內(nèi)燃動車動力包剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)特性分析

賈尚帥，王興民，趙新利，黃 燕

（1.中車唐山機車車輛有限公司技術(shù)研究中心，河北 唐山 064000；2.西南交通大學(xué)機械工程學(xué)院，四川 成都 610036）

1 引言

內(nèi)燃動車組運行不受地域限制，不需要為其鋪設(shè)電網(wǎng)，成本較低，在使用中能夠靈活編組，廣泛應(yīng)用在歐美、亞、非、拉等國家，在鐵路運輸領(lǐng)域占有著重要地位［1］。內(nèi)燃動車采用動力分散設(shè)計的方式，采用柴油發(fā)電機組懸掛于車體下方作為動力源，受車下空間限制，設(shè)計中將柴油發(fā)電機組、空冷裝置、靜壓泵以及其它附屬裝置共同集成在一個公用構(gòu)架上，整個動力單元稱為動力包。根據(jù)柴油機產(chǎn)生激勵特性以及懸掛方式的影響，動力包振動具有激勵振動頻帶寬，與設(shè)備產(chǎn)生多種耦合并存的特點，為減小機組振動，防止過大振動傳至車體，避免動力包與車體產(chǎn)生耦合振動，影響旅客乘坐舒適性，目前動力包多采用雙層隔振系統(tǒng)對振動加以控制［2］。

雙層隔振設(shè)計研究中，根據(jù)對于研究的側(cè)重點可以將振源、中間質(zhì)量及基礎(chǔ)視為剛體，這種簡化方法能夠表現(xiàn)系統(tǒng)的主要特征，忽略其在激勵作用下產(chǎn)生的變形，能夠保證一點的隔振效果情況下加快研發(fā)速度［3-4］。隨著經(jīng)濟發(fā)展，內(nèi)燃動車為了提高運行速度，增加載重水平，采用了輕量化設(shè)計的方法，這種設(shè)計方法導(dǎo)致結(jié)構(gòu)剛度降低，隔振系統(tǒng)中中間質(zhì)量以及基礎(chǔ)的柔性問題導(dǎo)致的結(jié)構(gòu)振動不容忽視，這類結(jié)構(gòu)振動問題已經(jīng)在其他機械結(jié)構(gòu)上得到了重視［5］。對于雙層隔振系統(tǒng)的研究中，文獻［6］對于某型內(nèi)燃動車動力包的雙層隔振系統(tǒng)進行了仿真和實驗研究，研究表明測量結(jié)果比多剛體的集中質(zhì)量模型結(jié)果偏大，初步提出可能是發(fā)生了部件間的振動耦合有關(guān)。文獻［7-8］通過仿真的方法研究了構(gòu)架柔性對于雙層隔振系統(tǒng)傳遞特性的影響，進一步證實了整機振動與部件間的耦合關(guān)系。文獻［9］建立了一種包含設(shè)備、隔振器、筏架和基礎(chǔ)的全柔性浮筏雙層隔振系統(tǒng)的動力學(xué)模型，通過數(shù)值算例驗證了模型的正確性，并討論了筏架剛性與柔性對隔振效果的影響。文獻［10］對于剛性板和彎曲梁組成的雙層隔振系統(tǒng)研究了在傳遞路徑中加入周期性結(jié)構(gòu)機械濾波裝置來減少基礎(chǔ)共振時產(chǎn)生的振動。文獻［11］在建模當(dāng)中只考慮隔振器沿著中軸垂向力的傳遞，將隔振器建模成為一維連續(xù)桿，浮筏建模成為梁，被隔振激勵源建模成為集總力矩，基礎(chǔ)被看成板，采用傳遞矩陣法、有限元法建立了雙層柔性浮筏系統(tǒng)模型研究周期結(jié)構(gòu)機械濾波器對于雙層浮筏系統(tǒng)中隔振效果的影響。目前對于雙層隔振系統(tǒng)的研究主要考慮部分柔性化處理之后對于整體隔振性能的討論，通過改變隔振參數(shù)或者增加隔振元件的方法改善傳遞路徑的基本特征，來達到優(yōu)化設(shè)計的方法。

