動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)隔振性能試驗(yàn)研究

李景濤，戰(zhàn)紅紅，李來(lái)彬，尹紹琪，張艷斌，唐陽(yáng)

動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)隔振性能試驗(yàn)研究

李景濤1，戰(zhàn)紅紅1，李來(lái)彬1，尹紹琪2，張艷斌2，唐陽(yáng)2

（1.中車(chē)青島四方機(jī)車(chē)車(chē)輛股份有限公司，山東 青島 266111；2.西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610031）

動(dòng)力包作為混合動(dòng)力動(dòng)車(chē)組在非電氣化線路運(yùn)行的動(dòng)力源，其產(chǎn)生的較大激擾力不僅會(huì)引起其自身強(qiáng)烈振動(dòng)，還會(huì)傳遞到車(chē)體，影響乘客乘坐的舒適性和列車(chē)運(yùn)行的平穩(wěn)性。針對(duì)混合動(dòng)力動(dòng)車(chē)組車(chē)體容易受到其吊掛設(shè)備動(dòng)力包振動(dòng)影響的問(wèn)題，采用枚舉法對(duì)動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)進(jìn)行隔振設(shè)計(jì)，獲取其隔振參數(shù)。在怠速1100 r/min和負(fù)載1100～1800 r/min工況下，對(duì)動(dòng)力包進(jìn)行了振動(dòng)烈度、振動(dòng)傳遞率和動(dòng)反力測(cè)試。測(cè)試結(jié)果分析表明，在各個(gè)工況下，動(dòng)力包柴油發(fā)電機(jī)組的振動(dòng)烈度低于28 mm/s（良），隔振系統(tǒng)的隔振效率大于90%，動(dòng)力包傳遞到臺(tái)架的動(dòng)反力合力小于100 N，隔振設(shè)計(jì)效果良好。

動(dòng)力包；隔振；振動(dòng)烈度；振動(dòng)傳遞率；動(dòng)反力

混合動(dòng)力動(dòng)車(chē)組在非電氣化鐵路上運(yùn)行時(shí)的動(dòng)力源是內(nèi)燃動(dòng)力包[1-3]。動(dòng)力包在提供動(dòng)力的同時(shí)還帶來(lái)較大的激擾力，該激擾力不僅會(huì)導(dǎo)致動(dòng)力包的柴油發(fā)電機(jī)組振動(dòng)烈度超標(biāo)，還會(huì)傳遞到車(chē)體上，導(dǎo)致車(chē)體出現(xiàn)局部振動(dòng)，輕則降低車(chē)體舒適度，重則引起車(chē)體疲勞斷裂問(wèn)題[4]。因此，亟需對(duì)動(dòng)力包進(jìn)行隔振設(shè)計(jì)及試驗(yàn)研究。

本文采用枚舉法設(shè)計(jì)了動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的動(dòng)剛度，并在設(shè)計(jì)動(dòng)剛度下對(duì)動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行試驗(yàn)研究。

1 動(dòng)剛度設(shè)計(jì)

1.1 研究對(duì)象

多子結(jié)構(gòu)動(dòng)力包是由柴油發(fā)電機(jī)組、排氣后處理和冷卻系統(tǒng)等裝置集成在一個(gè)框架上組成，如圖1所示。

圖1 多子結(jié)構(gòu)動(dòng)力包

柴油發(fā)電機(jī)組與框架通過(guò)3個(gè)隔振器連接，構(gòu)成第一級(jí)隔振系統(tǒng)；冷卻系統(tǒng)與框架通過(guò)4個(gè)隔振器連接、排氣后處理與框架通過(guò)3個(gè)隔振器連接，稱(chēng)為子結(jié)構(gòu)系統(tǒng)。動(dòng)力包框架與車(chē)體通過(guò)4個(gè)隔振器連接，構(gòu)成第二級(jí)隔振系統(tǒng)。如圖2所示。

a1～a3為第一級(jí)隔振器；a4～a10為子結(jié)構(gòu)隔振器；b1～b4為第二級(jí)隔振器。

1.2 隔振設(shè)計(jì)方法

假設(shè)車(chē)體為剛性基礎(chǔ)，同時(shí)動(dòng)力包框架、柴油發(fā)電機(jī)組、冷卻系統(tǒng)、排氣后處理為剛體，則可將動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行理想簡(jiǎn)化。以動(dòng)力包框架的質(zhì)心為原點(diǎn)建立具有多子結(jié)構(gòu)動(dòng)力包系統(tǒng)模型，如圖3所示。

