（光学工程专业论文）东风4型内燃机车非运行状态司机室共振问题的研究.pdf

摘要 f 作为我国铁路客、货运主型机车的东风型内燃机车，其非运 行状瑟下的司机室共振问题是该型机车新造、大修厂普遍存在的 问题，也是制造商和用户容易发生争执的焦点问题。解决司机室 共振问题，已经成为制造商提高产品使用性能、完善产品服务性 、 能、降低生产成本、提高市场竞争力所追求的目标。丫 文中通过对在唐山机车车辆厂大修的东风4 型内燃机车中发 生过司机室共振的机车统计，总结出了司机室共振的实际振动规 律；通过建立简化的机车力学模型，引用机车车辆振动理论进行 计算，找出了机车振动系统自由振动的固有频率，证明了实际振 动规律存在的必然性：通过对两台机车司机室操纵台振动测试得 出的功率谱密度函数曲线进行分析，找出了最大功率谱密度所对 应的频率点，确定出共振振源的频率，证实了理论计算的正确性。 通过对统计的振动规律、理论计算结果、功率谱密度函数曲线及 机车内部结构分析，确定出了引起机车司机室共振的振源；结合 机车本身的结构特点，从设计、工艺方面提出了减小和消除振动 的措施。 关键词：东j i 猛；内燃机车；振动系统；自由振动；固有频率： 司机室共振 4 r e s e a r c ho nt h ei s s u eo ft h ed r i v e r sc a b r e s o n a n c eo fd f 4d i e s e ll o c o m o t i v ei n n o n r u n n i n gs t a t e a b s t r a c t d f 4d i e s e l l o c o m o t i v ei su s e da sam a i nt y p eo f p a s s e n g e rt r a f f i ca n df r e i g h tt r a f f i cl o c o m o t i v e si nc h i n e s e r a i l w a y , a n dt h ep r o b l e mo ft h ed r i v e r sc a br e s o n a n c eo ft h e l o c o m o t i v ei n n o n - r u n n i n g s t a t ee x i s t s c o m m o n l y i n l o c o m o t i v em a n u f a c t u r i n gw o r k sa n do v e r h a u l i n gw o r k sa s w e l l i t sa l s oaf o c a li s s u el i k e l yt oc a u s ed i s p u t e sb e t w e e n m a n u f a c t u r e r sa n dc u s t o m e r s t os o l v et h ep r o b l e mo ft h e d r i v e r sc a br e s o n a n c eh a sb e c o m eag o a lm a n u f a c t u r e s p u r s u e t o i m p r o v et h eo p e r a t i o n a lp e r f o r m a n c eo f t h e p r o d u c t ，p e r f e c tt h es e r v i c ef u n c t i o no ft h ep r o d u c t ，r e d u c e t h ef i r s tc o s to ft h ep r o d u c ta sw e l la sr a i s et h em a r k e t c o m p e t i t i v ep o w e ro ft h ep r o d u c t i nt h ep a p e r , b a s e do nt h es t a t i s t i c a ld a t ao ft h ed r i v e r s c a br e s o n a n c eo fm o d e ld f 4d i e s e ll o c o m o t i v e so v e r h a u l e d i nt a n g s h a nl o c o m o t i v e & r o l l i n gs t o c kw o r k s ，t h ea c t u a l v i b r a t i o nl a wo ft h ed r i v e sc a br e s o n a n c e h a sb e e n s u m m a r i z e d ；b ym e a n s o f s e t t i n gu p t h e s i m p l i f i e d l o c o m o t i v em e c h a n i c sm o d e la n dc a l c u l a t i n g w i t ht h e v i