中間構架柔性對雙層隔振系統隔振特性的影響

劉洋山，孫梅云，閆　兵，陳　俊，周國豪

（1.西南交通大學 機械工程學院，成都 610031；2.唐山軌道客車有限責任公司，唐山 063035）

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中間構架柔性對雙層隔振系統隔振特性的影響

劉洋山1，孫梅云2，閆兵1，陳俊1，周國豪1

（1.西南交通大學 機械工程學院，成都 610031；2.唐山軌道客車有限責任公司，唐山 063035）

為定量分析中間構架柔性對內燃動力包雙層隔振系統隔振特性的影響規律，指導雙層隔振系統的優化設計，建立中間構架的有限元模型并進行模態計算，通過與試驗模態對比，驗證有限元模型的正確性。在Adams中建立考慮中間構架柔性的剛柔耦合系統動力學模型以及將中間構架視為剛體的多剛體系統動力學模型。通過自由振動和掃頻分析，得到中間構架柔性對雙層隔振系統隔振特性的影響規律。研究結果表明中間構架柔性會使系統固有頻率及主模態方向解耦度減小，并使系統幅值響應出現“移頻”、“增頻”現象，其中低頻段以“移頻”為主，高頻段以“增頻”為主，中頻段二者同時出現。相關結論可為隔振設計以及耦合振動的有效控制提供動力學方面的參考。

振動與波；內燃動力包；雙層隔振；剛柔耦合；自由振動；掃頻分析

隨著動力機械功率和轉速的提高，以及人們對振動舒適性要求的日益嚴格，寬頻帶振動的隔離和抑制問題得到普遍的重視。鑒于經典單層隔振系統對于寬頻帶振動的隔離存在一定局限性，雙層隔振系統應運而生，并在艦船、精密設備以及內燃動車上得到廣泛應用［1，2］。機組傳統雙層隔振設計中，一般將機組、中間質量以及基礎視為剛體，忽略其在外部激勵作用下的變形，相關簡化在小功率、低轉速、輕載等情況下既能提高設計效率又能保證隔振效果。然而，隨著輕質薄化結構在機械制造領域的廣泛應用以及相關設備朝著高速、重載、大功率方向發展，振動隔離中中間質量及基礎的非剛性問題顯得日益突出并得到廣泛研究［3］。俞翔根據艦艇機械隔振系統的特點，結合柔性多體動力學理論，推導了柔性板基礎上的隔振系統的動力學模型［4］；孫梅云結合國內首次研制的某型內燃動車動力總成，對雙層隔振系統的隔振性能進行仿真和實驗研究，其中機組和中間構架均視為剛體，力傳遞率實測值比仿真計算值略大，初步懷疑與機組受到基礎、構架和其它部件動力耦合效應的影響有關［5］。

在上述研究的基礎上，以某內燃動車動力包的雙層隔振系統為研究對象，建立考慮中間構架柔性的剛柔耦合系統動力學模型和將中間構架視為剛體的多剛體系統動力學模型。通過仿真計算和理論分析，探究了中間構架柔性對系統隔振特性的影響規律，力求為雙層隔振系統的隔振設計以及耦合振動的有效控制提供動力學方面的參考。

1　系統描述

圖1所示為一典型動力包雙層隔振系統模型。受車輛結構及空間限制，柴油發電機組和各附屬裝置（空冷裝置、靜壓泵、濾清器、消音器、膨脹水箱、油箱等）集成安裝在一個中間構架上。其中柴油發電機組通過5個一級隔振器與構架彈性連接，空冷裝置與靜壓泵分別采用4個隔振器與構架彈性連接，其余附屬裝置與構架剛性連接，構架通過4個二級隔振器吊裝在車體下方，構成典型的雙層隔振系統。動力包各部件通過公用構架有機組合為一個整體，受設備自身激勵及路面激勵的影響，系統振動具有多振源、寬頻帶、強耦合的特點。

2　剛柔耦合系統動力學建模

2.1中間構架有限元建模

建立動力包的剛柔耦合系統動力學模型，需首先建立精確的中間構架有限元模型（此處采用Ansys與Hyper Mesh聯合仿真），獲取其模態中性文件。中間構架主體采用整體箱型拼焊結構，鋼板選用低合金高強度結構鋼，由于其長、寬遠大于厚度，可在抽取中心層后采用殼單元（Shell 181）劃分網格；安裝四個二級隔振器的端柱是典型的鑄鐵件，由于其長、寬、高尺寸相當，且該部件承受動力包的所有質量，適合采用實體單元（Solid 185）劃分網格；油箱、膨脹水箱、消音器、濾清器等部件與構架剛性連接，且相對構架柔性效應表現不明顯，實際建模過程中可采用質量單元（Mass 21），通過設置其質量、轉動慣量來模擬相應部件，質量單元與中間構架之間的連接可以通過創建剛性區域來實現。

