（车辆工程专业论文）内燃机车司机室振动分析.pdf

筮二童缝迨 第一章绪论 1 1 研究的背景和意义 内燃机车作为一种牵引列车的动力装置，在工作过程中，由于外 界( 如铁路线) 和内在( 如柴油机气缸内的燃气压力、活塞冲击造成敲 缸、活塞和连杆小头往复惯性力通过曲轴产生的周期性激励、盐轴系回 转惯性力、齿轮及轴承产生的回转激励、气门机构、凸轮轴系产生的回 转及往复敲击力、喷油泵、喷油嘴的往复及喷射运动造成的振动等) 的 激励产生各种各样的振动是不可避免的“3 ，轻微的、均匀的振动是正常 的”1 。但是严重的振动可带来许多危害”1 ，如可引起机车燃油系统、润 滑系统和冷却水系统管路或法兰破裂、元器件损坏造成机破事故、增加 临修次数，给维修单位带来沉重的负担和损失，同时也直接影响运输生 产的顺利进行。振动也对人体产生危害，人们对于3 h z 以下的振动频率 比较适应，当振动频率在3 0 h z 左右时，人体的腹腔将产生共振，可引 起恶心、呕吐，当振动频率增加到3 0 0 至4 0 0 i z 时，可使人产生头晕目 眩，振动产生的噪卢，使人易感疲劳，影响寿命“1 ，影响行车安全。振 动可引起内燃机车燃油系统、润滑系统和冷却水系统管路或法兰破裂、 元器件损坏造成机破事故、增加临修次数，给维修单位带来沉重的负担 和损 制设计手册。c 、研究具有 耐油、耐腐、耐高温、长寿命等广谱环境的多功能、 高性能的新型、大载荷非线性被动隔振材料和元件。d 、大力研究和发展适合内燃机车应用的各种高性能的主动振动控 制技术( 包括 x e 、以整车振动作为研究对象，研究各个部件之问的匹配原则，开 发机车振动控制专家系统。 1 2 本文的主要工作 综上所述，近四十年来国内外机车总成振动控制理论与应用技术无论在 广度还是深度都有了很大发展，并取得了一些重要成果”1 ，但在实际应 用方面还存在一些亟待进一步解决的问题。鉴于此，本文在了解和分析 大功率柴油发动机结构和工作原理的基础上，针对内燃机车的实际，主 要从分析引起柴油机发电机组振动的原因入手、探讨引起内燃机车司机 室振动的原因。以我国二十世纪八十年代和九十年代的丰型干线内燃机 车东风4 b 型内燃机车为需求背景，紧密结合1 6 v 2 4 0 刁b 型柴油机，运 用振动理论o “”和振动测试技术“州“3 ，通过丰要研究柴油机的振动规律 及其对车体动态性能的影响，从抑制激振力( 如减小柴油机曲轴和与曲 轴直接或间接相连的旋转件的动不平衡量) 和安装两方面研究减振和隔 振的措施，减小柴油机发电机组的振动幅值( 烈度) 和频率及其对机车 司机室的影响，同时为改进柴油机零部件设计，改善柴油机与车体的连 接部件的性能提出理论和试验依据；提出解决机车司机室振动的办法， 为从事内燃机车设计和运用的技术人员提供参考。本文不分析由于铁路 线和车轮引起的振动。 本文对以上问题分别进行了详细的研究，具体内容分以下几章： 第一章，对本研究的背景与意义进行了说明，介绍了国内、外机车 振动控制理论与技术应用研究的发展概况，简要分析了目前存在的一些 问题，并给出了全文的内容及安排。 第二章，研究分析了机车柴油机结构的振动特性，通过结构运动 学、动力学和平衡分析方法，计算和分析了东风。型内燃机车 1 6 v 2 4 0 z j b 型柴油机的主要激振力，提出了颠覆力矩的概念。 第三章，分析了柴油机发电机组台架试验时的固有振动和橡胶支承 的减振特性，提出了大载荷金属丝网非线性减振器的设想；统计了一定 数量发生振动的柴油机发电机组的振动烈度，测量和分析了柴油机发电 机组的振动烈度和频谱。分析了引起柴油机发电机组振动的原因。 箍二重绪论 第四章，测量了内燃机车司机室的振动烈度和频谱，对东风t n 型内 燃机车的主要部件及其组合结构进行了模态分析与建模“2 邶1 ，识别了结 构工作频带范围内的各阶模念参数( 固有频率、和振型) ，分析了引起 机车司机室强烈振动的原因。 第五章，提出了预防内燃机车司机室振动的措施和消除内燃机车司 机室振动的方法。 第六章，总结了本次研究的过程和得出了结论。 本章小结 本章阐述了全文研究的背景和意义：振动在内燃机车新造厂、大修 厂和机务段发生的次数多，给厂家和运用单位带来经济损失、影响机车 乘务员的健康和行车安全；目前没有系统分析内燃机车司机室发生振动 的文章和系统介绍预防和消除振动的方法的论文。介绍了本文的主要工 作和全文的布局及安排。 蔓二重苤油扭发电扭塑握源盆! i 匠 第2 章柴油机发电机组振源分析 2 1 引言 截止目前，国产内燃机车的柴油机均与主发电机连在一起，柴油机 台架试验时也做为一个整体，因此本文常将柴油机发电机组做为一个大 部件进行分析。以东风4 e 型内燃机车为例( 国产电传动干线和调车内燃 机车的结构均与此相同) ，在柴油机发电机组一传动轴一变速箱一启动发 电机励磁机通风机一柴油机支承一车体一司机室【”1 ( 具体布置见图2 1 ) 振动系统中，柴油机发电机组既是激励源又是受迫振动体，作为激励 源，柴油机发电机组是司机室振动的主要激励之一，在机车的正常运行 过程中，来自柴油机发电机组的运转不平衡力和力矩的作用，激励着机 车( 包括司机室) 不断地产生振动，如果这些力和力矩与其它子系统发 生共振的话，整车的振动将大大加剧，司机室的振动也加剧，甚至无法 正常工作。