陳行，張立民，李開程，于海然

(西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031)*

某內燃動力包柴油發(fā)電機組雙層隔振系統(tǒng)設計及評價分析初探

陳行，張立民，李開程，于海然

(西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031)*

對某內燃動力包柴油發(fā)電機組雙層隔振系統(tǒng)進行了研究分析.根據邊界條件、約束條件及變量等因素，確定了雙層隔振系統(tǒng)隔振器的剛度分組及隔振器的三向剛度比例關系，得到了雙層隔振系統(tǒng)隔振器的剛度結果.根據此剛度計算出了機組及框架的振動烈度和動反力，結果表明系統(tǒng)的隔振性能較好，能滿足工程要求.由于隔振器生產工藝誤差，在原始剛度基礎上進行了±15%的誤差分析.從傳遞率曲線上可知，系統(tǒng)在各剛度方案工況下有效避開了41 Hz以上的傾倒力矩簡諧成分，同時也避開了柴油機額定轉速頻率激勵成分，系統(tǒng)不發(fā)生共振，此剛度設計合理.

動力包；雙層隔振；剛度設計；共振

0 引言

柴油發(fā)電機大部分為往復式內燃機，由于活塞連桿機構的往復運動以及輸出扭矩時形成的脈沖反作用力,柴油發(fā)電機本身就是一個固有的振動源[1].柴油發(fā)電機是內燃動車上的主要動力源設備，在運行狀態(tài)下，柴油發(fā)電機也是列車的主要振動來源.柴油發(fā)電機工作產生的振動會通過與車體之間的連接裝置傳遞到車體，影響車體的乘坐舒適性和運行安全.為了減小柴油發(fā)電機組振動對車體的影響，需要通過隔振器來連接機組和車體，以衰減傳遞到車體上的振動能量和幅值.柴油發(fā)電機組設備直接或間接的吊掛在車體底架上，由于柴油發(fā)電機組本身就是激勵源，當激勵頻率與車體局部或車下設備吊掛頻率相等的時候會引起共振[2-3].因此對于雙層隔振系統(tǒng)的隔振參數選擇不當，就容易使車下設備與車體產生耦合共振[4-5].

本文通過對雙層隔振系統(tǒng)動剛度計算分析，得出了雙層隔振系統(tǒng)的一、二級隔振器的三向剛度值，計算出在主要激振力方向的傳遞率，分析系統(tǒng)在主要激振力方向是否引起共振，同時得到了在此剛度下系統(tǒng)的振動烈度值和動反力，由于生產工藝誤差，并分析了在誤差情況下系統(tǒng)是否產生共振.

1 柴油發(fā)電機組模型及隔振設計理論基礎

1.1 柴油發(fā)電機組模型及物理參數

內燃動力包的三維結構如圖1所示.柴油發(fā)電機組、消聲器、空濾器以及各部件之間的連接管路集成在框架上，框架通過隔振器吊掛在車體底架上.柴油發(fā)電機機組是機組總成中的主要激振源，機組與框架通過5個錐形橡膠一級隔振器相連，在垂向主要受壓縮變形，而在橫向和縱向主要受剪切變形，一級隔振器編號為1-1～1-4；二級隔振器由4個V型隔振器組成，在垂向和縱向同時受壓縮和剪切，而在橫向只受剪切，其剛度的垂縱比和垂橫比都較好調節(jié)，二級隔振器編號為2-1～2-4，如圖2所示.柴油發(fā)電機組隔振器位置參數如表1所示.柴油發(fā)電機組物理參數如表2所示.

圖1 動力包三維結構圖

圖2 柴油發(fā)電機組隔振器安裝示意圖

mm

表2 柴油發(fā)電機組物理參數表

1.2 理論基礎

一般雙層隔振系統(tǒng)的振動可用下列方程描述[4]:

(1)

式中,質量、阻尼和剛度矩陣均為12階方陣，與之對應的加速度、速度和位移量也是12維的，形式如下：

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

式中,ωl為機組各階擾動圓頻率(l=1,2,…,m)；Ωl為機組第l階擾動力相位角；Fl為機組第l階擾動力幅值矢量；{Fl}=[Fxl,Fyl,Fzl,Fαl,Fβl,Fγl,0,0,0,0,0].Fxl,Fyl,Fzl分別為作用在機組重心處沿參考坐標系ox,oy,oz的第l階擾動力的幅值；Fαl,Fβl,Fγl分別為作用在機組上使機組繞參考坐標系ox,oy,oz轉動的第l階擾動力矩的幅值.

2 雙層隔振系統(tǒng)剛度設計分析

對隔振器剛度設計，需要做到隔振效率與系統(tǒng)穩(wěn)定性間的平衡，首先要確定邊界條件、約束條件及變量等要素.通過支撐處的動反力、機組振動烈度、激振力方向的力傳遞率來評價剛度設計是否合理.根據系統(tǒng)的穩(wěn)定性及隔振器的負載能力，確定隔振器垂向剛度限值，為了滿足隔振系統(tǒng)的靜平衡和解耦要求，對各級隔振器按剛度進行分組，確定各組隔振器剛度間的函數關系及3向剛度比例關系.同時機組的模態(tài)固有頻率要避開激勵頻率，避免相互之間發(fā)生耦合共振.

