內(nèi)燃動(dòng)車(chē)車(chē)體與動(dòng)力包懸掛局部振動(dòng)分析

孫玉華， 趙艷杰， 趙金斗, 彭 和， 徐元浩

(1.西南大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院 重慶，400715) (2.湖北工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 十堰，442000)

?

內(nèi)燃動(dòng)車(chē)車(chē)體與動(dòng)力包懸掛局部振動(dòng)分析

孫玉華1， 趙艷杰2， 趙金斗1, 彭 和1， 徐元浩1

(1.西南大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院 重慶，400715) (2.湖北工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 十堰，442000)

為了研究采用動(dòng)力包作為動(dòng)力源的出口內(nèi)燃動(dòng)車(chē)的平穩(wěn)性以及解決動(dòng)力包與車(chē)體安裝位置區(qū)域存在局部振動(dòng)過(guò)大的問(wèn)題，采用實(shí)驗(yàn)與仿真相結(jié)合的方法,得到了內(nèi)燃動(dòng)車(chē)的平穩(wěn)性指標(biāo),分析了動(dòng)力包安裝位置處的車(chē)體局部大剛度和地板隔振器剛度的合理取值對(duì)局部振動(dòng)的影響規(guī)律。結(jié)果表明：內(nèi)燃動(dòng)車(chē)的平穩(wěn)性指標(biāo)為優(yōu)級(jí),車(chē)體與動(dòng)力包之間沒(méi)有耦合振動(dòng)；車(chē)體局部加大剛度對(duì)減小車(chē)體平穩(wěn)性指標(biāo)測(cè)點(diǎn)的橫向振動(dòng)有利，平穩(wěn)性指標(biāo)測(cè)點(diǎn)的垂向振動(dòng)略有增加；車(chē)體地板鋪設(shè)隔振器能顯著減小車(chē)體的局部垂向和側(cè)向振動(dòng)。該研究結(jié)果可為實(shí)際工程應(yīng)用提供參考。

內(nèi)燃動(dòng)車(chē)； 動(dòng)力包； 平穩(wěn)性指標(biāo)； 局部振動(dòng)

引 言

車(chē)體結(jié)構(gòu)彈性振動(dòng)對(duì)內(nèi)燃動(dòng)車(chē)運(yùn)行平穩(wěn)性的影響越來(lái)越明顯，合理的車(chē)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是減小車(chē)體與動(dòng)力設(shè)備之間耦合振動(dòng)的有效途徑，也是提高車(chē)輛乘坐舒適性的重要措施[1-2]。目前，對(duì)列車(chē)車(chē)體垂向振動(dòng)的研究較多。宮島等[3]建立了列車(chē)的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，研究一系、二系懸掛的半主?dòng)控制策略對(duì)車(chē)輛運(yùn)行平穩(wěn)性的影響。文獻(xiàn)[4]為了提高輕量化鐵路車(chē)輛的乘坐舒適性，采用了壓電疊堆作動(dòng)器的主動(dòng)控制系統(tǒng)，通過(guò)作動(dòng)器產(chǎn)生的彎矩來(lái)減小車(chē)體的振動(dòng)。吳會(huì)超等[5]將車(chē)體等效成歐拉伯努利梁，建立車(chē)體與設(shè)備垂向耦合振動(dòng)模型，研究了車(chē)下設(shè)備剛性懸掛與彈性懸掛對(duì)車(chē)體振動(dòng)幅頻特性的影響，并建立了彈性車(chē)體與設(shè)備的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，分析車(chē)下設(shè)備懸掛方式、重心偏載與彈性懸掛參數(shù)對(duì)車(chē)體振動(dòng)響應(yīng)的影響規(guī)律。Diana等[6]將車(chē)體考慮為彈性梁，研究客車(chē)的乘坐舒適性問(wèn)題。曾京等[7]的研究表明，彈性車(chē)體下的平穩(wěn)性指標(biāo)大于剛性車(chē)體，其采用的半主動(dòng)減振器能降低車(chē)體的加速度、位移和平穩(wěn)性指標(biāo)。張俊紅等[8]研究了動(dòng)力總成的懸置位置對(duì)車(chē)體振動(dòng)能量輸入的影響。康洪軍等[9]研究了高速檢測(cè)車(chē)車(chē)體與車(chē)下懸掛設(shè)備的耦合振動(dòng)，確定了車(chē)下設(shè)備的最佳懸掛方案。楚永萍等[10]研究了地鐵轉(zhuǎn)向架與車(chē)體的耦合振動(dòng)問(wèn)題。李再幃等[11]對(duì)車(chē)輛-軌道系統(tǒng)垂向振動(dòng)進(jìn)行了時(shí)頻研究。 李磊等[12]研究了地鐵振動(dòng)測(cè)試中功率譜異?，F(xiàn)象的根源，提出了相應(yīng)的解決措施。對(duì)于國(guó)內(nèi)采用電力做動(dòng)力源的列車(chē)，現(xiàn)有文獻(xiàn)大多側(cè)重于列車(chē)整車(chē)的乘坐舒適性、車(chē)體與轉(zhuǎn)向架及車(chē)下懸掛的無(wú)激勵(lì)源的設(shè)備與車(chē)體的耦合振動(dòng)研究。對(duì)于采用柴油機(jī)作為動(dòng)力源，帶動(dòng)發(fā)電機(jī)發(fā)電的內(nèi)燃動(dòng)車(chē)的整車(chē)乘坐舒適性和動(dòng)力包與車(chē)體耦合振動(dòng)的研究還較少。