因此，正确分析柴油机发电机组的振动激励源及其特性，是 研究解决内燃机车司机室振动问题的一项极其重要的内容【l ”。 在正确分析柴油机发电机组内部激励源的基础上，如能优化和改进 设计其内部的结构，则可以有效抵消或减小某些激励力的幅值，并能从 根本上改善机车司机室的振动特性。 目前的内燃机车柴油机，一般都是往复活塞式的“，其动力通过曲 柄连杆机构来传递和转化“”，为了分析整机的振动，首先必须研究曲柄 连杆机构的动力学情况“”。作用在曲柄连杆机构上的力，主要是运动 质量产生的惯性力和作用在活塞上的气体压力，对四冲程柴油机而言， 在稳定工况下，这些力( 或力矩) 以曲轴每转两周为一个变化周期而变 化。在进行动力学计算之前，需根据实测的示功图或对工作过程的循环 模拟计算，来确定气体压力的变化情况，从而得到总的作用力和力矩， 在此基础上，进一步分析这些力和力矩对柴油机振动的影响。 本项研究针对1 6 v 2 4 0 z j b 柴油机，通过动力计算与平衡分析，确定 了该机的内部振动激励源，这将对降低机车司机室振动烈度起到积极的 作用。 4 b 立童逼左堂王捏亟立些堂僮造塞 2 3 中心曲柄连杆机构中的作用力和力矩 1 6 v 2 4 0 z j b 柴油机内部作用力分析：根据曲柄连杆机构相互运动 关系及力的传递关系( 如图2 6 所示) 可分析求得各缸内存在着的由气 体压力和构件运动惯性力所产生的各种力的变化规律。图2 7 为 1 6 v 2 4 0 z j b 型柴油机的某一个缸的气体压力随曲轴转角变化的曲线图。 从图2 7 中可看出，在一个缸的l ：作循环内，在上止点后1 0 。1 5 。气缸 内压力最大。 图2 6 曲柄连杆机构力的传递关系示意图 图2 7 气缸内气体压力随曲轴转角变化图 簋三重苤池丑筮垒扭塑垂遂金挺 2 3 1 单缸柴油机的受力分析 为计算简便，将作复合运动的连杆组总质量h l c 分解为往复运动质 量m 和旋转运动质量m 2 两部分，设为活塞组的质量，则与活塞一 起做往复运动的质量m i 硇。+ m 1 ；一类为旋转运动质量m ，m ，为曲柄销、 曲柄臂、连杆旋转运动质量m 2 三部分质量换算到曲柄销中心处的质量 之和1 2 ”。 则：气体压力： p 旷“孚0 一p )( 2 5 ) 式中，d 为活塞直径， p 为缸内气体压力， p 为曲轴箱内气压力。 往复惯性力： p j = 一m j 舅= 一( m p + m 】) r ( i ) 2 c o sa 一九( m p 十m 1 ) r 2 c o s 2 n 令p j l = - ( m 。+ m i ) r 2 c o sa为一次往复惯性力， p j 2 = 一 ( m p + 。m 1 ) r ( l ) 2 c o s 2a 为二次往复惯性力。 则p j = p j l l + p j 2 旋转惯性力：p r m r r ( _ ) 2 于是，活塞总受力为：p = p j + 飚 将p 按图2 6 所示关系分解，即得连杆受力k 、缸壁侧压力n 、 曲柄切向力t 、曲柄径向力z ，有 k 。器 n = p t 9 0 t = p 警 z = p 警 由图2 6 可见，曲柄连杆机构所受力传递到支承上的有三个： ( 1 ) 垂向力p ，= p e - p r c o sa = - p g + p j - p 舯so( 2 6 ) 垂向力传递到支承上，在支承反力的作用下，引起柴油机发电机组的铅 垂振动。 ( 2 ) 切向力，- k 唔8 一p r s 协a 气p g + p j ) 蟾b p ，s i n ( 2 7 ) 切向力传递到支承上，在支承反力的作用下，引起柴油枧发电机组的水 平振动。 ( 3 ) n 与7 形成的倾覆力矩瞄】 9 箍三重紫油狃筮盐世组拯邀盆盘 用简单的数学表达式表述，且以上各种计算是在假设各个缸的工作状况 完全一致的情况下进行的。1 6 v 2 4 0 z j b 型柴油机的曲轴有两种方案，其 一是采用锻钢曲轴，其各曲柄臂均加有平衡块，各缸对应曲轴的离心惯 性力从理论上来说可实现完全平衡。其二是采用球墨铸铁曲轴，曲柄臂 铸出了平衡块：如不考虑减振器安装轴颈和弹性联轴节安装轴颈，则曲 轴呈镜面对称，其离心惯性力及离心惯力矩是平衡的。但曲轴仍受到由 离心惯性力所引起的弯矩作用。曲轴在实际加工过程中，存在未平衡掉 的旋转惯性矩，其最大允许值为1 5 0 0 9 c m ，弹性联轴节和减振器由于 机械加工和组装的原因，也存在未平衡掉的旋转惯性矩，各个缸的活塞 连杆之间存在质量差、长度差，各个缸的喷油泵之间存在油量差，喷油 器的喷射压力和喷油嘴伸入气缸内的长度存在差异，各缸的配气机构由 于加工和组装的原因也存在差异，各个气缸的压缩容积不完全一致等都 可以产生振动激励力。 2 4 5 柴油机轴系扭振的减振特性分析 柴油机在运转过程中，由于受到周期性干扰力的作用，轴系不可避 免地会产生扭转振动，扭转振动使曲轴产生附加扭矩、扭转角加大，使 柴油机的振动加剧，工作性能恶化。