孫玉華， 董大偉， 閆 兵， 王媛文， 武俊達

(1．西南大學工程技術(shù)學院 重慶，400715) (2．西南交通大學機械工程學院 成都，610031)

雙層隔振系統(tǒng)隔振效果實驗分析*

孫玉華1， 董大偉2， 閆 兵2， 王媛文2， 武俊達2

(1．西南大學工程技術(shù)學院 重慶，400715) (2．西南交通大學機械工程學院 成都，610031)

針對出口內(nèi)燃動車動力包采用的雙層隔振系統(tǒng)的隔振效果問題,根據(jù)優(yōu)化的雙層隔振系統(tǒng)剛度,對動力包雙層隔振系統(tǒng)進行了地面臺架實驗。利用三向加速度傳感器測試動力包各運行工況下機組振動烈度測點和1級、2級隔振器上下測點的加速度值，從機組的振動烈度、1級、2級各隔振器的振級落差和動態(tài)減振力有效值隨轉(zhuǎn)速變化關(guān)系分析了雙層隔振系統(tǒng)的隔振效果。結(jié)果表明，雙層隔振系統(tǒng)優(yōu)化的剛度結(jié)果隔振效果良好，能滿足實際工程的需要。

雙層隔振系統(tǒng)； 振動烈度； 動態(tài)減振力； 傳遞率

引 言

雙層隔振系統(tǒng)能夠大幅度地衰減動力機械的結(jié)構(gòu)振動，在船舶、車輛以及一些對振動要求很高的場合得到了廣泛應用[1-2]。目前，對雙層隔振系統(tǒng)的研究主要側(cè)重于半主動、主動控制的研究，設計相應的控制算法，通過數(shù)值仿真驗證控制效果和影響因素[3-7]。對于雙層隔振系統(tǒng)實驗研究，Liu等[8]對可調(diào)諧的浮筏隔振系統(tǒng)進行了理論設計和實驗驗證。胡甫才等[9]對不同質(zhì)量比、剛度比的雙層隔振系統(tǒng)的傳遞特性進行了分析，并通過實船測量驗證了分析結(jié)論的正確性。段小帥等[10]從振級落差、插入損失和力傳遞率3個隔振評價指標之間的關(guān)系，設計了隔振實驗，并結(jié)合仿真與實驗分析3個指標與系統(tǒng)的阻尼、剛度和質(zhì)量之間的關(guān)系。楊鐵軍等[11]對上下質(zhì)量外形規(guī)則、質(zhì)量均勻的雙層隔振系統(tǒng)進行了主動控制與實驗研究。

現(xiàn)有文獻的研究主要側(cè)重于船舶的雙層隔振系統(tǒng)，這種結(jié)構(gòu)形式的雙層隔振系統(tǒng)上、下質(zhì)量外形基本規(guī)則，質(zhì)量均勻，且隔振器相對于彈性中心基本對稱布置，中間質(zhì)量和剛度都很大，可以認為是剛體。筆者研究的內(nèi)燃動車上動力包采用雙層隔振系統(tǒng)這種典型的結(jié)構(gòu)形式，受到結(jié)構(gòu)空間限制，柴油發(fā)電機組通過5個隔振器與構(gòu)架相連接，且相對于彈性中心不是對稱布置，公共構(gòu)架還需安裝其他附屬設備，結(jié)構(gòu)形狀復雜，且質(zhì)量很小，必須考慮其結(jié)構(gòu)柔性。構(gòu)架通過4個2級隔振器與車體相連接，構(gòu)架的質(zhì)心和機組的質(zhì)心不在同一鉛垂線上，這為雙層隔振系統(tǒng)的隔振和解耦帶來了很大困難；因此，必須對之前工作所得出的雙層隔振系統(tǒng)最優(yōu)的隔振器剛度方案進行實驗驗證。目前,對于隔振系統(tǒng)隔振效果的評價尚無統(tǒng)一的標準，筆者結(jié)合實驗測試數(shù)據(jù)，從隔振器的振級落差和隔振器動態(tài)減振力的有效值隨轉(zhuǎn)速變化關(guān)系三方面對動力包雙層隔振系統(tǒng)的隔振效果進行深入研究。

