機(jī)車獨(dú)立式司機(jī)室振動(dòng)試驗(yàn)和仿真分析

張文春，蔡延年，王大鵬，李 忞，石 巍

（中車大連機(jī)車車輛有限公司，遼寧 大連116022）

司機(jī)室振動(dòng)評(píng)價(jià)的鐵路機(jī)車的NVH 性能的一項(xiàng)重要指標(biāo)，尤其對(duì)于存在柴發(fā)機(jī)組的內(nèi)燃機(jī)車，柴發(fā)機(jī)組的振動(dòng)傳遞到車身結(jié)構(gòu)引起司機(jī)室振動(dòng)。獨(dú)立式懸浮司機(jī)室通過彈性元件連接到車體結(jié)構(gòu)上，通過彈性元件的隔離作用實(shí)現(xiàn)減小振動(dòng)能量傳遞的目標(biāo)，獨(dú)立式司機(jī)室的NVH性能相比整體式司機(jī)室有顯著的改善。然而，該類機(jī)車由于整體承力結(jié)構(gòu)被破壞，承載獨(dú)立司機(jī)室的底架結(jié)構(gòu)相對(duì)薄弱，局部的振動(dòng)會(huì)有所加強(qiáng)。獨(dú)立司機(jī)室的懸置取得的隔振性能，與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度削弱引起的局部結(jié)構(gòu)振動(dòng)問題是一對(duì)矛盾問題。

針對(duì)機(jī)車司機(jī)室的振動(dòng)舒適度問題，前期研究[1-2]主要從動(dòng)力學(xué)性能方面考慮司機(jī)室的舒適性問題；隨著獨(dú)立式司機(jī)室在內(nèi)燃機(jī)車應(yīng)用，懸掛元件的參數(shù)選取成為主要分析重點(diǎn)，文獻(xiàn)[3]建立了司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)的6 自由度動(dòng)力微分動(dòng)力學(xué)方程，通過計(jì)算三個(gè)方向的頻響函數(shù)分析司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)的性能;文獻(xiàn)[4]建立了司機(jī)室的彈性多維度隔振結(jié)構(gòu)模型，通過計(jì)算隔振結(jié)構(gòu)的頻響函數(shù)評(píng)價(jià)隔振效果。文獻(xiàn)[5]和文獻(xiàn)[6]則對(duì)獨(dú)立式司機(jī)室的結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則及參數(shù)選取進(jìn)行了研究。

針對(duì)某型機(jī)車在運(yùn)用過程中出現(xiàn)的司機(jī)室振動(dòng)問題，從獨(dú)立司機(jī)司機(jī)室隔振性能和整車彈性振動(dòng)態(tài)特性出發(fā)，采用振動(dòng)試驗(yàn)和有限元仿真研究司機(jī)室振動(dòng)的原因，并分析參數(shù)攝動(dòng)對(duì)振動(dòng)響應(yīng)特性的影響。

1 車輛振動(dòng)試驗(yàn)

1.1 分析對(duì)象簡(jiǎn)介

如圖1 為本文分析的某型干線貨運(yùn)內(nèi)燃機(jī)車，采用16V265 柴油機(jī)作為動(dòng)力，采用交流電傳動(dòng)，軸式為C0-C0，機(jī)車最高運(yùn)用時(shí)速為120 km/h。車體采用鋼板焊接整體式承載車體，司機(jī)室采用獨(dú)立懸掛方式，司機(jī)室后部采用橡膠球關(guān)節(jié)連接到車體上，前端采用彈簧-阻尼懸掛方式實(shí)現(xiàn)減振。

圖1 研究對(duì)象

獨(dú)立式司機(jī)室的振動(dòng)舒適性相對(duì)以往整體式司機(jī)室有很大改善，所有檔位振動(dòng)烈度滿足標(biāo)準(zhǔn)限值，但卻依然存在提升空間，主要表現(xiàn)為振動(dòng)高檔位振動(dòng)需要進(jìn)一步抑制。另外，同批次機(jī)車使用相同的設(shè)計(jì)和工藝，大部分車輛的狀況較好，但是部分車輛出現(xiàn)了司機(jī)室振動(dòng)問題，該問題也需要詳細(xì)研究。由于該型機(jī)車速度相對(duì)較低，輪軌動(dòng)力學(xué)引起的司機(jī)室振動(dòng)問題相對(duì)較小，主要分析柴發(fā)機(jī)組作用下的車輛振動(dòng)。研究過程中對(duì)該型機(jī)車的進(jìn)行振動(dòng)烈度試驗(yàn)，并開展結(jié)構(gòu)振動(dòng)仿真，通過對(duì)比分析確定司機(jī)室振動(dòng)的原因。

