列车用柴油发电机组隔振系统隔振性能分析

唐琴，张立民，张庆刚，余建勇，班希翼

(1.西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，四川 成都 610031;2.中国北京车集团 唐山轨道客车有限责任公司 产品研发中心，河北 唐山 063035;3.郑州铁路局，河南 郑州 450052)*

0 引言

柴油发电机组(以下简称机组)是由柴油机、发电机、空气冷却装置、滤清器、消音器、静液压泵组等集成的动力源，机组与公共构架共同组成柴油机车的动力包.机组工作时由于柴油机活塞连杆机构的往复运动以及输出扭矩时形成的周期扭振等作用［1］，引起机组和附件的耦合振动.这种振动通过连接装置传递到车体，直接影响车辆的平稳性和乘坐舒适性，严重情况下会影响行车安全.为了减小车下设备振动对车体的影响，国内学者做了大量研究:于金朋等人通过仿真分析和实验模态参数识别的方法来确定合适的车下设备安装方式和位置［2］;范乐天提出过一种将撤下设备模块且弹性吊装的优化设计结构［3］;吴会超通过对比分析刚性与弹性两种不同的连接方式得出，弹性连接方式能够大大降低设备对车体振动的影响［4］.但是对于具有公共构架的动力包的双层隔振及振动传递问题却少有研究，但是机组隔振系统的隔振性能对该型出口动车的行车安全和乘坐舒适性有着不可忽略的影响，因此研究机组隔振系统的隔振性能意义重大.

1 机组隔振系统分析模型

1.1 隔振系统的组成

机组通过公共构架吊挂在车体底架上，机组与公共构架之间的连接属于一级隔振(5个隔振器)，公共构架与车体间的连接属于二级隔振(4个隔振器).试验时以基础台架代替车体底架，将机组悬挂于基础台架上，安装方式和隔振器分布如图1、图2所示.

图 2 中，1#、2#、3#、4#、5#为一级隔振器，1号、2号、3号、4号为二级隔振器.加速度传感器安装在每个一级隔振器对应位置的机组和公共构架以及各二级隔振器对应位置的台架上，以测试柴油机运行状态下的振动加速度响应.

图1 柴油发电机组安装方式示意图

图2 隔振器分布图

1.2 隔振性能计算

只考虑垂向运动时，机组双层隔振系统的运动微分方程为:

式中，m1为机组质量;m2为公共构架质量;x1为机组垂向位移;x2为构架垂向位移;k1，c1分别为一级隔振的刚度和阻尼;k2，c2分别为二级隔振的刚度和阻尼.

令激励力函数 f(t)=f0lmejωt，

可以推导出双层隔振系统的力传递率:

式中，ft(t)为传递到基础台架上的力.

由力传递率的表达式(2)可知:隔振系统两级隔振的刚度和阻尼、机组和公共构架的质量等物理参数以及外界激励的频率都会对系统的隔振性能产生影响.力传递率是最早的隔振效果评估指标［5］，但是不易通过测量得到，所以对于实际隔振效果的测定通常采用插入损失或振级落差来评定.

振级落差定义为被隔振设备振动响应的有效值与对应基础响应的有效值之比的常用对数的20倍［6］.振级落差越大，隔振效果就越好.图2所示的隔振系统，其速度振级落差的表达式为:

式中，vip为二级第i个隔振器附近台架的速度响应;via为一级第i个隔振器附近机组的速度响应.

振级落差的测量比较容易实现，也是实践中用得最多的.但是因为振级落差不能完全反应振动能量传递过程的真实情况，所以只能作为一种近似的评价指标［7］.

2 隔振系统的隔振性能分析

2.1 柴油机组隔振前后的振动衰减

在满足柴油发电机组悬挂系统刚性的条件下，对二级隔振器进行了更换，更换前后各隔振器的刚度值如表1所示.

表1 隔振器的垂向(Z向)刚度值

表2 机组的主要激扰频率

由于柴油发电机组的振动频率范围在10～1000 Hz之间，一般多用振动速度作为量标来评定其振动的程度［8-9］，因此可以通过对比更换隔振器前后机组、构架和基础台架的振动速度有效值来直观地反映振动衰减情况.