b r a t i o nt h e o r yo ft h el o c o m o t i v ea n dr o l l i n gs t o c k , n a t u r a l f r e q u e n c i e so ft h ef r e ev i b r a t i o no f t h el o c o m o t i v ev i b r a t i o n s y s t e mh a v eb e e nf o u n da n dt h ee x i s t e n tn e c e s s i t y o ft h e a c t u a lv i b r a t i o nl a wh a sb e e np r o v e d ；o nt h eb a s i so f a n a l y z i n gt h ev i b r a t i o nt e s t so fc o n t r o lt a b l e si nd r i v e r sc a b s o ft w ol o c o m o t i v e sf o rt h ep o w e rs p e c t r u md e n s i t yf f m c t i o n c u r v e s ，t h ec o r r e s p o n d i n gf r e q u e n c yp o i n to ft h em a x p o w e r s p e c t r u md e n s i t yh a sb e e nd i s c o v e r e di ne a c hc u r v e ，a n d f r e q u e n c i e so ft h er e s o n a n c es o u r c e sh a v eb e e nd e t e r m i n e d a n dt h ec o r r e c t n e s so ft h e t h e o r yc a l c u l a t i o n h a sb e e n r e c t i f i e d ；t h r o u g ha n a l y z i n gt h es t a t i s t i c a lv i b r a t i o nl a w , t h e t h e o r y c a l c u l a t i o nr e s u l t s ，t h e p o w e rs p e c t r u md e n s i t y f u n c t i o nc u r v e sa n dt h ei n t e r n a ls t r u c t u r eo ft h el o c o m o t i v e ， t h ev i b r a t i o ns o u r c e sw h i c hc a u s ed r i v e r sc a bt or e s o n a t e h a v e b e e n d e f i n e d ；c o m b i n i n g w i t ht h es l r u c t u r e c h a r a c t e r i s t i co ft h el o c o m o t i v e ，m e a s u r e so fd e c r e a s i n ga n d e l i m i n a t i n gt h ev i b r a t i o nh a v eb e e np r o p o s e df r o ma s p e c t s o fd e s i g na n dt e c h n i q u e k e yw o r d s ：d f 4 ；d i e s e ll o c o m o t i v e ；v i b r a t i o ns y s t e m ；f r e e v i b r a t i o n ； n a t u r a l f r e q u e n c y ；d r i v e s c a b r e s o n a n c e 北方交通大学硕士学位论文 第一章前言 第一章前言 东风。型内燃机车司机室共振问题，在机车造修工厂的机车落成竣工 动态验收时时有发生。对振动烈度的评定，目前按照柴油机车车内设备 机械振动烈度评定方法，g b 5 9 1 3 8 6 国家标准进行评定。 本文旨在寻求东风。型内燃机车司机室振动的规律和引起司机室共 振的振源，为解决机车静止状态下司机室共振问题提供理论依据和思路， 对指导机车产品的设计、制造、大修工作有现实的意义。 文章通过对在唐山机车车辆厂大修的东风。型内燃机车中发生过司 机室共振的机车统计，提出了问题，总结出了实际振动规律。通过建立力 学模型，引用机车车辆振动理论进行计算，证实了振动规律存在的必然性。 通过对机车司机室操纵台振动频谱的测试，证实了理论计算的正确性。 本文是在通常的机车车辆二系悬挂振动理论基础上，结合机车在非 运行状态下司机室振动仅受车上设备振动影响的实际，提出了三系悬挂振 动理论。