基于剛?cè)狁詈系?HXN3司機(jī)室隔振系統(tǒng)多維度頻率響應(yīng)分析

第一作者 李春勝 男，博士生,教授，1987年生

基于剛?cè)狁詈系腍XN3司機(jī)室隔振系統(tǒng)多維度頻率響應(yīng)分析

李春勝1，曲天威2，羅世輝1，馬衛(wèi)華1

(1.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，成都610031; 2.大連機(jī)車車輛有限公司，遼寧大連116022)

摘要：針對HXN3型內(nèi)燃機(jī)車出現(xiàn)的司機(jī)室振動較大問題，展開司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)隔振性能分析。通過進(jìn)行HXN3機(jī)車司機(jī)室振動試驗，明確柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組作為振源的激勵特性和振動傳遞特性。建立將司機(jī)室視為彈性體的多維度隔振結(jié)構(gòu)動力學(xué)模型，計算該多維度(multi-dimension)隔振結(jié)構(gòu)關(guān)鍵位置的頻率響應(yīng)函數(shù)。進(jìn)一步分析HXN3機(jī)車司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)對于柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組高頻激勵的隔離效果。

關(guān)鍵詞：HXN3型內(nèi)燃機(jī)車；司機(jī)室；隔振；多維度頻率響應(yīng)函數(shù)；剛?cè)狁詈?/p>

基金項目：國家自然科學(xué)基金青年科學(xué)基金資助項目(51005190);中國博士后基金一等資助(2013M540715)

收稿日期：2013-10-09修改稿收到日期：2014-02-25

中圖分類號:TH212；TH213.3文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A

Multi-dimension frequency response analysis of a HXN3 locomotive cab based on rigid-flexible coupling theory

LIChun-sheng1,QUTian-wei2,LUOShi-hui1,MAWei-hua1(1. State Key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031,China;2. Dalian Locomotive and Rolling Stock Co.Ltd, Dalian 116022, China)

Abstract:Here, the vibration-isolation performance analysis of a HXN3 diesel locomotive cab isolation system was performed to solve the cab excessive vibration problem. A test was conducted to investigate the vibration of the HXN3 diesel locomotivecab. A multi-dimension cab vibration-isolation dynamic model was established considering the cab as an elastic body, and its vibration frequency response functions at several key positions were calculated. The vibration-isolation effects of the cab isolation system under the high-frequency excitations of the locomotive diesel-generator group were further analyzed.

Key words: HXN3 diesel locomotive; cab; vibration isolation; multi-dimension vibration frequency response function (FRF); rigid-flexible coupling

HXN3型內(nèi)燃機(jī)車是同類產(chǎn)品中最為節(jié)能環(huán)保的內(nèi)燃機(jī)車之一。該型機(jī)車的柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組直接固定于車體底架，在司機(jī)室與機(jī)車底架之間建立了樞軸支撐隔振系統(tǒng)(the pivot-mount isolation system)以降低柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組產(chǎn)生的高頻振動傳遞到司機(jī)室。

然而，在實際運營中，HXN3型內(nèi)燃機(jī)車出現(xiàn)了司機(jī)室振動較大的現(xiàn)象。針對這一問題，展開了相應(yīng)的分析研究。通過建立司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)的6維度動力學(xué)模型，推導(dǎo)出該隔振結(jié)構(gòu)頻率響應(yīng)函數(shù)矩陣，對司機(jī)室隔振系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行了初步的分析判斷。相關(guān)的分析過程、分析結(jié)果都進(jìn)行了探討[1]。

為了進(jìn)一步分析HXN3機(jī)車司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)的隔振性能；①通過分析HXN3型內(nèi)燃機(jī)車柴油機(jī)振動試驗結(jié)果，明確柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組作為振源的激勵特性和振動傳遞特性。②基于剛?cè)狁詈侠碚?將司機(jī)室視為彈性體情況下建立隔振結(jié)構(gòu)動力學(xué)模型。③計算考慮司機(jī)室為彈性狀態(tài)下司機(jī)室關(guān)鍵位置的頻率響應(yīng)函數(shù)，分析司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)對于柴油機(jī)發(fā)電機(jī)組高頻激勵的隔離效果。

