子系統(tǒng)對動力包雙層隔振系統(tǒng)隔振性能影響*

陳 俊， 閆 兵， 孫梅云， 時威振， 魯志文， 董大偉

(1.西南交通大學(xué)機械工程學(xué)院 成都，610031) (2.唐山軌道客車有限公司 唐山，063000)

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子系統(tǒng)對動力包雙層隔振系統(tǒng)隔振性能影響*

陳 俊1， 閆 兵1， 孫梅云2， 時威振1， 魯志文1， 董大偉1

(1.西南交通大學(xué)機械工程學(xué)院 成都，610031) (2.唐山軌道客車有限公司 唐山，063000)

目前對帶子系統(tǒng)的動力包雙層隔振系統(tǒng)子系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計的研究甚少。針對這一現(xiàn)狀，筆者采用試驗的方法，分別研究了某型內(nèi)燃動車動力包雙層隔振系統(tǒng)子系統(tǒng)各隔振參數(shù)(隔振器總剛度、阻尼、隔振器剛度比)對其隔振性能及動態(tài)特性的影響。研究結(jié)果表明，將子系統(tǒng)設(shè)計成雙層隔振主系統(tǒng)的動力吸振器，能使動力包雙層隔振系統(tǒng)在發(fā)動機常規(guī)工況和停機或啟動工況皆具備優(yōu)良的隔振性能，并且隔振系統(tǒng)在子系統(tǒng)隔振器參數(shù)取較小的剛度，適當(dāng)大的阻尼和合適的剛度比時能取得較好的隔振效果。

子系統(tǒng)； 內(nèi)燃動車動力包； 雙層隔振系統(tǒng)； 隔振性能

引 言

作為內(nèi)燃動車的動力源，同時也是主要的激振源之一，車用柴油發(fā)電機組動力總成通常以動力包的形式，采用雙層隔振方式懸掛于車體底部。較之典型的雙層隔振系統(tǒng)而言，動力包雙層隔振系統(tǒng)最主要的特點在于除了1，2級主系統(tǒng)外還在中間構(gòu)架上彈性安裝了一個本身不帶激勵源的子系統(tǒng)。回顧雙層隔振理論和技術(shù)的發(fā)展史，許多學(xué)者從不同的角度作了大量的研究，提出了許多有借鑒意義的結(jié)論[1-4]。國外動力包發(fā)展地已較為成熟，并且廣泛應(yīng)用于鐵道車輛、船舶等諸多領(lǐng)域。但該項技術(shù)還沒有得到廣泛的傳播，很少見到有關(guān)動力包雙層隔振的研究和報道。目前，動力包雙層隔振系統(tǒng)的隔振技術(shù)還在初步探索和應(yīng)用階段，帶無源子隔振系統(tǒng)的雙層隔振系統(tǒng)隔振設(shè)計的相關(guān)文獻還較少。文獻[5]研究了運載火箭及其子系統(tǒng)的隔振設(shè)計，但并沒有深入探討兩者間的耦合振動特性。文獻[6]給出了當(dāng)質(zhì)量比小于0.1時，子系統(tǒng)對主系統(tǒng)隔振性能無影響可忽略不計的結(jié)論?；诖?，孫玉華等[7-10]將主系統(tǒng)與子系統(tǒng)單獨進行隔振設(shè)計，從解耦優(yōu)化和模態(tài)匹配的角度，對國內(nèi)首次采用的動力包進行了較為系統(tǒng)的研究和相關(guān)的試驗測試，取得了不錯的效果。文獻[11]研究了子系統(tǒng)對雙層隔振主系統(tǒng)固有特性的影響規(guī)律，并給出了子系統(tǒng)設(shè)計的幾點建議。但目前尚缺少子系統(tǒng)對主系統(tǒng)隔振性能及動態(tài)特性方面的研究，尤其是這方面的試驗研究。

基于以上情況，筆者將以出口阿根廷內(nèi)燃動車動力包為研究對象，系統(tǒng)地研究子系統(tǒng)各隔振參數(shù)(隔振器總剛度、阻尼、隔振器剛度調(diào)配)對雙層隔振系統(tǒng)隔振性能的影響，旨在為動力包子系統(tǒng)參數(shù)的設(shè)計提供參考。