目前，国内关于机车车上设备振动对机车司机室共振影响方面的 研究还未引起足够的重视。随着用户对机车操作环境和舒适度要求的不断 提高，这方面的理论研究将变得越来越重要。 1 1 东风型内燃机车简介 东风。型内燃机车，是目前我国铁路干线客、货运主型内燃机车。该 型机车1 9 6 9 年由大连机车车辆厂研制，1 9 7 4 年投入批量生产，产品成a 、 b 、c 、d 系列，其经济性、动力学性能等方面接近国外同类产品的水平。 该车采用交一直流电力传动装置，内走廊、框架式侧墙承载车体， 北方交通大学硕士学位论文 第一章前言 两台三轴转向架结构。其标称功率为：a 、b 型机车为1 9 9 0 k w ：c 型机车 为2 1 6 5 k w ；d 型机车为2 4 9 2 k w 。机车最大恒功率速度：a 、b 型机车，客 运1 2 0 k m h ，货运7 0 k m h ；c 型机车，客运1 2 0 k m h ，货运9 1 k m h ：d 型 机车，客运1 4 5 k m h ，货运9 2 k m h 。机车整备总质量约为1 3 8 ，0 0 0 k g 。 机车两端设司机室，靠近电器室的一端称i 司机室，另一端称i i 司 机室。一台1 6 v 2 4 0 z j 型柴油机，作为动力装置，通过四个橡胶支承( 通 常也叫橡胶堆) ，座落在车体中部。其装车功率为：a 、b 型柴油机为2 4 3 0 k w ： c 型柴油机为2 6 5 0 k w ；d 型柴油机为2 9 4 0 k w 。其标定转速为：a 型柴油机 为ll o o r m i n ；b 、c 、d 型柴油机均为1 0 0 0 r m i n 。其最低空载稳定转速 为：a 型柴油机为5 0 0 r m i n ；b 、c 、d 型柴油机均为4 3 0 r m i n 。柴油机通 过弹性联轴节和一台t o f r - - 3 0 0 0 型交流同步发电机( 同步发电机通常也 叫主发电机) 相连。主发电机产生的三相交流电经硅整流柜三相桥式全波 整流后，输送给两台转向架上六台并联的z q d r 一4 l o ( b 型客运机车和c 型机车为z q d r 4 l o c 、d 型机车为z d l 0 9 b ) 型直流牵引电动机，每台直 流电机( 成顺置排列，一侧通过抱轴轴承刚性地支承在轮轴上，另一侧通 过弹性元件和吊杆悬挂在转向架构架上) 通过传动齿轮驱动车轮旋转。 机车整个上部结构通过八个弹性摩擦旁承( d 型机车为弹性固定旁 承) 座落在两个转向架上。每个转向架与车体间由一组低位平行四杆牵引 杆机构相连，以传递牵引力和制动力。车体上的垂向载荷，由两个转向架 的构架，通过2 4 组轴箱弹簧及垫、轴箱传给六条轮对。为了缓和机车的 垂向振动，在i 、v i 轴两端各安装一个油压减振器。机车结构布置 简图见图1 。 由柴油机带动的辅助传动装置，在主发电机端( 通常称为柴油机的 输出端) 由主发电机通过万向轴和启动变速箱( 也叫前变速箱) 相连，启 北方交通大学硕士学位论文 第一章前言 动变速箱通过两个输出轴带动启动电机、励磁机、前转向架牵引电机通风 机工作。n n - - ( 通常称为柴油机的自由端) ，通过曲轴上的 硅油减振器连接叉型接头、传动轴，带动静液压变速箱( 也叫后变速箱) 。 静液压变速箱带动两台静液压柱塞泵、后转向架牵引电机通风机旋转，柴 油机一发电机组及辅助传动装置结构布置简图见图2 。 1 2 司机室共振问题的提出 唐山机车车辆厂1 9 9 9 年大修东风。型内燃机车t 3 4 台，有1 4 台机车 发生司机室共振问题，发生率为l o 4 。2 0 0 0 年大修1 3 5 台，有1 3 台机 车发生了司机室共振问题，发生率为9 6 。2 0 0 1 年，振动问题引起了工 厂的高度重视，尽管采取了一些措施，收到了一些效果，但仅一至八月份 在大修的1 0 1 台机车中，仍然有1 8 台机车发生了司机室共振问题，发生 率为1 7 8 ，大有反弹趋势。据了解，在其它大修厂，甚至在新造厂，该 型机车的这类问题也时常发生。真有点”谈振动色变”的感觉。虽然司机室 振动问题吵得沸沸扬扬，但按照6 8 5 9 1 3 - 8 6 柴油机车车内设备机械振动 烈度评定方法，既便人们在司机室对振动的感觉已达到很不舒服的程度， 仍属于正常或容忍工作状态。司机室的振动问题之所以成为问题，一方面 是当初该产品设计和制定振动评定标准时考虑在振动状态下设备是否能 够正常运行的因素多一些，而考虑司机能否承受的因素少一些，加之近些 年来用户不仅仅追求机车产品的使用性能，而且对司机的操作环境和舒适 度等产品服务性能的要求也越来越高，致使这类过去不够重视，认为不很 突出的问题，现在越来越被人们所注重。另一方面，随着市场主体的变化， 商家为了扩大市场占有份额，以客户至上作为服务宗旨，对客户的合理要 北方交通大学硕士学位论文 第一章前言 求必当满足，是市场竞争的需要。从根本上解决司机室振动问题，除了有 其社会效益外，也有一定的经济效益。就拿唐山厂来说，一台机车因司机 室振动造成的返工及材料费用约3 0 0 0 元，一年发生2 0 起则发生费用6 万 元。为此，解决司机室振动问题已经提到各厂提高机车产品质量、降低造 修车成本的议事日程。东风。