1多維度頻率響應(yīng)分析原理

在研究隔振系統(tǒng)的隔振性能時，常常通過建立無維度單自由度模型(the non-dimension SDOF model)或無維度多自由度模型(the non-dimension MDOF model)計算相應(yīng)參數(shù)下的被隔振物體傳遞函數(shù)，以分析系統(tǒng)的隔振效果[2]。

文獻(xiàn)[3]建立了經(jīng)典的單自由度線性隔振系統(tǒng)模型，對該模型分別進(jìn)行了時域分析與頻域分析，并把被隔振物體絕對加速度與相對位移的有效折中作為優(yōu)化目標(biāo)，對隔振結(jié)構(gòu)進(jìn)行了參數(shù)優(yōu)化，并以傳遞函數(shù)(transmissibility)作為評價標(biāo)準(zhǔn)比較了優(yōu)化前后系統(tǒng)的隔振性能。

文獻(xiàn)[4]與文獻(xiàn)[5]分別通過建立單自由度、多自由度簡化模型，計算比較了采用線性阻尼(linear damping)與立方阻尼(cubic damping)兩種情況下，隔振系統(tǒng)的傳遞函數(shù)曲線。通過比較發(fā)現(xiàn)，對于采用立方阻尼的非線性隔振系統(tǒng)而言，增大阻尼可以在有效降低共振區(qū)傳遞函數(shù)幅值的同時，抑制隔振區(qū)傳遞函數(shù)的增大。分析表明，采用立方阻尼線性隔振系統(tǒng)中，可以有效的避免阻尼優(yōu)化造成的尾部效應(yīng)tail-effect，從而改善隔振系統(tǒng)的高頻隔振性能。

文獻(xiàn)[6]與文獻(xiàn)[7]針對一種采用負(fù)剛度(negative stiffness)機(jī)構(gòu)的車輛座椅隔振系統(tǒng)展開分析，建立了隔振系統(tǒng)單自由度模型，對該系統(tǒng)進(jìn)行了理論分析研究。研究表明，采用負(fù)剛度機(jī)構(gòu)后可以彌補(bǔ)線性隔振系統(tǒng)無法隔離低頻激勵的不足。負(fù)剛度系統(tǒng)示意圖(見圖1)。

圖1　采用負(fù)剛度結(jié)構(gòu)座椅隔振系統(tǒng)示意圖 Fig.1 Negative stiffness structure for seat

雖然無維度理想模型被廣泛使用，但還存在不足：

(2) 在無維度理想模型中，被隔振物體與激勵均只存在一個維度，因此只能分析單一激勵方向下隔振系統(tǒng)在該方向下的隔振效果。然而，就內(nèi)燃機(jī)車而言，無論是機(jī)車運行時輪軌相互作用產(chǎn)生的低頻激勵，還是柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組工作產(chǎn)生的高頻激勵都是6維度的，且機(jī)車司機(jī)室、車體、轉(zhuǎn)向架等均存在6個自由度，所以使用無維度理想模型，無法模擬多維度激勵-多維度輸出的情況。又，對于內(nèi)燃機(jī)車而言，振動的傳遞存在一定的耦合關(guān)系，而無維度理想模型，無法模擬振動傳遞過程中的耦合現(xiàn)象，因此影響了理論分析的準(zhǔn)確程度。現(xiàn)階段，對于考慮系統(tǒng)耦合關(guān)系的多維度激勵下的隔振效果分析的相關(guān)研究并不多。

(3) 在無維度理想模型中，將被隔振物體假設(shè)為剛體，將基礎(chǔ)假設(shè)為剛度無限大的平板，完全忽略了振動傳遞過程中被隔振物體與基礎(chǔ)的結(jié)構(gòu)形變。但在實際情況中，當(dāng)激勵頻率存在高頻成分時，就有可能造成系統(tǒng)產(chǎn)生結(jié)構(gòu)振動，影響理論分析的準(zhǔn)確性。對于彈性系統(tǒng)而言，很難通過方程表達(dá)系統(tǒng)的振動特性。文獻(xiàn)[8-9]通過把基礎(chǔ)簡化為簡單的伯努利-歐拉梁(Bernoulli-Euler beam)，分析了彈性基礎(chǔ)情況下，系統(tǒng)的隔振性能。通過計算隔振系統(tǒng)傳遞函數(shù)發(fā)現(xiàn)，考慮基礎(chǔ)為彈性后，被隔振物體傳遞率在高頻區(qū)域線產(chǎn)生新的共振峰值。說明，當(dāng)激勵頻率存在高頻成分時，有必要考慮結(jié)構(gòu)振動的隔振性能分析。