該動(dòng)力包具有24個(gè)自由度，其中柴油發(fā)電機(jī)組、冷卻系統(tǒng)、排氣后處理和框架分別有6個(gè)自由度。由雙層隔振系統(tǒng)理論[18]知，動(dòng)力包隔振系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程為：

阻尼矩陣一般與剛度矩陣及激勵(lì)頻率有關(guān)，可表示為[19]：

式中：為損耗因子，取值0.1；為激勵(lì)頻率，Hz。

1.3 動(dòng)剛度設(shè)計(jì)

以第一級(jí)和第二級(jí)隔振器的垂向動(dòng)剛度、縱垂比和橫垂比為設(shè)計(jì)變量，隔振效率＞90%為約束條件，振動(dòng)烈度和動(dòng)反力為目標(biāo)，采用枚舉法進(jìn)行隔振設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的雙層隔振系統(tǒng)的第一、二隔振器及子結(jié)構(gòu)隔振器的動(dòng)剛度如表1所示。

圖3 多子結(jié)構(gòu)動(dòng)力包系統(tǒng)模型

2 試驗(yàn)方法

為了驗(yàn)證雙層隔振系統(tǒng)動(dòng)剛度設(shè)計(jì)的合理性，在設(shè)計(jì)動(dòng)剛度下，對(duì)動(dòng)力包進(jìn)行振動(dòng)烈度、振動(dòng)傳遞率和動(dòng)反力測(cè)試。由于動(dòng)力包吊掛在車(chē)下后難以進(jìn)行相應(yīng)的振動(dòng)測(cè)試，因此，試驗(yàn)時(shí)將動(dòng)力包吊掛在設(shè)計(jì)的臺(tái)架下，如圖4所示。

表1 動(dòng)力包隔振器動(dòng)剛度

圖4 內(nèi)燃動(dòng)力包試驗(yàn)平臺(tái)示意圖

試驗(yàn)工況為怠速1100 r/min和負(fù)載轉(zhuǎn)速1100～1800 r/min，轉(zhuǎn)速提升步長(zhǎng)為100。由動(dòng)態(tài)數(shù)據(jù)采集設(shè)備與相應(yīng)的分析系統(tǒng)完成試驗(yàn)數(shù)據(jù)的采集和處理，所有測(cè)試信號(hào)經(jīng)信號(hào)傳輸通道傳送到動(dòng)態(tài)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進(jìn)行記錄和處理，根據(jù)采集處理后信號(hào)分別計(jì)算怠速1100 r/min和負(fù)載轉(zhuǎn)速1100～1800 r/min下柴油發(fā)電機(jī)組的振動(dòng)烈度、動(dòng)力包隔振系統(tǒng)的振級(jí)落差以及傳遞至臺(tái)架的動(dòng)反力。

2.1 振動(dòng)烈度試驗(yàn)

振動(dòng)烈度用于評(píng)價(jià)設(shè)備的振動(dòng)劇烈程度，參照GB/T 6075.6－2002[20]對(duì)柴油發(fā)電機(jī)組的振動(dòng)烈度進(jìn)行測(cè)試，其測(cè)點(diǎn)有2個(gè)布置在主軸承座上，5個(gè)布置在最大振動(dòng)速度位置，如圖5所示。在測(cè)點(diǎn)位置安裝加速度傳感器，開(kāi)展怠速1100 r/min和負(fù)載轉(zhuǎn)速1100～1800 r/min下的振動(dòng)烈度測(cè)試，獲取各測(cè)點(diǎn)、和方向的加速度時(shí)域振動(dòng)信號(hào)。

D1～D7為測(cè)點(diǎn)。

2.2 振動(dòng)傳遞率試驗(yàn)

振動(dòng)傳遞率反映了隔振系統(tǒng)的隔振性能，其值越小隔振效果越好。為了測(cè)試雙層隔振系統(tǒng)的振動(dòng)傳遞率，分別在第一級(jí)和第二級(jí)隔振器安裝位置上下布置加速度傳感器，開(kāi)展怠速1100 r/min和負(fù)載轉(zhuǎn)速1100～1800 r/min下的振動(dòng)傳遞率測(cè)試，獲取各個(gè)隔振器上下測(cè)點(diǎn)的加速度時(shí)域穩(wěn)態(tài)信號(hào)。

