内燃动力包双层隔振系统设计研究

周强强

摘要：柴油机工作时，会产生较大激振力及激振力矩，针对于内燃动力包，倾倒力矩为其主要激振源。在激励源确定的情况下，如何有效控制内燃动力包自身振动，是内燃动车组设计过程中面临的重要任务。本文阐述了中车唐山公司某款内燃动力包的双层隔振设计，有效降低了机组振动传递至车辆。

关键词：内燃动力包；激振源；双层隔振；振动传递

0、引言

分散式内燃动车组因其编组灵活、适应性强、运营成本低，且不受电力输送影响，特别适用于短途支线铁路。从近几年已经执行和即将执行的订单中分析，国外铁路公司尤其发展中国家对内燃动车组的需求非常强烈。内燃动力包作为动车组的核心，其本身振动直接影响车辆的乘坐舒适性。

通常情况下，动力包集成了柴油发电机组、冷却装置、液压泵、水箱、消音器、空滤器、公用构架及管路等附件。作为主激励源的柴油发电机组通过一级隔振器安装至公用构架，冷却装置、液压泵等次要振动部件弹性或刚性的安装在公用构架。公用构架通过二级隔振器整体悬吊至车下，形成具有多个子系统和双层隔振的动力包结构。

一、双层隔振系统设计目标

柴油机在运行时不可避免地会产生振动，其振动会通过隔振器传递到公用构架，引起其他辅助设备的振动。冷却装置、液压泵作为冷却系统的重要组成部分，与构架同样弹性连接，液压泵与冷却风扇的旋转振动同样会传递至构架。若动力包的隔振系统设计不合理，部件之间可能会发生共振，降低乘坐舒适性，更为严重时会造成零件疲劳损伤，导致车辆丧失牵引或设备脱落，这将严重影响动车组的运行安全。

对双层隔振参数及机组的振动特性进行计算分析，目的是在掌握系统的隔振特性基础上，对隔振器刚度进行优化设计，做到隔振效率与系统稳定性间的平衡。设计目标主要如下：

（1）设计各个隔振器的参数，确保动力包关联部件之间不发生耦合共振，并且不与车体发生耦合共振；

（2）动力包各部件主要模态固有频率避开激励频率；

（3）在柴油发电机组振动烈度满足设计要求下，设计隔振器刚度和阻尼；

（4）确保动力包各隔振系统的静平衡。

二、双层隔振系统参数设计

双层隔振系统产生耦合振动的主要原因是由于机组、公用构架之间存在惯性耦合和弹性耦合，前者取决于机组、构架的重心位置和主惯性轴方向，后者取决于上、下两层弹性支撑的布置情况及系统间刚度的匹配关系。

柴油机与发电机通过钢制连接套连接在一起，形成柴油发电机组。机组与构架间设5个一级主隔振器；冷却装置与构架见设2个一级辅隔振器；液压泵与构架间设4个一级辅隔振器；整个动力包与车体间设4个二级隔振器。

图1 隔振器布置位置

受车下空间、设备接口等条件限制，隔振器安装位置往往不可调整，只能调整隔振器刚度，以使系统尽可能解耦，减少激振力向车体传递的有效途径。因此，一级和二级隔振器刚度的优化设计是重点。

1.一级主隔振器刚度设计

根据柴油发电机组隔振器安装位置可知其相对3个惯性轴都不对称，且1-1隔振器与其它隔振器在 z向上处于不同高度。若各隔振器选用相同刚度，6个自由度的振动模态将严重耦合，各方向振动的相互影响将恶化系统隔振性能。因此，需通过隔振器刚度的合理匹配，减小6个自由度的振动模态耦合和相互影响，优化系统隔性能。在这种复杂条件下，为提高解耦度并使机组保持平衡状态可将柴油发电机组隔振器分为三组，其中1-1隔振器与其它隔振器垂向高度不一致可将其单独分为一组，1-2与1-3分为一组，1-4与1-5分为一组。

在隔振器安装位置相对惯性轴不对称的情况下，设法做到相对惯性轴隔振器弹性（力）对称布置。根据一级隔振器相对柴油发电机组质心的位置，可直接求得3个隔振器的垂向刚度比例关系。

