)定性，避免機(jī)組在低頻振動和沖擊下位移過大；

（3）從降低12個模態(tài)相互間的耦合度、機(jī)組振動烈度和二級隔振器傳遞到車體的動支反力等方面尋找選隔振器參數(shù)優(yōu)化的方向和規(guī)律。

在系統(tǒng)全面分析了隔振器剛度等參數(shù)對系統(tǒng)隔振性能的影響的基礎(chǔ)上，優(yōu)選出固有頻率匹配合理、系統(tǒng)振動解耦度高、系統(tǒng)的振動烈度和支撐處的動反力小的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。

一級隔振系統(tǒng)中5個隔振器位置如圖4所示。根據(jù)隔振器位置特點(diǎn)和解耦需要，對隔振器按剛度分為兩組。通過大量的一級隔振器剛度參數(shù)優(yōu)化，各組剛度設(shè)置如表1。由于隔振器彈性力相對于垂向慣性軸對稱布置，使垂向振動基本能完全解耦，其他方向解耦度也增大。水平方向兩剛度值不同，更有利于系統(tǒng)的解耦。一級隔振系統(tǒng)固有頻率結(jié)果如表2，計(jì)算結(jié)果表明，垂向z方向幾乎完全解耦，解耦度為99.007 9%。

二級隔振系統(tǒng)中，4個隔振器位置如圖6所示。以雙層隔振系統(tǒng)12自由度綜合解耦度、繞曲軸方向（即顛復(fù)力矩作用方向）的α向解耦度、機(jī)組的振動烈度和二級隔振器安裝位置的動支反力為優(yōu)化目標(biāo)，對雙層隔振系統(tǒng)的隔振器剛度進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，并結(jié)合實(shí)際生產(chǎn)及安裝的可行性，最終確定二級隔振器各剛度如表1所示。二級隔振系統(tǒng)構(gòu)架α方向固有頻率為33.39 Hz，而在柴油機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速（1 100～1 800 r/min）范圍3.0諧次顛復(fù)力矩頻率為55～90 Hz，33.39 Hz的固有頻率約為55 Hz顛復(fù)力矩頻率的0.61，已小于12的頻率匹配要求，能有效避免產(chǎn)生共振。

2.2 雙層隔振系統(tǒng)力傳遞率仿真計(jì)算

力傳遞率是指隔振后傳遞到基礎(chǔ)的力(力矩)幅值與激勵力(力矩)幅值之比，反映了力或力矩的衰減速率，是目前評價系統(tǒng)隔振效果最常用的指標(biāo)之一。

圖2 雙層隔振系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

表1 一、二級隔振器剛度

表2 一級隔振系統(tǒng)固有頻率

圖3 雙層隔振系統(tǒng)動力學(xué)模型

為了便于研究在顛復(fù)力矩方向雙層隔振系統(tǒng)的隔振特性，仿真計(jì)算了系統(tǒng)在該方向的傳遞率曲線，如圖5所示。從圖中可以看出系統(tǒng)在頻率為10 Hz和33 Hz附近出現(xiàn)了兩個較明顯的共振峰值，對比表3中給出的系統(tǒng)固有頻率可知此兩共振峰值恰好為機(jī)組和構(gòu)架在顛復(fù)力矩方向振動模態(tài)的固有頻率。在過共振峰后系統(tǒng)傳遞率迅速衰減，在50 Hz左右系統(tǒng)的傳遞率就衰減到0.1左右了，可知雙層隔振系統(tǒng)優(yōu)越的高頻隔振性能。

圖4 一級隔振器位置示意圖

表3 雙層隔振系統(tǒng)固有頻率

圖5 傳遞率仿真計(jì)算結(jié)果

3 雙層隔振系統(tǒng)隔振效率測試

雙層隔振系統(tǒng)實(shí)際應(yīng)用中受到機(jī)組與基礎(chǔ)和構(gòu)架剛?cè)狁詈系纫蛩氐挠绊?，隔振效率不可能達(dá)到上述理論計(jì)算值，為獲得系統(tǒng)實(shí)際隔振性能，進(jìn)行了雙層隔振系統(tǒng)的隔振效率測試。

