中間構(gòu)架柔性對雙層隔振系統(tǒng)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(gòu)架柔性對雙層隔振系統(tǒng)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(gòu)架柔性對內(nèi)燃動力包雙層隔振系統(tǒng)隔振特性的影響規(guī)律，指導(dǎo)雙層隔振系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計，建立中間構(gòu)架的有限元模型并進行模態(tài)計算，通過與試驗?zāi)B(tài)對比，驗證有限元模型的正確性。在Adams中建立考慮中間構(gòu)架柔性的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學模型以及將中間構(gòu)架視為剛體的多剛體系統(tǒng)動力學模型。通過自由振動和掃頻分析，得到中間構(gòu)架柔性對雙層隔振系統(tǒng)隔振特性的影響規(guī)律。研究結(jié)果表明中間構(gòu)架柔性會使系統(tǒng)固有頻率及主模態(tài)方向解耦度減小，并使系統(tǒng)幅值響應(yīng)出現(xiàn)“移頻”、“增頻”現(xiàn)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(xiàn)。相關(guān)結(jié)論可為隔振設(shè)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(nèi)燃動力包；雙層隔振；剛?cè)狁詈希蛔杂烧駝?；掃頻分析

隨著動力機械功率和轉(zhuǎn)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(jīng)典單層隔振系統(tǒng)對于寬頻帶振動的隔離存在一定局限性，雙層隔振系統(tǒng)應(yīng)運而生，并在艦船、精密設(shè)備以及內(nèi)燃動車上得到廣泛應(yīng)用［1，2］。機組傳統(tǒng)雙層隔振設(shè)計中，一般將機組、中間質(zhì)量以及基礎(chǔ)視為剛體，忽略其在外部激勵作用下的變形，相關(guān)簡化在小功率、低轉(zhuǎn)速、輕載等情況下既能提高設(shè)計效率又能保證隔振效果。然而，隨著輕質(zhì)薄化結(jié)構(gòu)在機械制造領(lǐng)域的廣泛應(yīng)用以及相關(guān)設(shè)備朝著高速、重載、大功率方向發(fā)展，振動隔離中中間質(zhì)量及基礎(chǔ)的非剛性問題顯得日益突出并得到廣泛研究［3］。俞翔根據(jù)艦艇機械隔振系統(tǒng)的特點，結(jié)合柔性多體動力學理論，推導(dǎo)了柔性板基礎(chǔ)上的隔振系統(tǒng)的動力學模型［4］；孫梅云結(jié)合國內(nèi)首次研制的某型內(nèi)燃動車動力總成，對雙層隔振系統(tǒng)的隔振性能進行仿真和實驗研究，其中機組和中間構(gòu)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(chǔ)、構(gòu)架和其它部件動力耦合效應(yīng)的影響有關(guān)［5］。

在上述研究的基礎(chǔ)上，以某內(nèi)燃動車動力包的雙層隔振系統(tǒng)為研究對象，建立考慮中間構(gòu)架柔性的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學模型和將中間構(gòu)架視為剛體的多剛體系統(tǒng)動力學模型。通過仿真計算和理論分析，探究了中間構(gòu)架柔性對系統(tǒng)隔振特性的影響規(guī)律，力求為雙層隔振系統(tǒng)的隔振設(shè)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(tǒng)描述

圖1所示為一典型動力包雙層隔振系統(tǒng)模型。受車輛結(jié)構(gòu)及空間限制，柴油發(fā)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(gòu)架上。其中柴油發(fā)電機組通過5個一級隔振器與構(gòu)架彈性連接，空冷裝置與靜壓泵分別采用4個隔振器與構(gòu)架彈性連接，其余附屬裝置與構(gòu)架剛性連接，構(gòu)架通過4個二級隔振器吊裝在車體下方，構(gòu)成典型的雙層隔振系統(tǒng)。動力包各部件通過公用構(gòu)架有機組合為一個整體，受設(shè)備自身激勵及路面激勵的影響，系統(tǒng)振動具有多振源、寬頻帶、強耦合的特點。

