內燃動車車體與動力包懸掛局部振動分析

孫玉華， 趙艷杰， 趙金斗, 彭 和， 徐元浩

(1.西南大學工程技術學院 重慶，400715) (2.湖北工業職業技術學院 十堰，442000)

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內燃動車車體與動力包懸掛局部振動分析

孫玉華1， 趙艷杰2， 趙金斗1, 彭 和1， 徐元浩1

(1.西南大學工程技術學院 重慶，400715) (2.湖北工業職業技術學院 十堰，442000)

為了研究采用動力包作為動力源的出口內燃動車的平穩性以及解決動力包與車體安裝位置區域存在局部振動過大的問題，采用實驗與仿真相結合的方法,得到了內燃動車的平穩性指標,分析了動力包安裝位置處的車體局部大剛度和地板隔振器剛度的合理取值對局部振動的影響規律。結果表明：內燃動車的平穩性指標為優級,車體與動力包之間沒有耦合振動；車體局部加大剛度對減小車體平穩性指標測點的橫向振動有利，平穩性指標測點的垂向振動略有增加；車體地板鋪設隔振器能顯著減小車體的局部垂向和側向振動。該研究結果可為實際工程應用提供參考。

內燃動車； 動力包； 平穩性指標； 局部振動

引 言

車體結構彈性振動對內燃動車運行平穩性的影響越來越明顯，合理的車體結構設計是減小車體與動力設備之間耦合振動的有效途徑，也是提高車輛乘坐舒適性的重要措施[1-2]。目前，對列車車體垂向振動的研究較多。宮島等[3]建立了列車的剛柔耦合模型，研究一系、二系懸掛的半主動控制策略對車輛運行平穩性的影響。文獻[4]為了提高輕量化鐵路車輛的乘坐舒適性，采用了壓電疊堆作動器的主動控制系統，通過作動器產生的彎矩來減小車體的振動。吳會超等[5]將車體等效成歐拉伯努利梁，建立車體與設備垂向耦合振動模型，研究了車下設備剛性懸掛與彈性懸掛對車體振動幅頻特性的影響，并建立了彈性車體與設備的剛柔耦合動力學模型，分析車下設備懸掛方式、重心偏載與彈性懸掛參數對車體振動響應的影響規律。Diana等[6]將車體考慮為彈性梁，研究客車的乘坐舒適性問題。曾京等[7]的研究表明，彈性車體下的平穩性指標大于剛性車體，其采用的半主動減振器能降低車體的加速度、位移和平穩性指標。張俊紅等[8]研究了動力總成的懸置位置對車體振動能量輸入的影響。康洪軍等[9]研究了高速檢測車車體與車下懸掛設備的耦合振動，確定了車下設備的最佳懸掛方案。楚永萍等[10]研究了地鐵轉向架與車體的耦合振動問題。李再幃等[11]對車輛-軌道系統垂向振動進行了時頻研究。 李磊等[12]研究了地鐵振動測試中功率譜異常現象的根源，提出了相應的解決措施。對于國內采用電力做動力源的列車，現有文獻大多側重于列車整車的乘坐舒適性、車體與轉向架及車下懸掛的無激勵源的設備與車體的耦合振動研究。對于采用柴油機作為動力源，帶動發電機發電的內燃動車的整車乘坐舒適性和動力包與車體耦合振動的研究還較少。

孟加拉鐵路電氣化水平低下，內燃動車是其鐵路客運的主要運輸方式之一。筆者采用仿真與實驗相結合的方法，對國內使用動力包結構的雙層隔振系統、出口孟加拉的內燃動車進行了整車平穩性研究。對動力包與車體之間的耦合振動進行了分析，提出了減小動力包與車體安裝位置處局部振動過大的解決措施。

1 模態理論

模態分析[13]可以確定結構的固有頻率和振型，模態分析的核心內容是確定結構振動的特征值問題。對于一個n自由度線性系統，振動微分方程為

(1)

模態是一個特定系統結構的固有特性，與外部的載荷條件無關，即作用力向量為0，忽略阻尼對系統的影響，可得

(2)

在一個系統自由振動時，結構上各點作簡諧振動，假設簡諧振動的方程為

(3)

由式(2)，(3)可得

(4)

自由振動時結構各節點的振幅不全為零，由式(4)得

(5)