(4) 無維度理想模型只考慮隔振器的剛度與阻尼，完全忽略隔振器的質(zhì)量。然而，由于隔振器質(zhì)量的存在，會造成振動傳遞過程中出現(xiàn)駐波現(xiàn)象。文獻(xiàn)[10]、文獻(xiàn)[11]從理論分析的角度驗證了這種駐波現(xiàn)象的存在，并確定了影響駐波的三個關(guān)鍵參數(shù)：質(zhì)量比(mass ratio)、隔振器損失因子 (the loss factor in the isolator)以及無維度頻率(the non-dimensional frequency)，并通過試驗加以驗證。

綜上，為了彌補(bǔ)無維度理想模型的不足，建立一種可以考慮結(jié)構(gòu)振動的多維度動力學(xué)模型是十分必要的。通過對于隔振系統(tǒng)進(jìn)行多維度頻率響應(yīng)分析，可以更準(zhǔn)確評估系統(tǒng)的隔振性能。

將基于剛?cè)狁詈侠碚摚⒖紤]司機(jī)室為彈性情況下的HXN3司機(jī)室隔振系統(tǒng)動力學(xué)模型，計算多維激勵下司機(jī)室的頻率響應(yīng)函數(shù)，進(jìn)一步分析司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)對于柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組產(chǎn)生的高頻激勵的隔振效果。

2司機(jī)室隔振方案

HXN3型內(nèi)燃機(jī)車獨立司機(jī)室懸掛隔振方案(見圖2)，司機(jī)室通過樞軸支撐隔振結(jié)構(gòu)(the pivot-mount isolation system)安裝于車體底架。

圖2　HXN3型內(nèi)燃機(jī)車司機(jī)室懸掛方案 Fig.2 Cab vibration isolation system

這種獨立司機(jī)室懸掛方案的主要目的是隔離司機(jī)室的垂向振動。該方案對司機(jī)室橫向、側(cè)滾以及搖頭的約束非常強(qiáng)，或者說僅具有較小的撓度，僅允許司機(jī)室點頭運動有較大且范圍較寬的彈性。司機(jī)室不會發(fā)生獨立的垂向和縱向運動，它們均會與點頭運動相耦合。

3HXN3機(jī)車司機(jī)室振動情況

針對HXN3型內(nèi)燃機(jī)車司機(jī)室在實際運用中出現(xiàn)的司機(jī)室振動較大現(xiàn)象，進(jìn)行了HXN3型內(nèi)燃機(jī)車柴油機(jī)振動試驗[12]。在HXN3機(jī)車的司機(jī)室、柴油機(jī)及主發(fā)電機(jī)安裝座上安裝加速度傳感器，分別測量柴油機(jī)、主發(fā)電機(jī)、機(jī)車底架、司機(jī)室的振動加速度。司機(jī)室附近的測點布置(見圖3)。

HXN3型內(nèi)燃機(jī)車采用16V265H型柴油機(jī)，柴油機(jī)最低工作穩(wěn)定轉(zhuǎn)速為400 r/min，標(biāo)定轉(zhuǎn)速為1 000 r/min。其中，標(biāo)定轉(zhuǎn)速1 000 r/min為柴油機(jī)的主要工作轉(zhuǎn)速，因此司機(jī)室隔振系統(tǒng)應(yīng)當(dāng)有效隔離柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組在1 000 r/min轉(zhuǎn)速下的激勵振動。

圖3　司機(jī)室與機(jī)車底架振動測試傳感器布置圖 Fig.3 Senor set-up for HXN3 locomotive diesel vibration experiment