2.3 動(dòng)反力試驗(yàn)

動(dòng)反力反映了動(dòng)力包在運(yùn)行過(guò)程中產(chǎn)生的振動(dòng)經(jīng)過(guò)隔振系統(tǒng)后傳遞至車(chē)體的力，其值越小引起車(chē)體振動(dòng)越小。為了測(cè)試臺(tái)架受到的動(dòng)反力，首先，采用應(yīng)變片標(biāo)定的方式得出臺(tái)架的柔度矩陣。標(biāo)定過(guò)程如下：在框架與第二級(jí)隔振器連接的位置粘貼應(yīng)變片，力的加載通過(guò)在二級(jí)減振器處吊掛標(biāo)準(zhǔn)砝碼實(shí)現(xiàn)，載荷大小變化通過(guò)調(diào)整砝碼數(shù)量實(shí)現(xiàn)，如圖6所示。其次，將動(dòng)力包通過(guò)隔振器吊掛在臺(tái)架下，在怠速和負(fù)載轉(zhuǎn)速1100～1800 r/min下測(cè)試各應(yīng)變片的動(dòng)態(tài)應(yīng)變，并獲得應(yīng)變矩陣。

圖6 標(biāo)定試驗(yàn)加載過(guò)程

3 試驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1 振動(dòng)烈度

振動(dòng)烈度定義為在頻率10～1000 Hz范圍內(nèi)的機(jī)械振動(dòng)速度的均方根值，其計(jì)算參考GB/T 6075.6－2002[20]，為：

通過(guò)測(cè)試獲取了測(cè)點(diǎn)1～7的三向加速度時(shí)域振動(dòng)信號(hào)，以測(cè)點(diǎn)1在不同轉(zhuǎn)速工況下的加速度時(shí)域穩(wěn)態(tài)信號(hào)示例，如圖7所示，可知，隨著轉(zhuǎn)速的提高，柴油發(fā)電機(jī)組測(cè)點(diǎn)1在三個(gè)方向的加速度均呈現(xiàn)不斷增大的趨勢(shì)。

將1～7測(cè)點(diǎn)的加速度信號(hào)積分得到速度信號(hào)，計(jì)算測(cè)點(diǎn)在各工況下的三向速度均方根值，根據(jù)式（8）得到各工況下的振動(dòng)烈度值，如圖8所示。根據(jù)GB/T 6075.6－2002中第Ⅴ類(lèi)往復(fù)式機(jī)器的振動(dòng)分類(lèi)與評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)值，振動(dòng)烈度低于7 mm/s評(píng)級(jí)為A級(jí)（優(yōu)），7～28 mm/s評(píng)級(jí)為B級(jí)（良）。本試驗(yàn)的柴油發(fā)電機(jī)組在怠速和負(fù)載轉(zhuǎn)速1100 r/min下的振動(dòng)烈度評(píng)級(jí)為A級(jí)，在負(fù)載轉(zhuǎn)速1200～1800 r/min下的振動(dòng)烈度評(píng)級(jí)為B級(jí)，滿足要求。

圖7 D1測(cè)點(diǎn)在不同工況下的時(shí)域穩(wěn)態(tài)信號(hào)