孟加拉鐵路電氣化水平低下，內(nèi)燃動(dòng)車(chē)是其鐵路客運(yùn)的主要運(yùn)輸方式之一。筆者采用仿真與實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的方法，對(duì)國(guó)內(nèi)使用動(dòng)力包結(jié)構(gòu)的雙層隔振系統(tǒng)、出口孟加拉的內(nèi)燃動(dòng)車(chē)進(jìn)行了整車(chē)平穩(wěn)性研究。對(duì)動(dòng)力包與車(chē)體之間的耦合振動(dòng)進(jìn)行了分析，提出了減小動(dòng)力包與車(chē)體安裝位置處局部振動(dòng)過(guò)大的解決措施。

1 模態(tài)理論

模態(tài)分析[13]可以確定結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型，模態(tài)分析的核心內(nèi)容是確定結(jié)構(gòu)振動(dòng)的特征值問(wèn)題。對(duì)于一個(gè)n自由度線性系統(tǒng)，振動(dòng)微分方程為

(1)

模態(tài)是一個(gè)特定系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有特性，與外部的載荷條件無(wú)關(guān)，即作用力向量為0，忽略阻尼對(duì)系統(tǒng)的影響，可得

(2)

在一個(gè)系統(tǒng)自由振動(dòng)時(shí)，結(jié)構(gòu)上各點(diǎn)作簡(jiǎn)諧振動(dòng)，假設(shè)簡(jiǎn)諧振動(dòng)的方程為

(3)

由式(2)，(3)可得

(4)

自由振動(dòng)時(shí)結(jié)構(gòu)各節(jié)點(diǎn)的振幅不全為零，由式(4)得

(5)

式(5)為結(jié)構(gòu)振動(dòng)的特征值方程。根據(jù)線性代數(shù)可知，求解該問(wèn)題可以求出n個(gè)特征值ω12，ω22，…，ωn2和相對(duì)應(yīng)的n個(gè)特征向量。其中：φ1，φ2，…，φn特征值的平方根ωi正是結(jié)構(gòu)的固有頻率；特征向量φi為結(jié)構(gòu)對(duì)應(yīng)于ωi的振型向量。

2 模型建立及模態(tài)計(jì)算

為了分析出口孟加拉內(nèi)燃動(dòng)車(chē)的整車(chē)平穩(wěn)性以及動(dòng)力包與車(chē)體之間的耦合振動(dòng)問(wèn)題，建立包括動(dòng)力包在內(nèi)的整車(chē)有限元模型。計(jì)算車(chē)體的固有振動(dòng)特性，并與實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果對(duì)比，驗(yàn)證模型的正確性。在此基礎(chǔ)上對(duì)動(dòng)力包與車(chē)體的耦合振動(dòng)特性和整車(chē)的平穩(wěn)性進(jìn)行分析。