1 動力包雙層隔振系統(tǒng)動力學(xué)特性分析

動力包雙層隔振系統(tǒng)如圖1所示，其中柴油機和發(fā)電機通過連接套剛性連接構(gòu)成雙層隔振系統(tǒng)的1級主系統(tǒng)，通過5個1級隔振器安裝于構(gòu)架上。構(gòu)架和剛性安裝于其上的水箱、空濾、消音器等構(gòu)成雙層隔振系統(tǒng)的2級主系統(tǒng)，通過4個2級隔振器安裝于基礎(chǔ)上。散熱器通過4個隔振器安裝于構(gòu)架上構(gòu)成雙層隔振系統(tǒng)的子系統(tǒng)。

圖1 力包雙層隔振系統(tǒng)實物圖Fig.1 Physical diagram of powerpack double-layer isolation system

以柴油發(fā)電機組的質(zhì)心為原點，建立含子系統(tǒng)的雙層隔振系統(tǒng)的18自由度動力學(xué)模型，如圖2所示。

圖2 內(nèi)燃動車動力包雙層隔振系統(tǒng)動力學(xué)模型Fig.2 Dynamic model of diesel railcar powerpack double-layer isolation system

圖2中：O,O1,O2,O3分別為參考坐標(biāo)原點和機組、中間構(gòu)架、散熱器的質(zhì)心；O-XYZ和(α,β,γ)為參考坐標(biāo)系及其慣性主軸；O1-x1y1z1,O2-x2y2z2,O3-x3y3z3和，(α1,β1,γ1),(α2,β2,γ2),(α3,β3,γ3)分別為機組、中間構(gòu)架和散熱器的局部坐標(biāo)系和慣性主軸；M0為柴油的傾倒力矩，方向為α1向；(m1,m2,m3),(k1,k2,k3),(c1,c2,c3)分別為機組、中間構(gòu)架和散熱器的質(zhì)量、剛度和阻尼。

隔振器阻尼和剛度關(guān)系式[6]為

(1)

其中：η為橡膠隔振器的結(jié)構(gòu)阻尼比。

系統(tǒng)的動力學(xué)方程[9]可寫成如下形式

(2)

式中的質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣均為18階方陣，與之對應(yīng)的加速度、速度、位移量也是18維的，具有下列形式

只考慮系統(tǒng)的強迫振動的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，系統(tǒng)的解可設(shè)為u=Acosωt+Bsinωt，將其代入式(1)，則A，B可由式(3)求出

(3)

定義系統(tǒng)的力綜合傳遞率為隔振前后系統(tǒng)傳遞給基礎(chǔ)的總力之比

(4)

其中：Fi為與基礎(chǔ)相連第i個隔振器的三向力動反力；Fsi為隔振器短路時第i個隔振器的三向力動反力。

由式(3)求出二級隔振器的位移，進而根據(jù)隔振器剛度、阻尼和激振頻率，分別求出動力包在散熱器彈性安裝(隔振器取設(shè)計剛度)、剛性安裝和不安裝散熱器情況下的綜合傳遞率曲線如圖3所示。

從圖3中可以看出，散熱器剛性安裝時系統(tǒng)的共振峰較其他兩種情況向低頻移動，系統(tǒng)高頻隔振性能略微提高。散熱器采用設(shè)計剛度時，構(gòu)架α2向模態(tài)對應(yīng)的共振峰往高頻移動，但系統(tǒng)的高頻隔振性能基本不變。系統(tǒng)α1向(激振力方向)模態(tài)頻率對應(yīng)的共振峰，分化成兩個峰值相等的共振峰且峰值大幅度減小，系統(tǒng)低頻隔振性能大為提高。分析系統(tǒng)的模態(tài)能量分布情況可知，此時散熱器的y3向(橫向)模態(tài)對系統(tǒng)α1向模態(tài)起控制作用，散熱器充當(dāng)系統(tǒng)的動力吸振器。此時，動力包雙層隔振系統(tǒng)既具備普通雙層隔振系統(tǒng)優(yōu)良的高頻隔振性能，又能克服傳統(tǒng)雙層隔振系統(tǒng)低頻隔振性能不足的缺點。此時，動力包雙層隔振系統(tǒng)在發(fā)動機常規(guī)工況(高頻)和停機或啟動工況(低頻)皆具備優(yōu)良的隔振性能。可見子系統(tǒng)參數(shù)的合理設(shè)計，能很大程度地提高動力包雙層隔振系統(tǒng)的綜合隔振性能。

2 試 驗

2.1 測試系統(tǒng)