從現(xiàn)有研究工作來看，對于雙層隔振系統(tǒng)柔性化后的隔振設(shè)計一直是研究的重點與難點?，F(xiàn)有的研究中為了突出柔性化處理對于雙層隔振系統(tǒng)的影響，忽略了空冷、靜壓泵等子系統(tǒng)對雙層隔振系統(tǒng)動力學(xué)特性的影響。以某帶雙子系統(tǒng)的內(nèi)燃電傳動車組動力包為研究對象，分別建立24自由度多剛體系統(tǒng)動力學(xué)模型以及考慮中間構(gòu)架柔性的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型。通過實驗驗證模型的準(zhǔn)確性，對其自由振動和強迫振動結(jié)果進行分析，探討中間構(gòu)架柔性對雙子系統(tǒng)的雙層隔振系統(tǒng)振動特性的影響規(guī)律。研究結(jié)果對于指導(dǎo)中間構(gòu)架及動力包雙層隔振系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計具有一定參考價值。

2 動力包雙層隔振系統(tǒng)動力學(xué)建模

2.1 多剛體動力學(xué)模型

對于某懸掛在內(nèi)燃動車車體下方動力包進行建模，動力總成采用柴油發(fā)電機組（本機組為最低工作轉(zhuǎn)速為900r/min，最高轉(zhuǎn)速為1800 r/min的6缸直列柴油機）、空冷裝置、靜壓泵、進氣濾清器、排氣消音器、膨脹水箱以及各系統(tǒng)之間的連接管路共同集成在一個公用構(gòu)架上。動力包結(jié)構(gòu)示意圖，如圖1所示?？紤]動力包中機組、構(gòu)架、空冷和靜壓泵作為主要的質(zhì)量單元，由于其他裝置質(zhì)量小，剛性連接在公共構(gòu)架上，因此考慮成為構(gòu)架上的質(zhì)點。將包含子系統(tǒng)的動力包雙層隔振系統(tǒng)可以簡化為多自由度系統(tǒng)動力學(xué)模型，如圖2所示。采用文獻［12］中的方法，以柴油發(fā)電機組的質(zhì)心為系統(tǒng)參考坐標(biāo)系的原點，建立含空冷與靜壓泵子系統(tǒng)的雙層隔振系統(tǒng)24自由度的集中參數(shù)模型。

圖1 動力包結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 DMU Schematic

圖2 含雙子系統(tǒng)的雙層隔振系統(tǒng)動力學(xué)模型Fig.2 Dynamic Model of the Double-Layer Vibration Isolation System with Dual Subsystems

2.2 ANSYS與ADAMS聯(lián)合仿真剛?cè)狁詈夏Ｐ?/h3>

為和多剛體模型相互驗證，軟件建模中同樣考慮動力包中機組、構(gòu)架、空冷和靜壓泵作為主要的單元，忽略剛性連接在構(gòu)架上的裝置影響，根據(jù)中間構(gòu)架結(jié)構(gòu)參數(shù)，利用Pro/E三維建模軟件建立中間構(gòu)架的三維模型，采用ANSYS與ADAMS進行聯(lián)合仿真，構(gòu)建中間構(gòu)架的剛?cè)狁詈夏Ｐ?。研究過程中屏蔽了中間構(gòu)架500Hz以后的模態(tài)，這樣可以在保證計算精度的前提下，提高計算效率。研究過程中視車體為無限大剛體。創(chuàng)建好的動力包雙層隔振系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，如圖3所示。

圖3 動力包剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型Fig.3 Dynamics Model of the Rigid Flexible Coupled DMU System

3 系統(tǒng)模態(tài)特性分析

3.1 模型實驗驗證

為了進一步驗證模型的準(zhǔn)確性，對動力包雙層隔振系統(tǒng)進行了模態(tài)測試。實驗參照《機械導(dǎo)納的試驗確定：第2部分用激振器作單點平動激勵測量》（GB/T 11349.2-2006/ISO7626-2：1990）等相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)。實驗系統(tǒng)由加速度傳感器、信號采集儀、計算機和專業(yè)分析軟件等組成，實驗系統(tǒng)，如圖4（a）所示。將被測試動力包安裝在實驗臺架上，按照實驗大綱要求，在動力包上選取23個測點（其中構(gòu)架12個，機組7個，空冷裝置4個），分別安裝3向加速度傳感器。實驗過程中使用激振器對系統(tǒng)施加正弦激勵，采集激振力信號和各測點振動加速度響應(yīng)信號，如圖4（b）所示。在激振器激勵作用下，系統(tǒng)產(chǎn)生振動響應(yīng)，采集響應(yīng)點三個方向的振動加速度信號。

