0引言动力包是轨道交通车辆的关键部件之一，其内燃电传动方式可以为动车组提供动力牵引，由于在实际运行中，环境恶劣，工况比较复杂，因此其框架的刚度和强度必须满足运行要求，而且还要保证车辆运行过程中的安全性和平稳性，对动力包框架的结构进行强度仿真分析，并对动力包框架进行振动试验，确保动力包框架满足设计要求。目前，国际上最优秀的动力包供应商MTU已与西 门子、阿尔斯通等轨道交通车辆制造商开展了广泛合 作，交付了约6 000套动力包产品，其动力包产品包括：S1800系列动力包，其柴油机功率等级覆盖315~390 kW，排放标准满足EU ⅢIA/B要求；S1600系列动力包，其柴油机功率等级覆盖565~700 kW，排放标准满足EU ⅢB要求。国内相关学者和工程设计人员对动力包也做了大 量工作，文献[1]基于振动速度和振动能量方法，评价 了内燃动车组动力包的柴油机组振动烈度；文献[2]基 于颗粒阻尼对动力包构架进行减振研究，结合有限元方法和模态试验，分析构架动力学特性；文献[3]介绍了研制满足米轨动车组的内燃电传动动力包的设计；文献[4]分析了动力包吊挂结构对车体振动特性的影响，并优化了动力包吊挂结构设计；文献[5]对动力包双层隔振系统进行了地面台架试验，分析了隔振效果；文献[6]根据柴油机组激振力的频率特性，定量对双层隔振系统进行模态匹配分析；文献[7]提出两级优化设计方法，对动力包进行了隔振性能测试。本文研究对象为双动力高速动车组的动力包框架，利用HyperMesh 和ANSYS 有限元分析软件，对动力包框架进行静强度[8]、疲劳强度、模态分析、振动试验检测，验证了动力包框架设计的合理性，可满足双动力高速动车组的运营要求。1双动力高速动车组及动力包技术参数动车组的主要特点是双动力驱动模式，采用“受 电弓模式+内燃模式”，能够满足在电气化线路和非电 气化线路穿行混跑的需求，车辆还可以在紧急情况下 自动将供电模式从受电弓受流供电转换为柴油机发电，从而提高车辆的可靠性。列车编组采用4车编组(拖车+动车+动车+拖车)，每辆拖车包含1个动力包，如图1和图2所示。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F001图1拖车Fig. 1Trailer10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F002图2车下设备Fig. 2Undercarriage equipment动车组应用环境及线路条件如表1所示，动车组主要技术参数如表2所示，动力包总体技术参数如表3 所示。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T001表1高速动车组应用环境与线路条件Table 1Application environment and line conditions of high-speed multiple-unit trains项目参数值或说明项目参数值或说明适应环境温度/℃-6.6~36.0轨距/mm1 676适应最大相对湿度/%62.7最大坡度/‰16适应相对海拔/m≤570环境条件工作于风、雨、雪天气，高盐环境，容易受粉尘和烟雾危害10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T002表2高速动车组主要技术参数Table 2Main technical parameter of high-speed multiple-unit trains参数名称参数值参数名称参数值载客人数236车顶距轨面高度/mm4 186车辆定距/mm17 300动力包距轨面高度/mm200车体长度/mm25 890客室地板面距轨面高度/mm1 170运行速度/(km·h-1)16010.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T003表3动力包主要技术参数Table 3Main technical parameter of power pack参数名称参数值参数名称参数值额定输出功率/kW660整备质量/kg7 300额定转速/(r·min-1)1 800空载线电压波形畸变率/%≤5最低工作转速/(r·min-1)1 100外形尺寸(长×宽×高)/mm5 300×2 690× 860额定输出电压/V3 AC 2 355传动方式交流电传动额定输出电流/A1722动力包框架结构及计算模型2.1动力包结构针对内燃电力双动力高速动车组动力牵引装置的 需求，该动力包采用12缸“V”型柴油机，额定输出功率660 kW，主要由柴油机、永磁同步发电机、柴油 机的辅助系统、动力包框架、电气系统、冷却系统、双层隔振系统等组成。动力包通过“V”型橡胶减振器安装在动车组的车体下方，动力包的结构如图3所示。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F003图3动力包结构示意图Fig. 3Schematic diagram of power pack structure柴油机的飞轮端和永磁同步发电机通过联轴器连接，组成柴油发电机组，并且通过4个圆锥形橡胶减振器安装在框架安装座上。