本次試驗，基于比利時LMS公司的SCADAS測試系統(tǒng)完成的所有測試工作，該系統(tǒng)主要由朗斯三向加速度傳感器，LMS SCADAS測試系統(tǒng)，微機測試平臺組成。試驗中機組、構(gòu)架和散熱器的振動烈度測點皆根據(jù)鐵標(biāo)TB/T3164-2007進行選取。為了分析系統(tǒng)的傳遞特性和隔振器的動反力，在1，2級隔振器上下也布置了相應(yīng)的測點。圖4給出了散熱器、動力包2級隔振器上、下，1級隔振上、下，和隔振器處測點的照片。

圖4 動力包振動測試照片F(xiàn)ig.4 Photos of vibration measurement test for powerpack

2.2 試驗方案及工況

為了研究子系統(tǒng)各隔振參數(shù)對雙層隔振系統(tǒng)隔振性能及動態(tài)特性的影響，確立了以下目標(biāo)：a.研究隔振器剛度對系統(tǒng)隔振性能及動態(tài)特性的影響；b.研究隔振器阻尼對系統(tǒng)隔振性能及動態(tài)特性的影響；c.研究隔振器剛度調(diào)配對系統(tǒng)隔振性能及動態(tài)特性的影響。根據(jù)以上3個研究目標(biāo)，制定子系統(tǒng)的4種不同的剛度方案：①子系統(tǒng)按原設(shè)計方案安裝；②保持散熱器總剛度與方案①一致，將左右兩隔振器的剛度比由1∶1變?yōu)?∶1；③將方案②的隔振器結(jié)構(gòu)阻尼比由0.1增大到0.2；④將方案①的隔振器剛度增大到原來的兩倍。兩者的對應(yīng)關(guān)系如表1所示。

表1 研究目標(biāo)及剛度方案的對應(yīng)關(guān)系

本次試驗柴油機的運行工況完全模擬內(nèi)燃動車各工況檔位及柴油機實際運行工況，分別為1 000，1 200，1 400，1 650，1 800 r/min 5個穩(wěn)定工況和柴油機900 r/min怠速停機工況，一共6個工況。

3 試驗結(jié)果分析

通過以上分析可知，本次試驗所用動力包除了具備良好的高頻隔振性能，能較好地隔離柴油發(fā)電機組常規(guī)工況的激振力；還具備較好地低頻隔振性能，能較好地隔離柴油發(fā)電機組在停機工況的激振力。基于動力包雙層隔振系統(tǒng)的以上隔振特性，本次試驗將分別在這兩種工況下展開，以求更加全面客觀地反映子系統(tǒng)各隔振參數(shù)對雙層隔振系統(tǒng)隔振性能的影響。本次試驗，各測點采集的原始數(shù)據(jù)均為測點處的加速度信號，采樣頻率為1 kHz，采樣時間為30 s。

3.1 子系統(tǒng)隔振器剛度對系統(tǒng)隔振性能的影響

子系統(tǒng)取不同剛度時動力包雙層隔振系統(tǒng)2級隔振器動反力隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化如圖5所示。從圖中可以看出當(dāng)子系統(tǒng)隔振器剛度增大時，在轉(zhuǎn)速低于1 800 r/min的工況系統(tǒng)動反力變大，隔振性能變差，此時，子系統(tǒng)剛度的增大會使構(gòu)架在激振力方向(α2)當(dāng)量扭轉(zhuǎn)剛度增大，模態(tài)共振峰向高頻移動，高頻隔振性能變差。兩種剛度方案，在1 000～1 600 r/min的區(qū)間內(nèi)動反力隨轉(zhuǎn)速變化的趨勢一致，而轉(zhuǎn)速在900和1 800 r/min附近時動反力隨轉(zhuǎn)速變化的趨勢正好相反，這是因為兩種方案下系統(tǒng)在以上兩個轉(zhuǎn)速工況附近的運行模態(tài)振型不同的原故。由圖6可知，在發(fā)動機常規(guī)工況子系統(tǒng)隔振器剛度的變化對機組振動烈度的影響較小，而對散熱器本身的振動烈度影響較大，增大散熱器隔振器剛度，散熱器振動烈度變大。對比構(gòu)架和散熱器的振動烈度可知，取小剛度時隔振器能更好地隔離構(gòu)架傳遞給散熱器的振動，這可以通過單自由度位移傳遞率曲線來解釋。散熱器與構(gòu)架振動烈度隨轉(zhuǎn)速變化的趨勢基本一致，這是因為在發(fā)動機常規(guī)工況激振力的頻率位于動力包雙層隔振系統(tǒng)的過共振區(qū)，此時構(gòu)架局部結(jié)構(gòu)振動對振動烈度貢獻量較小，系統(tǒng)整機振動振幅大小基本隨激振力頻率單調(diào)變化。圖7為柴油發(fā)電機組停機工況下動力包各級系統(tǒng)3.0階位移振幅曲線。從圖中可以看出，與預(yù)測相符機組、構(gòu)架的位移振幅在200 r/min(10 Hz)左右各有一個幅值較小的共振峰。散熱器第1個峰值較小，第2個峰則非常大，說明在系統(tǒng)頻率接近第2個峰值頻率時，由機組輸入的很大一部分振動能量轉(zhuǎn)移到了子系統(tǒng)，從而減弱了構(gòu)架(2級主系統(tǒng))的振動，同時也間接的抑制了機組的振動(1級主系統(tǒng))，子系統(tǒng)充當(dāng)雙層隔振主系統(tǒng)的動力吸振器。增大子系統(tǒng)隔振器剛度，子系統(tǒng)不再能對主系統(tǒng)起到吸振作用，1，2級主系統(tǒng)最大峰值增大，子系統(tǒng)最大峰值減小。

