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画用与试验
机械研究与应用?
摩托车发动机平衡分析与应用
崔志辉,纪美娜2
(1.天津阿尔特汽车技术有限公司,天津300072;:2.天津内燃杌研究所,天津300384)
摘要:往复惯性力会給发动机造成震动,笔者通过曲轴连杆的力学分析和数学模型计算,在曲柄壁上加过量的平衡
重,来转移往复惯性力,减小振动,提高摩托车的舒适性能
关鍵词:往复惯性力;力学分析;数学模型
中图分类号:U472
文献标识:A
文章编号;1006-4414(2011)01-0037
Balance analysis and application of motorcycle engine
Cui Zhi-hui. Ji Me
(1. Tianjin IAT automobile technology Co , Ltd, Tianjin 300072, China
2. Tianjin internal combustion engine research institute, iain 300384, China
Abstract: Reciprocating inertia force will cause the engine vibration, by doing the crankshaft connecting rod mechanical an
ysis and caculating mathematical model, the excessive balance weigh is exerted on the wall of crank to transfer the reciproca
ting inertia force, reduce vibration and improve comfort of the motorcycle
Key words: reciprocating inertia force; mechanical analysis; mathematical model
1引言
2单缸机平衡原理
发动机的不平衡性有二个含义:惯性力系的平衡
如图1所示,往复运动活塞式发动机在运转时,
性和扭矩(及反扭矩)的均匀性。
产生的往复惯性力P是不平衡的自由力,它是发动机
因为扭矩不可能绝对平稳,所以只能力求将扭矩震动的根源,为了能够完全平衡掉往复惯性力P,在曲
不均匀度限制在允许范围内,例如增加气缸数、并使柄上除了有平衡离心力的平衡重外,还要多加一定的
发火均匀以及利用曲轴输出端飞轮的贮能作用来改平衡质量使其产生过量的离心力来转移一阶往复惯性
善由于扭矩不均匀引起的发动回转不均匀性。此外,力达到减小振动的目的,此种方法为过量平衡法。
运用隔振理论合理设计发动机的悬置系统来吸收扭3平衡法的选择
矩波动引起的振动。
在设计完曲轴连杆部件后,通常利用平衡原理来
平衡性差的发动机会在支承上振动,传给车架、绘制平衡的椭圆曲线图,如图2~4所示。
车身、有损于摩托车的行使平顺性和乘坐舒适性、加
速驾驶员疲劳,影响行车安全。此外,声频(20Hz
20kHz)内的机械振动还会辐射噪声;振动消耗能量
降低发动机的总效率;振动还可能引起紧固连接件的
松动和过载,降低机件的耐久性。因此需要求出不平
衡量随曲轴转角的变化规律,以便研究平衡措施。
m
图2一、二阶合惯性图3一阶合惯性力图4一阶合惯性
カ平衡特性曲线平衡特性曲线平衡特性曲线力
图2为一、二阶合惯性力平衡特性曲线,反映了
发动机曲柄连杆组合惯性力对车机架结构的动态作
用过程。
图3为一阶合惯性力平衡特性曲线发动机曲柄
连杆组一阶合惯性力随曲柄转角变化的动平衡实验
图1单缸机平衡力分解
收稿日期:2010-01-27
作者简介:崔志辉(1975-),天津人,助理工程师,主要从事汽车内外饰设计。
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用与试验
机械研究与应用?
曲线,其表现形式为一鞋底曲线。
就可以平衡掉一部分一阶往复惯性力P,这样整个
图4也为一阶合惯性力平衡特性曲线,是发动机平衡系统中的合力R沿x向和y向分别有
曲柄连杆组运动的理论曲线,其表现形式为一椭圆
R、=C(1-e)cosa;R,
alsina
曲线。
则有:R2=( Ccosaeccosa)2+(- easing)2
根据上述三种图形的其中一种按照以下原则来
(2)按照公式计算出在气缸中心线及与其垂直
确定方案的优略:①惯性力椭圆的长轴与汽缸中心线方向上的分力绘制1P52QMI四气门强制风冷发动机
的夹角是否指向有利于整车吸振的方向;②惯性力的曲轴平衡合力R的矢端轨迹,如图5所示。
合力为峰值时的大小;③惯性力椭圆的长、短轴之比
值的大小。
4计算示例
(1)曲柄连杆机构受力分析如图1所示。通过
已有1P52QMI摩托车发动机零件的G三维模型及
天平称重获得活塞、连杆、曲柄销等基础参数如
m2为活塞组质量117.6,g;m2为连杆质量104.8,g;L
为连杆大头至小头中心距64.74,mm;L为连杆质心
至小头中心的距离28.76,mm;m3为连杆大头滚针轴
承质量28,g;m为曲柄销质量165.8,g;m为曲柄质
图5R的矢端轨迹图
量和19777;p。为曲柄质心到坐标中心x值-4.5结论
4514,mm;p,为曲柄质心到坐标中心y偵0.845,mm;
p为曲柄质心回转半径4.531;R为曲轴回转半径28
对于摩托车发动机而言,一阶往复惯性合力的大
小和方向可以用过量平衡系数、曲柄的旋转离心力和
9;集中在连杆小头的往复惯性力m,149.84;所以一
椭圆长轴与气缸中心线夹角来确定。一般总是希望
阶往复惯性力:P;=m,Ro2=4330.37602;集中在曲
将较大一阶往复惯性合力方向,指向发动机刚性较大
柄销处的不平衡回转质量m,:m,=mh+m+m=的方向或吸振能力较大的方向,减轻摩托车的整体振
2636;曲柄销处的不平衡离心惯性力P,=m,?R?
动。这样由图5可知符合椭圆长轴的经验偏向。理
o)2=7697.804a2;曲柄平衡块所产生的离心惯性力
论上可以说明摩托车发动机产生的振动在理想的范
P。=maR?の2=8960.74の2;由平衡块的过量重所
围内。
产生的离心惯性力:AP、=P-P=2003.84?a2;而
△P在x轴(设x轴为气缸中心线)上的分力△Pcos2
参考文献
1]杨连生,内燃机设计[M]、北京:中国农业机械出版社,1981
(上接第36页
总成系统是影响该车车外噪声的主要噪声源,经过对
法规的限值74dB(A),降噪措施效果显著。
该车型的进气系统、动力总成系统的降噪处理,明显
表1改进前后按ECER51-02要求的测试结果对比表
改善了该车的车外加速噪声,达到了预期研究效果。
档位
改进前测试值dB(A)改进后测试值dB(A)
参考文献:
左侧
1]何渝生,邓兆样.汽车噪声控制[M].北京:机械工业出版社
档右侧
最大值
[2]郭勇,冯屺,王海洋,SUV车外加速噪声的控制[J].汽车
左侧
三档右侧
工程师,2009(10):35-37
最大值