測量得到柴油機(jī)轉(zhuǎn)速在1 000 r/min時的振動頻率見表1，此轉(zhuǎn)速下司機(jī)室及機(jī)車底架前端橫向、垂向的振動加速度頻譜圖分別見圖4和圖5。

表1　柴油機(jī)在1 000 r/min時振動頻率(倍頻)

圖4　柴油機(jī)1 000 r/min時司機(jī)室及機(jī)車底架前端橫向振動加速度頻譜圖 Fig.4 PSD of the cab and underframe lateral vibration acceleration

由柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時，司機(jī)室及機(jī)車底架前端各位置橫向振動加速度頻譜圖可以初步歸納為以下特點：

(1) 機(jī)車底架橫向振動主頻分布較為復(fù)雜，低頻部分(<30 Hz)以17 Hz左右的主頻較為顯著，以該頻率為倍頻的成份比較突出。

(2) 司機(jī)室三個位置的振動主頻均為17 Hz，也存在該頻率的倍頻振動(>30Hz)。說明司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)對于來自機(jī)車底架，且頻率為17 Hz的橫向激勵振動隔離效果不理想。

(3) 通過比較司機(jī)室橫向振動主頻(17 Hz)與倍頻的譜密度發(fā)現(xiàn)，倍頻振動加速度的譜密度與主頻振動譜密度接近。即當(dāng)柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組正常工作時，振動通過機(jī)車底架傳遞至司機(jī)室，引發(fā)司機(jī)室振動時，司機(jī)室剛體振動成分與結(jié)構(gòu)振動成分相當(dāng)。

試驗表明：柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組的激勵振動會引發(fā)司機(jī)室橫向結(jié)構(gòu)振動，司機(jī)室的橫向振動表現(xiàn)為剛體振動與橫向振動的耦合。

圖5　柴油機(jī)1 000 r/min時司機(jī)室及機(jī)車底架前端垂向振動加速度頻譜圖 Fig.5 PSD of the cab and underframe vertical vibration acceleration

由柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時，司機(jī)室及機(jī)車底架前端各位置垂向振動加速度頻譜圖可初步歸納為以下特點：

(1) 機(jī)車底架垂向振動的主頻分布較為復(fù)雜，低頻部分(<30 Hz)以17 Hz左右的主頻較為顯著，以該頻率為倍頻的成份比較突出。

(2) 司機(jī)室三個位置的振動主頻均為17 Hz，且高頻部分(>30 Hz)的倍頻成份的振動在轉(zhuǎn)軸區(qū)仍較明顯，但在彈簧和減振器位置則明顯被隔離。說明，司機(jī)室懸掛結(jié)構(gòu)對于來自機(jī)車底架頻率為17Hz的垂向激勵振動隔離效果并不理想。

(3) 通過比較司機(jī)室垂向振動主頻與倍頻的譜密度發(fā)現(xiàn)，司機(jī)室垂向主頻振動加速度的譜密度超出倍頻振動加速度譜密度100倍。即當(dāng)柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組正常工作產(chǎn)生的振動通過機(jī)車底架傳遞至司機(jī)室引發(fā)司機(jī)室垂向振動時，司機(jī)室剛體振動的成分大于司機(jī)室結(jié)構(gòu)振動的成分。說明，柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組的激勵振動傳遞至司機(jī)室，司機(jī)室的剛體振動比結(jié)構(gòu)振動明顯。

通過試驗發(fā)現(xiàn)，柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組在1 000 r/min的工作轉(zhuǎn)速下，會造成機(jī)車底架產(chǎn)生頻率為17 Hz的共振，而這種頻率為17 Hz的振動又會通過司機(jī)室的彈性懸掛結(jié)構(gòu)遞給司機(jī)室，造成司機(jī)室振動過大。

試驗表明，當(dāng)柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時，機(jī)車底架前端的橫向與垂向振動情況相當(dāng)，均遠(yuǎn)大于縱向振動。

由于激勵主頻(17 Hz)倍頻成分的影響，激勵振動傳遞至司機(jī)室后，會造成司機(jī)室不同方向產(chǎn)生不同程度的結(jié)構(gòu)振動。其中司機(jī)室的垂向振動主要表現(xiàn)為剛體振動，而司機(jī)室的橫向振動表現(xiàn)為剛體振動與結(jié)構(gòu)振動的耦合。