式(5)為結構振動的特征值方程。根據線性代數可知，求解該問題可以求出n個特征值ω12，ω22，…，ωn2和相對應的n個特征向量。其中：φ1，φ2，…，φn特征值的平方根ωi正是結構的固有頻率；特征向量φi為結構對應于ωi的振型向量。

2 模型建立及模態計算

為了分析出口孟加拉內燃動車的整車平穩性以及動力包與車體之間的耦合振動問題，建立包括動力包在內的整車有限元模型。計算車體的固有振動特性，并與實驗測試結果對比，驗證模型的正確性。在此基礎上對動力包與車體的耦合振動特性和整車的平穩性進行分析。

2.1 動力包模型的建立

國內采用動力包結構形式的內燃動車，動力包通過二級隔振器安裝在車體下部，其他附屬設備剛性安裝在公共構架上，如圖1所示。柴油發電機組整體通過一級5個隔振器彈性安裝在公共構架上；空冷裝置與公共構架通過2個隔振器彈性連接；靜壓泵組與公共構架通過4個隔振器彈性連接。整個動力包與車體通過4個二級隔振器彈性連接，這組成了鐵路動力包的多子系統雙層隔振系統。

柴油機發電機組的剛度很大，相比隔振系統的模態頻率要大很多，利用有限元軟件Ansys建模時可建立為剛體[14]。具體建模方法為在柴油機和發電機質心位置處分別創建質量單元mass21，定義單元實常數來設置它們各自的質量和轉動慣量。它們之間的連接套采用體單元solid45劃分網格。一級隔振器通過設置三向彈簧combin14單元的實常數來模擬其剛度和阻尼。公共構架采用Shell63單元劃分網格，不同鋼板厚度可通過設置不同的單元實常數模擬。二級隔振器安裝位置的鑄鋼件用solid45單元劃分網格，由于節點數和自由度數目不同，故這兩處連接要使用Targe170和Conta175接觸單元。與公共構架上剛性連接的附屬裝置(如水箱和空濾器等)通過設置質量單元的實常數來模擬其質量，通過創建剛性區域模擬這些附屬裝置與公共構架之間的剛性連接。空冷裝置的建模與發電機組類似，二級隔振器的建模過程和一級隔振器類似，完成建模后的雙層隔振系統共有300 563個單元和334 764個節點，如圖2所示。

圖1 動力包模型圖Fig.1 The diagram of powerpack

圖2 動力包有限元模型Fig.2 Finite element model of power pack

2.2 白車體模型建立及模態計算

該碳鋼車體為全鋼焊接結構，由底架、側墻、端墻和車頂4部分焊接而成。根據碳鋼車車體的結構，利用有限元Ansys對車體進行離散，車體的梁和板全部采用殼單元shell181，定義殼單元的實常數來模擬車體各部分板材件的厚度。通過設置材料屬性，來劃分車體的有限元網格，建好的白車體的有限元模型如圖3所示，白車體總共有433 984個單元，414 803個節點。

圖3 白車體有限元模型Fig.3 Finite element model of car body

利用建立好的白車體的有限元模型，采用Block Lanczos模態計算方法計算白車體的固有頻率，并與白車體的激振模態實驗測試數據進行對比，振型圖如圖4所示。

圖4 白車體振型Fig.4 Vibration modes of car-body

2.3 整備車體模型建立及模態計算

碳鋼車車體下懸掛的設備包括制動集成系統、牽引變流器、燃油箱和冷卻器等。建模時使用質量單元mass21，通過定義單元的實常數，在各個設備質心位置建立質量單元來模擬各個設備的質量，與車體剛性連接的設備建模時創建設備質量點處的節點與車體安裝位置處的剛性區域來模擬。動力包雙層隔振系統與車體通過二級隔振器連接，建模時采用combin14彈簧單元，通過設置單元屬性模擬三方向的彈簧，通過定義實常數模擬隔振器的三向剛度，最終建立整備狀態下車體的有限元模型有736 408個單元，751 381個節點，如圖5所示。

根據建立好的整備狀態下的車體和動力包耦合模型，利用Block Lanczos模態計算方法計算系統的模態頻率，并與整備狀態下車體模態實驗進行對比。

圖5 動力包與車體的有限元模型Fig.5 Fem model of power pack and car body

3 車體模態實驗

對車輛進行整體結構模態實驗采用多點激勵方式，實驗系統由信號發生器、功率放大器、電磁激振器、阻抗頭、傳感器、信號采集與分析系統、工作站和專業模態分析軟件組成。系統的激振頻帶為1～80 Hz。實驗系統的激勵為2點協調激勵。系統軟件和傳感器裝置的標稱測試頻帶為0.5～500 Hz。按照TB/T 3115-2005要求，在白車體上選取7個特征截面能很好反映車體整體的振動形態。在7個截面上的4個頂點上各安裝1個內置ICP的壓電式加速度傳感器，測試每個測點的振動加速度，測點分布如圖6所示。

