子系統(tǒng)對(duì)動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)隔振性能影響*

陳 俊， 閆 兵， 孫梅云， 時(shí)威振， 魯志文， 董大偉

(1.西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 成都，610031) (2.唐山軌道客車有限公司 唐山，063000)

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子系統(tǒng)對(duì)動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)隔振性能影響*

陳 俊1， 閆 兵1， 孫梅云2， 時(shí)威振1， 魯志文1， 董大偉1

(1.西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 成都，610031) (2.唐山軌道客車有限公司 唐山，063000)

目前對(duì)帶子系統(tǒng)的動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)子系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)的研究甚少。針對(duì)這一現(xiàn)狀，筆者采用試驗(yàn)的方法，分別研究了某型內(nèi)燃動(dòng)車動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)子系統(tǒng)各隔振參數(shù)(隔振器總剛度、阻尼、隔振器剛度比)對(duì)其隔振性能及動(dòng)態(tài)特性的影響。研究結(jié)果表明，將子系統(tǒng)設(shè)計(jì)成雙層隔振主系統(tǒng)的動(dòng)力吸振器，能使動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)常規(guī)工況和停機(jī)或啟動(dòng)工況皆具備優(yōu)良的隔振性能，并且隔振系統(tǒng)在子系統(tǒng)隔振器參數(shù)取較小的剛度，適當(dāng)大的阻尼和合適的剛度比時(shí)能取得較好的隔振效果。

子系統(tǒng)； 內(nèi)燃動(dòng)車動(dòng)力包； 雙層隔振系統(tǒng)； 隔振性能

引 言

作為內(nèi)燃動(dòng)車的動(dòng)力源，同時(shí)也是主要的激振源之一，車用柴油發(fā)電機(jī)組動(dòng)力總成通常以動(dòng)力包的形式，采用雙層隔振方式懸掛于車體底部。較之典型的雙層隔振系統(tǒng)而言，動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)最主要的特點(diǎn)在于除了1，2級(jí)主系統(tǒng)外還在中間構(gòu)架上彈性安裝了一個(gè)本身不帶激勵(lì)源的子系統(tǒng)?；仡欕p層隔振理論和技術(shù)的發(fā)展史，許多學(xué)者從不同的角度作了大量的研究，提出了許多有借鑒意義的結(jié)論[1-4]。國(guó)外動(dòng)力包發(fā)展地已較為成熟，并且廣泛應(yīng)用于鐵道車輛、船舶等諸多領(lǐng)域。但該項(xiàng)技術(shù)還沒有得到廣泛的傳播，很少見到有關(guān)動(dòng)力包雙層隔振的研究和報(bào)道。目前，動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的隔振技術(shù)還在初步探索和應(yīng)用階段，帶無源子隔振系統(tǒng)的雙層隔振系統(tǒng)隔振設(shè)計(jì)的相關(guān)文獻(xiàn)還較少。文獻(xiàn)[5]研究了運(yùn)載火箭及其子系統(tǒng)的隔振設(shè)計(jì)，但并沒有深入探討兩者間的耦合振動(dòng)特性。文獻(xiàn)[6]給出了當(dāng)質(zhì)量比小于0.1時(shí)，子系統(tǒng)對(duì)主系統(tǒng)隔振性能無影響可忽略不計(jì)的結(jié)論。基于此，孫玉華等[7-10]將主系統(tǒng)與子系統(tǒng)單獨(dú)進(jìn)行隔振設(shè)計(jì)，從解耦優(yōu)化和模態(tài)匹配的角度，對(duì)國(guó)內(nèi)首次采用的動(dòng)力包進(jìn)行了較為系統(tǒng)的研究和相關(guān)的試驗(yàn)測(cè)試，取得了不錯(cuò)的效果。文獻(xiàn)[11]研究了子系統(tǒng)對(duì)雙層隔振主系統(tǒng)固有特性的影響規(guī)律，并給出了子系統(tǒng)設(shè)計(jì)的幾點(diǎn)建議。但目前尚缺少子系統(tǒng)對(duì)主系統(tǒng)隔振性能及動(dòng)態(tài)特性方面的研究，尤其是這方面的試驗(yàn)研究。