1.2 振動(dòng)頻譜特性

分析過程中開展了該型機(jī)車的自負(fù)載試驗(yàn)和司機(jī)室模態(tài)試驗(yàn)，測(cè)量了柴發(fā)機(jī)組、車體和司機(jī)室在各檔位的振動(dòng)頻譜和司機(jī)室懸置模態(tài)。

機(jī)車設(shè)置了N1～N8共8各檔位，相應(yīng)的轉(zhuǎn)速見表1，在N5～N8檔柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速均為的1 000 r/min。

表1 各檔位轉(zhuǎn)速/(r·min-1)

司機(jī)室座椅安裝座測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度見表2。統(tǒng)計(jì)結(jié)果來看，N4 檔位的功率雖然不是最大，垂向振動(dòng)在所有檔位中最大。

表2 司機(jī)室振動(dòng)速度/(mm·s-1)

穩(wěn)定運(yùn)行司機(jī)室的橫向和垂向頻譜見圖2和圖3，轉(zhuǎn)速為1 000 r/min的各檔位的橫向和垂向振動(dòng)主要集中在柴油機(jī)1 階激勵(lì)頻率，僅在900 r/min（N4檔位）2階的響應(yīng)較大。相同工況下靠近司機(jī)室車體測(cè)點(diǎn)的頻譜見圖4 和圖5，車體的振動(dòng)主要集中在1階次、2階次和2.5階次。

圖2 司機(jī)室穩(wěn)定工況頻譜（橫向）

圖3 司機(jī)室穩(wěn)定工況頻譜（垂向）

圖4 車體頻譜（橫向）

圖5 車體頻譜（垂向）

柴油機(jī)升速運(yùn)行對(duì)應(yīng)的司機(jī)室的橫向和垂向頻譜見圖6和圖7。司機(jī)室橫向振動(dòng)主要集中在1階和2 階，且2 階次分量?jī)H集中在900 r/min 左右范圍；司機(jī)室垂向振動(dòng)主要集中在1 階次，其它階次的分量可以忽略。

圖6 司機(jī)室升速頻譜（橫向）

圖7 司機(jī)室升速頻譜（垂向）

對(duì)比可知，雖然機(jī)車在1 000 r/min 工況車體的振動(dòng)在1階次、2階次和2.5階次均出現(xiàn)了振動(dòng)峰值，但司機(jī)室主要在1階次出現(xiàn)了振動(dòng)峰值。

1.3 隔振器性能

獨(dú)立式司機(jī)室隔振器的設(shè)計(jì)的目標(biāo)是避免司機(jī)室與車體的1 階垂彎模態(tài)產(chǎn)生共振，要求兩者的固有頻率相對(duì)關(guān)系不小于1.4 倍。通常車體的固有頻率在9 Hz～10 Hz左右，所以減振器設(shè)計(jì)的固有頻率＜6 Hz。

自負(fù)載試驗(yàn)過程中采集隔振器上、下位置的振動(dòng)信號(hào)分析結(jié)構(gòu)隔振性能。由于結(jié)構(gòu)振動(dòng)主要集中在1 000 r/min 工況，主要研究隔振器對(duì)該工況下振動(dòng)的隔絕效能。如圖8為隔振器的橫向和垂向減振效能。減振器上、下測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度譜對(duì)比看，減振器在垂向取得了良好的減振效果，達(dá)到了隔絕垂向振動(dòng)的目標(biāo)；但對(duì)橫向振動(dòng)幾乎沒有減振效果，司機(jī)室的橫向振動(dòng)速度最大，主要出現(xiàn)在柴油機(jī)1 倍頻頻率(16.67 Hz)。

圖8 隔振器減振效能

1.4 司機(jī)室模態(tài)

如圖9 采用錘擊法對(duì)司機(jī)室的模態(tài)進(jìn)行了測(cè)試，司機(jī)室采用鋼簧和阻尼器設(shè)計(jì)，相比單獨(dú)的鋼結(jié)構(gòu)的模態(tài)阻尼比更大。如表3為錘擊法測(cè)量得到的司機(jī)室模態(tài)，圖10至圖12為各階模態(tài)的振型。

圖9 模態(tài)試驗(yàn)狀態(tài)

表3 司機(jī)室結(jié)構(gòu)模態(tài)