图3为柴油机稳定转速运行状态下，三组隔振系统中机组、构架和台架的垂向振动速度有效值与转速的关系曲线.从图3中的曲线趋势可以看出，机组和构架的振动速度随着柴油机转速的提高曾上升趋势，而台架的振动速度则随柴油机转速的提高呈微弱的减小趋势.机组的振动速度在整个柴油机转速范围内都明显大于构架的速度响应，而且构架的振动速度则明显大于基础台架，表明两组隔振器都起到了一定的减振作用，而且在转速大于1 500 r/min时，隔振系统的振动衰减能力明显大于低速运行状态.

对比不同隔振系统连接时机组的振动速度有效值发现，随着二级隔振器刚度的增大，机组的振动速度有效值也在增加，而且在只有单层隔振时达到最大.

2.2 隔振系统的振级落差

柴油发电机组的振动来源比较复杂，由多个频率成分组成，而隔振装置中各组成元件的阻抗特性也是随频率变化的，因此在各个频率下的隔振效果是各不相同的.所以需要用低阶主要干扰频率处的速度振级落差来表示隔振装置的隔振效果.

计算每种转速工况下各主要激扰频率下的振级落差，得到如图4所示的各组隔振系统振级落差与激扰频率之间的关系曲线.图4显示，在主要激扰频率段内，第三组隔振系统的振级落差均明显小于前两组;且在25 Hz、27.5 Hz和135 Hz处的振级落差小于零.

第一组和第二组隔振系统在15～75 Hz激扰频段内的振级落差值相差不大，但是在75～180 Hz的激扰频段内，第一组的振级落差值大于第二组.在整个激扰频段内，两组隔振系统的振级落差均大于零.

图4中各曲线的趋势表明，第一组和第二组隔振系统在67.5 Hz以上的高频激励下的振级落差值明显大于低频激励下的值.

3 结论

(1)随着柴油机转速的提高，机组的振动速度逐渐增大，隔振前后的振动衰减量也逐渐增大.即随着激励频率的增大，隔振效果更为明显;

(2)在柴油机转速范围内，单层隔振系统的隔振性能比双层隔振要差，而且在某些激扰频率处存在振动放大现象.两组双层隔振系统在主要激扰频率处的振级落差值都大于零，且在75～180 Hz激扰频段内的值大于20 dB，具有很好的隔振效果;但是第一组隔振器的隔振性能优于第二组，所以将机组安装到列车上时应采用第一组隔振器;

(3)隔振系统在高频段的隔振性能优于低频段的隔振性能;在满足系统刚性要求的前提下，刚度值较小的隔振系统的隔振性能优于刚度值较大的隔振系统.

［1］钱留华.基于多体动力学汽车动力总成隔振性能研究［D］.武汉:华中科技大学，2005.

［2］于金朋，余建勇，张立民.高速列车整备车体谐振分析［J］.大连交通大学学报，2011，32(6):9-13.

［3］范乐天，管全梅，高军，等.高速列车车下设备舱模块化弹性吊装设计［J］.大连交通大学学报，2012，33(6):23-26.

［4］吴会超，邬平波.车下设备悬挂刚度对车辆平稳性影响［J］.噪声与振动控制，2012(4):73-78.

［5］朱石坚，楼京俊，何其伟，等.振动理论与隔振技术［M］.北京:国防工业出版社，2008:269-270.

［6］严济宽，柴敏，陈小琳.振动隔离效果的评定［J］.噪声与振动控制，1997，1(6):22-30.

［7］李银川，方开翔.隔振器参数对船舶动力机械系统隔振性能的影响分析［J］.江苏科技大学学报，2006，20(5):10-13.

［8］严济宽.机械振动隔离技术［M］.上海:上海科学技术文献出版社，1985.

［9］余成波，何怀波，石晓辉.内燃机振动控制及应用［M］.北京:国防工业出版社，1997.