3.1 測試方法

通過同步測量柴油發(fā)電機(jī)組各隔振器上、下座的振動位移，利用隔振器剛度和上、下座之間的位移差，可求出傳遞到基礎(chǔ)上的激振力。其測試和計(jì)算包括如下過程：

（a）從測得的振動信號中求出各隔振器上、下座的三向振動位移；

（b）分析隔振器上、下座振動位移的主要簡諧成分；

（c）對3.0等主要簡諧成分，利用隔振器剛度和上、下座之間的位移差，求出傳遞到基礎(chǔ)上的單諧次激振力。將傳遞到基礎(chǔ)上的單諧次激振力帶入計(jì)算公式，即可求出雙層隔振系統(tǒng)的隔振效率。

3.2 測試系統(tǒng)

測試系統(tǒng)由三向加速度傳感器，轉(zhuǎn)速傳感器和一套采集系統(tǒng)（多通道A/D采集卡、計(jì)算機(jī)及采集軟件）組成。各測點(diǎn)分別位于二級隔振器上、下，如圖6所示，共8個。

圖6 各測點(diǎn)及二級隔振器位置示意圖

3.3 測試數(shù)據(jù)分析及對比

隔振效率測試結(jié)果與仿真計(jì)算結(jié)果的對比如圖7所示，實(shí)測隔振效率在柴油機(jī)1 100 r/min以上常用轉(zhuǎn)速3.0諧次力傳遞率小于7.5%，且隨著轉(zhuǎn)速上升，激勵頻率增大，力傳遞率有明顯的衰減，最小值達(dá)2%。表明雙層隔振對柴油發(fā)電機(jī)組整機(jī)振動，特別是高頻振動具有良好的隔振效果，遠(yuǎn)優(yōu)于實(shí)際力傳遞率高于10%的單層隔振系統(tǒng)。

圖7 力傳遞率對比

在圖7中，實(shí)測隔振效率曲線與仿真計(jì)算結(jié)果相比，有兩點(diǎn)區(qū)別：一是力傳遞率實(shí)測值比仿真計(jì)算值略大；二是隨轉(zhuǎn)速增加，實(shí)測力傳遞率曲線雖總體趨勢隨轉(zhuǎn)速而減小，但在轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，力傳遞率曲線有波動現(xiàn)象，分別在1 350 r/min及1 650 r/min轉(zhuǎn)速附近出現(xiàn)兩個峰值。出現(xiàn)這種情況可能與柴油發(fā)電機(jī)組受到基礎(chǔ)、構(gòu)架和其它部件動力耦合效應(yīng)影響有關(guān)

4 結(jié)語

（1）進(jìn)行柴油機(jī)動力總成隔振設(shè)計(jì)，首先要確定柴油機(jī)激振力（矩）特性，主要諧次激振力（矩）特性可通過計(jì)算和（或）實(shí)測的方法獲得。對本文所研究6缸直列柴油機(jī)3.0諧次顛復(fù)力矩為主要的激振源；

（2）通過對雙層隔振系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)，3.0主簡諧顛復(fù)力矩的理論傳遞率在柴油機(jī)主要工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)可達(dá)到7.5%以下；

（3）在柴油機(jī)1 100 r/min以上常用轉(zhuǎn)速3.0諧次力傳遞率小于7.5%，且隨著轉(zhuǎn)速上升，激勵頻率增大，力傳遞率有明顯的衰減，最小值達(dá)2%。盡管雙層隔振系統(tǒng)實(shí)際隔振效果受到動力耦合效應(yīng)等因素影響，仍明顯優(yōu)于實(shí)際力傳遞率通常高于10%的單層隔振系統(tǒng)。

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