2　剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學建模

2.1中間構(gòu)架有限元建模

建立動力包的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學模型，需首先建立精確的中間構(gòu)架有限元模型（此處采用Ansys與Hyper Mesh聯(lián)合仿真），獲取其模態(tài)中性文件。中間構(gòu)架主體采用整體箱型拼焊結(jié)構(gòu)，鋼板選用低合金高強度結(jié)構(gòu)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(wǎng)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(zhì)量，適合采用實體單元（Solid 185）劃分網(wǎng)格；油箱、膨脹水箱、消音器、濾清器等部件與構(gòu)架剛性連接，且相對構(gòu)架柔性效應(yīng)表現(xiàn)不明顯，實際建模過程中可采用質(zhì)量單元（Mass 21），通過設(shè)置其質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量來模擬相應(yīng)部件，質(zhì)量單元與中間構(gòu)架之間的連接可以通過創(chuàng)建剛性區(qū)域來實現(xiàn)。

2.2中間構(gòu)架有限元模型驗證

通過如圖2所示的中間構(gòu)架自由模態(tài)試驗驗證有限元模型精度。參照GB/T 11349.2-2006，借助TST 5916動態(tài)信號測試分析系統(tǒng)對中間構(gòu)架進行模態(tài)測試，確定其固有頻率及振型。根據(jù)頻率響應(yīng)函數(shù)計算方法，得到求和后的頻響函數(shù)如圖3所示。根據(jù)綜合頻響函數(shù)中穩(wěn)態(tài)點，提取中間構(gòu)架各階的固有頻率，并將對應(yīng)頻率下的振動形態(tài)描述成振型。

圖3　求和后的綜合頻響函數(shù)曲線

在Ansys中采用Block Lanczos模態(tài)提取方法對有限元模型進行模態(tài)計算，并將計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)進行對比。前3階模態(tài)振型如圖4所示。其中第1階為中間構(gòu)架扭轉(zhuǎn)振型，第2階為中間構(gòu)架菱形振型，第3階為中間構(gòu)架彎曲跟靜壓泵安裝座橫移振型，各階計算模態(tài)振型與試驗振型一致。表1所示為中間構(gòu)架前9階模態(tài)頻率的對比結(jié)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(jié)果表明，所建中間構(gòu)架有限元模型滿足建模精度要求，可以進行后續(xù)動力包雙層隔振系統(tǒng)建模及隔振特性分析。

圖4　中間構(gòu)架前3階模態(tài)振型對比

表1　計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)對比/Hz

2.3動力包雙層隔振系統(tǒng)建模

該動力包雙層隔振系統(tǒng)包括機組與構(gòu)架的一級隔振、構(gòu)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(tǒng)的影響會使系統(tǒng)自由度增加，耦合加劇，不利于研究構(gòu)架柔性對系統(tǒng)隔振特性的影響。文獻［6］探討了類似動力包中子系統(tǒng)參數(shù)對雙層隔振系統(tǒng)振動特性的影響規(guī)律。研究表明，子系統(tǒng)與機組的質(zhì)量比小于0.15時，其質(zhì)量對系統(tǒng)振幅的影響變化率小于10%。文中機組、空冷裝置、靜壓泵的質(zhì)量分別為2 575.9 kg、223.0 kg、55.0 kg，子系統(tǒng)與機組質(zhì)量比分別為0.0866、0.0214，均小于0.15，附屬裝置對系統(tǒng)振動影響較小，在分析構(gòu)架柔性對系統(tǒng)隔振特性的影響規(guī)律時可暫不考慮附屬裝置對系統(tǒng)的影響。故只針對柔性中間構(gòu)架與機組組成的雙質(zhì)量系統(tǒng)進行研究。

在中間構(gòu)架與機組的連接位置建立剛性區(qū)域，以便實現(xiàn)柔性體與剛性體的連接。將完善好的構(gòu)架有限元模型進行模態(tài)計算，通過Ansys與Adams接口導(dǎo)出模態(tài)中性文件（MNF文件），并將其導(dǎo)入Adams進行柔性體參數(shù)編輯，包括裝配位置、初始速度、阻尼的設(shè)置以及模態(tài)的縮減。柔性體編輯完成后，導(dǎo)入機組的剛體文件，并對其質(zhì)心、質(zhì)量、轉(zhuǎn)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(chuàng)建隔振器，賦值優(yōu)化后的剛度、阻尼。創(chuàng)建好的動力包雙層隔振系統(tǒng)動力學模型如圖5所示。