4司機(jī)室隔振系統(tǒng)剛?cè)狁詈辖?/p>

在之前的分析中[1]，通過建立司機(jī)室多體動力學(xué)模型，分析了司機(jī)室隔振系統(tǒng)對于柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組主頻振動(17Hz)的隔離效果。

通過實驗發(fā)現(xiàn)HXN3型內(nèi)燃機(jī)車柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組激勵振動存在高頻成分，高頻振動有可能引發(fā)司機(jī)室的結(jié)構(gòu)振動。多體動力學(xué)模型將司機(jī)室白車身與車載設(shè)備均考慮為剛體，完全忽略了司機(jī)室白車身的彈性，因此，多體動力學(xué)模型在分析司機(jī)室隔振系統(tǒng)對于高頻激勵振動的隔離效果時存在誤差。

為進(jìn)一步分析HXN3型內(nèi)燃機(jī)車司機(jī)室隔振系統(tǒng)對于高頻振動的隔振效果，通過建立考慮司機(jī)室白車身為彈性的司機(jī)室隔振系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，比較計算考慮司機(jī)室白車身彈性前后兩種情況下的縱、橫、垂三向頻率響應(yīng)函數(shù)，進(jìn)一步分析HXN3型內(nèi)燃機(jī)車司機(jī)室隔振系統(tǒng)的隔振效果。

建立司機(jī)室隔振系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型步驟為：

(1) 建立司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)多體動力學(xué)模型。

(2) 建立司機(jī)室白車身結(jié)構(gòu)有限元模型，選取關(guān)鍵節(jié)點，生成白車身超單元。

(3) 將司機(jī)室白車身超單元導(dǎo)入多體動力學(xué)模型中，形成考慮白車身彈性的司機(jī)室隔振系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型。

HXN3型內(nèi)燃機(jī)車司機(jī)室主要由白車身、車門車窗、司機(jī)座椅、控制臺以及空調(diào)等設(shè)備組成。其中，白車身為司機(jī)室最主要的組成部分，決定著司機(jī)室結(jié)構(gòu)特性，司機(jī)室白車身示意圖見圖6。

圖6　司機(jī)室白車身示意圖 Fig.6 Cab BIW(Body In White)

建立司機(jī)室白車身的有限元模型。為便于網(wǎng)格劃分，提高網(wǎng)格質(zhì)量和計算效率，在保證計算精度的條件下對模型進(jìn)行簡化：

(1) 僅對司機(jī)室車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，不考慮車窗、車門、司機(jī)座椅、控制臺以及空調(diào)等設(shè)備。

(2) 忽略尺寸小于臨界尺寸的工藝孔、焊接螺母。

對司機(jī)室白車身結(jié)構(gòu)主要通過四點殼單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，對于不規(guī)則部分采用四邊形和三角形劃分。對于劃分的網(wǎng)格進(jìn)行檢查，以確保網(wǎng)格劃分結(jié)果滿足計算要求。

圖7　司機(jī)室白車身有限元模型 Fig.7 FE model cab BIW(Body In White)

司機(jī)室白車身有限元模型(見圖7)。模型中共有302 373個單元。白車身材料主要是鋼板，其彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3，密度為7.8×103kg/m3。

將司機(jī)室白車身有限元模型導(dǎo)入司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)動力學(xué)模型中。為了方便計算，在導(dǎo)入時選取85個結(jié)構(gòu)關(guān)鍵節(jié)點，并在車窗、車門、司機(jī)座椅、控制臺以及空調(diào)等設(shè)備的位置建立相應(yīng)的質(zhì)量塊(見圖8)。

圖8　考慮司機(jī)室為彈性時動力學(xué)模型示意圖 Fig.8 Kinetic model considering cab elastic

其中，白車身質(zhì)量為1.69 t、空調(diào)設(shè)備150 kg、前車窗20 kg、端墻車窗10 kg、端墻車門150 kg、后端車門100 kg、控制臺650 kg、司機(jī)座椅100 kg。司機(jī)室懸掛參數(shù)(見表1)。

表1　司機(jī)室懸掛參數(shù)