1 實驗臺架的建立

內(nèi)燃動車動力包結(jié)構(gòu)見圖1，主要由柴油機、發(fā)電機、連接套、空空冷卻裝置、靜壓泵組、水箱、空濾器、消音器、構(gòu)架組成。柴油機和發(fā)電機通過同軸連接套連接，并通過1級5個隔振器與構(gòu)架連接；水箱、空濾器和消音器與構(gòu)架剛性連接；空空冷卻裝置和靜壓泵組與構(gòu)架彈性連接；公共構(gòu)架與車體通過2級隔振器連接，共同組成動力包雙層隔振系統(tǒng)。為了在裝車前測試動力包雙層隔振系統(tǒng)的隔振效果，必須對按照動力包裝車后的運行工況，建立專門的地面實驗臺架，測試雙層隔振系統(tǒng)的隔振效果。

根據(jù)動力包實際結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，設計的臺架如圖2所示。臺架通過4立方鋼和4橫方鋼焊接而成，4立方鋼與地面剛性連接。在其中的2橫方鋼設計安裝2級隔振器的專用工裝，使動力包方便安裝在實驗臺架上。實驗臺架的方鋼剛度很大，柴油發(fā)電機組在各個運行工況不會出現(xiàn)臺架的彈性變形，保證實驗測試精度的準確性。

圖1 內(nèi)燃動車的雙層隔振系統(tǒng)圖Fig.1 Two-stage vibration isolation system diagram of diesel railcar

圖2 動力包地面臺架示意圖Fig.2 Ground platform diagram of powerpack

2 實驗工況

內(nèi)燃動車動力包在裝車后分檔位運行，按照柴油機運行工況共分8個檔位，見表1。剛度工況1的1級隔振器動、靜剛度見表2，2級隔振器剛度見表3中的剛度工況1。剛度工況2的1級隔振器剛度不變，2級隔振器剛度見表3的剛度工況2。剛度工況1是之前工作中優(yōu)化的最優(yōu)雙層隔振系統(tǒng)剛度值，為了便于和最優(yōu)的隔振器剛度進行隔振效果對比，在2級隔振器靜剛度增加、動剛度減小后重復進行了動力包運行實驗。為了模擬柴油機實際運行工況，在動力包運行過程中按照實際的柴油機負載進行加載。表1是在各個運行工況下所加載的負載功率，在兩種剛度工況下所加載的負載值基本相等，保證測試條件基本相同，測試結(jié)果具有可對比性。

表1 柴油機的負載功率

表2 1級隔振器剛度參數(shù)

3 測試系統(tǒng)的組成

實驗數(shù)據(jù)的采集和處理由動態(tài)數(shù)據(jù)采集設備與相應的分析系統(tǒng)完成。所有的測試信號經(jīng)信號傳輸通道送到動態(tài)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進行記錄和處理。數(shù)據(jù)采集和數(shù)據(jù)分析中使用的主要儀器設備有LMS動態(tài)信號采集分析系統(tǒng)、Dell工作站、專用分析軟件等。使用的傳感器為內(nèi)置ICP的壓電式加速度傳感器，實驗系統(tǒng)見圖3。表4為測試系統(tǒng)的型號及生產(chǎn)廠家簡介。

表3 2級隔振器剛度參數(shù)

圖3 測試系統(tǒng)圖Fig.3 Test system diagram

表4 主要實驗設備簡介

Tab.4 The introduction of main experimental equipments

序號名稱數(shù)量型號生產(chǎn)廠家1LMS數(shù)采系統(tǒng)1412110110221LMS公司2加速度傳感器28LANCE?LC0156A朗斯測試技術(shù)有限公司3高能激振器2HEA?1000南京佛能實業(yè)科技有限公司4信號發(fā)生器1DF1405寧波中策電子有限公司5阻抗頭2LANCE?LC朗斯測試技術(shù)有限公司6工作站1LenovoLenovo公司

4 振動烈度測試分析

4.1 測點的選取

振動烈度測點完全按照MAN公司柴油發(fā)電機組振動測點位置布置，其測點有兩個布置在主軸承座上，其余5個測點布置在最大振動速度位置，參照測點位置分別布置7個烈度測點，進行機組振動烈度的測試。圖4是振動烈度測試過程中一個傳感器的布置位置。

圖4 振動烈度測點Fig.4 Vibration intensity measuring point

4.2 計算方法

參照柴油機車車內(nèi)設備機械振動烈度評定方法GB5913-86，車內(nèi)設備測量頻率范圍取為10～1 000 Hz[12]。機械振動烈度是指在一定運行工況條件下，在選定的位置和方向上，通過測量值計算出的在所選取的整個頻率范圍內(nèi)的最大機械振動速度的均方根值，機械振動烈度量標取為均方根速度。符號為Vrms，單位為mm/s。