2.2中間構架有限元模型驗證

通過如圖2所示的中間構架自由模態試驗驗證有限元模型精度。參照GB/T 11349.2-2006，借助TST 5916動態信號測試分析系統對中間構架進行模態測試，確定其固有頻率及振型。根據頻率響應函數計算方法，得到求和后的頻響函數如圖3所示。根據綜合頻響函數中穩態點，提取中間構架各階的固有頻率，并將對應頻率下的振動形態描述成振型。

圖3　求和后的綜合頻響函數曲線

在Ansys中采用Block Lanczos模態提取方法對有限元模型進行模態計算，并將計算模態與試驗模態進行對比。前3階模態振型如圖4所示。其中第1階為中間構架扭轉振型，第2階為中間構架菱形振型，第3階為中間構架彎曲跟靜壓泵安裝座橫移振型，各階計算模態振型與試驗振型一致。表1所示為中間構架前9階模態頻率的對比結果，可以看出最大相對誤差為3.72%，滿足建模精度要求；對比結果表明，所建中間構架有限元模型滿足建模精度要求，可以進行后續動力包雙層隔振系統建模及隔振特性分析。

圖4　中間構架前3階模態振型對比

表1　計算模態與試驗模態對比/Hz

2.3動力包雙層隔振系統建模

該動力包雙層隔振系統包括機組與構架的一級隔振、構架與車體的二級隔振以及空冷裝置和靜壓泵的隔振，如果考慮子系統的影響會使系統自由度增加，耦合加劇，不利于研究構架柔性對系統隔振特性的影響。文獻［6］探討了類似動力包中子系統參數對雙層隔振系統振動特性的影響規律。研究表明，子系統與機組的質量比小于0.15時，其質量對系統振幅的影響變化率小于10%。文中機組、空冷裝置、靜壓泵的質量分別為2 575.9 kg、223.0 kg、55.0 kg，子系統與機組質量比分別為0.0866、0.0214，均小于0.15，附屬裝置對系統振動影響較小，在分析構架柔性對系統隔振特性的影響規律時可暫不考慮附屬裝置對系統的影響。故只針對柔性中間構架與機組組成的雙質量系統進行研究。

在中間構架與機組的連接位置建立剛性區域，以便實現柔性體與剛性體的連接。將完善好的構架有限元模型進行模態計算，通過Ansys與Adams接口導出模態中性文件（MNF文件），并將其導入Adams進行柔性體參數編輯，包括裝配位置、初始速度、阻尼的設置以及模態的縮減。柔性體編輯完成后，導入機組的剛體文件，并對其質心、質量、轉動慣量及裝配位置進行編輯。最后，在各隔振器安裝位置處借助Bushing模塊創建隔振器，賦值優化后的剛度、阻尼。創建好的動力包雙層隔振系統動力學模型如圖5所示。

圖5　動力包雙層隔振系統動力學模型

3　雙層隔振系統隔振特性分析

3.1自由振動分析

在Adams中分別將中間構架設置為剛體和柔體并進行自由振動計算，根據能量占比提取系統12階模態振型及固有頻率。圖6描述了在多剛體和剛柔耦合系統動力學模型下固有頻率的差異。其中x、y、z、α、β、γ分別表示縱向、垂向、橫向、縱搖、平搖和橫搖，1、2分別表示機組和中間構架。如β2表示中間構架平搖。可以看出：構架柔性化以后，系統固有頻率整體減小，且隨著階數的增加，偏差量大體呈上升趨勢，最大偏差量（第12階，α2方向）達到4.109 2 Hz，相對誤差達到17.03%；最受關注的柴油機傾倒力矩方向頻率誤差量為0.428 Hz，相對誤差為4.19%；除此之外，中間構架柔性對系統β2、y1模態方向對應的固有頻率影響較大，相對誤差分別達到12.71%、11.91%。

圖6　系統固有頻率對比

表2描述了中間構架柔性對系統主模態方向解耦度的影響。可以看出：中間構架柔性化處理后，主模態方向解耦度除了z1、y1、y2略增加外，其余方向均減小，即主模態方向系統解耦度降低，振動耦合加劇，系統隔振性能降低。其中x2、α2、β2、z2方向解耦度降低較為明顯，最大達到70.19%。機組與中間構架相比，后者主模態方向解耦度變化較大。以系統第11階模態為例，由系統解耦度可知，多剛體模型中存在x2-x1的耦合模態，解耦度分別為84.11、9.17；剛柔耦合模型中間構架前3階模態（解耦度分別為3.14、5.22、3.03）與系統剛體模態產生耦合，激發起x2-x1-α2耦合模態，解耦度分別為49.42、5.62、25.52。