圖8 各工況下機(jī)組的振動(dòng)烈度

由圖8可知，機(jī)組的振動(dòng)烈度隨著機(jī)組轉(zhuǎn)速的提升而增加，其中在1100～1700 r/min區(qū)間，機(jī)組振動(dòng)烈度增加緩慢（低于16.6 mm/s），在負(fù)載轉(zhuǎn)速1800 r/min時(shí)機(jī)組振動(dòng)烈度突然增大，達(dá)到24.9 mm/s）。雖然該振動(dòng)烈度未超過(guò)28 mm/s，但該突變導(dǎo)致機(jī)組振動(dòng)突然增大，有必要對(duì)其突變?cè)蜻M(jìn)行分析。以1測(cè)點(diǎn)為代表，對(duì)其在怠速和轉(zhuǎn)速1100～1800 r/mim下的垂向加速度時(shí)域信號(hào)進(jìn)行快速傅里葉變換（Fast Fourier Transform，F(xiàn)FT），如圖9所示。可知，在怠速和轉(zhuǎn)速1100～1300 r/min下的峰值均小于0.8，振動(dòng)能量小。在轉(zhuǎn)速1400～1700 r/min下的最大幅值在1附近，振動(dòng)能量較小。在轉(zhuǎn)速1800 r/min下，4.5諧次（頻率135 Hz）幅值達(dá)到了2.31，振動(dòng)能量較大。說(shuō)明在負(fù)載轉(zhuǎn)速1800 r/min下機(jī)組的4.5諧次激勵(lì)力與其自身固有頻率接近，引起振動(dòng)幅值過(guò)大。因此，有必要改變柴油機(jī)和發(fā)電機(jī)之間聯(lián)軸器的剛度，以此改變柴油發(fā)電機(jī)組的固有頻率，避免與自身激勵(lì)力耦合。

圖9 不同轉(zhuǎn)速下加速度頻域響應(yīng)振動(dòng)傳遞率

3.2 振動(dòng)傳遞率

振動(dòng)傳遞率常采用振級(jí)落差、插入損失和力傳遞率等方法進(jìn)行評(píng)價(jià)。本研究根據(jù)測(cè)試方法采用振級(jí)落差對(duì)柴油發(fā)電機(jī)組進(jìn)行隔振性能評(píng)價(jià)。針對(duì)動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的振級(jí)落差為：

通過(guò)測(cè)試獲取了第一級(jí)和第二級(jí)隔振器上下測(cè)點(diǎn)的加速度時(shí)域信號(hào)，以1隔振器上下測(cè)點(diǎn)在機(jī)組轉(zhuǎn)速1800 r/min時(shí)的加速度時(shí)域信號(hào)為例，如圖10所示。

圖10 隔振器b1上下測(cè)點(diǎn)的加速度時(shí)域信號(hào)

根據(jù)各測(cè)點(diǎn)加速度信號(hào)，提取其加速度有效值，代入式（9）、式（10）計(jì)算出動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的振級(jí)落差。如圖11所示。

圖11 不同工況下的振級(jí)落差

由圖11可知，第一級(jí)隔振系統(tǒng)在怠速及負(fù)載轉(zhuǎn)速1100 r/min時(shí)振級(jí)落差在14～20 dB之間，隔振效率大于80%，其他工況下的振級(jí)落差均大于20 dB，隔振效率大于90%；第二級(jí)隔振系統(tǒng)的振級(jí)落差均小于14 dB，隔振效率小于80%。雙層隔振系統(tǒng)在所有工況下的振級(jí)落差均大于20 dB，隔振效率大于90%。比較第一、第二級(jí)隔振系統(tǒng)的振級(jí)落差可知，第二級(jí)隔振系統(tǒng)的隔振效率相對(duì)較低，這與第二級(jí)隔振器的動(dòng)剛度較大有直接關(guān)系，為提升其隔振效率，可考慮適當(dāng)降低第二級(jí)隔振器的動(dòng)剛度。

3.3 動(dòng)反力

標(biāo)定過(guò)程中，在第二級(jí)隔振系統(tǒng)的各測(cè)點(diǎn)處分別施加2500 N、5000 N、7500 N的力，被測(cè)點(diǎn)的應(yīng)變是加載時(shí)一段相對(duì)平穩(wěn)的曲線均值與未加載時(shí)的曲線均值之差。分別在測(cè)點(diǎn)1～4處施加載荷計(jì)算得到標(biāo)定結(jié)果，如表2所示。

表2 測(cè)點(diǎn)b1～b4處施加載荷計(jì)算的標(biāo)定結(jié)果

動(dòng)力包開(kāi)機(jī)工作穩(wěn)定一段時(shí)間后，測(cè)出框架上四個(gè)測(cè)點(diǎn)位置的應(yīng)變，以機(jī)組負(fù)載轉(zhuǎn)速1800 r/min時(shí)為例，動(dòng)力包框架上各個(gè)測(cè)點(diǎn)對(duì)應(yīng)的應(yīng)變結(jié)果如表3所示。