5司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)隔振性能分析

考慮結(jié)構(gòu)為剛體時隔振系統(tǒng)特征根及所對應(yīng)振型(見表2)。導(dǎo)入司機(jī)室白車身有限元模型后，考慮結(jié)構(gòu)彈性的司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)特征根及所對應(yīng)振型(見表3)。比較兩種情況下的系統(tǒng)固有頻率特性[13]。

通過比較司機(jī)室為剛體與彈性體兩種情況下，司機(jī)室隔振系統(tǒng)的固有頻率及振型發(fā)現(xiàn)：

(1) 相比于司機(jī)室為剛體情況，視司機(jī)室為彈性體情況下，隔振系統(tǒng)固有頻率明顯增多。

(2) 在0～30 Hz頻率范圍，司機(jī)室的振動形式主要為剛體振動形式；在30～100 Hz頻率范圍內(nèi)，司機(jī)室的振動形式主要為結(jié)構(gòu)振動形式。

表2　司機(jī)室為剛性情況下隔振系統(tǒng)特征根及主振型

(3) 對于模型出現(xiàn)的頻率為13.5 Hz的左側(cè)車窗振動情況，在實際運營中并不顯著。

分別計算視司機(jī)室為剛性、彈性兩種情況下，司機(jī)室隔振系統(tǒng)縱向、橫向、垂向的頻率響應(yīng)函數(shù)曲線，計算結(jié)果(見圖10～圖12)，圖中虛線為視司機(jī)室為剛性情況下司機(jī)室頻率響應(yīng)函數(shù)曲線，粗實線為視司機(jī)室為彈性情況下司機(jī)室頻率響應(yīng)函數(shù)曲線。

表3　司機(jī)室為彈性情況下隔振系統(tǒng)特征根及主振型

圖10 考慮司機(jī)室為彈性的司機(jī)室縱向(X)位移頻率響應(yīng)函數(shù)曲線Fig.10LongitudinaldisplacementFRFcurveconsideringcabelastic圖11 考慮司機(jī)室為彈性的司機(jī)室橫向(Y)位移頻率響應(yīng)函數(shù)曲線Fig.11LateraldisplacementFRFcurveconsideringcabelastic圖12 考慮司機(jī)室為彈性的司機(jī)室垂向(Z)位移頻率響應(yīng)函數(shù)曲線Fig.12VerticaldisplacementFRFcurveconsideringcabelastic

通過比較考慮司機(jī)室為彈性體和考慮司機(jī)室為剛性體兩種情況，司機(jī)室模型縱向(X)、橫向(Y)、垂向(Z)三向位移頻率響應(yīng)函數(shù)曲線，可以歸納出以下現(xiàn)象：

(1) 在低頻率范圍內(nèi)(0.1～30 Hz)，兩種情況下，司機(jī)室3個方向的頻率響應(yīng)函數(shù)曲線基本一致。可以認(rèn)為在低頻率范圍內(nèi)，柴油機(jī)機(jī)-發(fā)電機(jī)組正常工作產(chǎn)生的激勵振動只會引起司機(jī)室的剛體振動。在高頻頻率范圍內(nèi)(30～200 Hz)，兩種情況下，司機(jī)室頻率響應(yīng)函數(shù)曲線有了明顯的不同，可以認(rèn)為在高頻率范圍內(nèi)，當(dāng)振動傳遞至司機(jī)室時引起了司機(jī)室的結(jié)構(gòu)振動。

(2) 對于垂向(Z)而言，在高頻率范圍內(nèi)(30～200 Hz)，當(dāng)視司機(jī)室為彈性體后，頻率響應(yīng)函數(shù)出現(xiàn)了三個新的共振區(qū)域，且新產(chǎn)生的三個共振區(qū)域的共振峰值對應(yīng)的頻率響應(yīng)函數(shù)幅值較大(基本達(dá)到30)，然而，新產(chǎn)生的三個共振區(qū)域的頻率范圍并不大，可以認(rèn)為共振區(qū)域范圍增加并不明顯。

(3) 對于橫向(Y)而言，在高頻率范圍內(nèi)(30～200 Hz)，當(dāng)視司機(jī)室為彈性體后，共振峰值明顯增多，但相較于垂向而言，共振區(qū)域有所增大。