表2　主模態方向解耦度對比

3.2受迫振動分析

考慮到柴油機的3.0階傾倒力矩是該動力包的主要激振力，在傾倒力矩作用位置建立輸入通道，以柴油機最高轉速（1 800 r/min）工況運行時的3.0階傾倒力矩幅值（1 675.11 Nm）為掃頻激振力幅值，激勵頻率范圍為0～200 Hz，設置步長為2 000；在機組質心位置、二級隔振器位置、機組及中間構架振動烈度評價點位置布置測點，建立振動加速度及振動速度的輸出通道，設置好求解參數后，通過Adams/ Vibration模塊分別對多剛體和剛柔耦合系統動力學模型進行受迫振動分析。圖7給出了不同模型下中間構架二級隔振器處垂向速度的幅值響應。可以看出：構架柔性化以后，剛柔耦合系統動力學模型的12個剛體振動模態依然明顯存在，但已和構架的彈性振動模態有機地結合在一起，系統固有頻率及響應幅值有了明顯的變化，具體表現在：

（1）剛柔耦合系統動力學模型峰值響應頻率較多剛體模型總體減小，出現了所謂的“移頻”現象，這主要是由于中間構架柔性化以后，系統等效剛度減小引起的；

（2）中間構架柔性化以后，低頻段（20 Hz以下）除了“移頻”現象外，系統剛體模態與中間構架結構模態耦合較弱，沒有明顯的“增頻”現象；高頻段（大于40 Hz）多剛體模型已無響應峰值，但剛柔耦合模型額外增加了數個響應峰值，出現了“增頻”現象，因該頻段峰值響應頻率較高，初步推測為中間構架結構模態所致。中頻段（20 Hz～40 Hz）“移頻”、“增頻”現象同時出現，因中間構架扭轉、菱形模態均出現在該頻段，初步推測為中間構架結構模態與系統剛體模態耦合作用的效果。

圖7　二級隔振器處垂向速度的幅值響應

為驗證上述推測，并進一步分析其他點處的受迫振動響應，進行如下分析：考慮到在其余參數不變的情況下，減小機組質量、轉動慣量后，它對中間構架及雙層隔振系統的耦合影響變弱。當機組質量、轉動慣量趨于零時，一級隔振器剛度相對變大，機組與中間構架近似為剛性連接，原來的雙質量系統近似為單質量系統，此時系統模態近似為中間構架的約束模態，因此可以利用改變機組質量、轉動慣量的方法，從側面研究中間構架模態在雙質量系統模態中的作用。將剛柔耦合系統模型中機組質量、轉動慣量變為原來的0.1倍、0.01倍、0.001倍，并分別進行受迫振動分析。圖8給出了不同模型下中間構架某一振動烈度評價點處垂向速度的幅值響應。為便于觀察低頻段響應特性，圖9給出了其0～40 Hz范圍內的響應。其中NO.1、NO.2分別表示機組在原有質量、轉動慣量參數下的多剛體模型和剛柔耦合系統動力學模型，NO.3-NO.5分別表示機組質量、轉動慣量變為原來0.1倍、0.01倍、0.001倍時的剛柔耦合系統動力學模型。

圖8　振動烈度評價點處垂向振動速度的幅值響應

圖9　振動烈度評價點處垂向振動速度的幅值響應（0～40 Hz）

比較NO.1、NO.2可以看出：構架柔性化以后，該點幅值響應同樣出現了“移頻”、“增頻”現象，低頻段以“移頻”為主，高頻段以“增頻”為主，中頻段二者同時出現；比較NO.1-NO.5可以看出：高頻段機組質量、轉動慣量的減小，只對系統響應幅值的大小有影響，對峰值對應頻率幾乎無影響，這說明高頻段的“增頻”現象主要是由構架結構模態主導的；中頻段NO.4、NO.5基本重合，且此時機組質量、轉動慣量趨于零，系統模態近似為中間構架的約束模態（共三階），NO.3、NO.2隨著機組質量、轉動慣量增加，峰值頻率增多，模態愈發密集，耦合愈發嚴重，結合上節解耦度分析的結果，可從側面證明該頻段“移頻”、“增頻”是機組與中間構架彈性模態耦合作用的結果。結合其它輸出通道的結果還可以看出，隨著機組質量、轉動慣量的增加，高頻段（尤其是160 Hz以上）速度響應幅值減小。