圖5 2級隔振器動反力對比Fig.5 Comparison of the second stage isolator reaction force

圖6 動力包各部件振動烈度對比Fig.6 Comparison of vibration intensity of powerpack parts

圖7 動力包各部件停機工況3.0階位移振幅曲線對比Fig.7 Comparison of 3.0 order displacement amplitude in shutdown condition

3.2 子系統(tǒng)隔振器阻尼對系統(tǒng)隔振性能的影響

隔振器阻尼是影響隔振系統(tǒng)隔振性能的一個重要參數(shù)，在多自由耦合隔振系統(tǒng)中，隔振器阻尼參數(shù)不僅能影響系統(tǒng)響應(yīng)的幅值和相位，還能影響系統(tǒng)的振型。圖8給出了子系統(tǒng)隔振器取兩種結(jié)構(gòu)阻尼比時，發(fā)動機常規(guī)工況下2級隔振器的支反力對比。從圖中可以看出，在低轉(zhuǎn)速時(小于1 000 r/min)增大隔振器阻尼能有效地減小2級隔振器的動反力提高系統(tǒng)的隔振性能。而在高轉(zhuǎn)速時(大于1 400 r/min)，因為系統(tǒng)大阻尼時系統(tǒng)高頻隔振性能差的原故，增大阻尼反而會使動反力變大，隔振性能變差。動力包各部件在發(fā)動機常規(guī)工況的振動烈度隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化曲線，如圖9所示。從圖中可以看出，子系統(tǒng)阻尼變化對機組在發(fā)動機常規(guī)工況的振動烈度影響不大，而對散熱器本身的振動烈度存在較大影響。子系統(tǒng)隔振器阻尼的增加，會增大構(gòu)架的振動烈度，但同時又會使自身的振動烈度變小。兩種阻尼下，散熱器和構(gòu)架振動烈度隨轉(zhuǎn)速變化的趨勢基本一致，大阻尼時最大峰值出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速較低的工況，這是因為阻尼的增大使隔振系統(tǒng)振型發(fā)生改變且固有頻率變低的原故。圖10為柴油發(fā)電機組停機工況下動力包各級系統(tǒng)3.0階位移振幅曲線。從圖中可以看出，阻尼的變化對機組位移振幅影響不大，但能有效地減弱散熱器本身和構(gòu)架在機組停機工況的振幅，其原因是系統(tǒng)在低頻大阻尼的情況下具有較好的隔振性能。

圖8 2級隔振器動反力對比Fig.8 Comparison of the second stage isolator reaction force

圖9 動力包各部件振動烈度對比Fig.9 Comparison of vibration intensity of powerpack parts

圖10 動力包各部件停機工況3.0階位移振幅曲線對比Fig.10 Comparison of 3.0 order displacement amplitude in shutdown condition