圖5　動力包雙層隔振系統(tǒng)動力學模型

3　雙層隔振系統(tǒng)隔振特性分析

3.1自由振動分析

在Adams中分別將中間構(gòu)架設(shè)置為剛體和柔體并進行自由振動計算，根據(jù)能量占比提取系統(tǒng)12階模態(tài)振型及固有頻率。圖6描述了在多剛體和剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)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(gòu)架。如β2表示中間構(gòu)架平搖?？梢钥闯觯簶?gòu)架柔性化以后，系統(tǒng)固有頻率整體減小，且隨著階數(shù)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(guān)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(gòu)架柔性對系統(tǒng)β2、y1模態(tài)方向?qū)?yīng)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(tǒng)固有頻率對比

表2描述了中間構(gòu)架柔性對系統(tǒng)主模態(tài)方向解耦度的影響?？梢钥闯觯褐虚g構(gòu)架柔性化處理后，主模態(tài)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(tài)方向系統(tǒng)解耦度降低，振動耦合加劇，系統(tǒng)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(gòu)架相比，后者主模態(tài)方向解耦度變化較大。以系統(tǒng)第11階模態(tài)為例，由系統(tǒng)解耦度可知，多剛體模型中存在x2-x1的耦合模態(tài)，解耦度分別為84.11、9.17；剛?cè)狁詈夏Ｐ椭虚g構(gòu)架前3階模態(tài)（解耦度分別為3.14、5.22、3.03）與系統(tǒng)剛體模態(tài)產(chǎn)生耦合，激發(fā)起x2-x1-α2耦合模態(tài)，解耦度分別為49.42、5.62、25.52。

表2　主模態(tài)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(zhuǎn)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(shè)置步長為2 000；在機組質(zhì)心位置、二級隔振器位置、機組及中間構(gòu)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(shè)置好求解參數(shù)后，通過Adams/ Vibration模塊分別對多剛體和剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)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(gòu)架二級隔振器處垂向速度的幅值響應(yīng)。可以看出：構(gòu)架柔性化以后，剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學模型的12個剛體振動模態(tài)依然明顯存在，但已和構(gòu)架的彈性振動模態(tài)有機地結(jié)合在一起，系統(tǒng)固有頻率及響應(yīng)幅值有了明顯的變化，具體表現(xiàn)在：

（1）剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學模型峰值響應(yīng)頻率較多剛體模型總體減小，出現(xiàn)了所謂的“移頻”現(xiàn)象，這主要是由于中間構(gòu)架柔性化以后，系統(tǒng)等效剛度減小引起的；

（2）中間構(gòu)架柔性化以后，低頻段（20 Hz以下）除了“移頻”現(xiàn)象外，系統(tǒng)剛體模態(tài)與中間構(gòu)架結(jié)構(gòu)模態(tài)耦合較弱，沒有明顯的“增頻”現(xiàn)象；高頻段（大于40 Hz）多剛體模型已無響應(yīng)峰值，但剛?cè)狁詈夏Ｐ皖~外增加了數(shù)個響應(yīng)峰值，出現(xiàn)了“增頻”現(xiàn)象，因該頻段峰值響應(yīng)頻率較高，初步推測為中間構(gòu)架結(jié)構(gòu)模態(tài)所致。中頻段（20 Hz～40 Hz）“移頻”、“增頻”現(xiàn)象同時出現(xiàn)，因中間構(gòu)架扭轉(zhuǎn)、菱形模態(tài)均出現(xiàn)在該頻段，初步推測為中間構(gòu)架結(jié)構(gòu)模態(tài)與系統(tǒng)剛體模態(tài)耦合作用的效果。

圖7　二級隔振器處垂向速度的幅值響應(yīng)

為驗證上述推測，并進一步分析其他點處的受迫振動響應(yīng)，進行如下分析：考慮到在其余參數(shù)不變的情況下，減小機組質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量后，它對中間構(gòu)架及雙層隔振系統(tǒng)的耦合影響變?nèi)?。當機組質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量趨于零時，一級隔振器剛度相對變大，機組與中間構(gòu)架近似為剛性連接，原來的雙質(zhì)量系統(tǒng)近似為單質(zhì)量系統(tǒng)，此時系統(tǒng)模態(tài)近似為中間構(gòu)架的約束模態(tài)，因此可以利用改變機組質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量的方法，從側(cè)面研究中間構(gòu)架模態(tài)在雙質(zhì)量系統(tǒng)模態(tài)中的作用。將剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)模型中機組質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量變?yōu)樵瓉淼?.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(gòu)架某一振動烈度評價點處垂向速度的幅值響應(yīng)。為便于觀察低頻段響應(yīng)特性，圖9給出了其0～40 Hz范圍內(nèi)的響應(yīng)。其中NO.1、NO.2分別表示機組在原有質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)下的多剛體模型和剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學模型，NO.3-NO.5分別表示機組質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量變?yōu)樵瓉?.1倍、0.01倍、0.001倍時的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)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(yīng)