冷却系统由冷却液、增压空 气和液压油组成，包括2套冷却装置、液压电机、冷却风扇、水冷却器、空气中冷器、液压油冷却器，2套冷却装置通过圆锥形减振器安装在框架上。柴油机的自 由端串联安装联轴器，驱动液压泵，进而控制驱动冷 却系统的冷却风扇。与国外的动力包相比，该型动力包性能有进一步的优化：①框架结构轻量化，减重10%，动力包各系统布局更合理，其外形尺寸满足动车组下部限界的要求，高度尺寸为柴油机的净高度，结构更紧凑；②动力包的排气后处理采用“SCR+DPF”，排放等级满足内燃动车的EUV排放要求；③冷却系统采用温控自动调节，可以最大限度地降低辅助功率，提高动力包的输出功率，功率等级提高5%，满足动车组的牵引功率需求。2.2动力包框架结构动力包框架材质选用符合GB/T 1591 要求的Q345E钢，框架为焊接结构，具体结构如图4所示。其中，端梁、中间梁和前端梁为板焊箱型结构，是横向主承载梁；纵梁(一)、纵梁(二)和边梁各有2根，采用圆形梁；柴油机和发电机通过4点弹性吊挂在框架中间，两侧边梁分别吊挂2套柴油机进气系统、排气消音器和燃油系统，冷却装置、静液压泵、膨胀水箱、静液压油箱吊挂在柴油机自由端，电控箱和超级电容箱吊挂在柴油机飞轮端的发电机两侧，框架通过6个“V”型橡胶减振器悬挂在动车组车体下部。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F004图4动力包框架结构Fig. 4Power pack frame structure1一动力包吊挂座；2—端梁；3—纵梁(一);4—中间梁；5—SCR后处理系统吊挂座；6—边梁；7—DCU吊挂座；8—机油系统吊挂座；9—前端梁；10—尿素罐吊挂座；11—发电机吊挂座； 12—电控系统吊挂座；13—进气系统吊挂座；14—燃油系统吊挂座；15—冷却装置吊挂座；16—静液压油箱吊挂座；17—膨胀水箱吊挂座；18—静液压泵吊挂座；19—柴油机吊挂座；20 一纵梁(二)。2.3动力包框架计算模型为了保证仿真分析的准确性，对动力包框架的横向主承载梁结构采用四边形的壳单元离散，各吊挂座采用六面体单元进行离散，划分单元的尺寸为5 mm，连接用的螺栓通过梁单元进行模拟，圆锥形和“V”型橡胶减振器通过橡胶弹簧单元进行模拟，有限元模型总共包括785 203个节点和133 007个单元。动力包通过“V”型橡胶减振器悬挂于车体边梁上，对吊挂座上安装在车体上的所有螺栓约束6个方向的自由度，柴油机技术参数如表4所示，柴油机在额定转速1 800 r/min时的激振力和激振力矩分别如表5和表6所示，经过计算合力矩为2 800 N·m，将柴油机和发电机的4个减振器弹簧单元通过刚性单元连接于1个质点，在质点处施加柴油机激振力矩，模拟车体施加给动力包的载荷，同时分析采用大质量惯性释放法进行验证，动力包所有吊挂连接的部件简化为质量点固定在框架上，包括进气系统、排气系统、燃油系统、机油系统、电控系统等。冷却系统通过橡胶减振器吊装在框架上，冷却系统的风扇在转速较低时，离心惯性力较小，可以看作一个无激励源子系统，当冷却系统的风扇转速较高时，风扇存在不平衡质量的时候就会产生离心惯性力[9]，离心惯性力如表7所示，旋转设备产生的激振力F为F=mσ2e=mσω (1)10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T007表4柴油机技术参数Table 4Technical parameters of diesel engine参数名称参数值参数名称参数值气缸个数12缸径/mm128排列形式V型90°平均有效压强/kPa2 070额定转速/(r·min-1)1 800压缩比19:1额定功率/kW735质量/kg1 880活塞冲程/mm157点火次序1,12,2,11,3,106,7,5,8,4,910.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T004表5柴油机额定转速状态的激振力Table 5Exciting force of diesel engine at rated speed项目惯性力1阶往复2阶往复离心幅值/N11933223频率/Hz306030力的方向气缸中心线(y向)气缸中心线(y向)随曲轴旋转位置曲轴中心曲轴中心曲轴中心10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T005表6柴油机额定转速状态的激振力矩Table 6Exciting force moment of diesel engine at rated speed惯性力矩倾倒力矩项目1阶往复2阶往复离心3阶9阶幅值/(N·m)308572 555296频率/Hz30603030270力矩作用平面气缸中心线组成的面(xOy面)气缸中心线组成的面(xOy面)随曲轴旋转绕曲轴(x轴)回转绕曲轴(x轴)回转位置曲轴中心曲轴中心曲轴中 心曲轴中 心曲轴中 心10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T006表7冷却系统离心惯性力Table 7Centrifugal inertia force of cooling system参数名称最高转速/(r·min-1)风扇质量/kg动平衡精度/(m·s-1)离心惯性力/N参数值2 700160.002 511.3式中：F为冷却系统激振力；m为风扇质量；ω为风扇 旋转角速度；σ为风扇动平衡精度（常数）。