减小柴油机轴系扭转振动的有效途 径之一是调整轴系参数，改变系统的固有频率，其二是增加阻尼，消耗 或减少干扰力输入到系统的能量，以减小扭振振幅。减振器和弹性联轴 节在减少扭振方面，同时具有上述两种功能，减振效果良好，被内燃机 车柴油机设计者们广泛采用。 轴系扭振的固有频率完全取决于系统的转动惯量和刚度，为此适当 选择轴系中部分部件的转动惯量和扭转刚度，以调整系统的固有频率， 达到消除共振的目的。通常轴系中各部件的尺寸和形状是根据其功能、 结构和强度等多个因素确定的，仅仅为了改善轴系的扭振状态而改变它 们是不适宜的。故简便而又行之有效的方法是调整减振器和弹性联轴节 的惯量和刚度。特别是调整弹性联轴节的弹性元件的尺寸。我们对 1 6 v 2 4 0 z j b 型机车柴油机是否采用弹性联轴节和减振器的低结数固有频 率进行计算，计算结果列于表2 1 和表2 2 中。从表1 中可看出，轴系 中增加弹性联轴节会明显降低系统的固有频率，而且其结点就在弹性联 轴节上，同时对其它的低结数固有频率也有不同程度的影响o 。由此可 i e 豆窑塑盔堂工捏亟主些堂僮途塞 见，低结数特别是单结的固有频率主要取决于弹性联轴节，内燃机车柴 油机采用的弹性联轴节扭转刚度较小，而两端的转动惯量较大，这表明 机车柴油机低结数的固有频率主要取决于轴系中扭转刚度相对较小而转 动惯量较大的轴段。 表2 1 弹性联轴节对固有频率的影响( 单位：h z ) l 结数无弹性联轴节有一个弹性联轴节 1 l2 4 3 81 2 6 1 23 7 1 82 4 6 0 l 35 9 5 54 8 4 8 41 2 9 7 79 3 9 6 51 8 0 6 01 7 1 1 6 理论分析也证明这一点。从表2 看出，减振器只能减小低结数的固 有频率，但改变的幅度不如弹性联轴节大，这主要因为它的扭转刚度比 弹性联轴节大。人们普遍认为，目前的中高速柴油机轴系的临界转速 ( 发生共振时的转速) 接近工作转速的上界，所以，要采用减小部件 表2 2减振器对崮有频率的影响( 单位：m ) 结数无减振器有一个减振器 11 3 6 4 1 2 6 1 22 4 6 0 2 4 6 0 39 4 1 0 4 8 4 8 41 8 0 5 5 9 3 9 6 51 8 0 6 0 1 7 1 1 6 惯量和增大刚度的措施，以提高系统的固有频率，将临界转速移出上 界。 本苹小结 本章分析了造成内燃机车司机室振动的主要振源之一一柴油机发电 机组振动的原因。从分析单缸柴油机的运动学、动力学入手，分析了并 列连杆双缸机、1 6 v 2 4 0 z j b 柴油机的运动学、动力学情况，求出了总倾 覆力矩与曲轴转角间的关系式，分析了柴油机发电机组振动的激振力。 分析了弹性联轴节和减振器等对轴系扭转振动的影响。 1 6 簋三重鐾遛赳嚣电机组握动叁数测量塑盆圭匠 第三章柴油机发电机组振动参数测量和分析 由于本文只分析内燃机车不在铁路线上牵引列车时发生振动的情 况，内燃机车在非牵弓l 状态下的振动，绝大多数的振源在柴油机发电机 组( 其它有启动发电机、励磁机、牵引电动机通风机和车体等) ，因此 我们先从柴油机发电机组的台架试验进行分析。 3 1柴油机发电机组在台架试验中的振动测量 国标g b 5 9 1 3 8 6 柴油机机车车内设备机械振动烈度评定办法将 柴油机发电机组在台架试验中的振动烈度分为四级，其中a 为良好工作 状态，对应的振动烈度范围为0 2 8 4 5 0 m m s ：b 为正常工作状态，对 应的振动烈度范围为4 5 0 1 1 2 姗s ；c 为容忍工作状态，对应的振动 烈度范围为1 1 2 0 2 8 0 嘲s ：d 为不容许工作状态，对应的振动烈度 范围为2 8 o 1 1 2 o 姗s 。对于发生振动的柴油机，选取柴油机机体气 缸安装面( 斜顶面) 二个测点、机体前端面一个测点，机体左、右侧面 各+ 个测点( 如图3 2 所示，符合国标g b 5 9 1 3 8 6 要求测点数不少于3 个的规定) 。测量所用的装备为三向速度传感器一台、振动测量仪、数 据采集板一套、4 8 6 电脑一台，打印机和彩色显示器各一台( 如图3 1 所示) 。以前要把振动测量仪上的数据用手敲入计算机或计算器才能算 一 一振动测量仪卜_ 数 = 向 据 馁 一振动测量仪卜 采 感 集 器 板 一振动测量仪卜_ 图3 1 振动烈度检测硬件配置框图 出测试结果，既费时又常出错，不能达到现场测试、现场报告的目的。 因此，用t u r b oc 2 0 设计了直接测试振动烈度的程序。硬件配置”4 1 如 图3 1 所示。 说明：a 计算机为：4 8 6 以上； b 显示器：6 4 0 4 8 0 v g a 彩色显示器； c 打印机：l q l 9 0 0 k ； 墓三重装迪狃筮出也组燕弛叁数到量狸登圭匠 在柴油机运转空载和负载4 3 0 r m i n 、6 0 0 r m i n 、8 5 0 r m in 、l o o o r m i n 转速下和振动最大时的转速下分别测量上述五个测点的振动烈度，然后 按计算公式： = 【瞵) 2 + 盼r + 瞬) 2r ( 3 1 ) 通过随机振动计算机测量系统读取或进行计算。