型内燃机车作为我国客、货运的主型机车， 无论是现在，还是将来，都将发挥其重要作用。解决司机室振动问题，对 改善机车的操作环境，提高产品的使用性能、完善其服务性能意义重大。 表1 列出了1 9 9 9 年1 月至2 0 0 1 年8 月间发生在唐山工厂大修东风4 型内燃机车中出现司机室共振的4 5 台机车的实例。 从表中实例可以看出司机室的振动存在下列规律： ( 1 ) 在柴油机4 3 0 1 0 0 0 r n i n 的运行转速范围内，机车的振动存在 两个共振区，每个共振区对应一个柴油机转速( 确切地说是一组转速，下 面分别称这两组转速为低、商共振转速) ，这两组转速分别在4 3 0 6 0 0 r m i n 和8 0 0 1 0 0 0 r n i n 的范围内，而多数机车的低、高共振转速 分别在5 5 0 r n i n 和8 5 0 r m i n 左右，在共振转速范围之外司机室振动感 觉不明显。 ( 2 ) 第1 司机室共振在高、低共振转速状态下均有发生，第司机 室共振均发生在高共振转速状态下。 ( 3 ) 低共振转速状态下的司机室共振，调整弹性联轴节的安装角度 ( 转1 8 0 。) 或更换弹性联轴节，对减小甚至消除共振收效显著。说明低 共振转速振源来自于柴油机弹性联轴节等旋转部件。高共振转速状态下 的共振问题的处理比较复杂。更换弹性联轴节或转动其安装角度、更换 启动电机等能够减弱i 室的共振。更换传动轴对减弱室的共振有效果， 转动弹性联轴节安装角度或更换弹性联轴节效果更显著。 l 霉规塞毫器室 疟囊毫辊 凄力室 粟沲辊一炭毫瓶蕴 冷却室 司机室 电机通风机励磁机主发电机弹性联轴节柴油机 t 厂 曦奄瓠 1堡岿 ；- 二每 属 f 乒吓 直矗由扣莆亦鞋毒 榔蜘 ”攀逦硅油减振器h 液压八恼机通风机 北方交通大学硕士学位论文 第一章前言 表1东风。型内燃机车司机室共振实例 序 发 生车号振动共振转速振动烈度处理情况 号 日 期位置( r m i n ) ( c m s ) 1 19 9 9 0 10 4 0 4 i i 室 80 0 8 5 0无法处理 21 9 9 9 - 0 3】6 5 9 室 s 2 0 87 0 无法处理 31 9 9 9 - 0 30 2 9 7i i 室8 2 0 9 8 0 更换变速箱不理想 419 9 9 0 5 3 6 8 9 ii i 室8 0 0 8 5 0 无法处理 i 室 50 0 5 5 0 未处理 519 9 9 - 0 6 1 5 6 0 i i 室 8 5 0 转弹性联轴节不理想 6i 9 9 9 - 0 61 4 8 5 i 室 55 0 换弹性联轴节 l i 室8 0 0 85 0 7 1 9 9 9 - 0 82 5 3 7 室 8 5 0 无法处理 819 9 9 - 0 8 2 3 4 3i 室8 5 00 5 6 转弹性联轴节不理想 919 9 9 一0 91 7 5 4 i 室 9 0 0 换启动电机效果不好 1019 9 9 100 4 9 2 i 室 5 0 00 9 3 换弹性联轴节效果好 1 11 9 9 9 - 1 0 2 2 53i 室8 5 0 换弹性联轴节效果好 1 219 9 9 1 i7 2 3 1 i 室 50 0 转弹性联轴节效果好 1 31 9 9 9 一1 27 4 7 4 i 室 5 5 0 o 3 5 耒处理 1 419 9 9 1 26 l5 6 i 室5 5 0 6 0 0 未处理 1520 0 0 0 1 1 4 3 3 i 室 9 5 0 一l0 0 0 未处理 l620 0 0 - 0 30 4 8 4 1 室 4 3 0 转弹性联轴节效果好 1 7 20 0 0 一0 6 25 8 5 i 室 5 5 0o 4 6 未处理 182 0 0 0 0 70 2 8 1 i 室 5 0 0 55 00 8 换弹性联轴节效果好 1920 0 0 - 0 83 1 5 1 i i 室 83 0 0 65 无法处理 i 室 4 3 0 未处理 2 02 0 0 0 一0 9 4 3 5 1i 室5 7 00 6 4 未处理 2 120 0 0 0 943 1 1 i 室 9 0 0 换启动电机有效果 2 220 0 0 0 943 0 7 i 室6 0 0 0 7 减至0 4换弹性联轴节有效果 2320 0 0 0 93 2 9 8 i 室 1 0 0 0 0 7 未处理 2 4 2 0 0 0 一n 0 7 4 9 i 室 1 0 0 0 换启动电机有效果 7 北方交通大学硕士学位论文第一章前言 2 5 20 0 0 一l24 2 5 5 i i 室 8 50 8 7 0 0 9 2 减至0 5 6调泵齿条、旁通阀等 2 62 0 0 0 1 20 4 6 5 i 室 5 0 00 4 3 未处理 27 2 0 0 0 - 1 21 7 7 8 室 8 0 0 未处理 2 82 0 0 1 - 0 30 7 1 9 室 8 50 z 轴0 7 2 ，y 轴换传动轴 0 8 8 减至0 5 5 2920 0 1 0 3d 2 5 l i 室8 5 0 减至0 4换启动电机 3 0 20 0 1 0 34 3 6 6 i 室 5 5 00 6 5 