动力包的边界条件如图5所示。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F005图5动力包框架的边界条件Fig. 5Boundary conditions of the power pack frame3动力包框架仿真分析3.1分析载荷动力包框架的静强度工况根据标准EN 12663:2010 确定，该型动车组属于P-I 类车辆，主要考虑以下载 荷：横向载荷按照±1g 计算，纵向载荷按照±5g 计算，垂向载荷按照(l±c)g 计算，其中g 是重力加速度，c 是根据动车组的纵向中心线来确定的参数，动力包是安装在 车端的，因此这里取c=2[10]。动力包框架的疲劳强度工况根据标准EN 12663: 2010确定，由于动车组的动力作用和动力包自身的附加载荷，主要考虑以下载荷：横向载荷按照±0.15g计算，纵向载荷按照±0.2g 计算，垂向载荷按照(1±0.15)g 计算[11-12]。动力包框架的母材Q345E 钢屈服强度为345 MPa，框架焊缝处取安全系数1.15，因此许用屈服强度为300 MPa。框架的主体采用板厚8~12 mm，局部安装座的板厚20 mm。动力包框架的静强度等效应力 (Von Mises应力 ) 可以根据第四强度的理论进行评估，其等效应力计算公式为σe=12σ1-σ22+σ2-σ32-σ3-σ12 (2)式中：σe为等效应力；σ1, σ2, σ3分别为第一主应力、第二主应力和第三主应力。动力包框架焊缝的应力分量的示意图如图6所示。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F006图 6焊缝应力示意图Fig. 6Schematic diagram of weld stressσr⊥—动力包框架焊缝的垂向正应力；σr||—动力包框架焊缝的平行正应力；τr⊥—动力包框架焊缝的垂向切应力；τr||—动力包框架焊缝的平行切应力；a—焊缝的高度[12]。焊缝的等效应力为σeq,w=σr||2+σr⊥2-σr||σr⊥+3τr||2+3τr⊥2 (3)动力包框架焊缝的疲劳强度可以根据标准DVS 1612进行分析，其中焊缝对应的最小循环周期为107 次，由于标准DVS 1612 对应的焊缝疲劳寿命为2×106 次，因此这里计算的焊缝疲劳极限强度需要转化成1×107对应的疲劳极限，分析计算的所有焊缝需要满足EN 15085标准的规定[13]。3.2静强度分析结果动力包框架母材的静强度最大应力位置位于柴油 机安装底座筋板处，最大应力为155.6 MPa，如图7所示；焊缝的静强度最大应力位置位于柴油机安装底座筋板焊缝处，最大应力为102.2 MPa，如图8所示。母材和焊缝的静强度最大应力均小于许用强度300 MPa，因此动力包框架满足静强度设计要求。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F007图7框架静强度应力云图Fig. 7Cloud chart of static strength stress of the frame10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F008图 8框架焊缝静强度应力云图Fig. 8Cloud chart of static strength stress of frame welds3.3疲劳强度分析结果动力包框架的母材疲劳强度最大应力位置位于框架的纵梁(二)和前端梁的连接处，最大应力为53.5 MPa，如图9所示，母材疲劳强度许用应力按照标准EN 1993-1-9中表8.1中的140类型确定，许用应力为90 MPa；动力包框架的焊缝疲劳强度最大应力位置位于框架的纵梁(二)和中间梁的连接处，最大应力为41.2 MPa，如图10所示，焊缝接头型式按照EN 1993-1-9标准中的表8.5和表8.6确定，框架焊缝接头类型包括80和71，许用应力分别为51 MPa 和46 MPa。计算结果表明，动力包框架的母材和焊缝疲劳强度均可以满足设计要求。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F009图9框架的疲劳强度应力云图Fig. 9Cloud chart of fatigue strength stress of the frame10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T008表8动力包框架的前6阶模态固有频率和振型Table 8Inherent frequencies and vibration modes of the power pack frame of the first 6 order模态阶数频率/Hz振型113.33一阶扭转214.83一阶垂弯321.79一阶横弯424.98二阶扭转533.94二阶横弯645.69二阶垂弯10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F010图10框架的焊缝疲劳强度应力云图Fig. 