圖4 動力包模態(tài)測試示意圖及測試現(xiàn)場照片F(xiàn)ig.4 Schematic of DMC Modal Test and Test Site

動力包試驗?zāi)B(tài)對應(yīng)頻率與多剛體系統(tǒng)動力學(xué)模型、剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型計算模態(tài)對應(yīng)頻率對比，如表1所示。該簡諧激勵能激起如下有效的模態(tài)頻率：3.56Hz、5.21Hz、6.27Hz、7.31Hz、30.50Hz、33.74Hz?？梢钥闯觯鄬τ诙鄤傮w系統(tǒng)動力學(xué)模型，剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型模態(tài)計算結(jié)果與試驗結(jié)果更接近，相對誤差在15%以內(nèi)，模型滿足建模精度要求。

表1 計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)對比Tab.1 Comparison Between Computational Modes and Experimental Modes

3.2 模態(tài)特性分析

根據(jù)兩種動力學(xué)模型，利用自由振動計算結(jié)果，可定性討論構(gòu)架柔性對系統(tǒng)模態(tài)特性的影響。剛體動力學(xué)模型計算的24階模態(tài)能量分布情況見附表1，其中x，y，z，α，β，γ分別表示部件在圖2所示參考坐標(biāo)系中的縱向、垂向、橫向、橫搖、平搖、縱搖六個自由度振動，機組、構(gòu)架、空冷和靜壓泵模態(tài)的標(biāo)號分別為1、2、3、4。剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型的模態(tài)能量分布情況見附表2。

從附表1和附表2可以得到，可以得出各部件與構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動耦合模態(tài)的振動頻率和能量分布情況，其中附表2中第25、26階是構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動與動力包剛體振動相耦合的模態(tài)，構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動能量分別是26.97%、39.77%，第27-30階是構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動為主的模態(tài)，振動能量分別是94.68%、93.26%、97.68%、97.65%。第25行表示各階模態(tài)對應(yīng)的構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動模態(tài)能量。

根據(jù)本動力包的振動特性，采用的柴油發(fā)電機組是主要的激勵源，激振力主要包括柴油機傾倒力矩、往復(fù)慣性力（矩）、離心慣性力（矩）以及主發(fā)電機因轉(zhuǎn)子不平衡質(zhì)量產(chǎn)生的離心慣性力。本機組采用直列6缸柴油機，傾倒力矩以3.0諧次和6.0諧次為主。激勵頻率與柴油機轉(zhuǎn)速有關(guān)，本機組最低工作轉(zhuǎn)速為900r/min，最高轉(zhuǎn)速為1800r/min，激振力頻率最低為15Hz，最高為180Hz。

附表1多剛體系統(tǒng)動力學(xué)模型模態(tài)能量分布計算結(jié)果Appendix Tab.1 Calculation Results of Modal Energy Distribution of Multi-Rigid System Dynamics Model

附表2剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型模態(tài)能力分布計算結(jié)果Appendix Tab.1 Calculation Results of Modal Capacity Distribution of Dynamic Model of Rigid-Flexible Coupled System

機組和構(gòu)架各階模態(tài)固有頻率與主要激勵頻率的模態(tài)匹配情況由圖5所示，無論是多剛體系統(tǒng)動力學(xué)模型，還是剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型，機組的各階模態(tài)固有頻率，都在15Hz以下。而機組的激勵頻率在15Hz以上，因此不會引起強烈共振，激振頻率位于在機組各階模態(tài)振動響應(yīng)較為穩(wěn)定的過共振區(qū)。另外，從剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型計算結(jié)果還可看出，機組各階模態(tài)的結(jié)構(gòu)振動能量最大僅有0.58%，即構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動幾乎不與機組各階模態(tài)產(chǎn)生耦合，構(gòu)架柔性對機組整機振動影響很小。因此對于柴油發(fā)電機組，兩種模型的整機振動響應(yīng)情況差別很小。

圖5 機組和構(gòu)架固有頻率與激勵頻率的模態(tài)匹配圖Fig.5 Modal Matching of Natural Frequency and Excitation Frequency of Unit and Frame