3.3 子系統(tǒng)隔振器剛度調(diào)配對系統(tǒng)隔振性能的影響

子系統(tǒng)隔振器之間剛度的比例關(guān)系(隔振器剛度調(diào)配)，決定了子系統(tǒng)本身的解耦度以及其與主系統(tǒng)的耦合程度和耦合關(guān)系。圖11給出了隔振器剛度取兩種不同比例的情況下，2級隔振器支反力，在柴油機常規(guī)工況下的對比。由圖可知，調(diào)整隔振器剛度比后，2級隔振器動反力在柴油機常規(guī)工況下皆有所增大，系統(tǒng)隔振性能變差，這是因為改變剛度比使系統(tǒng)綜合解耦度變差耦合振動更為強烈的緣故。圖12為動力包各部件停機工況3.0階位移振幅曲線，由圖可知動力包各部件在10 Hz(200 r/min)附近的兩個峰值相差較大，散熱器不能起到較好的吸振作用，其在200 r/min附近的振幅也相應(yīng)有所減小，究其原因是因為隔振器加工誤差導(dǎo)致散熱器隔振器剛度略有偏大。并且因為系統(tǒng)綜合解耦度變差，各部件在發(fā)動機停機工況的振動與設(shè)計方案相比更為劇烈。隔振系統(tǒng)在發(fā)動機常規(guī)工況的振動烈度隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化曲線，如圖13所示。從圖中可以看出，散熱器隔振器剛度比的變化對機組振動烈度的影響不大，但對散熱器本身和構(gòu)架的振動烈度影響較大。調(diào)整隔振器剛度比后，散熱器解耦度變差，與機組和構(gòu)架的耦合更為嚴重，其振動烈度也隨之變大。在調(diào)整隔振器剛度比后，構(gòu)架的約束模態(tài)發(fā)生了頻移，系統(tǒng)在90 Hz附近不再出現(xiàn)共振。觀察構(gòu)架2級隔振器處的位移振幅可知，與方案1不同，方案2在90 Hz(分別對應(yīng)900 r/min的6.0階次和1 800 r/min的3.0階次)的位移振幅與其他轉(zhuǎn)速工況6.0和3.0階次的位移振幅幅值相差較小。此時，構(gòu)架振動烈度隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速單調(diào)遞增，但與方案1相比振動烈度變化不大。

圖11 2級隔振器動反力對比Fig.11 Comparison of the second stage isolator reaction force

圖12 動力包各部件振動烈度對比Fig.12 Comparison of vibration intensity of powerpack parts

圖13 動力包各部件停機工況3.0階位移振幅曲線對比Fig.13 Comparison of 3.0 order displacement amplitude in shutdown condition

4 結(jié)束語

將散熱器子系統(tǒng)充當(dāng)動力包雙層隔振系統(tǒng)的動力吸振器，可使系統(tǒng)同時具備優(yōu)良的高頻隔振性能和較好低頻隔振性能。此時，動力包雙層隔振系統(tǒng)在發(fā)動機常規(guī)工況和啟停機工況皆具備優(yōu)良的隔振性能。在設(shè)計剛度的基礎(chǔ)上增大散熱器子系統(tǒng)隔振器剛度，2級隔振器動反力和散熱器振動烈度變大，機組振動烈度基本不變，子系統(tǒng)不對主系統(tǒng)起減振作用，系統(tǒng)在停機工況振動更為劇烈，隔振性能能變差。

增大散熱器子系統(tǒng)隔振器阻尼，能有效減小低轉(zhuǎn)速工況下二級隔振器的動反力和散熱器的振動烈度，但又會增大高轉(zhuǎn)速時的動反力，增大構(gòu)架的振動烈度，而對機組的振動烈度影響不大?？傮w而言，適當(dāng)增大散熱器阻尼能提高動力包雙層隔振系統(tǒng)的隔振性能。

增大子系統(tǒng)與主系統(tǒng)的耦合度，二級隔振器動反力和散熱器振動烈度變大，機組振動烈度基本不變。系統(tǒng)在停機工況振動更為劇烈，系統(tǒng)傳遞給基礎(chǔ)的支反力變大。總之，盡量提高散熱器除起吸振作用的模態(tài)以外的其他主方向模態(tài)與主系統(tǒng)的解耦度有利于提高動力包雙層隔振系統(tǒng)的隔振性能。

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*國家自然科學(xué)基金資助項目(51405399)

2015-03-09；

2015-04-30

10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2017.02.023

TH13； TB535

陳俊，男，1989年4月生，博士生。主要研究方向為車輛減振降噪關(guān)鍵技術(shù)。曾發(fā)表《子系統(tǒng)參數(shù)對雙層隔振系統(tǒng)固有特性的影響》(《振動與沖擊》2015年第34卷第4期)等論文。 E-mail：chj20081498@163.com 通信作者簡介：董大偉，男 1963年4月生，博士、教授、博士生導(dǎo)師。主要研究方向為振動噪聲控制及聲振舒適性。 E-mail：Dongdaweiqianyin@163.com