498柴油机隔振系统设计与试验研究

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1、万方数据第25卷第6期内燃机工程V01．25No-62004年12月ChineseIntemalCombustionEngineEngineeringDec·2004文章编号：1000—0925(2004)06一060—02250119498柴油机隔振系统设计与试验研究陆殿健。郁其祥。王益民(上海交通大学内燃机研究所，上海20030)DesignandExperimentofVibrationAbsOrbingSystemfortheBoundSystemof498DiesdEngineLUDiaII．jian，YUQi—xiang，WANGYi—min(InstituteofICE

2、，ShanghaiJiaotongUniversity，Shanghai200030，China)Abstract：Inordertoreducethevibrationandnoiseofadieselengine，todesignamountsystembe—tweentheengineandthebracketisoneoftheusefulmethods．Thispaperintroducesthedesignofthe498dieselengine，smountsystemandair—rubbermount，themainreasonthatbringtheVibrati

3、onofthe498dieselengineisalsodiscussedinthispaper．Theresultofexperimentshowsthatthemountcanreducethebracketvibrationtransmittedbythedieselengineefficiently．1概述摘要：在内燃机与支架之间加上隔振设备是降低内燃机振动和噪声的有效方法之一。作者介绍了498柴油机隔振系统方案和橡胶隔振器的设计，并讨论了引起498柴油机机体振动的主要原因。试验表明，所设计隔振系统能有效的降低内燃机传递给支架的振动。关键词：内燃机；柴油机；振动；隔振器Key

4、Words：I．C．Engine；DieselEngine；Vibration；VibrationAbsorber中图分类号：TK427文献标识码：A往复式内燃机本身存在着引发振动的激振力源，故其振动是不可避免的。内燃机的振动不仅使机器自身的可靠性和寿命下降，而且噪声污染也很严重。随着内燃机向高速、大功率、轻型化方向发展，其振动也进一步加剧。因此，加强对内燃机隔振系统的设计研究显得非常重要。2柴油机振动扰动力分析引发柴油机振动的主要扰动力有：往复惯性力及其力矩、倾覆力矩的不平衡的简谐分量。对于CA498柴油机来说(基本参数见表1)，由于其曲轴采用均匀镜像对称布置，其一阶往复惯性力和惯

5、性力矩以及二阶往复惯性力矩都是平衡的，即：∑P，1一O；∑M，l=O；∑鸠2=O；只有二阶往复惯性力∑PJz≠o，以及倾覆力矩的不平衡分量∑M，≠o。表1CA498柴油机基本参数名称数据名称数据连杆长度，mm162行程，mm105活塞组重'kg1．Z65缸心距，mm110额定功率，kw62连杆重，kg1．384最大扭矩，N-m195～Z00标定转速，r／min3600柴油机净重，kg245发火顺序1—3—4—2二阶往复惯性力为：∑P如=4Am』尺ccJ2·cos2口在标定工况下，其最大值为3895．5N。倾覆力矩的不平衡分量为：Mp=∑P。p·sin(优口+￡。)·A·B+∑P。。·

6、A·R收稿日期：2003-10-09作者简介：陆殿健{1979一)．男．硕士研究生．主要研究方向为内燃机震动和噪声控制。E-呦iI=lndiaIljian@csvw．com。万方数据2004年第6期内燃机工程。bl‘式中，P。。为简谐分析中由气体力所引起的第竹次切因为各支撑点的载荷相差较大，本例采用两种向力；P。。为简谐分析中由往复惯性力所引起的第行不同型号的隔振器斜支承布置，为了达到良好的隔次切向力；e。为第扎次简谐扭矩的初始相位角；A振效果，隔振装置的固有频率于相应的扰动频率之为活塞面积；R为曲柄半径。比，应小于1：√虿(一般选用：走：去)。为达到叩。。竺圣乏墨竺芝萎鼎爹烹，慧萋

7、数’苎2：：：6阶≥80％的隔振效率，频率比之舅2．i差右。所以，隔篓霉{：{矩的最大值分别为．491·9N．m、226·3Mm、磊姜釜磊昌箬苏军i箍并_一一“。””13柴油机隔振系统设计模型F⋯。一去×鼍芋=24Hz在进行柴油机隔振系统分析计算时，必须先确在不改变498柴油机原减振系统设计安装角度定机器的重心，本文采用下图所示的柴油机安装简的基础上，对隔振器的特性进行分析试选，最终确定图，并以重心为原点建立坐标系。x、y、z方向分别的四块减振垫的刚度如表