基于以上情況，筆者將以出口阿根廷內(nèi)燃動(dòng)車動(dòng)力包為研究對(duì)象，系統(tǒng)地研究子系統(tǒng)各隔振參數(shù)(隔振器總剛度、阻尼、隔振器剛度調(diào)配)對(duì)雙層隔振系統(tǒng)隔振性能的影響，旨在為動(dòng)力包子系統(tǒng)參數(shù)的設(shè)計(jì)提供參考。

1 動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性分析

動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)如圖1所示，其中柴油機(jī)和發(fā)電機(jī)通過連接套剛性連接構(gòu)成雙層隔振系統(tǒng)的1級(jí)主系統(tǒng)，通過5個(gè)1級(jí)隔振器安裝于構(gòu)架上。構(gòu)架和剛性安裝于其上的水箱、空濾、消音器等構(gòu)成雙層隔振系統(tǒng)的2級(jí)主系統(tǒng)，通過4個(gè)2級(jí)隔振器安裝于基礎(chǔ)上。散熱器通過4個(gè)隔振器安裝于構(gòu)架上構(gòu)成雙層隔振系統(tǒng)的子系統(tǒng)。

圖1 力包雙層隔振系統(tǒng)實(shí)物圖Fig.1 Physical diagram of powerpack double-layer isolation system

以柴油發(fā)電機(jī)組的質(zhì)心為原點(diǎn)，建立含子系統(tǒng)的雙層隔振系統(tǒng)的18自由度動(dòng)力學(xué)模型，如圖2所示。

圖2 內(nèi)燃動(dòng)車動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型Fig.2 Dynamic model of diesel railcar powerpack double-layer isolation system

圖2中：O,O1,O2,O3分別為參考坐標(biāo)原點(diǎn)和機(jī)組、中間構(gòu)架、散熱器的質(zhì)心；O-XYZ和(α,β,γ)為參考坐標(biāo)系及其慣性主軸；O1-x1y1z1,O2-x2y2z2,O3-x3y3z3和，(α1,β1,γ1),(α2,β2,γ2),(α3,β3,γ3)分別為機(jī)組、中間構(gòu)架和散熱器的局部坐標(biāo)系和慣性主軸；M0為柴油的傾倒力矩，方向?yàn)棣?向；(m1,m2,m3),(k1,k2,k3),(c1,c2,c3)分別為機(jī)組、中間構(gòu)架和散熱器的質(zhì)量、剛度和阻尼。

隔振器阻尼和剛度關(guān)系式[6]為

(1)

其中：η為橡膠隔振器的結(jié)構(gòu)阻尼比。

系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程[9]可寫成如下形式

(2)

式中的質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣均為18階方陣，與之對(duì)應(yīng)的加速度、速度、位移量也是18維的，具有下列形式

只考慮系統(tǒng)的強(qiáng)迫振動(dòng)的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，系統(tǒng)的解可設(shè)為u=Acosωt+Bsinωt，將其代入式(1)，則A，B可由式(3)求出

(3)

定義系統(tǒng)的力綜合傳遞率為隔振前后系統(tǒng)傳遞給基礎(chǔ)的總力之比

(4)

其中：Fi為與基礎(chǔ)相連第i個(gè)隔振器的三向力動(dòng)反力；Fsi為隔振器短路時(shí)第i個(gè)隔振器的三向力動(dòng)反力。

由式(3)求出二級(jí)隔振器的位移，進(jìn)而根據(jù)隔振器剛度、阻尼和激振頻率，分別求出動(dòng)力包在散熱器彈性安裝(隔振器取設(shè)計(jì)剛度)、剛性安裝和不安裝散熱器情況下的綜合傳遞率曲線如圖3所示。