2.1 動(dòng)力包模型的建立

國(guó)內(nèi)采用動(dòng)力包結(jié)構(gòu)形式的內(nèi)燃動(dòng)車(chē)，動(dòng)力包通過(guò)二級(jí)隔振器安裝在車(chē)體下部，其他附屬設(shè)備剛性安裝在公共構(gòu)架上，如圖1所示。柴油發(fā)電機(jī)組整體通過(guò)一級(jí)5個(gè)隔振器彈性安裝在公共構(gòu)架上；空冷裝置與公共構(gòu)架通過(guò)2個(gè)隔振器彈性連接；靜壓泵組與公共構(gòu)架通過(guò)4個(gè)隔振器彈性連接。整個(gè)動(dòng)力包與車(chē)體通過(guò)4個(gè)二級(jí)隔振器彈性連接，這組成了鐵路動(dòng)力包的多子系統(tǒng)雙層隔振系統(tǒng)。

柴油機(jī)發(fā)電機(jī)組的剛度很大，相比隔振系統(tǒng)的模態(tài)頻率要大很多，利用有限元軟件Ansys建模時(shí)可建立為剛體[14]。具體建模方法為在柴油機(jī)和發(fā)電機(jī)質(zhì)心位置處分別創(chuàng)建質(zhì)量單元mass21，定義單元實(shí)常數(shù)來(lái)設(shè)置它們各自的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。它們之間的連接套采用體單元solid45劃分網(wǎng)格。一級(jí)隔振器通過(guò)設(shè)置三向彈簧combin14單元的實(shí)常數(shù)來(lái)模擬其剛度和阻尼。公共構(gòu)架采用Shell63單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，不同鋼板厚度可通過(guò)設(shè)置不同的單元實(shí)常數(shù)模擬。二級(jí)隔振器安裝位置的鑄鋼件用solid45單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，由于節(jié)點(diǎn)數(shù)和自由度數(shù)目不同，故這兩處連接要使用Targe170和Conta175接觸單元。與公共構(gòu)架上剛性連接的附屬裝置(如水箱和空濾器等)通過(guò)設(shè)置質(zhì)量單元的實(shí)常數(shù)來(lái)模擬其質(zhì)量，通過(guò)創(chuàng)建剛性區(qū)域模擬這些附屬裝置與公共構(gòu)架之間的剛性連接?？绽溲b置的建模與發(fā)電機(jī)組類(lèi)似，二級(jí)隔振器的建模過(guò)程和一級(jí)隔振器類(lèi)似，完成建模后的雙層隔振系統(tǒng)共有300 563個(gè)單元和334 764個(gè)節(jié)點(diǎn)，如圖2所示。

圖1 動(dòng)力包模型圖Fig.1 The diagram of powerpack

圖2 動(dòng)力包有限元模型Fig.2 Finite element model of power pack

2.2 白車(chē)體模型建立及模態(tài)計(jì)算

該碳鋼車(chē)體為全鋼焊接結(jié)構(gòu)，由底架、側(cè)墻、端墻和車(chē)頂4部分焊接而成。根據(jù)碳鋼車(chē)車(chē)體的結(jié)構(gòu)，利用有限元Ansys對(duì)車(chē)體進(jìn)行離散，車(chē)體的梁和板全部采用殼單元shell181，定義殼單元的實(shí)常數(shù)來(lái)模擬車(chē)體各部分板材件的厚度。通過(guò)設(shè)置材料屬性，來(lái)劃分車(chē)體的有限元網(wǎng)格，建好的白車(chē)體的有限元模型如圖3所示，白車(chē)體總共有433 984個(gè)單元，414 803個(gè)節(jié)點(diǎn)。

圖3 白車(chē)體有限元模型Fig.3 Finite element model of car body

利用建立好的白車(chē)體的有限元模型，采用Block Lanczos模態(tài)計(jì)算方法計(jì)算白車(chē)體的固有頻率，并與白車(chē)體的激振模態(tài)實(shí)驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，振型圖如圖4所示。