圖10 司機(jī)室模態(tài)（第1階）

圖11 司機(jī)室模態(tài)（第2階）

圖12 司機(jī)室模態(tài)（第3階）

司機(jī)室模態(tài)結(jié)果顯示，司機(jī)室懸掛的固有頻率為5.38 Hz，研究對(duì)象的1 階垂彎頻率為9.09 Hz，滿足固有頻率大于1.4倍的要求；在16.67 Hz附近均不存在結(jié)構(gòu)固有頻率，司機(jī)室懸掛設(shè)計(jì)不存在問題。

需要說明，模態(tài)試驗(yàn)主要評(píng)價(jià)司機(jī)室懸掛的局部模態(tài)，無法得到整車模態(tài)。

2 車輛振動(dòng)仿真

建立分析對(duì)象的車體有限元模型，采用有限元軟件ANSYS 計(jì)算車體的固有頻率和司機(jī)室振動(dòng)諧響應(yīng)[7]。圖13 為整車的有限元模型，由軋制鋼板焊接的結(jié)構(gòu)采用Shell181 建模，各部分結(jié)構(gòu)的厚度按照設(shè)計(jì)分配；柴油機(jī)、局部加強(qiáng)結(jié)構(gòu)等剛度較大的部分采用Solid185 單元建模；司機(jī)室懸隔振元件和二系懸掛采用COMBIN14單元表示，按照元件的力學(xué)性能設(shè)置剛度和阻尼參數(shù)；承力結(jié)構(gòu)的材料均為鋼，密度設(shè)置為7 800 kg/m3,彈性模量為0.29，剛度為210 GPa?；谟邢拊Ｐ陀?jì)算整車的模態(tài)振型和振動(dòng)諧響應(yīng)，其中諧響應(yīng)主要考慮柴發(fā)機(jī)組激勵(lì)的影響，橫向、垂向和扭轉(zhuǎn)諧激勵(lì)施加在柴發(fā)機(jī)組安裝座位置。

圖13 整車有限元模型

如圖14，通過整車模態(tài)仿真試驗(yàn)顯示在16.43 Hz存在車體整體模態(tài)，振型車體側(cè)墻和頂棚的棱形壓縮為主，獨(dú)立式司機(jī)室與其底架連接部位存在相對(duì)扭轉(zhuǎn)，并且司機(jī)室前端的扭轉(zhuǎn)相對(duì)后端底架的扭轉(zhuǎn)更大。從結(jié)構(gòu)的剛度來看，司機(jī)室下方底架沒有側(cè)墻和頂棚形成的結(jié)構(gòu)承力結(jié)構(gòu)，相對(duì)后方車體的剛度顯著下降，所以結(jié)構(gòu)的剛度下降，此處的底架變形相對(duì)于其它部位的底架更大。司機(jī)室在該階模態(tài)的振型以左右扭轉(zhuǎn)為主，在1 000 r/min 工況下可能產(chǎn)生司機(jī)室耦合振動(dòng)的問題。

圖14 車體模態(tài)

在柴發(fā)機(jī)組安裝座位置施加1×104N 的橫向和垂向力和10 N·m的傾覆力矩激勵(lì)，對(duì)整車進(jìn)行模態(tài)疊加法諧分析，設(shè)置所有模態(tài)阻尼比均為1.00%，計(jì)算10 Hz～20 Hz 范圍整車的諧響應(yīng)，并提取車體和司機(jī)室的振動(dòng)響應(yīng)。

司機(jī)室的振動(dòng)響應(yīng)頻譜見圖15，在16.43 Hz 存在出現(xiàn)了局部響應(yīng)峰值，與測(cè)試結(jié)果頻率相近。

圖15 司機(jī)室振動(dòng)響應(yīng)

試驗(yàn)和仿真的對(duì)比顯示，司機(jī)室在1 000 r/min轉(zhuǎn)速工況的振動(dòng)主要是從車體傳遞的，雖然司機(jī)室使用了隔振元件，但在柴油機(jī)1 階次頻率附近與車體存在結(jié)構(gòu)振動(dòng)耦合的問題。一方面，由于該階振型表現(xiàn)為整車的耦合振動(dòng)問題，針對(duì)低頻優(yōu)化的隔振器無法實(shí)現(xiàn)該頻率下的振動(dòng)解耦；另一方面，司機(jī)室的質(zhì)量和剛度相對(duì)整車較小，無法對(duì)整車的模態(tài)產(chǎn)生顯著影響；此外，司機(jī)室下方底架結(jié)構(gòu)剛度下降，也是局部振動(dòng)增加的原因。