图2 一级隔振器相对柴油发电机组质心位置

按照拟选隔振器类型的刚度范围、安装限制（通常压缩量5~6mm）和隔振需要，控制机组垂向（z向）频率约8Hz，并结合机组总质量，得到隔振器垂向（z向）总刚度下限为6404N/mm。

隔振器3向刚度中，为降低主要激励（倾倒力矩）方向（α方向，绕x轴）的模态频率和耦合度，在隔振器z向刚度一定的情况下，应在y向选较小的刚度；而在x方向（列车运行方向），为提高柴油发电机组的稳定性，同时考虑到该方向没有重要激振力作用，应选较大的刚度。一级隔振器为柱形结构，参考该类隔振器3向刚度特性，一级隔振器三向刚度比例的初值选为：纵（x）：横（y）：垂（z）=1.67：0.8：1.0。

2.一级冷却装置隔振器刚度设计

在冷却装置长度方向的两端通过1-6和1-7两个条形隔振器与构架连接，每个条形隔振器设有两个安装点。根据条形隔振器特点及冷却装置质心相对隔振器位置，4个隔振器采用两组不同刚度，距离质心近的内侧隔振器（1-6a、1-7a）垂向刚度为外侧隔振器（1-6b、1-7b）的5倍，约1350N/mm。

3.二级隔振器刚度设计

在选择二级隔振器刚度时，应确保系统稳定性，在低频振动和冲击下避免单元的过度位移。二级隔振器的安装位置相对构架质心沿3个惯性轴都不完全对称，但相对x轴对称较好，相对y轴对称较差。为提高解耦度、保持机组静平衡和方便对隔振系统进行生产和维护，二级隔振器在y轴两侧分为2组，隔振器2-1和2-4刚度相等，隔振器2-2和2-3刚度相等，相对y轴弹性力对称。根据二级隔振器相对动力包质心位置，计算得出2-1和2-4隔振器与2-2和2-3隔振器刚度比值为0.52：1。二级隔振器采用楔型结构，根据隔振频率及动力包质量，二级隔振器垂向总刚度下限为11017N/mm。

隔振器3向刚度中，为降低主要激励（倾倒力矩）方向（α方向，绕x轴）的模态频率和耦合度，并兼顾动力包的稳定性主要激振力方向，在隔振器z向刚度一定的情况下，应在y向选较小的刚度；在x方向选较大的刚度。参考该类隔振器3向刚度特性，二级隔振器三向刚度比例初值选为：纵（x）：横（y）：垂（z）=1.22：0.22：1.0。

4.双层隔振系统隔振特性判定

根据上述方法，根据不同类型隔振器选取合理动静刚度比，计算得出各隔振器动刚度参数，并绘制在主要激振力方向（绕x轴）的传递率曲线、系统固有频率及振动能量分布等，以此判断系统在主要激振力方向是否产生共振。如图3可知，系统各峰值频率分别为3.7Hz、6.5Hz、7.3Hz、10.5Hz、25.1Hz、34.2Hz，有效避开了柴油机40Hz以上柴油机倾倒力矩主简谐成分，同时基本避开了柴油机中13.3Hz、15Hz、17.5Hz、20Hz、23.3Hz、27.5Hz、30Hz等激励成分。

同时，为评价隔振效果，根据激励源特性，对双层隔振系统进行强迫振动计算，并按照振动烈度计算公式计算出各个工况的振动烈度。结果表明振动烈度满足设计要求。

图3 主要激振力方向（绕x轴）的传递率曲线

表1 系统动反力与振动烈度

转速（r/min）	动反力（N）	机组
		振动烈度（mm/s）	振动烈度级
900	122.4	16.4	B
1050	59.1	12.9	B
1200	46.7	10.6	B
1400	81.7	8.5	B
1650	42.5	6.2	B
1800	25.9	5.6	B

结束语

本文阐述了某型内燃动车组动力包的双层隔振设计流程，确定了隔振器参数的设定方法及判定准则，可指导后续同类产品的设计。

参考文献：

[1]孙梅云，曾锐，孙玉华.内燃动车动力总成隔振性能分析[J].噪声与振动控制,2014,34(02):89-93.

[2]臧兰兰,彭志刚,李磊.内燃动车组车辆隔声降噪设计[J].铁道机车与动车,2021(11):1-5+10+61.

[3]孙玉华. 内燃动车动力包双层隔振设计方法研究[D].西南交通大学,2013.