從圖3中可以看出，散熱器剛性安裝時(shí)系統(tǒng)的共振峰較其他兩種情況向低頻移動(dòng)，系統(tǒng)高頻隔振性能略微提高。散熱器采用設(shè)計(jì)剛度時(shí)，構(gòu)架α2向模態(tài)對(duì)應(yīng)的共振峰往高頻移動(dòng)，但系統(tǒng)的高頻隔振性能基本不變。系統(tǒng)α1向(激振力方向)模態(tài)頻率對(duì)應(yīng)的共振峰，分化成兩個(gè)峰值相等的共振峰且峰值大幅度減小，系統(tǒng)低頻隔振性能大為提高。分析系統(tǒng)的模態(tài)能量分布情況可知，此時(shí)散熱器的y3向(橫向)模態(tài)對(duì)系統(tǒng)α1向模態(tài)起控制作用，散熱器充當(dāng)系統(tǒng)的動(dòng)力吸振器。此時(shí)，動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)既具備普通雙層隔振系統(tǒng)優(yōu)良的高頻隔振性能，又能克服傳統(tǒng)雙層隔振系統(tǒng)低頻隔振性能不足的缺點(diǎn)。此時(shí)，動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)常規(guī)工況(高頻)和停機(jī)或啟動(dòng)工況(低頻)皆具備優(yōu)良的隔振性能?？梢娮酉到y(tǒng)參數(shù)的合理設(shè)計(jì)，能很大程度地提高動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的綜合隔振性能。

2 試 驗(yàn)

2.1 測(cè)試系統(tǒng)

本次試驗(yàn)，基于比利時(shí)LMS公司的SCADAS測(cè)試系統(tǒng)完成的所有測(cè)試工作，該系統(tǒng)主要由朗斯三向加速度傳感器，LMS SCADAS測(cè)試系統(tǒng)，微機(jī)測(cè)試平臺(tái)組成。試驗(yàn)中機(jī)組、構(gòu)架和散熱器的振動(dòng)烈度測(cè)點(diǎn)皆根據(jù)鐵標(biāo)TB/T3164-2007進(jìn)行選取。為了分析系統(tǒng)的傳遞特性和隔振器的動(dòng)反力，在1，2級(jí)隔振器上下也布置了相應(yīng)的測(cè)點(diǎn)。圖4給出了散熱器、動(dòng)力包2級(jí)隔振器上、下，1級(jí)隔振上、下，和隔振器處測(cè)點(diǎn)的照片。

圖4 動(dòng)力包振動(dòng)測(cè)試照片F(xiàn)ig.4 Photos of vibration measurement test for powerpack

2.2 試驗(yàn)方案及工況

為了研究子系統(tǒng)各隔振參數(shù)對(duì)雙層隔振系統(tǒng)隔振性能及動(dòng)態(tài)特性的影響，確立了以下目標(biāo)：a.研究隔振器剛度對(duì)系統(tǒng)隔振性能及動(dòng)態(tài)特性的影響；b.研究隔振器阻尼對(duì)系統(tǒng)隔振性能及動(dòng)態(tài)特性的影響；c.研究隔振器剛度調(diào)配對(duì)系統(tǒng)隔振性能及動(dòng)態(tài)特性的影響。根據(jù)以上3個(gè)研究目標(biāo)，制定子系統(tǒng)的4種不同的剛度方案：①子系統(tǒng)按原設(shè)計(jì)方案安裝；②保持散熱器總剛度與方案①一致，將左右兩隔振器的剛度比由1∶1變?yōu)?∶1；③將方案②的隔振器結(jié)構(gòu)阻尼比由0.1增大到0.2；④將方案①的隔振器剛度增大到原來的兩倍。兩者的對(duì)應(yīng)關(guān)系如表1所示。

表1 研究目標(biāo)及剛度方案的對(duì)應(yīng)關(guān)系

本次試驗(yàn)柴油機(jī)的運(yùn)行工況完全模擬內(nèi)燃動(dòng)車各工況檔位及柴油機(jī)實(shí)際運(yùn)行工況，分別為1 000，1 200，1 400，1 650，1 800 r/min 5個(gè)穩(wěn)定工況和柴油機(jī)900 r/min怠速停機(jī)工況，一共6個(gè)工況。

3 試驗(yàn)結(jié)果分析

通過以上分析可知，本次試驗(yàn)所用動(dòng)力包除了具備良好的高頻隔振性能，能較好地隔離柴油發(fā)電機(jī)組常規(guī)工況的激振力；還具備較好地低頻隔振性能，能較好地隔離柴油發(fā)電機(jī)組在停機(jī)工況的激振力。基于動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的以上隔振特性，本次試驗(yàn)將分別在這兩種工況下展開，以求更加全面客觀地反映子系統(tǒng)各隔振參數(shù)對(duì)雙層隔振系統(tǒng)隔振性能的影響。本次試驗(yàn)，各測(cè)點(diǎn)采集的原始數(shù)據(jù)均為測(cè)點(diǎn)處的加速度信號(hào)，采樣頻率為1 kHz，采樣時(shí)間為30 s。