未做处理 3 l20 0 1 - 0 44 2 4 1 i 室 5 5 00 4 换传动轴 室 9 0 0 1 0 减至0 6 8 3 220 0 1 0 41 8 2 0 i i 室 8 5 0 0 7 8 减至0 6 8调泵齿条加固操纵台 33 2 0 0 1 0 4d 1 6 2 室 8 50 0 9 减至0 6 换传动轴、旁通阀、 加固操纵台 3 420 0 1 - 0 4d 2 5 6 1 1 室 8 5 0 0 7 8 减至0 6 2加固操纵台 3 520 0 1 - 0 5 7 4 1 3i 室5 5 0 0 7 4 减至0 3 7 换传动轴、转弹性联 室 8 5 0 1 0 2 减至0 4 5轴节角度 3 620 0 1 - 0 6 4 2 8 5 i 室 6 0 0 0 7 5 减至0 3 4加固操纵台、转弹性 i i 室 9 0 0 0 8 4 减至0 6 3联轴节角度 3 720 0 1 - 0 61 5 5 0 i 室9 0 0 1 1 减至0 3 5 换启动电机 3 8 2 0 0 1 0 6 4 3 70 i 室 5 9 0 0 8 减至0 3 5转弹性联轴节角度 3 920 0 1 0 67 4 6 0 i 室 43 0 有振动加固操纵台 i i 室 8 50 0 8 2 减至0 6 4 4 0 20 0 1 一0 64 2 3 1 i 室8 5 0 0 4 6 减弱 换传动轴、加固操纵 1 1 室 9 0 0 1 2 藏至0 5 7 台、转弹性联轴节 4 12 0 0 1 0 71 8 8 1 i i 室8 5 0 0 9 基本消除 转弹性联轴节角度 4 2 20 0 1 - 0 74 2 5 1 室 8 5 0 0 75 减至0 4 8 加固操纵台 4320 0 1 0 7 1 9 3 2 i i 室 8 5 0 1 0 4 减至0 ，4 2 转弹性联轴节角度 4 4 20 0 1 一0 74 2 7 0 i 室 8 5 0 0 8 8 减至0 5 8 转弹性联轴节角度 1 1 室8 5 0 1 3 减至0 3 9 45 20 0 1 - 0 80 3 3 3 i 室 5 5 0 0 6 转弹性联轴节角度 1 1 室9 0 0 1 0 2 减至0 5 2 8 北方交通丈学硕士学键论文 筹一蕈藏言 注：掇动位萋：指梳车振动系统发生共振瓣爱映在车体上振动最强烈熬部 位，也是选定的溺萋位簧，这里指l 、l l 司橇室。 共振转速：措机率司税室产生共振时镌菜油梳运行转速。 搬动烈度：指在一定机车柴油机功况下( 这里指在共振转速状态下) ， 在选定的位避和方向上( 这腱指司机室操纵台上平面、铅垂方向) ，通过测 量值计算出的，在所选取的糕个频搴范围内的总的最大机械振动速度的均方 根值。 灵法处理：擐由予当对寒找出有效的处理方法，对共振问题寒敬任何 处理。 泰处理：按照6 8 5 9 1 3 - 8 6 ( 柴浊机车车内设备机械振动烈度评定方法， 振动烈度小于0 。7 1 c m s 时为正常工作状态，大于或等于0 7 t c m s 至l8 c m s 时为容忍工作状态，大于或等于1 8 c m s 时为不容许工作状态。因振动 烈度小于0 7 1 c m s 属正常工作状态，故对振动问题未傲处理。 加固操纵台：指对两端司机蜜操纵台与车体连接的底座焊接加固，减 小因操纵台自身振动产生的振动叠加作用。 9 北方交通犬学硕士学位论文i 兰曼塑亨堰竖堡皇宴塑型塑壹塑妻墼盐苎 第二章机率振动系统自由振动固有频率的计算 本搬动系统麴瑾论分辑及计算，可觚自幽掇动潮有频率的计算入手，用 疆论计冀来诞实机车振动系统确实存在两个共振区。 2 1 振动系统自由度的确定 极擎是一个多整由发憋振动系绕，终臻予这个系统豹各种激抗力使它产 生复杂款振动过稷积振动彤式。良予筏们研究的逶梳车崧非运行状态下的受 遥振动，溷魏，藏辩豹激抗力仅泉舀子车上设备。稂据当激扰力狠源的频率 和祝率静固有频率一致时，机车就要发生共振的共振原理可知，只要计算出 多自出度的机车振动系统中确实有两个域两个以上自由振动固有频率与上 述共振转速相对应，就证明上述第一条规律正确，并妇此确定出振源的频率 ( 转速) ，推断出引起共振的振源。 根据力学中的运动学可鳃，任何一个爨出劂体，焱空阑建鸯8 个鸯壶度。 因此，对机车率体来说，蠢以- f6 秘振动形式( 魏图3 ) 。 浮浚叛动车体浍z 辖方羯的上下振动。 横摆搬动车钵沿y 轴方简豹往复振动。 释缩振动车体沿x 轴方向的往复振动。 摇头振动车体绕z 轴的回转搬动。 点头掇动车体绕y 轴的回转振动。 侧滚振动车体绕x 轴的回转搬动。 由于机车的振动在非运行状态下只受到来鑫车上设备产生的激捷力熬影赡， “ ! ! 查銮垄奎兰堡圭兰堡笙兰墨三兰塑圭堡垒墨篓! 叟堑垫里壹塑奎塑盐墨 此时机车车体的伸缩振动、摇头振动实际很微小，故可以不考虑；同理。弹 性安装在车体上的柴油机一发电机组( 此时看成一个振动体) ，其伸缩振动 和摇头振动也不予考虑：由于两个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，也可以忽略不计；虽然转向架受到 车体传给的横向力的作用，但由于我们主要研究的是车体的振动，考虑到车 印， 、摇头x ) 巍 i 弘m 刃， 。