(4) 對于縱向(X)而言，兩種情況下的頻率響應(yīng)函數(shù)曲線形狀基本一致，共振區(qū)域頻率范圍大小相近，只是3個共振頻率有一定的降低但降低幅度并不明顯。

通過對于司機(jī)室隔振系統(tǒng)進(jìn)行剛?cè)狁詈戏治觯紤]了司機(jī)室結(jié)構(gòu)本身振動的影響，分析表明當(dāng)高頻激勵由底架傳遞至司機(jī)室時，會引起司機(jī)室產(chǎn)生不同程度的結(jié)構(gòu)振動，其中橫向最為明顯，垂向次之，縱向最不明顯，理論分析結(jié)果與實驗結(jié)果一致。

6結(jié)論

① 首先分析了傳統(tǒng)無維度理想隔振模型的不足，提出了一種基于剛?cè)狁詈侠碚摰亩嗑S度動力學(xué)模型以提高隔振性能分析的準(zhǔn)確性。② 對于HXN3機(jī)車柴油機(jī)振動試驗結(jié)果進(jìn)行歸納。③ 基于剛?cè)狁詈侠碚摻⒘怂緳C(jī)室隔振系統(tǒng)多維度動力學(xué)模型，計算了考慮司機(jī)室為彈性情況下，司機(jī)室縱向、橫向、垂向的頻率響應(yīng)函數(shù)曲線，并據(jù)此對司機(jī)室隔振系統(tǒng)的隔振效果進(jìn)行了評價。通過分析可以得到如下結(jié)論：

(1) 基于剛?cè)狁詈侠碚摰亩嗑S度動力學(xué)模型可以有效的彌補(bǔ)傳統(tǒng)無維度動力學(xué)模型的不足，提高理論分析的準(zhǔn)確性。

(2) 通過對于HXN3機(jī)車柴油機(jī)振動試驗結(jié)果的分析，得到了非運行狀態(tài)下，柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組振源、司機(jī)室與機(jī)車底架的振動特性。實驗表明，司機(jī)室隔振系統(tǒng)的隔振效果并不理想，且司機(jī)室橫向與垂向振動加速度功率譜中包含高頻成分，說明柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組產(chǎn)生的激勵會造成司機(jī)室產(chǎn)生一定程度的結(jié)構(gòu)振動，且橫向較為明顯，垂向次之。

(3) 基于剛?cè)狁詈侠碚摻⒘丝紤]司機(jī)室為彈性情況下隔振系統(tǒng)的多維度動力學(xué)模型，求解了司機(jī)室三個方向的頻率響應(yīng)函數(shù)曲線，分析考慮了司機(jī)室結(jié)構(gòu)本身振動的影響。分析表明柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組正常工作產(chǎn)生振動傳遞至司機(jī)室后會引起司機(jī)室不同程度的結(jié)構(gòu)振動，其中橫向(Y)最明顯，垂向(Z)次之，縱向(X)最不明顯。

(4) 在對于HXN3型內(nèi)燃機(jī)車司機(jī)室隔振結(jié)構(gòu)進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化時，應(yīng)當(dāng)充分考慮懸掛參數(shù)對于司機(jī)室結(jié)構(gòu)振動的影響。

通過建立司機(jī)室多體動力學(xué)模型、司機(jī)室剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，分析了HXN3型內(nèi)燃機(jī)車司機(jī)室隔振系統(tǒng)的隔振效果，分析發(fā)現(xiàn)該隔振結(jié)構(gòu)的隔振效果并不理想。

由隔振理論知，隔振系統(tǒng)共振頻率會隨著系統(tǒng)懸掛剛度的減少而降低，共振區(qū)頻率響應(yīng)函數(shù)幅值會隨著系統(tǒng)懸掛阻尼增加而降低。因此，在保證支撐剛度的前提下適當(dāng)降低隔振系統(tǒng)懸掛剛度可以將柴油機(jī)-發(fā)電機(jī)組激勵頻率移出共振區(qū)，保證隔振系統(tǒng)的隔振效果。

參 考 文 獻(xiàn)

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