表3 機(jī)組1800 r/min工況下各個(gè)測(cè)點(diǎn)應(yīng)變曲線

由測(cè)試得到的雙層隔振系統(tǒng)的柔度矩陣和應(yīng)變矩陣，可以計(jì)算出動(dòng)反力值，為：

不同工況下各測(cè)點(diǎn)傳遞到臺(tái)架的垂向動(dòng)反力的合力如圖12所示。在轉(zhuǎn)速1400 r/min下動(dòng)反力最小，為14.88 N；在轉(zhuǎn)速1700 r/min下動(dòng)反力最大，為52.12 N。根據(jù)仿真計(jì)算可知，動(dòng)反力在低于100 N時(shí)設(shè)備激擾力對(duì)車(chē)體影響較小。本試驗(yàn)中各測(cè)點(diǎn)的動(dòng)反力合值低于100 N，說(shuō)明動(dòng)力包隔振系統(tǒng)動(dòng)剛度設(shè)計(jì)合理。

圖12 不同工況下傳遞至臺(tái)架動(dòng)反力合力

4 結(jié)論

（1）柴油發(fā)電機(jī)組的振動(dòng)烈度隨著轉(zhuǎn)速的增加而增大，由于在負(fù)載轉(zhuǎn)速1800 r/min下機(jī)組的4.5諧次激勵(lì)力與其自身固有頻率接近，引起振動(dòng)幅值過(guò)大，因此可以考慮改變柴油機(jī)和發(fā)電機(jī)之間聯(lián)軸器的剛度。

（2）柴油發(fā)電機(jī)組在怠速和負(fù)載轉(zhuǎn)速1100 r/min下的振動(dòng)烈度評(píng)級(jí)為A級(jí)（優(yōu)），在負(fù)載轉(zhuǎn)速1200～1800 r/min下的振動(dòng)烈度評(píng)級(jí)為B級(jí)（良），滿足標(biāo)準(zhǔn)GB/T 6075.6－2002的要求。

（3）動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的總隔振效率大于90%（優(yōu)），滿足隔振器動(dòng)剛度設(shè)計(jì)條件。但是第二級(jí)隔振系統(tǒng)隔振效率相對(duì)較差，可適當(dāng)降低第二級(jí)隔振器的動(dòng)剛度以進(jìn)一步提升動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的隔振效率。

（4）動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)在各轉(zhuǎn)速工況下，動(dòng)反力合值最大為52.12 N，傳遞到車(chē)體上的動(dòng)態(tài)力較小，對(duì)車(chē)體的振動(dòng)影響小。

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Experimental Research on the Performance of the Powerpack Double-Layer Vibration Isolation System

LI Jingtao1，ZHAN Honghong1，LI Laibin1，YIN Shaoqi2，ZHANG Yanbin2，TANG Yang2

(1.TCRCC Qingdao Sifang Co., Ltd., Qingdao 266111, China;2.School of Mechanical Engineering,Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031,China)

The power pack is used as the power source for the operation of hybrid multiple unit train on non-electrified lines. The large disturbance force generated by the power pack will not only cause its own strong vibration but also be transmitted to the car body, which affects the ride comfort and the handling stability. Aiming at solving the problem that the car body of the hybrid multiple unit train is easily affected by the vibration of the power pack of its suspension equipment, the enumeration method is used to design the power pack double-layer vibration isolation system and to obtain its vibration isolation parameters. Under the idle conditions of speed 1100 r/min and load 1100～1800 r/min, the vibration intensity, vibration transmission rate and dynamic reaction force were tested on the power pack. The analysis of the test results shows that when the vibration intensity of diesel generator set of the power pack is lower than 28 mm/s (good), the vibration isolation efficiency of the system is greater than 90%, and the resultant force of the dynamic reaction force transmitted from the power pack to the bench is less than 100 N, the vibration isolation design achieves the good effect.

power pack；vibration isolation；vibration intensity；vibration transmission rate；dynamic reaction force

U260.14+3

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2022.09.008

1006-0316 (2022) 09-0049-08

2021-12-07

四川省科技廳項(xiàng)目（2019S170063）

李景濤（1992－），男，山東臨沂人，碩士研究生，工程師，主要研究方向?yàn)檐壍儡?chē)輛的振動(dòng)及噪聲控制，E-mail：lijingtao@cqsf.com。