圖4 白車(chē)體振型Fig.4 Vibration modes of car-body

2.3 整備車(chē)體模型建立及模態(tài)計(jì)算

碳鋼車(chē)車(chē)體下懸掛的設(shè)備包括制動(dòng)集成系統(tǒng)、牽引變流器、燃油箱和冷卻器等。建模時(shí)使用質(zhì)量單元mass21，通過(guò)定義單元的實(shí)常數(shù)，在各個(gè)設(shè)備質(zhì)心位置建立質(zhì)量單元來(lái)模擬各個(gè)設(shè)備的質(zhì)量，與車(chē)體剛性連接的設(shè)備建模時(shí)創(chuàng)建設(shè)備質(zhì)量點(diǎn)處的節(jié)點(diǎn)與車(chē)體安裝位置處的剛性區(qū)域來(lái)模擬。動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)與車(chē)體通過(guò)二級(jí)隔振器連接，建模時(shí)采用combin14彈簧單元，通過(guò)設(shè)置單元屬性模擬三方向的彈簧，通過(guò)定義實(shí)常數(shù)模擬隔振器的三向剛度，最終建立整備狀態(tài)下車(chē)體的有限元模型有736 408個(gè)單元，751 381個(gè)節(jié)點(diǎn)，如圖5所示。

根據(jù)建立好的整備狀態(tài)下的車(chē)體和動(dòng)力包耦合模型，利用Block Lanczos模態(tài)計(jì)算方法計(jì)算系統(tǒng)的模態(tài)頻率，并與整備狀態(tài)下車(chē)體模態(tài)實(shí)驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比。

圖5 動(dòng)力包與車(chē)體的有限元模型Fig.5 Fem model of power pack and car body

3 車(chē)體模態(tài)實(shí)驗(yàn)

對(duì)車(chē)輛進(jìn)行整體結(jié)構(gòu)模態(tài)實(shí)驗(yàn)采用多點(diǎn)激勵(lì)方式，實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)由信號(hào)發(fā)生器、功率放大器、電磁激振器、阻抗頭、傳感器、信號(hào)采集與分析系統(tǒng)、工作站和專(zhuān)業(yè)模態(tài)分析軟件組成。系統(tǒng)的激振頻帶為1～80 Hz。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的激勵(lì)為2點(diǎn)協(xié)調(diào)激勵(lì)。系統(tǒng)軟件和傳感器裝置的標(biāo)稱(chēng)測(cè)試頻帶為0.5～500 Hz。按照TB/T 3115-2005要求，在白車(chē)體上選取7個(gè)特征截面能很好反映車(chē)體整體的振動(dòng)形態(tài)。在7個(gè)截面上的4個(gè)頂點(diǎn)上各安裝1個(gè)內(nèi)置ICP的壓電式加速度傳感器，測(cè)試每個(gè)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)加速度，測(cè)點(diǎn)分布如圖6所示。

圖6 測(cè)點(diǎn)分布圖Fig.6 Measuring points distribution graph

測(cè)試車(chē)體垂向彎曲和車(chē)體菱形模態(tài)時(shí)，2個(gè)激振器同向正弦掃頻激勵(lì)，測(cè)試車(chē)體扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模態(tài)時(shí)2個(gè)激振器反向正弦掃頻激勵(lì)。實(shí)驗(yàn)時(shí)設(shè)定激振力的大小，激勵(lì)信號(hào)的掃描頻率為0～80 Hz，掃描時(shí)間間隔為2 s，步進(jìn)頻率為0.2 Hz。測(cè)定車(chē)體上各測(cè)點(diǎn)的加速度響應(yīng)和阻抗頭的輸入力信號(hào)，記錄連續(xù)變化的激振力和加速度響應(yīng)曲線。

測(cè)試完成后，對(duì)測(cè)試的加速度數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，提取車(chē)體的模態(tài)頻率及其對(duì)應(yīng)的振型，白車(chē)體和整備車(chē)體的實(shí)驗(yàn)和仿真模態(tài)頻率如表1和表2所示。