4　結語

為定量分析中間構架柔性對內燃動力包雙層隔振系統隔振特性的影響規律，指導雙層隔振系統的優化設計，建立了中間構架的有限元模型并進行模態計算，通過與試驗模態對比，驗證了有限元模型的正確性。利用導出的模態中性文件，在Adams中建立了考慮中間構架柔性的剛柔耦合系統動力學模型以及將中間構架視為剛體的多剛體系統動力學模型。通過掃頻及自由振動計算，得到了構架柔性對雙層隔振系統固有特性的影響規律：

（1）中間構架的柔性效應會導致系統固有頻率減小，且隨著階數增加，誤差量大體呈上升趨勢。

（2）中間構架的柔性效應會使系統主模態方向解耦度降低，振動耦合加劇，系統隔振性能降低。

（3）相對于多剛體模型，考慮中間構架柔性的剛柔耦合系統動力學模型在激勵作用下的響應會出現“移頻”、“增頻”現象，其中低頻段以“移頻”為主，高頻段以“增頻”為主，中頻段二者同時出現。

（4）隨著機組質量、轉動慣量的增加，高頻段（尤其是160 Hz以上）系統響應幅值減小。

鑒于上述影響規律，在隔振設計時應充分考慮基礎及中間構架柔性，合理匹配中間構架與機組質量。低頻段可通過調節隔振器剛度等方法抵消“移頻”；中頻段可通過合理匹配系統模態，盡量避免主要激振力方向以及振動亟需控制方向模態落入該頻段；高頻段主要為柔性體結構模態，可在中間構架、基礎設計時對結構進行總體優化，在輕量化的同時盡可能提高其剛度。

［1］汪玉，陳國鈞，華宏星，等.船舶動力裝置雙層隔振系統的優化設計［J］.中國造船，2001，42（1）：45-49.

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

［3］孫玉國，劉海江，孫玲玲，等.剛柔耦合動力系統固有振動特性研究［J］.振動、測試與診斷，2003，23（1）：48-50.

［4］俞翔，何其偉，朱石堅，等.柔性板基礎隔振系統的柔性多體動力學理論建模［J］.噪聲與振動控制，2010，30（6）：58-62.

［5］曾銳，孫梅云，孫玉華，等.內燃動車動力總成隔振性能分析［J］.噪聲與振動控制，2014，34（2）：89-93.

［6］孫玉華.內燃動車動力包雙層隔振設計方法研究［D］.成都：西南交通大學，2013.

Influence of Intermediate Frame Flexibility on the Vibration Isolation Characteristics of a Double Layer Vibration Isolation System

LIU Yang-shan1，SUN Mei-yun2，YANBing1，CHENJun1，ZHOU Guo-hao1

（1.School of Mechanical Engineering，Southwest Jiaotong University，Chengdu 610031，China；2.Tangshan Railway Vehicle Co.Ltd.，Tangshan 063035，Hebei China）

To quantitatively analyze the influence of intermediate frame flexibility on the vibration isolation characteristics of the double layer vibration isolation system of a diesel power pack and guide the optimization design of the system，the finite element model of the intermediate frame is established and its modals are calculated.By comparing with the measurement modals in the testing，the correctness of the finite element model is verified.The dynamics model of the rigidity-flexibility coupled system is built with the flexible intermediate frame considered.And the dynamics model of the multi-rigid-body system is established with the rigid intermediate frame considered.Both models are analyzed by means of ADAMS code.Through the analysis of the free vibration and frequency scanning，the influence of the flexibility of the intermediate frame on the vibration isolation characteristics of the double layer vibration isolation system is obtained.The results show that the flexibility of the intermediate frame can reduce the system’s natural frequency and the decoupling degree of the main modal direction，and cause the amplitude response of the system to yield the phenomena of“frequency shift”and“increasing frequency”.The“frequency shift”phenomenon occurs mainly in the low frequency range，while the“increasing frequency”phenomenon occurs mainly in the high frequency range.Both phenomena occur at the same time in the middle frequency range.These conclusions can provide a reference for vibration isolation design and effective control for coupled vibration.

vibration and wave；internal combustion power pack；double-layer vibration isolation；rigid-flexible coupling；free vibration；sweep frequency analysis

TB535；O328

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.04.020

1006-1355（2016）04-0092-05

2016-01-04

劉洋山（1989-），男，甘肅省張掖市人，研究生，主要研究方向為內燃動力包振動與噪聲控制。

閆兵，男，碩士生導師。E-mail:yanbingwd@163.com