構(gòu)架各階振動模態(tài)與主要激勵頻率匹配關(guān)系則較為復(fù)雜，兩種模型各階模態(tài)頻率和振型的不同，都有可能影響構(gòu)架的振動響應(yīng)情況。首先，在慣性力激振頻率范圍內(nèi)，兩種模型各階模態(tài)固有頻率存在的差別，會改變各激勵頻率與各模態(tài)固有頻率的接近程度，使各激勵頻率處的振幅放大系數(shù)出現(xiàn)變化：其次，剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型會產(chǎn)生構(gòu)架剛體振動與結(jié)構(gòu)振動的耦合，如23.19Hz的x2模態(tài)有8.13%的構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動能量，29.84Hz的α2模態(tài)有15.69%的構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動能量，構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動模態(tài)的出現(xiàn)會影響構(gòu)架上各點的振動響應(yīng)：最后，剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型除了24階整體振動模態(tài)外，還增加了多階結(jié)構(gòu)振動模態(tài)，也可能增大振動響應(yīng)幅值。

4 系統(tǒng)響應(yīng)特性分析

通過對多剛體和剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型進行諧響應(yīng)分析，定量研究中間構(gòu)架柔性對動力包雙層隔振系統(tǒng)振動響應(yīng)特性的影響規(guī)律。考慮到該動力包的主要激振力為傾倒力矩，在傾倒力矩作用位置輸入（0～200）Hz的掃頻簡諧激勵。在機組和中間構(gòu)架、以及二級隔振器位置布置測點計算速度響應(yīng)。

兩種模型的機組振動測點處垂向速度的掃頻響應(yīng)曲線，如圖6所示。其中，實線代表剛體模型計算結(jié)果，虛線代表剛?cè)狁詈夏Ｐ陀嬎憬Y(jié)果。研究結(jié)果表明：考慮構(gòu)架柔性的剛?cè)狁詈夏Ｐ桶藙傮w振動模態(tài)，柔性處理導(dǎo)致等效剛度降低，機組峰值響應(yīng)也相對于多剛體狀況存在略微降低：但相應(yīng)的構(gòu)架柔性化處理對應(yīng)模態(tài)的響應(yīng)幅值變化并不明顯。特別是在15Hz之后，兩種模型下機組振動測點處垂向速度的響應(yīng)曲線基本重合，這意味著對于該激勵頻率在15Hz以上的柴油發(fā)電機組，兩種模型的機組整機振動響應(yīng)差別很小，構(gòu)架柔性對機組整機振動影響很小。

圖6 機組振動測點處的速度掃頻響應(yīng)曲線Fig.6 Speed Sweep Response Curve at the Unit Vibration Measuring Point

兩種模型的中間構(gòu)架振動測點處垂向速度的掃頻響應(yīng)曲線，如圖7所示。研究結(jié)果表明：構(gòu)架柔性化處理依然能夠保留兩種模型的剛體模態(tài)，但是構(gòu)架的部分剛體模態(tài)和構(gòu)架自身產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)振動耦合在了一起，改變了系統(tǒng)的固有頻率以及振動響應(yīng)的情況。首先，構(gòu)架峰值響應(yīng)也相對于多剛體狀況存在略微降低，這與機組的峰值響應(yīng)相同，都是由于等效剛度降低造成的固有頻率下降，這個特性伴隨整個振動響應(yīng)。其次，構(gòu)架的柔性化處理使構(gòu)架在（20～40）Hz的頻段中剛?cè)崮Ｐ拖啾扔趧傮w模型出現(xiàn)了新的振動響應(yīng)情況，經(jīng)過與文獻［7］的構(gòu)架實驗?zāi)B(tài)對比，發(fā)現(xiàn)是振動響應(yīng)與中間構(gòu)架的扭轉(zhuǎn)、菱形模態(tài)發(fā)生了相互耦合，導(dǎo)致了響應(yīng)的波動。另外，由于固有頻率的差別，導(dǎo)致高階頻率下激振力同系統(tǒng)共振特性發(fā)生了更明顯的差距。對于40Hz頻段，激勵頻率遠高于隔振系統(tǒng)的固有頻率，因此多剛體模型已經(jīng)沒有共振響應(yīng)，但由于構(gòu)架的柔性化處理導(dǎo)致了系統(tǒng)增加了多個響應(yīng)峰值，這是由于激勵與構(gòu)架的結(jié)構(gòu)模態(tài)發(fā)生了耦合導(dǎo)致的多個振動響應(yīng)情況，符合模態(tài)特性中的結(jié)構(gòu)振動能量占比大于90%的結(jié)果。