10Cloud chart of fatigue strength stress of frame welds4动力包框架模态分析通过对动力包框架的模态分析，可以获得动力包 框架的固有频率和振型，避免动力包框架和动车组车 体的固有频率接近而发生共振的情况，由于动力包是 通过“V”型橡胶减振器悬挂在动车组的下部，因此动力包框架的模态为自由振动，通过ANSYS 有限元软件分析，可以得到动力包框架的前6阶模态和振型，如表8所示，其中动车组车体的一阶垂弯模态频率为10.22 Hz，如图11所示，动力包框架的一阶垂弯模态频率为14.83 Hz，如图12所示，因此动力包框架的刚度可以满足设计要求，不会发生共振情况[14]。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F011图11动车组一阶垂弯模态频率Fig. 11First-order vertical bending modal frequency of multiple-unit trains10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F012图12动力包框架一阶垂弯振型Fig.12First-order vertical bending mode of the power pack frame5动力包框架隔振分析5.1隔振分析理论动力包的动力学模型（见图13）是一个具有多个子系统的双层隔振系统，其中柴油发电机组、冷却装置和动力包框架的减振器是第一级隔振系统，动力包框架和车体“V”型橡胶减振器是第二级隔振系统。以动力包的质心为原点，建立含子系统的24自由度的双层隔振系统动力学模型，如图13所示[15]。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F013图13动力包的动力学模型Fig. 13Dynamic model of the power packm1—柴油发电机组的质量；c1—柴油发电机组的阻尼；k1—柴油发电机组的刚度；m2—动力包框架的质量；c2—动力包框架的阻尼；k2—动力包框架的刚度；m3—冷却装置1的质量；c3—冷却装置1的阻尼；k3—冷却装置1的刚度；m4—冷却装置2的质量；c4—冷却装置2的阻尼；k4—冷却装置2的刚度；x1—柴油发电机组的位移；x2—动力包框架的位移；x3—冷却装置1的位移；x4—冷却装置2的位移；F1 sin ωt—柴油发电机组的激振力；F3 sin ωt一冷却装置1的激振力；F4 sin ωt—冷却装置2的激振力。动力包的运动微分方程为mx¨+cx˙+kx=f(t) (4)式中：m为系统质量；c为系统阻尼；k为系统刚度；x,x˙, x¨分别为系统的位移、速度和加速度；f(t) 为系统激振力。动力包系统的质量、阻尼和刚度矩阵均为24阶矩 阵，并且对应的位移、速度、加速度，也是24阶矩阵[14]，具体的形式为：M=M11,6×6       06×6         06×6           06×6   06×6      M22,6×6       06×6         011,6×6   06×6         06×6       M33,6×6         06×6   06×6         06×6          06×6         M44,6×6 (5)C=   C11,6×6                                 -C11,6×6                                    06×6                     06×6    -C11,6×6          C11,6×6+C22,6×6+C33,6×6+C44,6×6        -C33,6×6           -C44,6×606×6                                  -C33,6×6                                  -C33,6×6                06×6     06×6                                  -C44,6×6                                    06×6                   -C44,6×6 (6)K=   K11,6×6                                 -K11,6×6                                    06×6                     06×6    -K11,6×6          K11,6×6+K22,6×6+K33,6×6+K44,6×6        -K33,6×6           -K44,6×606×6                                  -K33,6×6                                  -K33,6×6                06×6     