3.1 子系統(tǒng)隔振器剛度對(duì)系統(tǒng)隔振性能的影響

子系統(tǒng)取不同剛度時(shí)動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)2級(jí)隔振器動(dòng)反力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化如圖5所示。從圖中可以看出當(dāng)子系統(tǒng)隔振器剛度增大時(shí)，在轉(zhuǎn)速低于1 800 r/min的工況系統(tǒng)動(dòng)反力變大，隔振性能變差，此時(shí)，子系統(tǒng)剛度的增大會(huì)使構(gòu)架在激振力方向(α2)當(dāng)量扭轉(zhuǎn)剛度增大，模態(tài)共振峰向高頻移動(dòng)，高頻隔振性能變差。兩種剛度方案，在1 000～1 600 r/min的區(qū)間內(nèi)動(dòng)反力隨轉(zhuǎn)速變化的趨勢(shì)一致，而轉(zhuǎn)速在900和1 800 r/min附近時(shí)動(dòng)反力隨轉(zhuǎn)速變化的趨勢(shì)正好相反，這是因?yàn)閮煞N方案下系統(tǒng)在以上兩個(gè)轉(zhuǎn)速工況附近的運(yùn)行模態(tài)振型不同的原故。由圖6可知，在發(fā)動(dòng)機(jī)常規(guī)工況子系統(tǒng)隔振器剛度的變化對(duì)機(jī)組振動(dòng)烈度的影響較小，而對(duì)散熱器本身的振動(dòng)烈度影響較大，增大散熱器隔振器剛度，散熱器振動(dòng)烈度變大。對(duì)比構(gòu)架和散熱器的振動(dòng)烈度可知，取小剛度時(shí)隔振器能更好地隔離構(gòu)架傳遞給散熱器的振動(dòng)，這可以通過單自由度位移傳遞率曲線來解釋。散熱器與構(gòu)架振動(dòng)烈度隨轉(zhuǎn)速變化的趨勢(shì)基本一致，這是因?yàn)樵诎l(fā)動(dòng)機(jī)常規(guī)工況激振力的頻率位于動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的過共振區(qū)，此時(shí)構(gòu)架局部結(jié)構(gòu)振動(dòng)對(duì)振動(dòng)烈度貢獻(xiàn)量較小，系統(tǒng)整機(jī)振動(dòng)振幅大小基本隨激振力頻率單調(diào)變化。圖7為柴油發(fā)電機(jī)組停機(jī)工況下動(dòng)力包各級(jí)系統(tǒng)3.0階位移振幅曲線。從圖中可以看出，與預(yù)測(cè)相符機(jī)組、構(gòu)架的位移振幅在200 r/min(10 Hz)左右各有一個(gè)幅值較小的共振峰。散熱器第1個(gè)峰值較小，第2個(gè)峰則非常大，說明在系統(tǒng)頻率接近第2個(gè)峰值頻率時(shí)，由機(jī)組輸入的很大一部分振動(dòng)能量轉(zhuǎn)移到了子系統(tǒng)，從而減弱了構(gòu)架(2級(jí)主系統(tǒng))的振動(dòng)，同時(shí)也間接的抑制了機(jī)組的振動(dòng)(1級(jí)主系統(tǒng))，子系統(tǒng)充當(dāng)雙層隔振主系統(tǒng)的動(dòng)力吸振器。增大子系統(tǒng)隔振器剛度，子系統(tǒng)不再能對(duì)主系統(tǒng)起到吸振作用，1，2級(jí)主系統(tǒng)最大峰值增大，子系統(tǒng)最大峰值減小。

圖5 2級(jí)隔振器動(dòng)反力對(duì)比Fig.5 Comparison of the second stage isolator reaction force

圖6 動(dòng)力包各部件振動(dòng)烈度對(duì)比Fig.6 Comparison of vibration intensity of powerpack parts

圖7 動(dòng)力包各部件停機(jī)工況3.0階位移振幅曲線對(duì)比Fig.7 Comparison of 3.0 order displacement amplitude in shutdown condition