2.1 一級隔振器剛度設計分析

通過對柴油發(fā)電機組隔振器安裝位置的分析，隔振器安裝位置相對3個慣性軸都不對稱，且1-1隔振器與其他隔振在z向高度不同.如果各隔振器選用相同剛度，6個自由度的振動模態(tài)嚴重耦合，各方向振動相互影響，惡化隔振性能.因此，需通過隔振器剛度的合理匹配，降低6個自由度的振動模態(tài)耦合和相互影響.在此，將一級隔振器分為3組，由于1-1隔振器與其他隔振器垂向高度不一致將其單獨分為一組，1-2與1-3分為一組，1-4與1-5分為一組.

通過計算分析，在隔振器安裝位置相對慣性軸不對稱的情況下，設法做到相對慣性軸隔振器彈性力對稱布置.根據一級隔振器相對柴油發(fā)電機質心得位置，柴油發(fā)電機組的質心位置如圖3所示，計算得出三組隔振器垂向剛度需滿足：

(7)

圖3 一級隔振相對柴油發(fā)電機組質心位置

按照擬選隔振器類型的剛度范圍、安裝限制和隔振需要，機組z向頻率控制在8Hz附近，這樣才能保證機組的穩(wěn)定，隔振器6mm左右靜變形量也能滿足安裝要求.根據機組總質量，隔振器的z向總剛度下限應為ksum=6 500 N/mm左右，即三組隔振器垂向剛度滿足如下邊界條件：

(8)

隔振器3向剛度中，為降低主要激勵(傾倒力矩)方向(α方向，繞x軸)的模態(tài)頻率和耦合度，在隔振器z向剛度一定的情況下，應在y向選較小的剛度；而在x方向(列車運行方向)，為提高柴油發(fā)電機組的穩(wěn)定性，同時考慮到該方向沒有重要激振力作用，應選較大的剛度.參考該類隔振器3向剛度特性，一級隔振器三向剛度比例的初值選為縱(x)∶橫(y)∶垂(z)=1.67∶0.8∶1.0.

2.2 二級隔振器剛度設計分析

同理，可確定二級隔振器剛度設計的邊界條件和約束條件.二級隔振器的安裝位置相對框架質心沿3個慣性軸都不完全對稱，但相對x軸對稱較好，相對y軸對稱較差.為提高解耦度、保持機組靜平衡和方便對隔振系統(tǒng)進行生產和維護，框架隔振器在y軸兩側分為2組，隔振器2-1和2-4剛度相等，做到y(tǒng)軸彈性力對稱，根據二級隔振器相對機組總成質心得位置，計算得出柴油機一側二級隔振器(2-1和2-2)與另一側二級隔振器(2-2和2-3)剛度比值為0.59∶1.

考慮隔振器在負荷下的變形量和系統(tǒng)穩(wěn)定，按照公共框架的質量和機組的質量比，選擇最佳垂向剛度，參考二級隔振器3向剛度特性，隔振器的垂向總剛度下限應為11 500N/mm左右.隔振器3向剛度中， 為降低主要激勵(傾倒力矩)方向

表3 隔振器剛度設計結果 N/mm

(α方向，繞x軸)的模態(tài)頻率和耦合度，并兼顧動力包在主要激振力方向的穩(wěn)定性，在隔振器z向剛度一定的情況下，y向選較小的剛度；在x方向選較大的剛度.參考該類隔振器3向剛度特性，二級隔振器三向剛度比例初值選為縱(x)∶橫(y)∶垂(z)=1.25∶0.25∶1.0.根據以上分析，隔振器剛度設計結果如表3.

3 隔振系統(tǒng)特性分析

3.1 動力包模態(tài)固有頻率分析

為了提高模型的計算精度，將動力包進行離散化處理，利用ANSYS進行仿真計算，將柴油機和發(fā)電機視為剛體，其質心處質量單元為Mass21，一級隔振器用Combin14單元模擬其剛度和阻尼.框架用殼單元進行模擬，用Shell163對其網格劃分.二級隔振器的安裝位置采用板材焊接來模擬實際焊接，二級隔振器參數設置與一級隔振器相似.一級、二級隔振器的阻尼比為0.15, 根據表3的剛度結果對系統(tǒng)進行模態(tài)頻率計算.通過計算，內燃動力包的固有頻率如表4所示.

表4 動力包固有頻率

3.2 結果評價分析

為了對此隔振系統(tǒng)的隔振特性進行分析，驗證機組與構架之間是否產生共振，根據表3的剛度結果對系統(tǒng)進行強迫振動分析.柴油機的轉速為820～1 800 r/min，對應激振力的頻率為13.7～30 Hz，對于5次諧振對應的頻率為150 Hz，因此，筆者的分析頻率為0～150 Hz.