06×6                                  -K44,6×6                                    06×6                   -K44,6×6 (7)X=x1,y1,z1,α1,β1,γ1,x2,y2,z2,α2,β2,γ2,x3,y3,z3,α3,β3,γ3,x4,y4,z4,α4,β4,γ4T (8)F=Fx1,Fv1,Fz1,Mx1,Mv1,Mz1,Fx2,Fv2,Fz2,Mx2,Mv2,Mz2,Fx3,Fv3,Fz3,Mx3,Mv3,Mz3,Fx4,Fv4,Fz4,Mx4,Mv4,Mz4T (9)式中：M, C, K, F分别为动力包的质量矩阵、阻尼矩阵、刚度矩阵和激振力矩阵；M11, C11, K11分别为柴油发电机组的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；M22, C22, K22分别为动力包框架的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；M33, C33, K33分别为冷却装置1的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；M44, C44, K44分别为冷却装置2的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵[13]；(x1, y1, z1),(x2, y2, z2),(x3, y3, z3),(x4, y4, z4)分别为以柴油发电机组、动力包框架、冷却装置1、冷却装置2的质心为原点的局部坐标系； (α1, β1, γ1)，(α2, β2, γ2)，(α3, β3, γ3)，(α4, β4, γ4)分别为柴油发电机组、动力包框架、冷却装置1、冷却装置2的惯性主轴；Fx1, Fv1, Fz1, Mx1, Mv1, Mz1分别为柴油发电机组沿参考坐标系x1、y1、z1和惯性主轴α1、β1、γ1的激振力和力矩；Fx2, Fv2, Fz2, Mx2, Mv2, Mz2分别为动力包框架沿参考坐标系x2、y2、z2和惯性主轴α2、β2、γ2的激振力和力矩；Fx3, Fv3, Fz3, Mx3, Mv3, Mz3分别为冷却装置1沿参考坐标系x3、y3、z3和惯性主轴α3、β3、γ3的激振力和力矩；Fx4, Fv4, Fz4, Mx4, Mv4, Mz4分别为冷却装置2沿参考坐标系x4、y4、z4和惯性主轴α4、β4、γ4的激振力和力矩。动力包系统的阻尼矩阵表示为[12]C=ηωK (10)式中：ω为动力包振动频率；η为损耗因子，取值η=0.1。振动强度可以通过位移、速度或加速度来衡量，而振动烈度可以很好地描述振动强度的大小，振动烈 度指机械系统的振动速度的方均根值，对应的是振动速度的有效值，它可以描述各次谐波总振动能量的大小[16]，其数学表达式为Vims=1T∫0Tv2tdt (11)式中：Vims 为振动烈度；T为试验检测信号的长度，s；v(t)为机械系统的振动速度，mm/s。机械系统振动烈度为Vrms=∑VxNx2+∑VyNy2+∑VzNz2 (12)式中：∑Vx, ∑Vy, ∑Vz分别为在x、y、z方向上（方向定义根据标准EN 12663:2010确定），振动检测点在同一工况的方均根速度之和；Nx, Ny, Nz分别为在x、y、z方向上，同一工况所对应的振动检测点个数[16]。传递率为J=MxM0×100% (13)式中：J为传递率；M0为动力包系统的激振力矩幅值；Mx为动力包系统传递给动车组的总力矩幅值。动力包系统传递给动车组的总力矩幅值Mx为Mx=∑i=1nFziyi-Fvizi (14)式中：Fzi, Fvi为第i个减振器沿z方向和y方向上所承受 的动反力；zi, yi为在动力包双层隔振系统中第i个减振 器沿z方向和y方向上与动力包框架质心的距离[16]。5.2减振器刚度计算减振器的安装位置如图14所示，通过对动力包的 质心位置和减振器的安装位置进行分析，得出减振器刚度见表9。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F014图14动力包框架的减振器安装位置Fig. 14Position of power pack frame shock absorber10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T009表9减振器刚度计算Table 9Calculation of absorber stiffness设备位置x方向y方向z方向动刚度静刚度动刚度静刚度动刚度静刚度柴油机和发电机1-12 4972 0818737281 9211 6011-22 4972 0818737281 9211 6011-31 6641 3875814851 2801 6071-41 6641 3875814851 2801 607冷却系统1-55594295594294303301-65594295594294303301-75594295594294303301-85594295594294303301-95594295594294303301-105594295594294303301-115594295594294303301-12559429559429430330动力包框架与车体2-14 0663 3891 4211 1853 1282 6072-24 0663 3891 4211 1853 1282 6072-32 4092 0078427021 8531 5442-42 4092 0078427021 8531 5442-51 3001 0834553791 0008332-61 3001 0834553791 000833N/mm动力包在不同减振器刚度的组合下，可以得到的模态计算结果如表10所示。