列車用柴油發電機組隔振系統隔振性能分析

唐琴，張立民，張慶剛，余建勇，班希翼

(1.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031;2.中國北京車集團 唐山軌道客車有限責任公司 產品研發中心，河北 唐山 063035;3.鄭州鐵路局，河南 鄭州 450052)*

0 引言

柴油發電機組(以下簡稱機組)是由柴油機、發電機、空氣冷卻裝置、濾清器、消音器、靜液壓泵組等集成的動力源，機組與公共構架共同組成柴油機車的動力包.機組工作時由于柴油機活塞連桿機構的往復運動以及輸出扭矩時形成的周期扭振等作用［1］，引起機組和附件的耦合振動.這種振動通過連接裝置傳遞到車體，直接影響車輛的平穩性和乘坐舒適性，嚴重情況下會影響行車安全.為了減小車下設備振動對車體的影響，國內學者做了大量研究:于金朋等人通過仿真分析和實驗模態參數識別的方法來確定合適的車下設備安裝方式和位置［2］;范樂天提出過一種將撤下設備模塊且彈性吊裝的優化設計結構［3］;吳會超通過對比分析剛性與彈性兩種不同的連接方式得出，彈性連接方式能夠大大降低設備對車體振動的影響［4］.但是對于具有公共構架的動力包的雙層隔振及振動傳遞問題卻少有研究，但是機組隔振系統的隔振性能對該型出口動車的行車安全和乘坐舒適性有著不可忽略的影響，因此研究機組隔振系統的隔振性能意義重大.

1 機組隔振系統分析模型

1.1 隔振系統的組成

機組通過公共構架吊掛在車體底架上，機組與公共構架之間的連接屬于一級隔振(5個隔振器)，公共構架與車體間的連接屬于二級隔振(4個隔振器).試驗時以基礎臺架代替車體底架，將機組懸掛于基礎臺架上，安裝方式和隔振器分布如圖1、圖2所示.

圖 2 中，1#、2#、3#、4#、5#為一級隔振器，1號、2號、3號、4號為二級隔振器.加速度傳感器安裝在每個一級隔振器對應位置的機組和公共構架以及各二級隔振器對應位置的臺架上，以測試柴油機運行狀態下的振動加速度響應.

圖1 柴油發電機組安裝方式示意圖

圖2 隔振器分布圖

1.2 隔振性能計算

只考慮垂向運動時，機組雙層隔振系統的運動微分方程為:

式中，m1為機組質量;m2為公共構架質量;x1為機組垂向位移;x2為構架垂向位移;k1，c1分別為一級隔振的剛度和阻尼;k2，c2分別為二級隔振的剛度和阻尼.

令激勵力函數 f(t)=f0lmejωt，

可以推導出雙層隔振系統的力傳遞率:

式中，ft(t)為傳遞到基礎臺架上的力.

由力傳遞率的表達式(2)可知:隔振系統兩級隔振的剛度和阻尼、機組和公共構架的質量等物理參數以及外界激勵的頻率都會對系統的隔振性能產生影響.力傳遞率是最早的隔振效果評估指標［5］，但是不易通過測量得到，所以對于實際隔振效果的測定通常采用插入損失或振級落差來評定.

振級落差定義為被隔振設備振動響應的有效值與對應基礎響應的有效值之比的常用對數的20倍［6］.振級落差越大，隔振效果就越好.圖2所示的隔振系統，其速度振級落差的表達式為:

式中，vip為二級第i個隔振器附近臺架的速度響應;via為一級第i個隔振器附近機組的速度響應.

振級落差的測量比較容易實現，也是實踐中用得最多的.但是因為振級落差不能完全反應振動能量傳遞過程的真實情況，所以只能作為一種近似的評價指標［7］.

2 隔振系統的隔振性能分析

2.1 柴油機組隔振前后的振動衰減

在滿足柴油發電機組懸掛系統剛性的條件下，對二級隔振器進行了更換，更換前后各隔振器的剛度值如表1所示.