式中：y ，为振动烈 度，v ，、v ，、v ：为三个互相垂直方向上各个测点在同一工况下的 振动速度和；m 、n ，、为三个互相垂直方向上各自的测点数。从2 0 0 3 年3 月至2 0 0 4 年3 月底，本人所在单位共对1 3 2 台机车柴油机进行了 台架试验，发现其中有1 2 台柴油机有明显振感。通过测量并统计出的 振动烈度情况见表3 1 。 表3 1柴油机发电机组台架试验振动测量及处理情况统计表 序柴油振动最振动处理方法处理后的 号机号大时转烈度振动烈度 速( r m i n ) ( n l i l l s ) ( i n i n s ) l0 1 3 8 5 7 01 6 8 更换主发电机 1 0 7 23 0 2 85 5 02 4 4更换弹性联轴节1 1 0 30 4 1 58 8 02 6 8更换主发电机9 6 40 7 3 95 8 02 3 7更换弹性联轴节l o _ 2 53 “65 5 01 7 5更换弹性联轴节8 7 6 4 3 8 14 3 01 5 9更换主发电机9 4 72 0 1 65 0 04 2 5更换主发电机8 9 83 0 8 65 8 02 5 4更换弹性联轴节l o 8 91 9 5 35 5 02 3 8更换主发电机8 6 l o3 9 7 58 3 02 6 4 更换弹性联轴节 1 0 4 1 17 0 3 05 5 0 1 6 8更换橡胶支承8 5 1 21 7 6 88 3 02 5 1 更换主发电机 9 8 从表3 1 可以看出，柴油机发电机组在台架试验中发生的振动巾，影响 最大的是主发电机、弹性联轴节、曲轴( 因更换曲轴的1 ：作量大，需把 柴油机几乎解体完，一般不采用) 和减振器，可以通过更换其中动不平 衡量大的部件来消除柴油机发电机组的振动。 图3 3 和表3 2 为2 0 0 4 年2 月测得的1 7 6 8 号柴油机在台架试验时 9 e 塞盆迪太生工程亟盘些堂僮建塞 发生振动时的振动烈度和频谱曲线。 l l i n ；：； l i l iji a 幻l 矗恻 ll 。l ，v l ，u 1 ，- 、 柚 秘一蚺瑚l i i 瑚 触 图3 31 7 6 8 号柴油机振动频谱图 表3 21 7 6 8 号柴油机台架试验振动数据 测振动速度柴油机转速( r m i n ) 点( m m s )4 3 06 0 08 3 08 5 01 0 0 0 v x o 5o 84 34 o1 9 av y3 36 _ 32 2 11 8 57 2 v z 2 _ 34 11 2 41 1 44 9 v x 1 22 15 14 62 1 b v y 4 23 82 4 4 52 1 98 6 v z 2 24 _ 21 4 31 2 46 1 v x 1 4 2 7 5 3 5 0 3 2 cv y1 54 81 5 61 4 96 9 v z 1 86 21 0 67 95 2 v x 1 93 65 95 32 4 dv v 3 57 92 3 42 1 58 9 v z 2 36 41 3 19 85 5 v x 1 32 14 54 21 7 ev v3 25 52 1 61 8 67 0 v z 1 84 29 87 54 4 振动烈度 3 9 77 9 02 5 0 92 1 9 49 5 9 t*x摹掌詈置一毒 筮三童苤擅扭超生扭缉拯塾叁麴捌量塑筮圭匠 从图3 3 可以看出，该柴油机发电机组在转速为8 3 0 r m i n ( 频率为 1 4 h z ) 处振动最严重。 3 2 柴油机发电机组的自由振动 柴油机在台架试验中，通过四个橡胶弹性支承( 通常均与柴油机发 电机组安装于机车上的四个橡胶弹性支承规格和性能相同) 安装在台架 ( 专用试验小车) 二，自由端不与旋转机械相连，输出端与主发电机相 连，分析中常将柴油机发电机组看成一个机构进行分析。经柴油机发电 机组的重心。点作空间坐标，如图3 4 所示。设偶然的因素使柴油机发 电机组离开了它的平衡位置，弹簧的挠度变化为 z ，则柴油机发电机 组的动力响应方程式为“： m 2 ) 十 c 2 “k z = f f 3 2 ) 卜式中： m 、 c 、 k 分别为柴油机发电机组的质量矩阵、阻尼矩阵 和刚度矩阵； 2 、 2 ) 和 z 分别为加速度、速度和位移： f ) 为载荷 向量。 令 c 二0 ， f j 二0 ，则柴油机发电机组的动态性能就可以由保守系统一即 无阻尼自由振动方程描述，令 z j 二 u c o s 。t ， u 和u 都是未知数，且 u o ，代入式( 3 2 ) 得： ( 一( ) 2 ) m 】 u c o s ( i ) t + k ( u ) c o s t = 0 由于c o s u t 不恒等于零，则有： ( 1 k 一【l 】 x 韭塞窑煎左堂王捏亟童些堂僮地塞 m 一柴油机发电机组质量( 蝇) ；g 啊一重力加速度( 耐s 2 ) k 一橡胶支承的刚度( n ，m ) ；q _ 一橡胶支承的阻尼系数( n s m m ) ； f 分一橡胶支承的静挠度( m ) ； z 一柴油机发电机组的位移( m ) 。