圖7 中間構(gòu)架振動烈度測點處的速度響應(yīng)Fig.7 Velocity Response at the Vibration Measuring Point of the Intermediate Frame

研究表明，構(gòu)架上任意點的振動響應(yīng)是一定激勵下所有剛?cè)狁詈险駝幽B(tài)響應(yīng)的疊加，在低頻段中間構(gòu)架柔性對系統(tǒng)剛體模態(tài)影響很小：在（20～40）Hz會產(chǎn)生部分構(gòu)架剛體振動與結(jié)構(gòu)振動的耦合，但這種耦合仍是以構(gòu)架剛體振動模態(tài)為基礎(chǔ)進行的，只有兩個耦合模態(tài)的結(jié)構(gòu)振動能量稍大，結(jié)構(gòu)振動能量占比分別是15.69%和8.13%，因此兩種模型的振動響應(yīng)曲線總體上變化趨勢相同、幅值相近、相互交錯：在40Hz以上則為相對獨立的中間構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動模態(tài)，振動響應(yīng)曲線是構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)曲線在剛體振動過共振區(qū)響應(yīng)曲線基礎(chǔ)上的疊加。綜上所述，考慮構(gòu)架柔性后，構(gòu)架上的振動響應(yīng)仍是以剛體振動模態(tài)響應(yīng)為基礎(chǔ)，多剛體系統(tǒng)的振動響應(yīng)基本決定了剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)響應(yīng)的變化趨勢和大概波動范圍。所以，目前使用的首先將機組、中間質(zhì)量以及基礎(chǔ)視為剛體進行隔振優(yōu)化設(shè)計，再建立剛?cè)狁詈夏Ｐ托ｒ灪驼{(diào)整的隔振設(shè)計策略是合理且可行的，既有很高的優(yōu)化設(shè)計效率又能保證隔振效果。

5 結(jié)語

對于某內(nèi)燃動車帶雙子系統(tǒng)的動力包雙層隔振系統(tǒng)進行了中間構(gòu)架柔性對于隔振系統(tǒng)基本模態(tài)特性以及動力學(xué)響應(yīng)影響的研究，結(jié)論如下：

（1）中間構(gòu)架柔性化處理導(dǎo)致系統(tǒng)等效剛度減小，使機組整機振動模態(tài)固有頻率左移的情況，對應(yīng)模態(tài)的響應(yīng)幅值變化不明顯。在15Hz之后，構(gòu)架柔性對機組振動速度幅值影響不大，因此對于該激勵頻率在15Hz以上的機組，構(gòu)架柔性對機組整機振動影響很小。

（2）頻率較低（40Hz以下）的結(jié)構(gòu)振動模態(tài)會與部分構(gòu)架剛體振動模態(tài)耦合，使相關(guān)耦合模態(tài)的固有頻率及響應(yīng)幅值發(fā)生一定變化：頻率較高（40Hz以上）的構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動模態(tài)，為相對獨立的構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動模態(tài)，與動力包各部件剛體振動模態(tài)基本沒有耦合。

（3）考慮構(gòu)架柔性后，構(gòu)架上的振動響應(yīng)仍是以剛體振動模態(tài)響應(yīng)為基礎(chǔ)，多剛體系統(tǒng)的振動響應(yīng)基本決定了剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)響應(yīng)的變化趨勢和大概波動范圍。在（20～40）Hz兩種模型的振動響應(yīng)曲線總體上變化趨勢相同、幅值相近、相互交錯，在40Hz以上剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)振動響應(yīng)曲線是構(gòu)架結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)曲線在剛體振動過共振區(qū)響應(yīng)曲線基礎(chǔ)上的疊加。

該研究對于動力包中間構(gòu)架的設(shè)計具有重要的指導(dǎo)意義，將結(jié)構(gòu)振動影響考慮到雙層隔振系統(tǒng)中，對于進一步提高隔振效果具有一定的借鑒意義。