機械振動烈度的計算公式為

其中：ΣVx，ΣVy，ΣVz為3個相互垂直的方向上，各自測點各同一工況的均方根速度和；Nx，Ny，Nz為3個相互垂直方向上，同一工況的各自測點數(shù)；x，y，z為與被測設備相一致的鉛垂方向、橫向及縱向。

4.3 實驗結(jié)果分析

根據(jù)機組各個振動烈度測點測試的加速度時域數(shù)據(jù)，通過積分得到各個測點的速度時域曲線，利用振動烈度的計算公式計算兩種剛度工況下的各個運行轉(zhuǎn)速下的振動烈度值，如圖5所示。從圖中可以看出，在低轉(zhuǎn)速區(qū)域，兩種剛度工況下的振動烈度相差不大，當轉(zhuǎn)速超過1 200 r/min時，2級隔振器靜剛度的增加導致柴油機組的振動烈度迅速增加，在1 650和1 800 r/min振動烈度已經(jīng)到了容忍工作狀態(tài)的等級。剛度工況1時柴油機在600 r/min下的振動烈度等級為良好工作狀態(tài)，其他運行工況振動烈度等級為正常工作狀態(tài)；剛度工況2時柴油機在1650和1 800 r/min下的振動烈度等級為容忍工作狀態(tài)，其他運行工況為正常工作狀態(tài)。當1級隔振器剛度不變，2級隔振器靜剛度增加后，柴油機組的振動烈度變大，部分運行工況出現(xiàn)了容忍的工作狀態(tài)，機組的振動烈度變大，隔振效果變差。說明優(yōu)化得到的隔振器剛度取值合理，隔振效果良好，能夠滿足實際工程的需要。

圖5 機組振動烈度曲線Fig.5 Unit′s vibration intensity curves

5 隔振器的平均傳遞率分析

5.1 測點的選取

圖6 2級隔振器上測點位置Fig.6 Upper measuring point position of secondary vibration isolator

圖7 2級隔振器下測點位置Fig.7 Lower measuring point position of secondary vibration isolator

為了測試雙層隔振系統(tǒng)的振動傳遞關(guān)系,分別在1級、2級隔振器安裝位置上下布置1個傳感器，圖6和圖7分別是2級隔振器上、下測點的傳感器布置位置圖。為了便于比較2級隔振器靜剛度增加后的隔振效果，同樣進行了剛度工況1和剛度工況2下的兩組實驗。根據(jù)實驗測試的1級、2級隔振器上、下測點的加速度時域數(shù)據(jù)，利用隔振器的加速度傳遞率和動態(tài)減振力有效值隨轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律，綜合評價雙層隔振系統(tǒng)的隔振效果。

5.2 加速度傳遞率分析

根據(jù)1級、2級隔振器上、下測點的加速度時域曲線，計算上下測點的有效值，根據(jù)加速度傳遞率的計算式計算1級、2級各個隔振器的加速度傳遞率(即振級落差)。圖8和圖9分別是剛度工況1和剛度工況2下的1級隔振器加速度傳遞率隨轉(zhuǎn)速的變化曲線。由圖8可以看出，1級4號隔振器在1 200 r/min出現(xiàn)了振動放大現(xiàn)象，放大系數(shù)為1.645 8。由圖9可以看出：在2級隔振器剛度增加后，1號隔振器在1 650 r/min出現(xiàn)振動放大現(xiàn)象，放大系數(shù)為2.126 7；3號隔振器在900 r/min出現(xiàn)振動放大現(xiàn)象，放大系數(shù)為2.063 4；4號隔振器在1 100，1 200和1 650 r/min也出現(xiàn)了振動放大現(xiàn)象，放大系數(shù)分別為1.060 8，1.35和1.071 9。2級隔振器剛度增加后，1級多個隔振器都出現(xiàn)了振動放大現(xiàn)象，總體隔振效果變差。

圖10和圖11是剛度工況1和剛度工況2下的2級隔振器加速度傳遞率隨轉(zhuǎn)速變化的曲線。由圖10可以看出，2級隔振器加速度傳遞率隨轉(zhuǎn)速的增加總體都降低，在1 800 r/min時，加速度傳遞率為0.2左右。由圖11可以看出，2級隔振器剛度增加后，2級隔振器的加速度傳遞率總體上也呈下降趨勢，但是2級4號隔振器在1 100 r/min和1 650 r/min的傳遞率比較大，總體隔振效果不如工況1。

