列車用雙層隔振系統(tǒng)隔振性能實驗

李開程，張立民，邱飛力，高　峰，于海然

（1.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031；2.唐山軌道客車有限公司，河北 唐山 063035）

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列車用雙層隔振系統(tǒng)隔振性能實驗

李開程1，張立民1，邱飛力1，高峰2，于海然1

（1.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031；2.唐山軌道客車有限公司，河北 唐山 063035）

摘要：為評估某內(nèi)燃動車組車下柴油發(fā)電機組的雙層隔振系統(tǒng)隔振效果，對系統(tǒng)進行臺架振動測試，根據(jù)加速度響應(yīng)信號進行頻域和時域傳遞特性分析，并結(jié)合振動評定指標(biāo)評價該系統(tǒng)的隔振性能。然后，對車體和機組雙層隔振系統(tǒng)進行模態(tài)實驗和模態(tài)匹配性分析。結(jié)果表明，該系統(tǒng)隔振性能良好，且不與車體發(fā)生耦合共振，隔振參數(shù)設(shè)計合理。最后，通過車輛線路運行試驗驗證了分析結(jié)果。

關(guān)鍵詞：振動與波；內(nèi)燃動車組；柴油發(fā)電機組；雙層隔振系統(tǒng)；隔振效果；模態(tài)匹配

某型號內(nèi)燃動車組采用吊掛至車底的柴油發(fā)電機組（以下簡稱機組）作為動力源，該機組由柴油機、發(fā)電機、冷卻裝置、濾清器、靜壓泵等組成。機組開機運行時噪聲大、振動劇烈，而振動經(jīng)過連接結(jié)構(gòu)傳遞到車體，直接影響車輛的乘坐舒適性和平穩(wěn)性[1]。為防止傳遞到車體振動過大從而惡化乘坐舒適性，選用帶中間質(zhì)量的雙層隔振系統(tǒng)來進行振動隔離是最適合的。機組通過隔振器與公共框架連接，機組與框架整體又通過隔振器與車體底架連接。而系統(tǒng)隔振參數(shù)的選取決定了振動傳遞特性、固有頻率、模態(tài)匹配特性，是隔振的關(guān)鍵[2]。本文主要目的是對試驗所得數(shù)據(jù)進行分析從而檢測機組雙層隔振系統(tǒng)隔振效果。通過臺架測試模擬了機組裝車后的工作狀態(tài)，基于所獲數(shù)據(jù)對其振動傳遞、隔振性能進行評價；然后由模態(tài)試驗獲取了車體、機組的模態(tài)參數(shù)，并進行模態(tài)匹配性分析；最終通過車輛實路運行試驗驗證了評價結(jié)果。此次試驗研究對獲取被試驗型號列車及機組雙層隔振系統(tǒng)在工作狀態(tài)下的實際振動特性有重要意義，對相關(guān)試驗的開展有一定的參考價值。

1　理論分析

1.1雙層隔振系統(tǒng)理論

圖1　系統(tǒng)簡化模型

系統(tǒng)可簡化為一個二自由度彈簧-阻尼-質(zhì)量振動系統(tǒng)，如圖1所示。其中m1為機組質(zhì)量，m2為公共框架質(zhì)量；k1、k2分別為一級、二級隔振器動剛度之和，c1、c2分別為一、二兩級隔振器阻尼系數(shù)。設(shè)機組運行產(chǎn)生的激勵力為f(t)。則系統(tǒng)振動方程如下設(shè)

設(shè)系統(tǒng)機組、框架頻域響應(yīng)X()ω為

1.2隔振效果評價指標(biāo)

力傳遞率是最有效的隔振效果評估指標(biāo)，但工程實際中難以測量，常用振級落差評定隔振效果[1–4]。振級落差定義為被隔振設(shè)備振動響應(yīng)有效值與對應(yīng)基礎(chǔ)響應(yīng)有效值之比的常用對數(shù)的20倍。按照振動響應(yīng)不同振級落差可分為加速度振級落差、速度振級落差和位移振級落差。

振級落差表達式為[4，5]