表1 白車(chē)體實(shí)驗(yàn)與仿真模態(tài)頻率對(duì)比

Tab.1 The modal frequency comparison of car body Hz

白車(chē)體振型實(shí)驗(yàn)頻率仿真頻率一階菱形15.6315.91二階垂彎17.8217.61三階扭轉(zhuǎn)20.5317.95

從表1看出，白車(chē)體菱形固有頻率與實(shí)驗(yàn)相差0.278 9 Hz，相對(duì)誤差為1.8%；垂彎固有頻率與實(shí)驗(yàn)相差0.208 5 Hz，相對(duì)誤差為1.2%；扭轉(zhuǎn)固有頻率相差2.578 3 Hz，相對(duì)誤差為12.56%。由于在建模過(guò)程中全部采用節(jié)點(diǎn)耦合方式，造成車(chē)體剛度偏大，而實(shí)際車(chē)體采用點(diǎn)焊焊接。研究表明,車(chē)體側(cè)墻板厚、剛度對(duì)車(chē)體模態(tài)影響顯著，通過(guò)調(diào)節(jié)側(cè)墻板的彈性模量來(lái)調(diào)節(jié)車(chē)體的模態(tài)頻率，使車(chē)體的垂彎模態(tài)和實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)基本接近，此時(shí)菱形模態(tài)頻率和實(shí)驗(yàn)吻合。由于建模原因，仿真計(jì)算的白車(chē)體三階扭轉(zhuǎn)模態(tài)與實(shí)驗(yàn)相差較大，而對(duì)列車(chē)舒適性影響最大的垂彎模態(tài)基本和實(shí)驗(yàn)結(jié)果一致。這說(shuō)明所建的白車(chē)體模型基本準(zhǔn)確，可以為整備車(chē)體模型的建立提供基礎(chǔ)。

從表2看出，整備狀態(tài)下車(chē)體的計(jì)算頻率與實(shí)驗(yàn)頻率基本吻合。相對(duì)測(cè)試頻率相對(duì)誤差分別為11.6%，6.3%和0.97%，驗(yàn)證了所建模型的正確性,可以用該模型研究動(dòng)力包與車(chē)體之間的耦合振動(dòng)特性以及研究減小動(dòng)力包激振力傳遞到車(chē)體的有效措施。

表2 整備車(chē)體實(shí)驗(yàn)與仿真模態(tài)頻率對(duì)比

Tab.2 The modal frequency comparison of servicing car body Hz

整備車(chē)體振型實(shí)驗(yàn)頻率仿真頻率一階垂彎13.8712.56二階扭轉(zhuǎn)16.8915.85三階彎曲18.6418.46

4 車(chē)輛運(yùn)行平穩(wěn)性指標(biāo)

按照GB 5599-85要求[15]，在車(chē)體距1，2位心盤(pán)一側(cè)1 m的車(chē)體地板上選取2個(gè)測(cè)點(diǎn)(C3和C1)，測(cè)定車(chē)體的垂向和橫向加速度，如圖7所示。

圖7 車(chē)體測(cè)點(diǎn)位置Fig.7 The measuring points locations of car body

為了確定動(dòng)力包的振動(dòng)是否傳遞到車(chē)體，在動(dòng)力包安裝位置區(qū)域離檢修孔位置1 m的地方布置了測(cè)點(diǎn)C2。測(cè)點(diǎn)的加速度傳感器量程為1g，該平穩(wěn)性指標(biāo)是在內(nèi)燃動(dòng)車(chē)以51 km/h的線路上運(yùn)行時(shí)的測(cè)試結(jié)果。車(chē)輛運(yùn)行平穩(wěn)性主要以車(chē)體的垂向、橫向振動(dòng)加速度的最大值以及相應(yīng)的平穩(wěn)性指標(biāo)評(píng)價(jià)。計(jì)算公式為

(6)

其中：Wi為平穩(wěn)性指標(biāo)；Ai為振動(dòng)加速度(g)；fi為振動(dòng)頻率(Hz)；F(fi)為頻率修正系數(shù)。

平穩(wěn)性指標(biāo)：W<2.5屬優(yōu)級(jí)；2.5

圖8 測(cè)點(diǎn)C1加速度Fig.8 Accerlation of measuring point C1

位置一位端C1二位端C3橫向1.641.89垂向1.731.50

5 減小局部振動(dòng)的影響因素分析

從測(cè)試結(jié)果可以看出，整車(chē)的平穩(wěn)性指標(biāo)屬于優(yōu)級(jí)，但在動(dòng)力包懸掛位置區(qū)域車(chē)體的垂向振動(dòng)C2測(cè)點(diǎn)的加速度值相對(duì)于測(cè)點(diǎn)C1,C3將近大一個(gè)數(shù)量級(jí)。安裝動(dòng)力包的車(chē)體區(qū)域存在局部振動(dòng)過(guò)大問(wèn)題。針對(duì)該問(wèn)題，從車(chē)體安裝動(dòng)力包位置區(qū)域局部加大剛度和車(chē)體地板鋪設(shè)隔振器剛度的合理取值兩方面來(lái)研究減小局部振動(dòng)的措施。