圖8 工況1的1級隔振器加速度傳遞率Fig.8 Acceleration transmissibility of primary isolator under condition 1

圖10 工況1時2級隔振器加速度傳遞率Fig.10 Acceleration transmissibility of secondary isolator under condition 1

圖11 工況2時2級隔振器加速度傳遞率Fig.11 Acceleration transmissibility of secondary isolator under condition 2

5.3 動態(tài)減振力有效值傳遞率分析

隔振器的動態(tài)減振力為隔振器的動剛度與隔振器變形量的乘積，利用測試的隔振器各個測點的加速度時域曲線，通過二次積分，計算得到各個隔振器上下的位移時域曲線，計算隔振器上下測點位移的有效值以及各個隔振器的變形量，通過與隔振器動剛度的乘積得到隔振器動態(tài)減振力的有效值。

圖12 工況1時1級隔振器動態(tài)減振力Fig.12 Dynamic decreased vibration force of primary isolator under condition 1

圖13 工況2時1級隔振器動態(tài)減振力Fig.13 Dynamic decreased vibration force of primary isolator under condition 2

由圖12可以看出在工況1下，1級1號隔振器在1 650和1 800 r/min的動態(tài)減振力的有效值為130.3 N和201.6 N，其他運行轉(zhuǎn)速動態(tài)減振力的有效值在110 N以內(nèi)。由圖13可以看出，2級隔振器靜剛度增加后，1級2號，4號和5號隔振器在高轉(zhuǎn)速運行時動態(tài)減振力顯著增大。2號隔振器在1 650和1 800 r/min的動態(tài)減振力有效值為507.7 N和720.1 N；4號隔振器在1 500，1 650和1 800 r/min的動態(tài)減振力有效值為348.1，1 048.1和1 111.1；5號隔振器在1 650和1 800 r/min的動態(tài)減振力有效值為204.7和269.8 N。2級隔振器剛度增大后1級2號、4號和5號隔振器動態(tài)力顯著增加，隔振效果變差。

由圖14可以看出在工況1下，2級4號隔振器在1 350 r/min的動態(tài)減振力的有效值為193.6 N，其他運行轉(zhuǎn)速動態(tài)減振力的有效值在130 N以內(nèi)。由圖15可以看出，2級隔振器靜剛度增加后，1號和4號隔振器的動態(tài)減振力最大，2號隔振器的動態(tài)減振力最小值在20N左右?？傮w來看，2級隔振器靜剛度增加后，2級隔振器的隔振效果變好。綜合考慮1級隔振器的隔振效果，剛度1工況是隔振系統(tǒng)的最佳剛度方案。

圖14 工況1時2級隔振器動態(tài)減振力Fig.14 Dynamic decreased vibration force of secondary isolator under condition 1

圖15 工況2時2級隔振器動態(tài)減振力Fig.15 Dynamic decreased vibration force of secondary isolator under condition 2

6 結(jié) 論

1) 動力包雙層隔振系統(tǒng)中機組的各個運行工況的振動烈度等級為正常工作狀態(tài)，更換隔振器剛度后，機組的烈度整體偏大，并出現(xiàn)了容忍工作狀態(tài)，驗證了雙層隔振系統(tǒng)隔振器剛度優(yōu)化結(jié)果的正確性。

2) 從1級、2級各個隔振器的加速度傳遞率和動態(tài)減振力的有效值隨轉(zhuǎn)速變化的關(guān)系可以看出，剛度優(yōu)化后的雙層隔振系統(tǒng)的隔振效果良好，能完全滿足實際工程的需要，進一步驗證了雙層隔振系統(tǒng)隔振器剛度優(yōu)化結(jié)果的正確性。

3) 從機組的振動烈度、隔振器的加速度傳遞率以及動態(tài)減振力，驗證了動力包雙層隔振系統(tǒng)隔振設計合理，隔振效果良好。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2015.03.024

*牽引動力國家重點實驗室自主研究課題資助項目(2011TPL-Z02)

2013-03-30；

2013-08-09

TB535； TH113

孫玉華，男，1983年5月生，博士研究生。主要研究方向為車輛工程。曾發(fā)表《高架鐵路車站隔振技術(shù)研究》(《振動、測試與診斷》2013年第33卷第1期)等論文。 E-mail:syh240@163.com