實際中加速度傳感器最常用，若要求得速度信息，需要通過積分運算，而這樣易引起誤差，故直接選用加速度振級落差為分析指標(biāo)。研究表明：單層隔振系統(tǒng)隔振效果通常能達到10 dB～20 dB[2]，而雙層隔振在減振、降噪及防沖擊等方面的性能優(yōu)于單層隔振系統(tǒng)，能達到35 dB以上的良好隔振效果[7]。在設(shè)備振動劇烈以及對振動噪聲指標(biāo)要求高時，采用雙層隔振系統(tǒng)能達到更好隔振效果。

2　系統(tǒng)運行試驗分析

2.1隔振系統(tǒng)組成

機組與公共框架之間、公共框架與車體底架之間用橡膠隔振器相連接。試驗中采用基礎(chǔ)臺架模擬車體底架，將機組懸掛于基礎(chǔ)臺架上如圖2所示。

圖2　機組安裝狀態(tài)示意圖

2.2試驗系統(tǒng)及測點

試驗設(shè)備包括LMS公司生產(chǎn)的數(shù)據(jù)采集分析設(shè)備（型號SCADAS 310）一臺；12個朗斯2 g三向加速度傳感器用于測量隔振前后的振動加速度；25 g大量程三向傳感器8個主要用于測量機組自身的振動加速度，以及位于一級隔振器機組端安裝座測點的振動加速度；一臺裝有LMS.Test.Lab采集分析軟件的筆記本工作站；以及若干信號導(dǎo)線。試驗中為分析隔振器的振動傳遞特性，在每個隔振器的上下安裝座各安裝一個加速度傳感器，如圖3中所示。

圖3　測試系統(tǒng)示意圖

將4個一級隔振器命名為1—1、2、3、4；四個二級隔振器為2—1、2、3、4。系統(tǒng)隔振器所在位置示意圖見圖4。

圖4　隔振器位置及編號

2.3試驗及分析

試驗過程中機組工作轉(zhuǎn)速保持在1 500 r/min左右，輸出功率分別為空載、6 kW、9 kW、12 kW、15 kW、18 kW、24 kW、30 kW、38 kW、45 kW和50 kW。每個工況保持1 min以便采集振動加速度時間歷程，采集系統(tǒng)采樣率設(shè)為1 024 Hz。為分析系統(tǒng)頻域傳遞特性，命名1—1隔振器上下安裝座為測點為1#、2#，2—1隔振器下方安裝座（基礎(chǔ)臺架端）的測點為3#，見圖4、圖5。

圖5　測點現(xiàn)場照片

機組在功率50 kW工況下工作，采集測點1#、2#、3#在穩(wěn)定時間段內(nèi)的垂向加速度時間歷程，截取穩(wěn)定的4 s時間歷程，通過分析軟件自帶的FFT工具計算得到對應(yīng)頻譜（分析帶寬390 Hz、頻譜分辨率0.1 Hz）見圖6。

圖6(a)所示測點1#振動加速度幅值達到了2.45 g，機組產(chǎn)生的振動能量主要集中在70 Hz～200 Hz頻率段，其中包括3個大峰值74 Hz（主要由柴油機3階傾倒力矩造成），148 Hz（主要由柴油機6階傾倒力矩造成），158 Hz（機組結(jié)構(gòu)振動）。由圖6(b)可知測點2#為振動加速度幅值為0.28 g，振動得到了衰減，頻譜幅值相對1#點大幅度降低，其中70 Hz～200 Hz主要峰值基本消失。二級隔振器對振動進一步衰減，測點3#的振動加速度幅值僅0.05 g。

將隔振器上下安裝座的平均振動幅值列于表1，

圖6　測點時間歷程和頻譜曲線

并結(jié)合式（6）和表1數(shù)據(jù)計算隔振系統(tǒng)Z、X、Y三個方向的振級落差如表2，發(fā)現(xiàn)被試雙層隔振系統(tǒng)的三向振級落差水平在37 dB左右，隔振系統(tǒng)對三向振動都起到了隔振作用。

表1　隔振前后平均振動幅度對比/g

表2　振級落差表/dB

命名從機組到隔振器1-i再到隔振器2-i，最后到基礎(chǔ)臺架的傳遞路徑為路徑i，i取1，2，3，4。在機組輸出功率變化的情況下，將各遞路徑振級落差變化示于圖7。