对动力包子部件的固有频率在6个刚体自由度的方向进行比较，可以看出各方向的固有频率相差均较大，因此动力包部件不会发生耦合共振的情况；动力包框架的垂弯固有频率为28 Hz，柴油机和发电机的沉浮固有频率为5.09 Hz，冷却系统的固有频率为10.25 Hz，彼此之间相差较大，也不会发生耦合共振的情况。计算结果表明，动力包框架的减振器刚度设计可以满足动力包的部件之间不发生耦合共振的技术要求。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T010表10模态计算Table 10Modal calculation阶数n频率/Hz主要振型13.39柴油发电机组横移25.09柴油发电机组沉浮35.76柴油发电机组纵移48.16框架横移，冷却装置1和冷却装置2同向横移510.25柴油发电机组点头，冷却装置1和冷却装置2沉浮612.24框架沉浮，柴油发电机侧滚714.50框架沉浮，冷却装置纵移813.84冷却装置点头，框架纵移916.80框架摇头1017.56框架点头，冷却装置反向横移1119.32冷却装置侧滚1223.00冷却装置1和冷却装置2摇头1326.35冷却装置1和冷却装置2反向点头1428.00框架侧滚，框架局部弹性模态1532.42框架扭转1633.40框架局部模态1736.80框架局部模态1842.30框架局部模态5.3隔振传递率计算在高速动车组动力包动力学模型中，动力包框架设置的隔振系统是一个24自由度的动力学模型，取阻尼比为0.6，计算动力包系统在不同激励频率作用下的力传递率，其中动力包的二级隔振传递率曲线见图15 所示，动力包在其工作转速的范围内(1 100~1 800 r/min)，满足传递率小于10%的要求。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F015图15动力包二级隔振的传递率曲线Fig.15Transmissibility curve of the secondary vibration isolation of the power pack5.4振动烈度计算为了全面评估双动力高速动车组动力包双层隔振系统的隔振性能，计算动力包的振动烈度值。依据标准ISO 10816-6: 1995的规定，动力包属于V类设备，振动烈度需要满足B级要求，计算动力包在不同转速下的振动烈度值、动反力和振动传递率，具体如表11所示。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T011表11振动计算Table 11Vibration calculation转速/动力包设计刚度(r·min-1)动反力/N传递率/%振动烈度/(mm·s-1)振动烈度级1 10075105.84A1 2007885.66A1 3008585.10A1 4008976.53A1 5009365.35A1 6009455.88A1 7009557.69B1 8009738.89B振动计算结果表明，双动力高速动车组动力包在其工作转速的范围内(1 100~1 800 r/min) 的振动烈度达到了B 级以上，动力包的振动状态良好，满足设计要求，二级减振器在柴油做功均匀的情况下最大动反力为97 N，小于双动力高速动车组车体要求的100 N，对车体的影响小。6动力包框架振动试验动力包的振动测试依据标准ISO 8528-9:1997设置 振动检测点，动力包台架试验如图16所示，局部检测 点如图17所示。振动时间历程如图18和图19所示，以2-1和2-2点为例，试验采集得到动力包各振动测试点的振动加速度，经过积分处理可以得到各振动检测点3个方向的速度有效值，通过计算可得到振动烈度值，如图20所示；测试所得的隔振效率结果如图21所示。由图20和图21可知，振动烈度满足B级要求，试验结果与计算相符；隔振效率达到90%，满足要求，与计算结果相符[17]。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F016图16动力包台架试验Fig. 16Power pack bench test10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F017图17测点2-1和2-2位置图Fig. 17Positions of measurement points 2-1 and 2-210.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F021图18测点2-1振动时间历程Fig. 