因p = k f o ，方程式( 3 6 ) 可改写为： m 2 + q 2 + k z = o ( 3 7 ) 令u2 = 吉，则2 + 吾2 + u 2 z = o 该方程的解为：z = a e l s i n ( 御t + 口) 积分常数a 为振幅、 b = 砉为衰减系数 n 为相位角。 无阻尼时的固有振动频率q ： q 2 嚣2 去吉2 击寺 图3 4 对于东风4 e 型内燃机车柴油机发电机组， m = 2 2 6 7 0 + 5 0 2 l = 2 7 6 9 l ( k g ) ( 3 8 ) f o = 9 5 ( 嗍) ，故有： q = 击喙黔) 22 5 1 1 ( h 剔 考虑阻尼时的固有振动频率7 = 国2 一声2 ， 在进行振动计算时，由于衰减系数0 相对u 来说很小，常不予考虑，阻 尼系数q 也不予考虑。 由此可见，柴油机发电机组的固有振动频率小大，在此频率范围 内，柴油机发电机组的振动只存在刚体模态。 j b 塞窑适太堂工程亟童些堂焦：i 金塞 网减振器( 用在坦克上) ，具有上述所要求的特性。它的主要工作原理是 利用网块在负载作用下的丝间滑移产生的干摩擦阻尼，大量吸收和耗散系 统的能量，达到减振、吸振的目的。 3 4 柴油机发电机组在台架试验中的振动分析 经柴油机发电机组的重心0 点作空间坐标，x 、y 、z 分别为与柴油 机纵向中心线( 曲轴轴线) 同心、横向水平、铅垂方向三个方向( 如图 3 7 所示) ；由于橡胶支承在空间三个方向上都有弹性，因此，一个橡 胶支承可简化为在三个坐标方向的三根弹簧，其阻尼按结构阻尼处理， 柴油机发电机组相对于这一坐标系统可分为六个振动： 浮沉振动柴油机发电机组沿z 轴方向的上下振动； 横摆振动柴油机发电机组沿y 轴方向的往复振动： 伸缩振动柴油机发电机组沿x 轴方向的往复振动； 摇头振动一柴油机发电机组绕z 轴的回转振动； 点头振动柴油机发电机组绕y 轴的回转振动： 侧滚振动一柴油机发电机组绕x 轴的回转振动； 用方程描述为： q ) = xyz 口，曰。p ，j ( 3 9 ) 其中x 、y 、z 为柴油机发电机组质心的三个直角坐标， 口。、口，口：为分别绕三根直角坐标轴的三个转动坐标。 翻3 7 柴油机发电机组台架试验模型筒图 2 4 堇三童装渔扭崖电扭堡运动叁塑趔量独盐盘 这些振动一般是同时存在的，不过，在不同的条件下，有一两个振 动是主要振动，其余的是不显著的振动，其中，柴油机发电机组的在台 架试验中伸缩振动和摇头振动很小( 从实际测量中可知，从理论上分 析：东风。机车柴油机发电机组在台架试验中几乎不不受轴向载荷) ， 因此分析时只考虑浮沉、横摆、点头和侧滚四种振动。 把柴油机发电机组看作一个刚体，设：每组柴油机橡胶支承的垂向动刚 度为k z ，横向动刚度为x _ y ，柴油机发电机组的质量为m ，其绕x 轴的 转动惯量为j x ，绕y 轴的转动惯量为j y ，点头振动时柴油机发电机组 与水平线的夹角为巾，侧滚振动时偏斜角为o ，前、后橡胶支承中心到柴 油机发电机组重心问的距离为i ，左右两橡胶支承中心线间的距离为2 b ， 柴油机发电机组侧滚时侧滚中心线所在水平面到橡胶支承的支承面间的 距离为h ，如图3 8 和3 9 所示。考虑到在台架试验中东风4 等国产内燃 机车的柴油机发电机组的四个橡胶支承的支承面均为水平面，水平方向 基本上处于自由状态，水平方向的约束可不予考虑。分别列出 2 如( z + l j0 1 r m 1 1 1 j j 1l2 如( z 一 z 巾)2 k r y _ 、e = j n tt 1 - b 0 b b l2 ( z + bo h z 图3 8 柴油机发电机组浮沉、图3 9 柴油机发电机组侧滚、 点头示意图横摆示意图 内燃机车的柴油机发电机组的四个橡胶支承的支承面均为水平面， 水平方向基本上处于自由状态，水平方向的约束可不予考虑。分别列出 柴油机发电机组的浮沉、点头、侧滚、横摆振动的微分方程为： m z 。= 2 k z ( z + ，矿) 一2 置z ( z z 妒) 2 4 k z z ， 尬+ 4 芷z z = o ( 3 1 0 ) j ，妒= 2 k 可见，1 6 v 2 4 0 z j b 柴油机的内部激励力所产生的 总倾覆力矩斟z 是 x 韭塞交通厶堂王捏亟童些堂焦监塞 + 4 k y y = o j 口。= 2 也亿一6 口弦一2 置：留+ 6 口 j x 口”+ 4 量z 6 2 日+ 4 足r y = o ( 3 1 2 ) + 4 x y 孙= _ 4 x z 铲8 + 4 x 4 y r ( 3 一1 3 ) 方程( 3 一1 0 ) 、( 3 1 1 ) 、( 3 一1 2 ) 的解分别为： z = 4 c o s 2 序+ 口s i n 2 争 ( 3 - 1 4 ) 驴= c c 。s 2 ，历+ d s i n2 7 事 l ，= e c o s 2 争+ f 血2 唇 其中a 、b 、c 、d 、e 、f 为积分常数， ( 3 一1 3 ) 可求出。