圖7　振級落差隨輸出功率變化圖

由圖7發(fā)現(xiàn)各路徑振動的振級落差隨功率變化有些波動，但總體趨于穩(wěn)定在35.6 dB到37.6 dB之間，路徑2振動衰減次于其他路徑，但仍高于35 dB，根據(jù)工程經(jīng)驗及參考文獻[2–7]表明在不同工作狀態(tài)下，雙層隔振系統(tǒng)能起到良好的隔振效果。同時，參考柴油機車車內(nèi)設(shè)備機械振動烈度評定方法GB5913-1986[8]，試驗中機組在正常工作下烈度Vrms在12.2 mm/s到14.9 mm/s之間，根據(jù)機械振動烈度評定表判定機組產(chǎn)生的振動劇烈程度屬在柴機組正常工作范圍內(nèi)（小于18.0 mm/s）[8]，機組自身的振動狀況得到保障。

3　模態(tài)試驗及模態(tài)匹配性分析

3.1模態(tài)試驗系統(tǒng)及方法

為了避免包括機組在內(nèi)的隔振系統(tǒng)在運行過程中，與車體發(fā)生耦合共振，則必須考慮模態(tài)匹配問題[9]。為獲取車體和機組的模態(tài)參數(shù)，進行了模態(tài)試驗。試驗中將車體分為7個截面，車體兩端面和前后轉(zhuǎn)向架作為重要關(guān)注部位選取4個截面。轉(zhuǎn)向架之間等間距選取3個截面，每個截面布置4個加速度傳感器[10]。對機組隔振系統(tǒng)在公共框架的關(guān)鍵位置布置了加速度傳感器。通過LMS.Test Lab Geometry建立幾何模型，如圖8所示。

圖8　系統(tǒng)建模

數(shù)據(jù)分析帶寬為512 Hz和譜線數(shù)設(shè)置，為2 048。根據(jù)采樣定理，采樣頻率至少為信號分析帶寬的2倍[11]，采樣頻率設(shè)置為1 024 Hz。采用快速正弦掃描法（0～50 Hz，步進0.1 Hz/s）。用兩激振器對車體一位端、二位端兩枕梁處一位側(cè)邊梁結(jié)構(gòu)進行同步激勵[3]，激勵工況包括兩激振器進行同相位激勵（垂彎工況）和兩激振器激勵相位相差180度（扭轉(zhuǎn)工況）；對于機組隔振系統(tǒng)，由于結(jié)構(gòu)和質(zhì)量相對較小，則利用單激振器對框架邊梁進行激勵。使用Test.Lab-Spectral Testing模塊對激勵過程各測點產(chǎn)生的加速度響應(yīng)時間歷程以及激振器輸出力信號進行實時采集。

3.2數(shù)據(jù)和提取模態(tài)

利用Test.Lab軟件自帶數(shù)據(jù)處理模塊，采用H1輸出噪聲估計模型計算得FRF[3]。利用Test.Lab Time MDOF生成基于FRF的穩(wěn)態(tài)圖進行模態(tài)參數(shù)提取。車體1階垂彎、機組沉浮模態(tài)振型及參數(shù)示于圖9。

圖9　模態(tài)振型

獲得的車體和機組系統(tǒng)綜合FRF曲線如圖10、圖11、圖12所示，并在圖中標(biāo)明共振峰值的頻率。

圖10　垂彎工況車體各測點對激勵力的綜合FRF

圖11　扭轉(zhuǎn)工況車體各測點對激勵力的綜合FRF

圖12　機組各測點對激勵力的綜合FRF

將50 Hz內(nèi)車體及機組結(jié)構(gòu)的模態(tài)頻率和振型示于表3、表4。

表3　車體模態(tài)參數(shù)表

表4　機組模態(tài)參數(shù)表

3.3結(jié)果分析匹配對比

由工程經(jīng)驗，車體的1階垂彎與車下彈性吊掛設(shè)備的沉浮、車體的1階菱形與吊掛設(shè)備的側(cè)滾可能發(fā)生耦合共振[10，12]。由表3、表4發(fā)現(xiàn)機組隔振系統(tǒng)沉浮固有頻率6.9 Hz避開了車體1階垂彎11.7 Hz，同時側(cè)滾固有頻率13.5 Hz也避開了車體1階菱形8.7 Hz。機組隔振系統(tǒng)的剛性模態(tài)頻率避開了車體低階彈性模態(tài)，彈性模態(tài)頻率沒有和車體固有頻率重疊或離得很近。從FRF曲線圖可知機組頻響最高峰值在于25 Hz～30 Hz之間，避開了車體20 Hz左右、31 Hz的頻響峰值。其結(jié)果表明機組在裝車后與車體不發(fā)生耦合共振。