3 參數(shù)攝動(dòng)的影響

機(jī)車車體結(jié)構(gòu)采用軋制鋼板組焊而成，即便采用相同的規(guī)格，不同鋼板之間依然存在顯著的厚度區(qū)別。另外，鋼的彈性模量受到組分、工藝、熱處理等的因素的影響，彈性模量在200 GPa～210 GPa 范圍不等。上述因不可控原因產(chǎn)生的偏差稱之為參數(shù)攝動(dòng)。結(jié)構(gòu)參數(shù)攝動(dòng)雖然無法改變整車的動(dòng)態(tài)特性，但可能改變響應(yīng)頻率和幅值,將導(dǎo)致相同設(shè)計(jì)的車輛在相同檔位下的振動(dòng)存在區(qū)別。

如表4，為了分析參數(shù)攝動(dòng)對(duì)結(jié)果的影響建立了3個(gè)模型進(jìn)行對(duì)比。按照原始設(shè)計(jì)計(jì)算得到的結(jié)果作為計(jì)算組1。參考GB709－2006[8]對(duì)軋制鋼板厚度偏差的規(guī)定，對(duì)于機(jī)車常用的2 mm～12.5 mm 連軋鋼板（普通精度PT.A）厚度允許偏差在±0.21 mm～±0.36 mm不等。根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量，鋼板的實(shí)際厚度比標(biāo)稱厚度偏小，在車體鋼板的設(shè)計(jì)厚度的比例分別減小5%左右，即0.1 mm～0.2 mm；該組設(shè)置的結(jié)果作為計(jì)算組2。另外，設(shè)置鋼的彈性模量從210 GPa下降到200 GPa，作為結(jié)果對(duì)比的計(jì)算組3。

3組模型結(jié)果中圖14所示模態(tài)的頻率見表4，結(jié)構(gòu)厚度減小和彈性模量降低均減小了結(jié)構(gòu)的固有模態(tài)。如圖16 為這些結(jié)構(gòu)厚度和材料彈性模量參數(shù)攝動(dòng)對(duì)結(jié)構(gòu)諧響應(yīng)的影響。相比計(jì)算組1 在16.67 Hz 激勵(lì)在司機(jī)室產(chǎn)生的速度響應(yīng)，計(jì)算組2 和計(jì)算組3 的橫向速度分別減小34.9 %和51.3 %，垂向速度分別減小13.0%和17.6%。

表4 參數(shù)攝動(dòng)對(duì)比計(jì)算組和模態(tài)頻率

圖16 參數(shù)攝動(dòng)對(duì)結(jié)果的影響

參數(shù)攝動(dòng)對(duì)車體橫向響應(yīng)影響顯著，對(duì)于本文研究對(duì)象，較小的結(jié)構(gòu)剛度反而能獲得較小的結(jié)構(gòu)響應(yīng)。因此，在進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，需要考慮材料參數(shù)攝動(dòng)對(duì)振動(dòng)的影響，尤其存在共振可能的情況，建議在10 Hz～20 Hz范圍內(nèi)通過有限元仿真計(jì)算得到的模態(tài)頻率置信區(qū)間取±0.5 Hz為宜。

4 結(jié)語

通過機(jī)車自負(fù)載試驗(yàn)獲取了司機(jī)室和車體結(jié)構(gòu)的振動(dòng)頻譜，通過模態(tài)試驗(yàn)確定了獨(dú)立式司機(jī)室的自振模態(tài)。建立了機(jī)車有限元模型，計(jì)算了整車的模態(tài)和柴發(fā)機(jī)組作用下的諧響應(yīng)?；谟邢拊Ｐ头治隽塑圀w材料的參數(shù)攝動(dòng)對(duì)車輛振動(dòng)特性的影響。通過分析可以得到如下結(jié)論：

(1)司機(jī)室模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果顯示，司機(jī)室的點(diǎn)頭頻率為5.58 Hz，與車體的1階垂彎頻率比值大于1.4倍的一般要求，并且在16.67 Hz 附近不存在司機(jī)室模態(tài)。

(2)整車結(jié)構(gòu)模態(tài)仿真結(jié)果顯示，車體在16.43 Hz存在整車振型，司機(jī)室在車體結(jié)構(gòu)的帶動(dòng)下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)；模擬柴發(fā)機(jī)組激勵(lì)的諧分析顯示，司機(jī)室在1 000 r/min 工況下會(huì)產(chǎn)生局部振動(dòng)峰值，這是該型機(jī)車在該轉(zhuǎn)速下出現(xiàn)1階峰值響應(yīng)原因。

(3)參數(shù)攝動(dòng)分析結(jié)果顯示，鋼板厚度和材料彈性模量的變化對(duì)結(jié)構(gòu)響應(yīng)存在顯著影響，建議有限元模態(tài)頻率置信區(qū)間取±0.5 Hz為宜。