3.2 子系統(tǒng)隔振器阻尼對(duì)系統(tǒng)隔振性能的影響

隔振器阻尼是影響隔振系統(tǒng)隔振性能的一個(gè)重要參數(shù)，在多自由耦合隔振系統(tǒng)中，隔振器阻尼參數(shù)不僅能影響系統(tǒng)響應(yīng)的幅值和相位，還能影響系統(tǒng)的振型。圖8給出了子系統(tǒng)隔振器取兩種結(jié)構(gòu)阻尼比時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)常規(guī)工況下2級(jí)隔振器的支反力對(duì)比。從圖中可以看出，在低轉(zhuǎn)速時(shí)(小于1 000 r/min)增大隔振器阻尼能有效地減小2級(jí)隔振器的動(dòng)反力提高系統(tǒng)的隔振性能。而在高轉(zhuǎn)速時(shí)(大于1 400 r/min)，因?yàn)橄到y(tǒng)大阻尼時(shí)系統(tǒng)高頻隔振性能差的原故，增大阻尼反而會(huì)使動(dòng)反力變大，隔振性能變差。動(dòng)力包各部件在發(fā)動(dòng)機(jī)常規(guī)工況的振動(dòng)烈度隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化曲線，如圖9所示。從圖中可以看出，子系統(tǒng)阻尼變化對(duì)機(jī)組在發(fā)動(dòng)機(jī)常規(guī)工況的振動(dòng)烈度影響不大，而對(duì)散熱器本身的振動(dòng)烈度存在較大影響。子系統(tǒng)隔振器阻尼的增加，會(huì)增大構(gòu)架的振動(dòng)烈度，但同時(shí)又會(huì)使自身的振動(dòng)烈度變小。兩種阻尼下，散熱器和構(gòu)架振動(dòng)烈度隨轉(zhuǎn)速變化的趨勢(shì)基本一致，大阻尼時(shí)最大峰值出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速較低的工況，這是因?yàn)樽枘岬脑龃笫垢粽裣到y(tǒng)振型發(fā)生改變且固有頻率變低的原故。圖10為柴油發(fā)電機(jī)組停機(jī)工況下動(dòng)力包各級(jí)系統(tǒng)3.0階位移振幅曲線。從圖中可以看出，阻尼的變化對(duì)機(jī)組位移振幅影響不大，但能有效地減弱散熱器本身和構(gòu)架在機(jī)組停機(jī)工況的振幅，其原因是系統(tǒng)在低頻大阻尼的情況下具有較好的隔振性能。

圖8 2級(jí)隔振器動(dòng)反力對(duì)比Fig.8 Comparison of the second stage isolator reaction force

圖9 動(dòng)力包各部件振動(dòng)烈度對(duì)比Fig.9 Comparison of vibration intensity of powerpack parts

圖10 動(dòng)力包各部件停機(jī)工況3.0階位移振幅曲線對(duì)比Fig.10 Comparison of 3.0 order displacement amplitude in shutdown condition

3.3 子系統(tǒng)隔振器剛度調(diào)配對(duì)系統(tǒng)隔振性能的影響

子系統(tǒng)隔振器之間剛度的比例關(guān)系(隔振器剛度調(diào)配)，決定了子系統(tǒng)本身的解耦度以及其與主系統(tǒng)的耦合程度和耦合關(guān)系。圖11給出了隔振器剛度取兩種不同比例的情況下，2級(jí)隔振器支反力，在柴油機(jī)常規(guī)工況下的對(duì)比。由圖可知，調(diào)整隔振器剛度比后，2級(jí)隔振器動(dòng)反力在柴油機(jī)常規(guī)工況下皆有所增大，系統(tǒng)隔振性能變差，這是因?yàn)楦淖儎偠缺仁瓜到y(tǒng)綜合解耦度變差耦合振動(dòng)更為強(qiáng)烈的緣故。圖12為動(dòng)力包各部件停機(jī)工況3.0階位移振幅曲線，由圖可知?jiǎng)恿Π鞑考?0 Hz(200 r/min)附近的兩個(gè)峰值相差較大，散熱器不能起到較好的吸振作用，其在200 r/min附近的振幅也相應(yīng)有所減小，究其原因是因?yàn)楦粽衿骷庸ふ`差導(dǎo)致散熱器隔振器剛度略有偏大。并且因?yàn)橄到y(tǒng)綜合解耦度變差，各部件在發(fā)動(dòng)機(jī)停機(jī)工況的振動(dòng)與設(shè)計(jì)方案相比更為劇烈。隔振系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)常規(guī)工況的振動(dòng)烈度隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化曲線，如圖13所示。從圖中可以看出，散熱器隔振器剛度比的變化對(duì)機(jī)組振動(dòng)烈度的影響不大，但對(duì)散熱器本身和構(gòu)架的振動(dòng)烈度影響較大。調(diào)整隔振器剛度比后，散熱器解耦度變差，與機(jī)組和構(gòu)架的耦合更為嚴(yán)重，其振動(dòng)烈度也隨之變大。在調(diào)整隔振器剛度比后，構(gòu)架的約束模態(tài)發(fā)生了頻移，系統(tǒng)在90 Hz附近不再出現(xiàn)共振。觀察構(gòu)架2級(jí)隔振器處的位移振幅可知，與方案1不同，方案2在90 Hz(分別對(duì)應(yīng)900 r/min的6.0階次和1 800 r/min的3.0階次)的位移振幅與其他轉(zhuǎn)速工況6.0和3.0階次的位移振幅幅值相差較小。此時(shí)，構(gòu)架振動(dòng)烈度隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速單調(diào)遞增，但與方案1相比振動(dòng)烈度變化不大。