彩 、百 窿 图3 机车振动形式示意图 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。在上述条件下，柴油机一发电机组和车体均存在4 种振动 型式，即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。共1 0 个自由度。 北方交通大学硕士学位论文 第二章机车振动系统自由振动固有频率的计算 2 2 假定条件 ( 1 ) 并联安装在机车一系上的8 个减振器，每个减振器的阻尼系数为 c = 7 8 4 0 0 n s m ，合成阻尼率l 1 0 0 0 其它齿轮和轴 8 传动轴】4 3 0 10 0 0 9 万向轴 143 0 1 0 0 0 前面已经提到，引起机车司机室共振的振源频率和柴油机旋转频率( 转 速) 一致。因此，从表2 中可以看出，和柴油机的转速一致的旋转部件除了 柴油机一发电机组上曲轴和与曲轴相连的旋转部件如弹性联轴节、减振器、 主发电机转子外，还有车上和曲轴相连的旋转部件如变速箱、传动轴、万向 轴等。因此，引起机车司机室共振的振源可能来自于这些部件，其它部件可 以排除。 ( 在这里先不考虑其它振动对共振的叠加影响。) 下面对这些部件引起共振的可能性进行分析。 些查窒望查兰堕主兰堡篓苎 墨婴兰垫兰里盟皇茎墨篓塑塑坌盟 4 1 柴油机一发电机组上主要旋转部件对共振影响的分析 柴油机一发电机组上的主要旋转部件有曲轴、弹性联轴节、主发电机转 子和硅油减振器等。设计规定，要对这些部件( 除了硅油减振器外) 在柴油 机总组装前进行动平衡试验，并保证满足规定限度要求。但是，如果单个部 件动不平衡量都处于规定值的上限，这些部件组装后各动不平衡矢量叠加结 果有可能远大于原单个矢量。而这些部件组装后又有可能出现组装质量偏 心。动不平衡叠加矢量和组装偏心质量产生的离心力将作为周期性的激扰 力，通过柴油机的橡胶支承传给车体使机车振动系统处于受迫振动状态。当 柴油机的转速接近机车的共振转速，柴油机橡胶支承的性能又能够使车体上 的柴油机振动系统( 此时将柴油机一发电机组和柴油机橡胶支承看成一个振 动系统，下同。) 的自振频率也接近该共振转速时，司机室便发生共振。 设计规定：柴油机橡胶支承硬度为6 0 h s ，压缩量在6 8 6 0 0 n 压力下为9 1 3 哪，柴油机振动系统的自振频率应在6 7h z 范围内( 柴油机振动系统的 自振频率计算见附件4 ) 。在这种情况下，因柴油机一发电机组上旋转部件 动不平衡叠加矢量和组装偏心质量所产生的离心力引起的振动虽然可以通 过橡胶支承传给车体，但不能引起车体共振。 由于柴油机橡胶支承在制作时受影响的因素较多( 诸如橡胶成分、制造 工艺等的影响) ，使得每个橡胶支承的性能出入较大。硬度、压缩量不同， 其各自刚度不同，使柴油机振动系统的自振频率有差异。当其自振频率低于 7 1 h z 时，如上所述，柴油机一发电机组上旋转部件引起的振动通过橡胶支 承传给车体是不会使车体产生共振的。当柴油机振动系统的自振频率在 7 2 l o h z 范围时，其频率接近机车低共振转速，柴油机上旋转部件引起的振 北方交通大学硕士学位论文 第四章机车司机室麸振振源的分折 动将通过橡胶支承传给车体，使机车振动系统在低共振转速状态下共振。同 样，当柴油机振动系统的自振频率在1 3 1 5 h z 范围时，机车振动系统将在 高共振转速状态下形成共振。当机车一、二系悬挂弹簧的刚度一定，柴油机 运行转速接近共振转速状态的情况下，柴油机发电机组上的振源能否使机 车振动系统形成共振，主要取决于柴油机振动系统的自振频率，即柴油机橡 胶支承的刚度性能。 弹性联轴节、主发电机转子靠近i 端，其回转半径及质量较大( 弹性联 轴节回转半径为3 7 5 m m ，主发电机转子回转半径为5 6 7 m m ) 。当柴油机运行 转速接近低共振转速，柴油机振动系统的自振频率也接近该频率( 转速) 时， 其较大的偏心质量产生的惯性力作为激扰力对i 司机室将产生影响，使其共 振( 这时机车为浮沉振动) 。当柴油机运行转速接近高共振转速，柴油机振 动系统的自振频率也接近该频率( 转速) 时，由于惯性力正比于转速的平方， 既便是较小的弹性联轴节、主发电机转子质量偏心，所产生的惯性力也会将 通过橡胶支承传递给车体使车体产生共振。实际中在高共振转速状态下由弹 性联轴节、主发电机转子质量偏心所产生的惯性力引起的共振所影响的绝大 部分不是i 司机室，而是i i 司机室，这种现象可以理解为：在高共振转速状 态下的振动是浮沉和点头振动的偶合振动。i i 司机室振动时，车体的振动是 点头振动；i 司机室振动时，车体的振动是浮沉振动。部分机车受弹性联轴 节、主发电机转子质量偏心所产生的惯性力的影响，出现同一台机车i 司机 室在低共振转速、i i 司机室在高共振转速状态下共振( 如表l 中第4 5 例： 另一实例：2 0 0 1 年1 1 月唐山厂厂修的东风。7 2 0 2 号机车，出现i 司机室在 柴油机5 5 0 r m i n 时振动烈度为0 7 4 c m s ，i i 司机室在柴油机9 0 0 r m i n 时振 动烈度为0 7 5 c m s 的现象) ，或i 司机室分别在低、高共振转速状态下共 振的现象( 如2 0 0 2 年2 月唐山厂厂修的东风。