与时间的关系。 ( 3 1 5 ) ( 3 一1 6 ) 根据y 与时间t 的关系，代入 本章小结 通过测量柴油机发电机组在台架试验时振动烈度和频谱特性，统计 了一定时间内1 2 台柴油机在发生振动时的振动烈废和减轻或消除振动 的方法。以1 6 v 2 4 0 刀b 型柴油机为例，建立了柴油机在自由振动时振动 方程；分析了对柴油机发电机组振动有重要影响的零件橡胶支承的特 性。对柴油机的点头、浮沉、侧滚和横摆振动进行了建模。 一一 差四垄由缝扭主丑扭窒握弛盆蚯 第四章内燃机车司机室振动分析 内燃机车司机室足机车乘务员长期工作和生活的场所，如果司机室 发生振动，将容易使乘务员头晕眼花，严重影响其身体健康；影响行车 安全。本章分析司机室的振动。 4 1内燃机车司机室振动烈度和频谱测试分析 关于内燃机车的振动，国标g b 5 9 1 3 8 6 柴油机机车车内设备机械振 动烈度评定办法对于内燃机车车体内的设备振动烈度的评定准则、测 量方 去、测量仪表等进行了规定和说明，但并没有规定司机室的振动标 准和测量位置，国标司机室全身振动测量方法尚未实施，由于通常 情况下司机室内操纵台的振动烈度比司机室地板和司机座椅处大，且机 车乘务员常以肉眼观察操纵台来判断司机宝是否振动。目前一般内燃机 车修造厂和机务段均以司机室内操纵台的振动烈度作为司机室的振动评 定参数。在国标g b 5 9 】3 8 6 的车内设备分类中，操纵台为类，其机械 振动烈度分a 、b 、c 、d 四个振动质量级，其中a 为良好工作状态，对 应的振动烈度范围为o 2 8 2 8 嘶l m s ：b 为正常工作状态，对应的振动 烈度范围为2 8 0 7 1r r ，s ；c 为容忍工作状态，对应的振动烈度范围 为7 1 0 1 80 s ；d 为不容许工作状态，对应的振动烈度范围为 1 8 0 1 1 2 0 i s ( 具体见表4 1 ) ；对于柴油机的振动，在台架试验 中，柴油机按类，柴油机发电机组装到机车上后，柴油机为v 类( 具 体见表4 1 ) 。 本人所在工厂一中国南车集团襄樊内燃机车厂在修理东风。机车的过 程中，在2 0 0 4 年3 月以前机车进行水阻试验时，时常出现机车前、后 司机室发生振动，就以2 0 0 2 年为例，工厂年修理东风t 机车1 4 6 台，其 中就有2 8 台机车在水阻试验时前、后司机室发生振动。2 0 0 3 年3 月至 2 0 0 4 年3 月底修理机车1 3 2 台，有2 3 台机车在水阻试验时前、后司机 室发生振动，振动实例见表4 2 ： 室发生振动，振动实例见表4 2 ： 序 车号 司机位共振转速 振动烈度柴油机振处理情况 号置 ( r m i n ) ( m s )动烈度 ( m s ) l0 5 3 3第1 司8 5 0 9 0 0 9 52 9 6 更换弹性联轴节 机室 5 0 0 5 8 07 52 0 4 24 0 7 l第1 司4 9 0 6 0 08 62 2 7 更换弹性联轴节 机室 8 0 0 8 5 01 1 53 6 5 31 2 1 0第1 司5 3 0 6 0 09 32 5 7 主发转子与弹性联轴 机室 节角度转1 8 0 0 46 4 8 0 第1 i 司 8 5 0 1 0 0 08 91 6 8 更换柴油机橡胶支承 机室 57 1 5 5 第1 司 8 5 0 9 2 08 72 0 8 更换主发电机 机室 5 8 0 6 5 09 4 2 5 6 67 0 3 9 第1 i 司 8 5 0 9 2 01 4 31 5 9 柴油机橡胶支承换成 机室挠度值较大的 71 8 0 0第1 司8 5 0 1 0 0 01 1 33 2 6 更换弹性联轴节 机室 5 5 0 6 0 07 61 9 4 8 7 0 9 1 第1 司 8 5 0 9 0 08 81 7 2 消除变速箱庚地板裂 机室纹 90 1 9 7 第1 司 8 0 0 8 7 09 72 0 8 更换主发电机 机室 1 01 6 8 0 第1 i 司 8 3 0 9 5 07 91 6 5 柴油机橡胶支承换成 机室挠度值较大的转主 发转子角度 1 16 5 6 7第1 司8 5 0 9 0 08 51 8 8 更换主发电机 机室 5 7 0 6 2 01 0 4 2 9 5 1 26 2 2 1第1 司8 0 0 8 8 01 1 53 6 5 更换弹性联轴节 机室 5 5 0 6 0 08 7 2 1 4 1 36 4 5 7第司8 5 0 9 3 01 0 21 7 3 柴油机橡胶支承换成 机室 挠度值较大的， 1 40 1 9 5第1 司5 8 0 6 5 0 8 4 2 0 8 更换2 只喷油泵 机室 1 53 6 3 3第1 司 8 8 0 9 6 09 5 2 5 9 主发转子与弹性联轴 机室 5 8 0 6 5 07 81 9 7 节角度转1 8 0 。 1 66 1 6 0第1 司 8 5 0 9 5 09 6 2 4 6 主发转子与弹性联轴 机室 4 8 0 6 5 07 91 9 9 节角度转培o 。 