分析柴油發(fā)電機組在怠速工況下隔振系統(tǒng)力傳遞率，判斷系統(tǒng)是否避開了柴油機的轉速頻率以及其它諧次激勵頻率.由于隔振器生產誤差，因此對隔振器的剛度進行±15%的誤差分析：剛度方案1：一級隔振器剛度全部增加15%，二級隔振器剛度全部增加15%；剛度方案2：一級隔振器剛度全部減小15%，二級隔振器剛度全部減小15%；剛度方案3：一級隔振器剛度不變，二級1,4號隔振器剛度增加15%，2,3號隔振器剛度減小15%；剛度方案4：一級2,3號隔振器剛度增加15%，4,5號隔振器剛度減小15%，二級隔振器剛度不變；剛度方案工況5：一級隔振器剛度全部減小15%，二級隔振器剛度全部增加15%；剛度方案工況6：一級隔振器剛度全部增加15%，二級隔振器剛度全部減少15%；分析出5個剛度方案下的傳遞.對比原方案，判斷隔振性能是否滿足要求.各剛度方案下的傳遞率曲線如圖4.將圖4中各剛度方案下傳遞率曲線峰值點統(tǒng)計如表5.提取機組上的9個測點位置及框架架上的4個測點位置的速度時域曲線，計算得到系統(tǒng)的振動烈度值，通過動力學仿真軟件計算出了系統(tǒng)的動反力，結果如表6.

圖4 傳遞率曲線

剛度方案頻率/Hz原始3.66.57.99.711.615.613.87.08.410.011.916.323.36.07.39.210.914.633.56.67.99.811.615.543.66.17.99.711.715.553.76.47.89.511.115.863.46.57.910.012.116.0

從圖4中可知，系統(tǒng)共振帶主要集中在0～35 Hz之間，根據表5的峰值統(tǒng)計可知，系統(tǒng)有效避開了41 Hz以上的柴油機傾倒力矩主簡諧成分，同時也避開了13.7、15、16.7、20、23.3、27.5、30 Hz等轉速激勵成分，避免了系統(tǒng)在主要激振力方向引起的共振.根據表4固有頻率可知，系統(tǒng)不發(fā)生共振.

表6 振動烈度

根據“柴油機車車內設備機械振動烈度評定方法(GB5913-86)”，框架振動烈度為A等級，框架動反力也較小，機組振動烈度為B級，系統(tǒng)隔振性能較好，滿足工程要求，系統(tǒng)不發(fā)生共振.

4 結論

(1)根據約束及邊界條件，確定了一級隔振器和二級隔振器的剛度分組及剛度比，得出了個隔振器的剛度值;

(2)在計算出的剛度結果下，計算出了機組及框架的振動烈度及框架的動反力，系統(tǒng)隔振性能較好，滿足工程需求;

(3)由于隔振器的生產工藝誤差，分析了隔振器剛度在±15%誤差下的傳遞率，結果顯示系統(tǒng)有效避開了41 Hz以上的柴油機傾倒力矩主簡諧成分，同時也避開13.7、15、16.7、20、23.3、27.5、30 Hz等轉速激勵成分，避免了系統(tǒng)在主要激振力方向的振動.根據計算出的固有頻率可知.

[1]錢留華.基于多體動力學汽車動力總成隔振性能研究[D].武漢：華中科技大學，2005.

[2]季文美，方同，陳松淇.機械振動[M].北京：科學出版社，1985.

[3]余成波，何懷波，石曉輝.內燃機振動控制及應用[M].北京：國防工業(yè)出版社，1997.

[4]孫玉華，董大偉，閆兵等.雙層隔振系統(tǒng)的解耦優(yōu)化研究[J].振動、測試與診斷,2014,34(2):361- 365.

[5]黃雪飛，于金朋，張麗博等.車下設備與車體接口雙層隔振系統(tǒng)隔振參數研究[J].噪聲與振動控制，2015,35(3)：67- 72.

[6]班希翼，孫梅云，高峰，等.減振器懸掛剛度對柴油機振動烈度的影響[J].噪聲與振動控制，2013(5)：166- 169.

Design and Evaluation Analysis of An Internal Combustion Power Pack Diesel Generator Double Isolation System

CHEN Hang, ZHANG Liming, LI Kaichen,YU Hairan

(State Key Laboratory of Traction,Southwest Jiaotong University，Chendu 610031,China)

An internal combustion diesel generator power pack of double-layer vibration isolation system is studied. According to the boundary conditions, the constraints and variables and other factors，the relationship between the stiffness of the double layer vibration isolation system and the three direction stiffness ratio of the isolator is determined and obtained. The vibration intensity and dynamic reaction force of the unit and the frame show that the vibration isolation performance of the system is better, which can meet the engineering requirements. The vibration isolator production process error, on the basis of the original stiffness are analyzed with the error of ±15%. From the transmission rate curve. More than 41 Hz torque harmonic components is effectively averted under the working condition of stiffness scheme. The diesel engine rated speed frequency excitation component is avoided without system resonance.

dynamic package; double layer vibration isolation; stiffness design; resonan

1673- 9590(2017)03- 0022- 05

2016- 04- 04

陳行(1990-)，男，碩士研究生; 張立民(1960-)，男，教授，博士，主要從事結構振動、動態(tài)設計與安全檢測方面的研究E- mail:jackchenh@126.com.

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