18Vibration time history of measurement points 2-110.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F018图19测点2-2振动时间历程Fig. 19Vibration time history of measurement points 2-210.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F019图20振动烈度试验结果Fig. 20Vibration intensity test results10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.F020图21隔振效率试验结果Fig. 21Vibration isolation efficiency test results各试验工况下的动反力具体如表12所示。由表12可知，当转速为1 300 r/min时，动力包的动反力最小，1 600 r/min 时动力包的动反力达到最大，最大值为 91.45 N, 小于动车组要求的100 N，符合隔振设计的要求。动反力的试验结果和仿真计算结果的最大值均小于100 N，但是还是存在一定的差别，因此需要对试验和仿真计算结果进行对比分析，分析仿真计算的不足。在柴油机转速1 100 r/min工况下，动反力的仿真结果和试验结果比较接近，但在柴油机转速1 200~1 800 r/min工况下，动反力的仿真结果明显高于试验结果。这是由于仿真假设动力包为刚体，计算的是刚体模型对应的动反力，但在实际测试中，随着柴油机转速的提高，动力包柔性体部分会对试验结果产生明显影响，此时动力包作用包括刚体和柔性体两部分的作用，而在转速较低时，由于柔性体的影响作用不大，动力包仍可以看成刚体。假设动力包仿真计算的刚体和试验时刚体部分对动反力的影响基本一致，并且假设以仿真结果为准，则可以将动力包柔性体的影响作用进行量化，如表13所示。由表13可知，在 1 800 r/min时，柔性体的影响作用最大，此时激振频率较高，动力包接近于柔性体。通过该结果可以初步预估动力包在不同转速下仿真结果门槛值，确保动力包的动反力满足动车组的设计要求。10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T012表12动反力试验数据Table 12Dynamic reaction test data测点转速/(r·min-1)动反力1 1001 2001 3001 4001 5001 6001 7001 8002-111.374.6010.709.8014.6215.868.4916.322-216.1615.8014.1731.6125.1024.1312.2911.152-315.4715.668.478.329.0311.544.057.992-410.1318.6413.1418.6218.6617.4814.2514.452-59.488.586.803.913.4820.1630.286.342-615.4012.362.198.838.382.288.684.42动反力合力78.0175.6455.4781.0979.2791.4578.0460.67N10.13890/j.issn.1000-128X.2024.01.006.T013表13柔性体对动力包动反力的影响贡献比Table 13Contribution ratio of the influence of the flexible bodies on the dynamic reaction of the power pack对比项目转速/(r·min-1)1 2001 3001 4001 5001 6001 7001 800仿真计算(刚体)动反力/N78.0085.0089.0093.0094.0095.0097.00试验(刚体+柔性 体)动反力/N75.6455.4681.0979.2791.4478.0460.67柔性体影响贡献比/%3.0334.758.8914.762.7217.8537.457结论通过对双动力高速动车组动力包框架的静强度、疲劳强度和模态分析以及振动试验验证，可以得出以下结论：①动力包框架的静强度满足设计要求。动力包框架焊接母材的最大应力出现在柴油机的安装底座的筋板处，最大应力为155.6 MPa；动力包框架焊缝的最大应力出现在柴油机的安装底座筋板处，最大应力为102.2 MPa。②动力包框架的疲劳强度满足设计要求。动力包框架的焊接母材的最大应力出现在框架的弯形纵梁和横梁的连接处，最大应力为53.5 MPa；动力包框架的焊缝最大应力出现在框架的圆梁和横梁的连接处，最大应力为41.2 MPa。③动力包框架的一阶垂弯模态频率为14.83 Hz，动车组车体的一阶垂弯模态频率为10.22 Hz，动力包框架的刚度可以满足设计要求，不会发生共振的情况。④动力包框架的减振器刚度设计，可以满足动力包的部件不发生耦合共振的要求。动力包框架的设计，可以保证动力包在正常工作转速范围内的振动烈度达到B级以上，动力包的振动状态良好，动力包框架的隔振效率可以满足90%以上的要求，并通过试验验证。