1 77 0 4 6 第1 司 5 5 0 6 2 08 31 7 5 更换传动轴 机室 1 81 0 4 3 第1 司 8 3 0 9 5 07 51 8 8 更换主发电机 机室5 8 0 6 3 01 0 62 6 7 1 96 0 9 5 第1 i 司 8 5 0 9 0 01 1 81 8 6 柴油机橡胶支承换成 机室 挠度值较大的 2 07 2 8 l 第1 司 8 6 0 9 2 08 42 0 4 更换弹性联轴节加固 机室 6 0 0 6 5 09 6 2 5 3 车体 2 l6 5 5 9第1 司8 5 0 9 0 01 2 43 5 4 更换主发电机 机室 5 8 0 6 2 07 6 2 1 _ 8 2 24 0 4 7第l i 司8 5 0 9 6 08 41 9 7 主发转子与弹性联轴 机室 节角度转1 8 0 。 2 36 2 4 0 第1 司 8 5 0 9 0 08 6 t 6 8 更换启动电机 机室 箍四垂凼缝担芏垦扭童垂弛坌蚯 图4 27 0 3 9 号机车第司机室振动频谱图 7 0 4 6 号机车在柴油机转速为5 7 0 r m i 丑时对第1 司机室振动频谱的测试 图，从图中可以看出，在共振状态下，振动频谱图是一条功率谱密度函 数曲线，说明实际的振动是由多种频率的振动叠加而成的。图4 2 为东 风。型7 0 3 9 号机车在柴油机8 9 0 r 血时对第1 i 司机室振动频谱的测试 图，在图4 1 中的1 0 h z 频率处、图4 2 中的1 5 h 立频率处均有一个明显 的峰值，说明共振主要是由该频率下的振源引起的。由于振源频率和机 车的固有频率( 共振转速) 接近一致，引起共振。 4 2 东风型机车自由振动固有频率的计算 为了保证机车运行平稳、舒适，减轻对自身和线路的破坏作用，内 燃机车运行系一般采用两系悬挂减振机构，对于东风t n 型内燃机车来 说，其第一系悬挂减振机构由轴箱弹簧( 1 2 个大圆弹簧和1 2 个小圆弹 簧) 和油压减振器( 8 个) 组成，第二系悬挂减振机构由8 个橡胶旁承 组成。通过弹簧装置中引入阻尼( 减振阻尼) ，避免激扰力的频率和固 有振动的频率一致而产生共振，同时迅速地衰减自振。两系弹簧减振机 构中的阻尼值对减振作用的影响较大，阻尼过大，则弹簧动挠度降低， 弹簧就难以起到缓冲的作用，虽然能够有效地抑制共振时的振幅，但由 于动作用力可以通过阻尼刚性地传递给车体，必将在低频共振区产生新 的加速度峰值：阻尼过小，则不足衰减车体的振动，降低固有振动的振 幅。机车在激扰力的作用下产生周期的受追振动，车体及转向架的振 幅、振动加速度不仅和激扰强度有关，而且和弹簧减振装置的总挠度和 挠度在两系中阻尼值的大小有关。 从自由振动固有频率的计算入手，用理论计算来证实机车振动系统 确实存在两个共振区。 机车是一个多自由度的振动系统。在各种激扰力的作用下产生复 杂的振动过程和振动形式。由于本文只研究机车在非运行状态下的受迫 振动，此时的激扰力仅来自车上设备。根据共振原理可知，只要计算出 多自由度的机车振动系统确实存在两个或两个以上的自由振动固有频率 与上述共振转速相对应，并由此确定出振源的频率，推断出引起共振的 振源。 根据运动学可知，任何一个刚体，在空间内有6 个自由度。因 此，对于机车振动车体来说，有以下六种振动形式( 图4 4 所示) 一 柴油机一发电机组 图4 3 东风4 机车振动系统示意图 浮沉振动一车体沿z 轴方向的上下振动； 横摆振动一车体沿y 轴方向的往复振动； 伸缩振动一车体沿x 轴方向的往复振动； 摇头振动一车体绕z 轴的回转振动： 点头振动一车体绕y 轴的回转振动： 侧滚振动一车体绕x 轴的回转振动； 由于车体所受激扰力仅来自车上设备，机车车体的伸缩振动、摇头振动 实际很微小，可以不考虑：同理，通过弹性支承安装在车体上的柴油机 3 2 簋四室由缝扭主固扭量箍动筮板 厂 、：天么 k 戋广勿y 影 囊t i 尊 i 氯 图4 4 机车六种振动形式不意图 发电机组( 此时看成一个振动体) 的伸缩振动、摇头振动也可以不考 虑；两台三轴转向架质心较低，质量基本均匀对称，转向架的侧滚振 动、点头振动也很微小，可以忽略不计。转向架虽然受到车体传给的横 向力作用，但由于我们研究的主要是车体的振动，考虑到车体和转向架 振动的非偶合性，为便于计算，在这里不考虑转向架的横向振动，只考 虑浮沉振动，对计算结果不会产生影响。这样柴油机发电机组和车体都 有4 种振动形式：互相偶合的浮沉振动和点头振动，互相偶合的侧滚振 动和横向振动。转向架仅存在浮沉振动。另做假设： 机车一系上的8 个减振器，因其合成阻尼率e o 0 5 ，对固有频 率的计算影响很小，可忽略不计。 ( 1 ) 柴油机发电机组、车体钢结构和转向架钢结构均看作刚性结 构。 ( 2 ) 由于柴油机发电机组是一个质量比较大的振动体，又是激振 源，故将它的四个橡胶支承看作是一弹簧系统。整车振动系统简化成三 系弹簧悬挂系统。即轴箱弹簧及橡胶垫作为一系弹簧，姐芏拯胶蠹承趁 三丕理董：柴油机橡胶支承作为三系弹簧。 ( 3 ) 每组轴箱弹簧、橡胶旁承、橡胶支承均看作载荷均布和性能 相同的弹簧元件。按假定条件建立三系悬挂机车振动系统，其示意图见 图4 3 。设：每组柴油机橡胶支承的垂向动刚度为弛：，横向动刚度为 k m 每冬壹垩盟垂亟萼墅鏖茎! = 坠横向动刚度为k ，每组轴箱弹簧的 j b 瘟变通太堂王捏亟堂焦迨窑 2 j l k ( z ，- 舒) + 】a 圣a 】2 “ ( 盘一忍) 一厶孛司 图4 5 柴油机一发电机组浮沉、点头振动受力图 ” 。j k 之 皇 翻b ”翻研， bh 翻k 【斗曩) - b ，】硒i ( 胁曲+ 扣d 图4 6 柴油机一发电机组侧滚、横摆振动受力图 垂向刚度为k ：；柴油机发电机组的质量为 b ，其绕x 轴的转动惯量为 j 。绕y 轴的转动惯量为j 3 y ；车体( 含车上其它设备) 的质量为地，其 绕x 轴的转动惯量为j 。x ，绕y 轴的转动惯量为j z v ；每台转向架的质量为 m 。根据牛顿第二定律，按柴油机发电机组振动的受力示意图( 图4 5 、 4 6 ) ，分别列出柴油机发电机组的浮沉、点头、侧滚、横摆振动的微分 方程： m 3 z ，2 2 k 3 z 【( z ，一z ：) + 厶九】一2 k 3 z ( z ，一z 2 ) 一z ，丸】 = 一4 k 3 z z 3 + 4 k 3 z z 2( 4 一1 ) 3 4 j e 塞窑亟盔堂兰捏亟生僮诠塞 m ：z ：”：2 k ，。【( z ，一z ：) + ，3 丸】+ 2 乜： ( z ，一z ：) ，丸】 韵如浆a 氢：净g 晚】避翰挺纫氘2 赫z 】( 4 5 ) j ：，破= 4 如。l ( z 2 一z 1 ) 一厶办】：一4 x ：f ( z 2 一z 1 ) + 厶办k 兰三芳晦暾二蚤目峻，骑谚；事毫奠粤眩董j z 乒丸k 一8 足：；譬欢一4 k ：z z ：z ? + 4 疋z ，2z j ( 4 6 ) m 2 弘，= 4 k 3 r 儿一8 k 2 r j ，2 ( 4 7 ) 以。吼= 2 丘：【( z ：一z ? ) + ( z 2 一z 1 ) 一2 6 ：嚷】6 ：一2 k ：。【( z 2 一z j ) + ( z 2 一z 。) + 2 屯岛k + 2 髟：阮一乙) + 毛疙b 一2 置，：l i 之一之) 一 6 3 岛p 3 + 4 墨y y 3 2 + 8 k 2 r y 2 啊 = 4 世3 y 2 儿+ 4 巧z 霹以+ 8 足2 ，啊y 2 8 足2 z 酲幺( 4 8 ) 4 k 2 z 【( z 2 - z 】f ) 一1 2 m 1 li jj l 1 2 k l z 22 。 j 2 4 k 2 z 【( z 2 _ z 1 ) + 1 2 巾2 】 r m l l 1 2 i 迕z 劫1 图4 9i 端转向架浮沉振动示意图图4 1 0i i 端转向架浮沉振动示意图 按照转向架的振动受力示意图( 图4 9 、圈4 1 0 ) ，列出i 、i i 转向架 的浮沉振动微分方程【2 5 j ： m ，z i = 4 足2 z 【( z ：一z 1 ) 一，：】一1 2 足。z ? = 4 x 2 z 互一4 置2 z ，2 欢一( 4 墨2 + 1 2 置1 2 坷( 4 9 ) 。 ，。z ? = 4 世：【( z ：一z ，) + ，2 识】一1 2 k ，：z ， = 4 置2 z z 2 + 4 芷2 z ，2 2 一( 4 足2 z + 1 2 k l z k( 4 1 0 ) 列出微分方程组并整理得： m 3 z ；+ 4 髟2 2 3 4 足3 z z 2 = o j 3 y 捉+ 4 k j z l j 币l = o m 3 y 3 + 4 巧y y 3 = 0 j j x e ；一4 k ，y h 3 y j + 4 k 3 z b ；e 3 = o 筮四童内燃扭至司扭童运动盆监 一 m ：z ；一4 k ，：z 3 + ( 4 k ，：+ 8 岛z ) z ：一4 k z z 彳i 一4 f 2 z z - 2 o 厶，硝+ 2 置，：她一西) z ，一4 x 。：j 3 九+ 2 k ，z 幢一片) z ： + 8 k 2 z e 2 + 4 k 2 z ，2 z ? 一4 k 2 z ，2 z l = o f 2 y ；一4 k 3 y y 3 + 8 k 2 r ) 2 = o j 2 j 呓，- 4 k 3 r 如儿一4 j 【3 z 霹岛一8 k 2 y 啊y 2 + 8 k 2 z 醒口22 0 m l z ? 一4 墨z z 2 + 4 k 2 z ，2 欢+ ( 4 k 2 j + 1 2 墨z j z ? = o m 1 刃一4 k 2 z z 2 4 k 2 z ，2 2 + 【4 局+ 1 2 足l z j z l = o 写成矩阵形式： 阻配。 + k 配 = 0 式中口6 】： ( 4 1 1 ) 3 7 o o o o o o o o o o o o o o o o oo o o o o o o o坛o o o 0 0 o o o m o o o o o o o o 如0 o