表1 隔振器的垂向(Z向)剛度值

表2 機組的主要激擾頻率

由于柴油發電機組的振動頻率范圍在10～1000 Hz之間，一般多用振動速度作為量標來評定其振動的程度［8-9］，因此可以通過對比更換隔振器前后機組、構架和基礎臺架的振動速度有效值來直觀地反映振動衰減情況.

圖3為柴油機穩定轉速運行狀態下，三組隔振系統中機組、構架和臺架的垂向振動速度有效值與轉速的關系曲線.從圖3中的曲線趨勢可以看出，機組和構架的振動速度隨著柴油機轉速的提高曾上升趨勢，而臺架的振動速度則隨柴油機轉速的提高呈微弱的減小趨勢.機組的振動速度在整個柴油機轉速范圍內都明顯大于構架的速度響應，而且構架的振動速度則明顯大于基礎臺架，表明兩組隔振器都起到了一定的減振作用，而且在轉速大于1 500 r/min時，隔振系統的振動衰減能力明顯大于低速運行狀態.

對比不同隔振系統連接時機組的振動速度有效值發現，隨著二級隔振器剛度的增大，機組的振動速度有效值也在增加，而且在只有單層隔振時達到最大.

2.2 隔振系統的振級落差

柴油發電機組的振動來源比較復雜，由多個頻率成分組成，而隔振裝置中各組成元件的阻抗特性也是隨頻率變化的，因此在各個頻率下的隔振效果是各不相同的.所以需要用低階主要干擾頻率處的速度振級落差來表示隔振裝置的隔振效果.

計算每種轉速工況下各主要激擾頻率下的振級落差，得到如圖4所示的各組隔振系統振級落差與激擾頻率之間的關系曲線.圖4顯示，在主要激擾頻率段內，第三組隔振系統的振級落差均明顯小于前兩組;且在25 Hz、27.5 Hz和135 Hz處的振級落差小于零.

第一組和第二組隔振系統在15～75 Hz激擾頻段內的振級落差值相差不大，但是在75～180 Hz的激擾頻段內，第一組的振級落差值大于第二組.在整個激擾頻段內，兩組隔振系統的振級落差均大于零.

圖4中各曲線的趨勢表明，第一組和第二組隔振系統在67.5 Hz以上的高頻激勵下的振級落差值明顯大于低頻激勵下的值.

3 結論

(1)隨著柴油機轉速的提高，機組的振動速度逐漸增大，隔振前后的振動衰減量也逐漸增大.即隨著激勵頻率的增大，隔振效果更為明顯;

(2)在柴油機轉速范圍內，單層隔振系統的隔振性能比雙層隔振要差，而且在某些激擾頻率處存在振動放大現象.兩組雙層隔振系統在主要激擾頻率處的振級落差值都大于零，且在75～180 Hz激擾頻段內的值大于20 dB，具有很好的隔振效果;但是第一組隔振器的隔振性能優于第二組，所以將機組安裝到列車上時應采用第一組隔振器;

(3)隔振系統在高頻段的隔振性能優于低頻段的隔振性能;在滿足系統剛性要求的前提下，剛度值較小的隔振系統的隔振性能優于剛度值較大的隔振系統.

［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］于金朋，余建勇，張立民.高速列車整備車體諧振分析［J］.大連交通大學學報，2011，32(6):9-13.

［3］范樂天，管全梅，高軍，等.高速列車車下設備艙模塊化彈性吊裝設計［J］.大連交通大學學報，2012，33(6):23-26.

［4］吳會超，鄔平波.車下設備懸掛剛度對車輛平穩性影響［J］.噪聲與振動控制，2012(4):73-78.

［5］朱石堅，樓京俊，何其偉，等.振動理論與隔振技術［M］.北京:國防工業出版社，2008:269-270.

［6］嚴濟寬，柴敏，陳小琳.振動隔離效果的評定［J］.噪聲與振動控制，1997，1(6):22-30.

［7］李銀川，方開翔.隔振器參數對船舶動力機械系統隔振性能的影響分析［J］.江蘇科技大學學報，2006，20(5):10-13.

［8］嚴濟寬.機械振動隔離技術［M］.上海:上海科學技術文獻出版社，1985.

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