圖13　整備車示意圖

4　實際運行驗證

理論上隔振效果以及模態(tài)匹配滿足要求后，可以獲得較好的實際使用效果，但還需進行線路運行試驗來驗證。將兩列頭車和一列中間車進行3列編組，其中中間車整備車示意圖如圖13所示。在試驗過程中采集了4種速度工況垂向振動傳遞相關(guān)數(shù)據(jù)如表5。

表5　隔振前后平均垂向振動幅度對比/g

試驗數(shù)據(jù)表明機組產(chǎn)生的振動通過雙層隔振系統(tǒng)得到了有效衰減，各工況振級落差依次為37.3 dB、36.2 dB、37.9 dB、36.2 dB。實際線路運行試驗機組雙層隔振系統(tǒng)隔振效果與臺架試驗一致。

5結(jié)　語

通過試驗研究得到如下結(jié)論：

（1）柴油發(fā)電機組50 kW工況下，通過1—1、2—1隔振器后，振動中的3階次、6階此等主要頻率成分都得到了有效衰減。時域加速度幅值從2.45 g降到了0.05 g。且通過分析發(fā)現(xiàn)此工況下隔振系統(tǒng)對三向振動的振級落差水平在37 dB左右；

（2）在機組不同輸出功率工況下，4條傳遞路徑的振級落差在35.6 dB到37.6 dB之間，高于35 dB，雙層隔振系統(tǒng)能起到良好的隔振效果。同時機組自身的振動烈度等級也在正常范圍內(nèi)；

（3）通過模態(tài)試驗獲取的50 Hz之內(nèi)的模態(tài)參數(shù)進行匹配性分析，結(jié)果表明車體-機組不會發(fā)生耦合共振，隔振參數(shù)設(shè)計合理；

（4）在機組隔振系統(tǒng)裝車后，進行了線路運行試驗，獲取了4個速度級的振動傳遞數(shù)據(jù)。分析后表明機組產(chǎn)生的振動通過雙層隔振系統(tǒng)得到了有效衰減，檢驗了臺架試驗和模態(tài)匹配分析結(jié)論。

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中圖分類號：TH113.1；TK417+127

文獻標(biāo)識碼：A

DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.020

文章編號：1006-1355(2016)01-0092-05+182

收稿日期：2015-08-29

作者簡介：李開程（1991-），男，四川成都人，碩士生，主要研究方向為高速列車振動模態(tài)與車體減振研究。E-mail:13881936434@163.com

通信作者：張立民（1960-），男，遼寧鐵嶺人，碩士生導(dǎo)師，研究員，主要研究方向為高速列車振動模態(tài)與車體減振研究。

Experimental Study on the Performance of Double-layer Vibration Isolation System of Trains

LI Kai-cheng1,ZHANG Li-min1,QIU Fei-li1, GAOFeng2,YU Hai-ran1;

(1.State Key Laboratory of Traction Power,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China 2.Tangshan Railway Vehicle Co.Ltd.,Tangshan 064000,Hebei China)

Abstract:The double-layer vibration isolation system is widely used for vibration isolation of diesel generator groups in internal combustion multiple units.To evaluate the performance of the isolation system,a bench test was executed.Based on the measurement data of the acceleration response signal,the features of the vibration transmission of the system in time and frequency domains were analyzed.Then,the operational vibration isolation performance was evaluated according to the vibration isolation standard.And the modal match feature between the body and the diesel generator group’s isolation system was analyzed based on the model test data.The results show that this isolation system works well and the coupling resonance does not appear.The vibration isolation parameters of the isolation system are reasonable.Finally,the analysis results were validated by an operation test in a real railway track.

Key word:vibration and wave;internal combustion multiple unit;diesel generator group;double-layer vibration isolation system;performance of vibration isolation;modal match