表4 測(cè)試與仿真的頻譜幅值

Tab.4 The amplitude of testing and simulation g

C1橫向/垂向C2橫向/垂向C3橫向/垂向測(cè)試0.00110.00230.00190.0110.00230.0010仿真0.00380.00150.00340.0140.00310.0031

內(nèi)燃動(dòng)車(chē)平穩(wěn)性指標(biāo)測(cè)試時(shí)，柴油機(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速為820 r/min。理論計(jì)算可知該類(lèi)型的柴油機(jī)3.0階傾倒力矩最大，達(dá)到了3 535.43 Nm。對(duì)有限元模型施加3.0階的傾倒力矩，在整備車(chē)體的動(dòng)力包有限元模型上距離柴油機(jī)曲軸0.5 m對(duì)稱(chēng)位置的兩個(gè)節(jié)點(diǎn)上施加方向相反的3 535.43 N的簡(jiǎn)諧力，頻率為41 Hz。仿真完成后提取相應(yīng)測(cè)點(diǎn)的加速度時(shí)域曲線，經(jīng)過(guò)快速傅里葉變換，取實(shí)部和虛部的模，得到41 Hz頻率下的測(cè)試和仿真的頻譜幅值如表4所示?？梢钥闯觯瑢?shí)驗(yàn)測(cè)試的頻譜幅值和仿真計(jì)算的頻譜幅值基本吻合，C2測(cè)點(diǎn)測(cè)試與仿真的垂向振動(dòng)頻譜幅值分別為0.011g和0.014g，C1點(diǎn)的測(cè)試與仿真的垂向振動(dòng)頻譜幅值分別為0.002 3g和0.001 5g，C3點(diǎn)的測(cè)試與仿真的橫向振動(dòng)頻譜幅值分別為0.002 3g和0.003 1g，基本相等。C1點(diǎn)、C2點(diǎn)橫向和C3點(diǎn)的垂向幅值相差較遠(yuǎn)，這是因?yàn)榭紤]到建模的復(fù)雜程度，整備車(chē)體中的座椅、扶手和立柱等附件采用質(zhì)量單元固結(jié)在車(chē)體的相應(yīng)位置、改變了系統(tǒng)的剛度和阻尼，導(dǎo)致C1點(diǎn)、C2點(diǎn)橫向和C3點(diǎn)的垂向仿真幅值整體上大于測(cè)試的幅值,但C2測(cè)點(diǎn)在垂向的幅值基本相等。這驗(yàn)證了所建立的有限元模型的準(zhǔn)確性，可以用來(lái)分析車(chē)體局部振動(dòng)過(guò)大的影響因素和改進(jìn)措施。

5.1 車(chē)體局部大剛度

為了減小動(dòng)力包安裝位置處的局部振動(dòng)，車(chē)體在動(dòng)力包的安裝位置處加大了剛度，此處車(chē)體兩底U形邊梁的厚度從8 mm增加到16 mm，同時(shí)也加裝了4條橫梁，并在局部用加強(qiáng)筋進(jìn)行加強(qiáng)，以增加動(dòng)力包安裝位置處的剛度。

圖9為車(chē)體局部加大剛度前后C2測(cè)點(diǎn)的垂向加速度和橫向加速度時(shí)域曲線。可以看出，車(chē)體局部加大剛度后，C2測(cè)點(diǎn)的垂向加速度有所增加，橫向加速度有所減小。車(chē)體局部增大剛度后，垂向振動(dòng)加速度的有效值從0.005 2g增加到了0.006 1g，垂向振動(dòng)略有增加，橫向振動(dòng)加速度的有效值從0.004 6g減小到0.004 4g。