圖11 2級(jí)隔振器動(dòng)反力對(duì)比Fig.11 Comparison of the second stage isolator reaction force

圖12 動(dòng)力包各部件振動(dòng)烈度對(duì)比Fig.12 Comparison of vibration intensity of powerpack parts

圖13 動(dòng)力包各部件停機(jī)工況3.0階位移振幅曲線對(duì)比Fig.13 Comparison of 3.0 order displacement amplitude in shutdown condition

4 結(jié)束語

將散熱器子系統(tǒng)充當(dāng)動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的動(dòng)力吸振器，可使系統(tǒng)同時(shí)具備優(yōu)良的高頻隔振性能和較好低頻隔振性能。此時(shí)，動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)常規(guī)工況和啟停機(jī)工況皆具備優(yōu)良的隔振性能。在設(shè)計(jì)剛度的基礎(chǔ)上增大散熱器子系統(tǒng)隔振器剛度，2級(jí)隔振器動(dòng)反力和散熱器振動(dòng)烈度變大，機(jī)組振動(dòng)烈度基本不變，子系統(tǒng)不對(duì)主系統(tǒng)起減振作用，系統(tǒng)在停機(jī)工況振動(dòng)更為劇烈，隔振性能能變差。

增大散熱器子系統(tǒng)隔振器阻尼，能有效減小低轉(zhuǎn)速工況下二級(jí)隔振器的動(dòng)反力和散熱器的振動(dòng)烈度，但又會(huì)增大高轉(zhuǎn)速時(shí)的動(dòng)反力，增大構(gòu)架的振動(dòng)烈度，而對(duì)機(jī)組的振動(dòng)烈度影響不大。總體而言，適當(dāng)增大散熱器阻尼能提高動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的隔振性能。

增大子系統(tǒng)與主系統(tǒng)的耦合度，二級(jí)隔振器動(dòng)反力和散熱器振動(dòng)烈度變大，機(jī)組振動(dòng)烈度基本不變。系統(tǒng)在停機(jī)工況振動(dòng)更為劇烈，系統(tǒng)傳遞給基礎(chǔ)的支反力變大。總之，盡量提高散熱器除起吸振作用的模態(tài)以外的其他主方向模態(tài)與主系統(tǒng)的解耦度有利于提高動(dòng)力包雙層隔振系統(tǒng)的隔振性能。

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*國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51405399)

2015-03-09；

2015-04-30

10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2017.02.023

TH13； TB535

陳俊，男，1989年4月生，博士生。主要研究方向?yàn)檐囕v減振降噪關(guān)鍵技術(shù)。曾發(fā)表《子系統(tǒng)參數(shù)對(duì)雙層隔振系統(tǒng)固有特性的影響》(《振動(dòng)與沖擊》2015年第34卷第4期)等論文。 E-mail：chj20081498@163.com 通信作者簡(jiǎn)介：董大偉，男 1963年4月生，博士、教授、博士生導(dǎo)師。主要研究方向?yàn)檎駝?dòng)噪聲控制及聲振舒適性。 E-mail：Dongdaweiqianyin@163.com