圖9　振動烈度評價點處垂向振動速度的幅值響應(yīng)（0～40 Hz）

比較NO.1、NO.2可以看出：構(gòu)架柔性化以后，該點幅值響應(yīng)同樣出現(xiàn)了“移頻”、“增頻”現(xiàn)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(xiàn)；比較NO.1-NO.5可以看出：高頻段機組質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量的減小，只對系統(tǒng)響應(yīng)幅值的大小有影響，對峰值對應(yīng)頻率幾乎無影響，這說明高頻段的“增頻”現(xiàn)象主要是由構(gòu)架結(jié)構(gòu)模態(tài)主導(dǎo)的；中頻段NO.4、NO.5基本重合，且此時機組質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量趨于零，系統(tǒng)模態(tài)近似為中間構(gòu)架的約束模態(tài)（共三階），NO.3、NO.2隨著機組質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量增加，峰值頻率增多，模態(tài)愈發(fā)密集，耦合愈發(fā)嚴重，結(jié)合上節(jié)解耦度分析的結(jié)果，可從側(cè)面證明該頻段“移頻”、“增頻”是機組與中間構(gòu)架彈性模態(tài)耦合作用的結(jié)果。結(jié)合其它輸出通道的結(jié)果還可以看出，隨著機組質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量的增加，高頻段（尤其是160 Hz以上）速度響應(yīng)幅值減小。

4　結(jié)語

為定量分析中間構(gòu)架柔性對內(nèi)燃動力包雙層隔振系統(tǒng)隔振特性的影響規(guī)律，指導(dǎo)雙層隔振系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計，建立了中間構(gòu)架的有限元模型并進行模態(tài)計算，通過與試驗?zāi)B(tài)對比，驗證了有限元模型的正確性。利用導(dǎo)出的模態(tài)中性文件，在Adams中建立了考慮中間構(gòu)架柔性的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學模型以及將中間構(gòu)架視為剛體的多剛體系統(tǒng)動力學模型。通過掃頻及自由振動計算，得到了構(gòu)架柔性對雙層隔振系統(tǒng)固有特性的影響規(guī)律：

（1）中間構(gòu)架的柔性效應(yīng)會導(dǎo)致系統(tǒng)固有頻率減小，且隨著階數(shù)增加，誤差量大體呈上升趨勢。

（2）中間構(gòu)架的柔性效應(yīng)會使系統(tǒng)主模態(tài)方向解耦度降低，振動耦合加劇，系統(tǒng)隔振性能降低。

（3）相對于多剛體模型，考慮中間構(gòu)架柔性的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學模型在激勵作用下的響應(yīng)會出現(xiàn)“移頻”、“增頻”現(xiàn)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(xiàn)。

（4）隨著機組質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量的增加，高頻段（尤其是160 Hz以上）系統(tǒng)響應(yīng)幅值減小。

鑒于上述影響規(guī)律，在隔振設(shè)計時應(yīng)充分考慮基礎(chǔ)及中間構(gòu)架柔性，合理匹配中間構(gòu)架與機組質(zhì)量。低頻段可通過調(diào)節(jié)隔振器剛度等方法抵消“移頻”；中頻段可通過合理匹配系統(tǒng)模態(tài)，盡量避免主要激振力方向以及振動亟需控制方向模態(tài)落入該頻段；高頻段主要為柔性體結(jié)構(gòu)模態(tài)，可在中間構(gòu)架、基礎(chǔ)設(shè)計時對結(jié)構(gòu)進行總體優(yōu)化，在輕量化的同時盡可能提高其剛度。

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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(nèi)燃動力包振動與噪聲控制。

閆兵，男，碩士生導(dǎo)師。E-mail:yanbingwd@163.com