圖9 剛度加大前后的C2點(diǎn)加速度Fig.9 The accerlation of C2 before and after increasing stiffness

5.2 車(chē)體地板隔振器

測(cè)試發(fā)現(xiàn)，車(chē)體動(dòng)力包安裝位置局部振動(dòng)過(guò)大，為了減小局部振動(dòng)，在安裝動(dòng)力包位置上方區(qū)域的地板上鋪設(shè)隔振器。人體對(duì)垂向振動(dòng)的敏感頻率為4～8 Hz，橫向振動(dòng)的敏感頻率為1～2 Hz，考慮到動(dòng)力包怠速運(yùn)行時(shí)的基頻為14 Hz，隔振器的垂向振動(dòng)頻率取11 Hz左右，以避開(kāi)人體敏感頻率和動(dòng)力包怠速運(yùn)行時(shí)的基頻。圖10為車(chē)體地板鋪設(shè)隔振器前后C2測(cè)點(diǎn)的垂向和橫向振動(dòng)加速度時(shí)域曲線?？梢钥闯?，在車(chē)體振動(dòng)劇烈的位置鋪設(shè)隔振器后，局部振動(dòng)顯著減小。橫向振動(dòng)加速度的減小更為明顯。垂向振動(dòng)加速度的有效值從0.006g減小到0.002g，橫向振動(dòng)加速度的有效值從0.004 4g減小到0.000 77g。

圖10 鋪設(shè)隔振器前后的C2點(diǎn)加速度Fig.10 The accerlation of C2 before and after installing isolator

6 結(jié) 論

1) 測(cè)試與仿真結(jié)果表明，筆者研究的內(nèi)燃動(dòng)車(chē)平穩(wěn)性指標(biāo)屬于優(yōu)級(jí)，動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)與車(chē)體不存在振動(dòng)耦合，動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)合理。

2) 內(nèi)燃動(dòng)車(chē)碳鋼車(chē)體在動(dòng)力包安裝位置處加大了剛度，車(chē)體局部剛度的增加有利于減小橫向振動(dòng)，垂向振動(dòng)略有增加。

3) 對(duì)于在動(dòng)力包安裝位置存在局部振動(dòng)過(guò)大問(wèn)題，在車(chē)體安裝動(dòng)力包位置鋪設(shè)隔振器能顯著減小車(chē)體的局部垂向和橫向振動(dòng)。

[1] Diann G, Cheli F, Collina A, et al. The development of a numerical model for railway vehicles comfort assessment through comparison with experimental measurements [J].Vehicle System Dynamics, 2002, 38 (3):165-183.

[2] Wu Pingbo, Zeng Jing, Dai Huanyun. Dynamic response analysis of railway passenger car with flexible carbody model based on semi-active suspensions [J]. Vehicle System Dynamics, 2004, 40(S):774-783.

[3] 宮島,周勁松,孫文靜,等.高速列車(chē)彈性車(chē)體垂向振動(dòng)控制[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2011,47(20):159-164.

Gong Dao, Zhou Jinsong, Sun Wenjing, et al. Vertical vibration control of flexible high-speed railway car body [J].Journal of Mechanical Engineering, 2011, 47 (20):159-164.(in Chinese)

[4] Gerhard S, Peter L. Comfort enhancement by an active vibration reduction system for a flexible railway car body [J].Vehicle System Dynamics,2007,45(9):835-847.

[5] 吳會(huì)超,鄔平波,曾京,等.車(chē)下設(shè)備對(duì)車(chē)體振動(dòng)的影響[J].交通運(yùn)輸工程學(xué)報(bào),2012,12(5):50-56.

Wu Huichao, Wu Pingbo, Zeng Jing, et al. Influence of equipment under car on carbody vibration [J].Journal of Traffic and Transportation Engineering, 2012, 12(5):50-56.(in Chinese)

[6] Diann G, Cheli F, Bruni S, et al. Dynamic interaction between rail vehicle and track for high speed train [J].Vehicle System Dynamic,1995,24(1):15-30.

[7] 曾京,羅仁.考慮車(chē)體彈性效應(yīng)的鐵道客車(chē)系統(tǒng)振動(dòng)分析[J].鐵道學(xué)報(bào),2007,29(6):19-25.

