某機(jī)車用柴油發(fā)電機(jī)組的隔振設(shè)計及優(yōu)化

趙 禹

（大連理工大學(xué) 內(nèi)燃機(jī)研究所，遼寧 大連 116024）

0 引言

機(jī)車用柴油發(fā)電機(jī)組作為機(jī)車牽引動力源，在運(yùn)行過程中也是機(jī)車的主要振動源之一。振動的產(chǎn)生會使柴油發(fā)動機(jī)組的工作性能及使用壽命受到影響，同時會惡化環(huán)境質(zhì)量、降低列車的使用舒適性。因此，采用的隔振裝置性能的優(yōu)劣直接關(guān)系到整個機(jī)車的使用情況。按照傳統(tǒng)的隔振理論，通常采用隔振器把柴油發(fā)動機(jī)組運(yùn)行過程中產(chǎn)生的振動隔離起來。

隔振器的作用有3方面：一是把發(fā)電機(jī)組自身產(chǎn)生的振動與外界隔離，防其傳出；二是將外界振動與發(fā)電機(jī)組隔離，防其擾動；三是改變所安裝發(fā)電機(jī)組的頻率，并使其降低［1］。

1 隔振器的設(shè)計

1.1 隔振器的選用原則

本文選用頻率比f／f0分別為2.5，3和4，分三組數(shù)據(jù)設(shè)計隔振器剛度，探討頻率比的變化對隔振效果的影響。并且在頻率比f／f0為2.5的情況下，分別采用六點(diǎn)、八點(diǎn)支撐，探討隔振器數(shù)量不同對隔振性能的影響。

1.2 隔振器的設(shè)計及主要參數(shù)計算

以面向柴油機(jī)輸出端，曲軸方向為X正向，豎直向上為Y正向，向右為Z正向，確定柴油發(fā)電機(jī)組技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 柴油發(fā)電機(jī)組技術(shù)參數(shù)

橡膠材料在變形中表現(xiàn)出強(qiáng)的幾何物理非線性，故而其剛度參數(shù)測量較為復(fù)雜。由于在模擬過程中多采用形狀簡單的隔振器來更直觀地表示隔振性能的變化，因此本文設(shè)計了符合要求的圓柱形橡膠隔振器。圖1為圓柱型橡膠隔振器示意圖，隔振器的垂向靜剛度Kx的經(jīng)驗計算公式為：

根據(jù)日本機(jī)械學(xué)會的經(jīng)驗公式：mx＝1＋1.645n2（適用于圓柱體）［4］。

圖1 圓柱形隔振器示意圖

為增強(qiáng)隔振系統(tǒng)的穩(wěn)定性，應(yīng)當(dāng)盡可能地選擇更大的隔振器接觸面積，本文受機(jī)車外緣尺寸空間影響，初選隔振器D＝180mm，H＝120mm，則相應(yīng)數(shù)據(jù)計算如表2所示。

表2 不同隔振器選取參數(shù)計算結(jié)果

2 柴油發(fā)電機(jī)組的建模和網(wǎng)格劃分

柴油機(jī)和發(fā)電機(jī)的實際結(jié)構(gòu)復(fù)雜，在對柴油發(fā)電機(jī)組進(jìn)行隔振分析時沒有必要把其內(nèi)部的實際復(fù)雜結(jié)構(gòu)反映出來。因此，在采用Pro／E建模過程中將柴油機(jī)模型建成中空的長方體實體，將發(fā)電機(jī)用與實際結(jié)構(gòu)外形相同的實心圓柱體模擬，并保證柴油機(jī)模型和發(fā)電機(jī)模型的質(zhì)心位置和繞坐標(biāo)軸的轉(zhuǎn)動慣量與實際發(fā)電機(jī)的相同。

圖2為裝有8個隔振器的柴油發(fā)電機(jī)組模型的網(wǎng)格劃分結(jié)果。

圖2 柴油發(fā)電機(jī)組模型的網(wǎng)格劃分結(jié)果

3 模態(tài)分析

模態(tài)分析是用于確定設(shè)計中的結(jié)構(gòu)或機(jī)器部件的振動特性的一種方法，采用模態(tài)分析可以在設(shè)計與改進(jìn)時使結(jié)構(gòu)固有頻率避開其在使用過程中的外部激振頻率［5］。

計算的模態(tài)結(jié)果如表3所示。

由表3前3組數(shù)據(jù)可以看出，當(dāng)選用剛度更低的隔振器時，只有機(jī)組的前6階整體振動的模態(tài)頻率降低了，對7階以上的模態(tài)結(jié)果影響并不明顯。即隔振器設(shè)計的更軟，并不能顯著地改變機(jī)組的局部模態(tài)頻率，只能降低發(fā)電機(jī)組的整體振動模態(tài)。本文所選第1組隔振設(shè)計已經(jīng)能夠達(dá)到80%的隔振效果，系統(tǒng)的整體振動自然頻率已經(jīng)降到5Hz，低于柴油機(jī)的1階擾動頻率，能夠有效避免1階次的共振。而選用剛度更小、更加柔軟的隔振器，能夠進(jìn)一步改善隔振效果，但會使發(fā)動機(jī)組的振動幅度加大，導(dǎo)致系統(tǒng)不穩(wěn)定，故而取第1組設(shè)計數(shù)據(jù)即可。