圖6 測點分布圖Fig.6 Measuring points distribution graph

測試車體垂向彎曲和車體菱形模態時，2個激振器同向正弦掃頻激勵，測試車體扭轉振動模態時2個激振器反向正弦掃頻激勵。實驗時設定激振力的大小，激勵信號的掃描頻率為0～80 Hz，掃描時間間隔為2 s，步進頻率為0.2 Hz。測定車體上各測點的加速度響應和阻抗頭的輸入力信號，記錄連續變化的激振力和加速度響應曲線。

測試完成后，對測試的加速度數據進行處理，提取車體的模態頻率及其對應的振型，白車體和整備車體的實驗和仿真模態頻率如表1和表2所示。

表1 白車體實驗與仿真模態頻率對比

Tab.1 The modal frequency comparison of car body Hz

白車體振型實驗頻率仿真頻率一階菱形15.6315.91二階垂彎17.8217.61三階扭轉20.5317.95

從表1看出，白車體菱形固有頻率與實驗相差0.278 9 Hz，相對誤差為1.8%；垂彎固有頻率與實驗相差0.208 5 Hz，相對誤差為1.2%；扭轉固有頻率相差2.578 3 Hz，相對誤差為12.56%。由于在建模過程中全部采用節點耦合方式，造成車體剛度偏大，而實際車體采用點焊焊接。研究表明,車體側墻板厚、剛度對車體模態影響顯著，通過調節側墻板的彈性模量來調節車體的模態頻率，使車體的垂彎模態和實驗模態基本接近，此時菱形模態頻率和實驗吻合。由于建模原因，仿真計算的白車體三階扭轉模態與實驗相差較大，而對列車舒適性影響最大的垂彎模態基本和實驗結果一致。這說明所建的白車體模型基本準確，可以為整備車體模型的建立提供基礎。

從表2看出，整備狀態下車體的計算頻率與實驗頻率基本吻合。相對測試頻率相對誤差分別為11.6%，6.3%和0.97%，驗證了所建模型的正確性,可以用該模型研究動力包與車體之間的耦合振動特性以及研究減小動力包激振力傳遞到車體的有效措施。

表2 整備車體實驗與仿真模態頻率對比

Tab.2 The modal frequency comparison of servicing car body Hz

整備車體振型實驗頻率仿真頻率一階垂彎13.8712.56二階扭轉16.8915.85三階彎曲18.6418.46

4 車輛運行平穩性指標

按照GB 5599-85要求[15]，在車體距1，2位心盤一側1 m的車體地板上選取2個測點(C3和C1)，測定車體的垂向和橫向加速度，如圖7所示。

圖7 車體測點位置Fig.7 The measuring points locations of car body

為了確定動力包的振動是否傳遞到車體，在動力包安裝位置區域離檢修孔位置1 m的地方布置了測點C2。測點的加速度傳感器量程為1g，該平穩性指標是在內燃動車以51 km/h的線路上運行時的測試結果。車輛運行平穩性主要以車體的垂向、橫向振動加速度的最大值以及相應的平穩性指標評價。計算公式為

(6)

其中：Wi為平穩性指標；Ai為振動加速度(g)；fi為振動頻率(Hz)；F(fi)為頻率修正系數。

平穩性指標：W<2.5屬優級；2.5

圖8 測點C1加速度Fig.8 Accerlation of measuring point C1

位置一位端C1二位端C3橫向1.641.89垂向1.731.50

5 減小局部振動的影響因素分析

從測試結果可以看出，整車的平穩性指標屬于優級，但在動力包懸掛位置區域車體的垂向振動C2測點的加速度值相對于測點C1,C3將近大一個數量級。安裝動力包的車體區域存在局部振動過大問題。針對該問題，從車體安裝動力包位置區域局部加大剛度和車體地板鋪設隔振器剛度的合理取值兩方面來研究減小局部振動的措施。

表4 測試與仿真的頻譜幅值

Tab.4 The amplitude of testing and simulation g

C1橫向/垂向C2橫向/垂向C3橫向/垂向測試0.00110.00230.00190.0110.00230.0010仿真0.00380.00150.00340.0140.00310.0031