6 1 9 5 号机车，出现i 司机室在 柴油机6 0 0 r m i n 时振动烈度为0 6 6 c m s ，在柴油机9 0 0 r m i n 时振动烈度为 北方交通大学硕士学位论文 第四章机车司机室共振振源的分析 1 0 3 c m s 的现象) ，前者可以理解为由于柴油机两端橡胶支承的性能不同、 后者可以理解为由于两侧橡胶支承的性能不同所引起的。橡胶支承一端( 侧) 硬、一端( 侧) 软，导致出现了上述情况。又如：2 0 0 2 年4 月唐山工厂厂修 的东风。3 5 9 0 号机车，i i 司机室在柴油机8 5 0 r m i n 时正司机位置一侧振动烈 度为0 7 4 c m s ，而副司机位置一侧振动不明显，这种现象更说明了橡胶支承 存在一侧硬、一侧软的情况。 柴油机曲轴，当它的质量偏心达到一定程度后，也会作为共振的振源， 通过柴油机橡胶支承，将激扰力传给车体而引起司机室的共振。但由于柴油 机曲轴回转半径较小( 2 4 0 m m ) ，而且组装前要严格地进行动平衡，实际当 中曲轴对司机室共振的影响还没有明显地暴露出来。 硅油减振器，由于它的回转半径( 为3 4 5 m m ) 及质量远小于弹性联轴节 及主发电机转子，且结构设计上不易产生大的质量偏心，因此，在低共振转 速状态下其偏心质量产生的激扰力不足于对司机室构成影响。而在高共振转 速状态下，由于离心力与转速的平方成正比，其偏心质量产生的激扰力将通 过柴油机橡胶支承传给车体，对司机室共振的影响就不能不予考虑。该部件 设计上没有做动平衡试验的要求，只是靠加工和组装精度来避免大的质量偏 心，实际上有时难以做到。由于各零部件存在制造偏差，零部件之间存在组 装误差，加之厂修时为便于减振器拆解，减振器体装配这个成组部件在减振 器解体时被拆散，待硅油减振器组装后，部件质量偏差和部件组装偏差将带 来质量偏心，这个偏心质量产生的惯性力将作为激扰力对司机室共振产生影 响。由于它靠近i i 端，对i i 室的浮沉共振影响较大。 北方交通大学硕士学位论文 第四章机车司机室共振振源的分析 4 2 前、后变速箱对共振影响的分析 位于车体上的前后变速箱，旋转零件有齿轮和轴。由于齿轮和轴等旋转 部件质量较均匀，回转半径较小，组装误差又不大，而和柴油机转速一致的 只有主动齿轮和主轴，故由齿轮和轴质量偏心引起的离心惯性力不足于对车 体振动产生影响。既便是因轴承质量或齿轮齿面干涉而引发的振动( 对变速 箱来说，这种情况不允许存在) ，由于其振动激扰力较小，振动频率和共振 ( 频率) 转速不一致，也不会引起车体共振。 4 3 传动轴对共振影响的分析 柴油机自由端的传动轴，虽然回转直径不大，但外形质量不均，且容易 出现组装质量偏差。该部件设计上又不傲动平衡( c 型车结构变化后增加了 动平衡规定) ，因此，当柴油机在高共振转速状态下旋转时，其偏心质量产 生的离心力就会起到激扰作用。此部件靠近i i 司机室，会对i i 司机室浮沉共 振产生影响。 4 4 万向轴对共振影响的分析 柴油机输出端的万向轴，回转直径也不大，外形质量也不均匀，但设计 规定做动平衡。若组装偏差在规定范围内，一般对振动影响不大。若组装误 差较大，动平衡又存在误差，在高共振转速状态下这种质量偏心产生的离心 力会因靠近i 端对i 室浮沉共振产生影响。 北方交通大学硕士学位论文 第四章机车司机室共振振源的分析 其它部件，如增压器，由于转速较高，且工艺上做严格的转子动平衡， 对共振影响不大；启动电机，由于靠近i 室，其较大的转子质量偏心产生的 离心力在高共振转速状态下对i 室浮沉振动有较大的影响，这是振动叠加的 结果( 实际情况已经证实了这点) ；励磁机和启动电机一样，但由于转子 直径相对小一些，其影响小于启动电机。空压机、牵引电机通风机，因空压 机阶段性工作，通风机转子又相对较小，且作严格的动平衡，其对司机室共 振的影响可以不考虑。 4 5 结论 通过以上分析可以得出结论： ( 1 ) 柴油机发电机组上的旋转部件如曲轴、弹性联轴节、主发电机 转予、硅油减振器以及连接变速箱的传动轴、万向轴等部件的质量偏心产 生的离心力，是造成机车司机室共振的振源。而启动电机、励磁机等部件 转子质量偏心产生的离心力，可以对机车的振动产生影响，但由于其频率 大于机车的固有频率，不会引起机车共振。 ( 2 ) 在机车一、二系悬挂弹簧的刚度一定，柴油机运行转速接近共振 转速状态的情况下，柴油机一发电机组上的旋转部件( 即振源) 能否使机 车振动系统形成共振。主要取决于柴油机振动系统的自振频率，即柴油机 橡胶支承的性能。只有柴油机振动系统发生共振，机车振动系统才能产生 共振。若柴油机振动系统的自振频率低于7 1 h z ，可使柴油机振动系统的共 振点远离机车振动系统的共振点。若柴油机振动系统的自振频率在7 2 l o h z 范围内，柴油机振动系统的共振点接近机车振动系统的低速共振点， 对车体低速共振产生影响。若柴油机振动系统的自振频率在1 3 1 5 h z 范围 ! ! 