表3 不同隔振器設(shè)計的模態(tài)計算結(jié)果

通過第1組和第4組數(shù)據(jù)的對比可以看出，在保證彈性支撐的垂向總剛度不變時，即使改變隔振器的數(shù)量，其垂向固有頻率基本不變。

圖3和圖4分別為第1組1階模態(tài)和第3組5階模態(tài)視圖。

圖3 第1組1階模態(tài)

圖4 第3組5階模態(tài)

4 諧響應(yīng)分析

柴油發(fā)電機(jī)組周期性的運(yùn)轉(zhuǎn)在整個結(jié)構(gòu)系統(tǒng)中產(chǎn)生持續(xù)的周期響應(yīng)。諧響應(yīng)分析是用于確定線性結(jié)構(gòu)承受隨時間按簡諧（正弦）規(guī)律變化的載荷時的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的一種技術(shù)。

由于設(shè)計的隔振器受限于公共底座的位置，雖然在垂直方向上隔振裝置的剛度重心能與機(jī)組重心位于同一垂線，但是在水平方向上，機(jī)組重心位置明顯高于隔振裝置的剛度重心，因此，只有垂向振動和平搖真的是獨(dú)立的，橫向振動和橫搖振動才互相耦合，縱向振動和縱搖振動才相互耦合。由于耦合振動涉及橫向和縱向靜剛度的設(shè)計，不在本文探討范圍之內(nèi)，因此本文著重研究垂向振動。

本文所研究的柴油機(jī)額定轉(zhuǎn)速為1 000r／min，在運(yùn)行過程中有一個39.3kN·m的激振力矩。將觀測頻率設(shè)定為0Hz～70Hz。

通常認(rèn)為公共底座上表面的位移響應(yīng)情況更多地反映著機(jī)組的總體振動，因為公共底座剛性較大，變形相對較小，所以其上表面的垂向位移更多的是隔振器變形所致。而柴油機(jī)上表面的最大位移響應(yīng)更多地代表著機(jī)組在頻率變化下的激勵響應(yīng)帶來的局部振動。從圖5和圖6中可以清晰地看出整體振動在5Hz以內(nèi)較大，最大位移響應(yīng)在5Hz左右時達(dá)到了9.88 mm，對應(yīng)于模態(tài)分析的第5階結(jié)果，這主要是由于隔振器變形所致，而在64Hz左右振幅也達(dá)到了1.51 mm，對應(yīng)于模態(tài)分析的第7階結(jié)果；而對于局部振動來說，在5Hz以內(nèi)較大，最大位移響應(yīng)在5Hz左右達(dá)到了0.073 5mm，對應(yīng)于模態(tài)分析的第5階結(jié)果，而在64Hz左右達(dá)到了0.000 57mm，對應(yīng)于模態(tài)分析的第7階結(jié)果。以上結(jié)果都在合理范圍之內(nèi)，且成功避開了柴油發(fā)電機(jī)組的固有頻率，防止了共振現(xiàn)象的發(fā)生。

5 結(jié)論

本文按照隔振器的選用設(shè)計原則，為某機(jī)車柴油發(fā)電機(jī)組設(shè)計了符合要求的隔振裝置模型，并通過對比分析以及軟件模擬驗證分析了隔振器的隔振效果。認(rèn)為該機(jī)車柴油發(fā)電機(jī)組配備垂向靜剛度為28.4kN／cm的圓柱隔振器可以達(dá)到較好的隔振效果。同時，出于系統(tǒng)穩(wěn)定性的考慮，隔振器的剛度選取不能太低。增加隔振器的數(shù)量能在一定程度上使隔振器受力更均勻，但只要保證彈性支撐的垂向總剛度不變，則垂向固有頻率基本不變。

圖5 公共底座上表面Y方向諧響應(yīng)結(jié)果

圖6 柴油機(jī)頂面Y方向諧響應(yīng)結(jié)果

［1］ 張國昌.柴油發(fā)電機(jī)組整機(jī)振動及防振［J］.柴油機(jī)，2006，28（4）：37－41.

［2］ 胡聯(lián)雄，陸衛(wèi)東，黃學(xué)建，等.船用柴油發(fā)電機(jī)組懸置隔振特性及隔振器選型分析［J］.柴油機(jī)，2012，34（3）：41－44.

［3］ 嚴(yán)濟(jì)寬.機(jī)械振動隔離技術(shù)［M］.上海：上海科學(xué)技術(shù)出版社，1986.

［4］ 秦洪艷，張紅，侯之超.圓柱形橡膠墊剛度經(jīng)驗公式的研究［J］.濰坊學(xué)院學(xué)報，2006，6（2）：6－9.

［5］ 買買提明·艾尼，陳華磊.ANSYS Workbench 14.0仿真技術(shù)與工程實踐［M］.北京：清華大學(xué)出版社，2013.