內燃動車平穩性指標測試時，柴油機運行轉速為820 r/min。理論計算可知該類型的柴油機3.0階傾倒力矩最大，達到了3 535.43 Nm。對有限元模型施加3.0階的傾倒力矩，在整備車體的動力包有限元模型上距離柴油機曲軸0.5 m對稱位置的兩個節點上施加方向相反的3 535.43 N的簡諧力，頻率為41 Hz。仿真完成后提取相應測點的加速度時域曲線，經過快速傅里葉變換，取實部和虛部的模，得到41 Hz頻率下的測試和仿真的頻譜幅值如表4所示。可以看出，實驗測試的頻譜幅值和仿真計算的頻譜幅值基本吻合，C2測點測試與仿真的垂向振動頻譜幅值分別為0.011g和0.014g，C1點的測試與仿真的垂向振動頻譜幅值分別為0.002 3g和0.001 5g，C3點的測試與仿真的橫向振動頻譜幅值分別為0.002 3g和0.003 1g，基本相等。C1點、C2點橫向和C3點的垂向幅值相差較遠，這是因為考慮到建模的復雜程度，整備車體中的座椅、扶手和立柱等附件采用質量單元固結在車體的相應位置、改變了系統的剛度和阻尼，導致C1點、C2點橫向和C3點的垂向仿真幅值整體上大于測試的幅值,但C2測點在垂向的幅值基本相等。這驗證了所建立的有限元模型的準確性，可以用來分析車體局部振動過大的影響因素和改進措施。

5.1 車體局部大剛度

為了減小動力包安裝位置處的局部振動，車體在動力包的安裝位置處加大了剛度，此處車體兩底U形邊梁的厚度從8 mm增加到16 mm，同時也加裝了4條橫梁，并在局部用加強筋進行加強，以增加動力包安裝位置處的剛度。

圖9為車體局部加大剛度前后C2測點的垂向加速度和橫向加速度時域曲線。可以看出，車體局部加大剛度后，C2測點的垂向加速度有所增加，橫向加速度有所減小。車體局部增大剛度后，垂向振動加速度的有效值從0.005 2g增加到了0.006 1g，垂向振動略有增加，橫向振動加速度的有效值從0.004 6g減小到0.004 4g。

圖9 剛度加大前后的C2點加速度Fig.9 The accerlation of C2 before and after increasing stiffness

5.2 車體地板隔振器

測試發現，車體動力包安裝位置局部振動過大，為了減小局部振動，在安裝動力包位置上方區域的地板上鋪設隔振器。人體對垂向振動的敏感頻率為4～8 Hz，橫向振動的敏感頻率為1～2 Hz，考慮到動力包怠速運行時的基頻為14 Hz，隔振器的垂向振動頻率取11 Hz左右，以避開人體敏感頻率和動力包怠速運行時的基頻。圖10為車體地板鋪設隔振器前后C2測點的垂向和橫向振動加速度時域曲線。可以看出，在車體振動劇烈的位置鋪設隔振器后，局部振動顯著減小。橫向振動加速度的減小更為明顯。垂向振動加速度的有效值從0.006g減小到0.002g，橫向振動加速度的有效值從0.004 4g減小到0.000 77g。

圖10 鋪設隔振器前后的C2點加速度Fig.10 The accerlation of C2 before and after installing isolator

6 結 論

1) 測試與仿真結果表明，筆者研究的內燃動車平穩性指標屬于優級，動力包雙層隔振系統與車體不存在振動耦合，動力包雙層隔振系統設計合理。

2) 內燃動車碳鋼車體在動力包安裝位置處加大了剛度，車體局部剛度的增加有利于減小橫向振動，垂向振動略有增加。

3) 對于在動力包安裝位置存在局部振動過大問題，在車體安裝動力包位置鋪設隔振器能顯著減小車體的局部垂向和橫向振動。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.04.020

國家自然科學基金青年基金資助項目(51405396)；中央高校基本科研業務費專項資金資助項目(XDJK2014B010)

2014-11-06；

2015-01-12

TH692.9； TB535

孫玉華，男，1983年5月生，講師。主要研究方向為車輛振動控制。曾發表《質心位置偏移對隔振系統解耦度的影響》(《內燃機工程》2014年第35卷第5期)等論文。

E-mail: syh240@163.com