Zeng Jing, Luo Ren. Vibration analysis of railway passenger car systems by considering flexible carbody effect[J].Journal of the China Railway Society, 2007,29 (6):19-25.(in Chinese)

[8] 張俊紅,畢鳳榮,倪廣健.動(dòng)力總成懸置位置對(duì)車(chē)體振動(dòng)能量輸入的影響[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2009,40(7):25-28,44.

Zhang Junhong, Bi Fengrong, Ni Guangjian. Influence of mounting position on vehicle vibration input energy [J].Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2009,40(7):25-28,44.(in Chinese)

[9] 康洪軍,曾京,張衛(wèi)華, 等.高速綜合檢測(cè)列車(chē)車(chē)體與車(chē)下設(shè)備耦合振動(dòng)分析[J].北京交通大學(xué)學(xué)報(bào),2011,35(6):62-66.

Kang Hongjun, Zeng Jing, Zhang Weihua, et al. Coupled vibration analysis between carbody and underframe of high-speed integrated test train [J]. Journal of Beijing Jiaotong University, 2011,35(6):62-66.(in Chinese)

[10]楚永萍,周勁松.孟買(mǎi)地鐵轉(zhuǎn)向架與車(chē)體垂向耦合振動(dòng)分析[J].鐵道車(chē)輛,2010,48(1):10-13.

Chu Yongping, Zhou Jingsong. Analysis of the vertical coupling vibration of bogies and carbodies of mumbai metro [J].Rolling Stock, 2010,48(1):10-13.(in Chinese)

[11]李再幃,練松良,劉曉舟. HHT在車(chē)輛-軌道系統(tǒng)垂向振動(dòng)時(shí)頻分析中的應(yīng)用[J].振動(dòng)、測(cè)試與診斷,2013,33(5):799-803.

Li Zaiwei,Lian Songliang, Liu Xiaozhou. Time-frequency analysis of vehicle-track vertically coupling system based on Hilbert-Huang transform [J]. Journal of Vibration, Measurement & Diagnosis, 2013, 33(5):799-803.(in Chinese)

[12]李磊,張斌,戶文成,等.地鐵振動(dòng)測(cè)試中譜圖異?，F(xiàn)象的力學(xué)根源分析[J].振動(dòng)、測(cè)試與診斷,2012,32(5):802-805.

Li Lei, Zhang Bin, Hu Wencheng, et al. Mechanics analysis on abnormal phenomenon of power spectral in situ experiments[J].Journal of Vibration， Measurement & Diagnosis,2012,32(5):802-805.(in Chinese)

[13]占彥,李強(qiáng),王剛. 地鐵車(chē)體改造結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及模態(tài)分析[J].都市快軌交通,2011,24(1):101-104.

Zhan Yan, Li Qiang, Wang Gang. Strength and modal analysis of car body after reconstruction [J]. Urban Rapid Rail Transit, 2011,24(1):101-104.(in Chinese)

[14]陶懿,周海亭.雙層隔振系統(tǒng)沖擊響應(yīng)數(shù)值模擬方法的研究[J].噪聲與振動(dòng)控制, 2005, 6(3):1-4.

Tao Yi, Zhou Haiting. Research on numerical simulation calculation of shock response in double-layer vibration isolation system [J]. Noise and Vibration Control, 2005, 6 (3):1-4.(in Chinese)

[15]鐵道車(chē)輛動(dòng)力學(xué)性能評(píng)定和試驗(yàn)鑒定規(guī)范[S].北京：中國(guó)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)出版社, 1985.

10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.04.020

國(guó)家自然科學(xué)基金青年基金資助項(xiàng)目(51405396)；中央高校基本科研業(yè)務(wù)費(fèi)專(zhuān)項(xiàng)資金資助項(xiàng)目(XDJK2014B010)

2014-11-06；

2015-01-12

TH692.9； TB535

孫玉華，男，1983年5月生，講師。主要研究方向?yàn)檐?chē)輛振動(dòng)控制。曾發(fā)表《質(zhì)心位置偏移對(duì)隔振系統(tǒng)解耦度的影響》(《內(nèi)燃機(jī)工程》2014年第35卷第5期)等論文。

E-mail: syh240@163.com