查塞望奎鲎堕主鲎些兰塞 蔓婴量垫圭塑墼塞茎塑篓塑盥坌堡 内，柴油机振动系统的共振点接近机车振动系统的高速共振点，对率体高 速获振产生影响。 ( 3 ) 弹赣联辘麓、妻发奄撬转予夔零早餐惯镁秀，是孳l 起撬车 霭枫 室分裂在低、嚣共缀转速状态下的浮沉共振、狂司机室农慧共叛转遴状态 下的点头共振的主冀振源。 北方交通大学硕士学位论文 第五章减小、消除司机室共振的措施 第五章减小、消除司机室共振的措施 通过理论计算、分析得知：引起机车司机室共振的振源来自于柴油机的 曲轴系、主发电机转子及传动轴、万向轴等旋转部件；启动电机、励磁机旋 转不平衡等因素引起的振动可以对司机室共振形成叠加作用。由此，从设计、 工艺方面提出下面减小、消除司机室共振的建议措施，供在设计、制造和大 修东风。型内燃机车时参考。 5 1 设计方面的措施 ( 1 ) 改变现有柴油机一发电机组橡胶支承的结构，提高橡胶支承的弹 性。 从橡胶支承生产厂家了解到，按现行的生产工艺制作橡胶支承，模拟车 上安装结构制作检测橡胶支承压缩量的工装，同时制定测量工序时也考虑了 橡胶支承的蠕动性，对橡胶支承压缩量进行测量时发现，当压缩量达到1l m m 以上时，橡胶支承的硬度只能做到5 0 h s 以下。这样，虽然保证了橡胶支承 的压缩量，但保证不了橡胶支承的硬度，更难保证橡胶支承的寿命。暂不考 虑橡胶支承制作配方是否存在问题，这种现象说明了橡胶支承的结构设计可 能不尽合理。由于橡胶支承具有不可压缩性，过大的承载面积和自由面积比 值，使得出现橡胶支承硬度不高而压缩量却不大的不正常现象。为了解决这 个问题，可考虑在现有橡胶支承外形尺寸不变的情况下，在锥形表面加几道 沟槽，使其在保证橡胶支承强度的基础上尽量增大自由面积，使压缩量增加， 弹性增大。这样可使柴油机振动系统的共振点远离机车振动系统的共振点， 3 5 i ! 查塞望查鲎堕主堂垡堡塞 蔓墨兰塑! ：塑隧里垫塞茎篓艘堂塑 柴油机曲轴系的质量偏心所产生的激扰力通过橡胶支承传给车体不至于造 成率体共振。 ( 2 ) 在原有基麓上，提离弹性联辘节、主发电枫转孑瓣动不平蘩蓬豹 控钊标准，减小困不平撵矢量蹙加建成较大的质量偏心，由此产生离心力使 车体产生共振的可s & 性。 ( 3 ) 对a 、b 型机车，改进传动轴结构，使之能够进行动平衡试验梭测， 并增加试验检测要求。 ( ) 改避谴漶躐擐器结构，镬之能够迸嚣秘平簿试验检测，并壤是g 试 验捻测要求。 ( 5 ) 在启动电机安装底座增加减振装置，减小因转子不平衡产生的高 频激扰力对车体共掇的影响。 5 2 工艺方嚣的措施 ( 1 ) 考虑橡胶支承鞠蠕动性和不可聪缩。黢，明确柴油机橡胶支承在 6 8 6 0 0 n 的静压力作用下9 1 3 r a m 的压缩爨的检测规范，统一压缩量检测工 装，并进行严格检测。同台车橡胶支承的压缩量尽量选取一致。 ( 2 ) 对懿辘、弹往联轴节、主发电梳转子、启动宅梳转子、糯磁梳转 予、万囱辘等旋转熬俘按要求进行严壤兹动孚罄试验检测。尾射，要确保动 平衡试验检测设备检测准确，因工装造成的检测误差减小到最低限度。 ( 3 ) 对曲轴系( 曲轴、弹性联轴节、主发转子等) 组装前骠确定每单 个旋转部件的动不平衡矢麓的方向，组装时，应保证这些矢量尽鬟抵消。特 尉楚弹瞧联辘节_ 移主发鸯槐转予静不平衡尖耋器量错开1 8 e 。，竣小不平餐 矢爨戆叠妇影髓。 北方交通大学硕士学位论文 第五章减小、消除司机室共振的堂塑 ( 4 ) 严格执行组装工艺，尽量减小曲轴系、传动轴、万向轴、启动电 机、励磁机等旋转部件闻的组装偏差。 ( 5 ) 大修东风4 型内燃机车进行硅油减振器二级解体时，减振器体装 配不应解体。为便于拆解而必须解体时，可在拆解前打好定位销，以保证组 装后恢复原位，或组装后对减振器体装配进行同心度找正，以免造成组装后 的质量偏心。 ( 6 ) 严格选配活塞、连杆及活塞连杆组，保证每组活塞、连杆、活塞 连杆组质量差在规定的范围内。 ( 7 ) 调整好各缸的爆发压力，确保压力差不超规定要求。 ( 8 ) 注意车上设备安装嫘栓、地脚螺栓要紧固好，要达到一定的紧固 力矩。司机室操纵台底座要焊牢。 北方交通大学硕士学位论文 第六章结束语 第六章结束语 通过对机车振动的实例统计，对机车振动系统的自振频率的理论计算和 对机车振动的测试及结构分析，得出如下结论： ( 1 ) 机车振动系统在其运行转速范围内存在两个共振区。 ( 2 ) 机车共振振源的旋转频率( 转速) 和共振时的柴油机转速一致， 振源来自于柴油机一发电机组以及和其相连的旋转部件。其动不平衡误差、 组装偏差造成的质量偏心所产生的离心力将成为振源激扰力。当柴油机转 速接近机车共振转速、柴油机振动系统的自振频率也接近该转速( 频率) 时，在振源激扰力的作用下，机车产生共振。 ( 3 ) 柴油机一发电机组上的旋转部件产生的离心激扰力对车体共振产 生影响 取决于柴油机振动系统的自振频率。应注重柴油机橡胶支承性能参 数的选取。使柴油机振动系统的白振频率低于柴油机的最低转速，达到避振 的目的。 ( 4 ) 主发电机转子和弹性联轴节的动不平衡叠加矢量和组装偏心质量 产生的离心力是引发i 司机室在低共振转速、司机室在高共振转速状态 下共振的主要振源。应注重二者动平衡的检测。 北方交通大学硕士学位论文 致